Polytechnische Schau. (Nachdruck der Originalberichte – auch im Auszuge – nur mit Quellenangabe gestattet.) Polytechnische Schau. Die Herstellung von Geräten aus Zirkondioxyd. Das Zirkondioxyd ist infolge seiner hohen Feuerfestigkeit, seiner großen Widerstandsfähigkeit gegen Säuren und Alkalien, seiner hohen Wärmeisolationsfähigkeit, ganz besonders aber infolge seines geringen Ausdehnungskoeffizienten ein sehr geeignetes Material zur Herstellung von Hilfsgeräten für die Technik der hohen Temperaturen, doch bereitet das Schmelzen des Oxydes wie auch das Brennen der daraus geformten Gegenstände große Schwierigkeiten. E. Podszus berichtet in der Zeitschrift für angewandte Chemie 1917 Bd. I S. 17 bis 19 über mehrjährige Versuche auf diesem Gebiete. Die Herstellung von dauerhaften und gargebrannten Gegenständen aus reinem Zirkondioxyd wird dadurch erschwert, daß bei einer Temperatur von etwa 1900° an starke Rißbildung auftritt. Diese Erscheinung läßt sich zwar durch Zuschläge beseitigen, doch wird hierdurch der Brennprozeß erschwert und die Feuerfestigkeit herabgesetzt. Verfasser fand nun, daß man auch ohne Zuschläge zum Ziele gelangt, wenn man das Oxyd vor dem Formen auf über 2000° erhitzt, oder noch besser, wenn man es vorher schmilzt. Aus derart geschmolzenem Oxyd lassen sich, nachdem es gemahlen ist, vorzüglich Geräte formen, die sich dann rissefrei brennen lassen. Bis zum völligen Garbrand ist eine Temperatur bis zu 2300° erforderlich, je nach der Reinheit des Oxyds, doch läßt sich durch Zusatz von Borsäure oder Phosphorsäure die Brenntemperatur herabsetzen. Die Hauptschwierigkeit bereitete die Konstruktion eines geeigneten Brennofens, da sowohl beim Schmelzen des Oxyds um einen elektrisch geheizten Kohlenkern als auch bei Verwendung des Einschlußlichtbogens zwischen Kohleelektroden starke Karbidbildung eintritt, lange bevor das Oxyd schmilzt; der Schmelzpunkt wurde bei oberhalb 2500° gefunden. Um das Zirkondioxyd und andere hochfeuerfeste Stoffe rein zu schmelzen, erzeugt man, wie Verfasser fand, am besten einen Einschlußlichtbogen zwischen den zu schmelzenden Stoffen selbst und wendet bei sublimierenden und dissoziierenden Stoffen nötigenfalls noch äußeren Gasdruck an. Zur Einleitung des Prozesses erzeugt man zunächst etwas karbidhaltigen Schmelzfluß, indem man Hilfselektroden aus Kohle in die gekörnte Masse einbettet. Das so erzeugte Karbid bildet den stromleitenden Uebergang zur flüssigen Schmelze, die dann selbst als Elektrode wirkt. Durch allmähliches Entfernen der oberen Elektrode beginnt der eigentliche Schmelzprozeß; der Lichtbogen bleibt auf der die untere Elektrode überdeckenden Schmelze ruhig stehen und erreicht eine Länge bis zu 30 cm. Man erzielt so eine außerordentlich hohe Temperatur und es gelang auf diese Weise, mit verhältnismäßig geringen Strommengen und in einer halben Stunde Blöcke von reinem geschmolzenem Zirkondioxyd herzustellen, die mehrere Kilogramm wogen. Das geschmolzene Zirkondioxyd ist durch Spuren von Eisen sowie durch eine geringe Reduktion meist gelblich gefärbt, undurchsichtig, von außerordentlicher Festigkeit und von einer Härte, die der des Korunds nahekommt. Infolgedessen bereitet die mechanische Zerkleinerung größerer Blöcke große Schwierigkeiten. Durch Glühen und nachfolgendes Abkühlen mit kaltem Wasser erreicht man ebensowenig ein Zerplatzen der Blöcke wie durch unvermitteltes Erhitzen mit der Knallgasflamme an einem Punkte. Somit ist das geschmolzene Zirkondioxyd ein für die Technik der hohen Temperaturen höchst wertvolles Material, das neue Möglichkeiten eröffnet. Der Schmelzpunkt von besonders reinem Oxyd wurde mittels des Pyrometers nach Lummer-Kurlbaum bei 2950 bis 3000° gefunden. Zur Herstellung von Gegenständen aus dem auf die angegebene Weise geschmolzenen Zirkondioxyd wurden verschiedene Wege eingeschlagen. Durch Schleifen lassen sich Platten von höchster Widerstandsfähigkeit herstellen, doch ist es zweckmäßiger, das Material zu zerkleinern und in Stahlmühlen sehr fein zu mahlen, worauf es nach Zusatz eines organischen Bindemittels gepreßt und geformt werden kann. Das Formen läßt sich auch ohne Bindemittel ausführen, wenn man beim Pressen starken Druck anwendet. Nach Zusatz kolloider Stoffe läßt sich das Zirkondioxyd schließlich auch ähnlich wie Ton in Gipsformen gießen und zu feinsten porzellanartigen Gegenständen (Tiegel usw.) verarbeiten. Die geformten Stücke werden vorsichtig getrocknet und hierauf in einem besonderen Ofen bei 2300 bis 2400° gebrannt, wodurch sie ohne Rissebildung fest und klingend hart werden. Der Ofen ist ein Gebläseofen mit rotierender Leuchtgasflamme, der zunächst mit Luft angeblasen und dann mit Sauerstoff hochgetrieben wird. Der Brennraum besteht ebenfalls aus Zirkondioxyd und hat die Form eines Zylinders von den Abmessungen 20 × 30 cm. Der Ofen konnte ohne wesentliche Reparaturen 200 Stunden hindurch in Betrieb gehalten werden. Wenn man statt Leuchtgas Petroleum, andere schwere Kohlewasserstoffe oder Azetylen mit Sauerstoff anwendet, wird man leicht bis zu einer Temperatur von 3000° gelangen können. Damit besteht die Möglichkeit, sehr große Räume in oxydierender Atmosphäre auf eine ziemlich gleichmäßige hohe Temperatur zu erhitzen, und durch weitere Ausbildung dieses Ofens wird man die Schmelzpunkte der Oxyde genauer bestimmen können. Die so hergestellten Gegenstände sind um so widerstandsfähiger, je reiner das Material und je höher die Brenntemperatur ist. Die Schwindung der Körper hängt sehr von der Korngröße und dem angewandten Druck ab. Die Gegenstände haben meist einen gelblichen Schimmer, bei sauberster Herstellung sind sie jedoch rein weiß. Sander. ––––– Aluminiumkolben. Es ist bereits hier darauf hingewiesen worden, daß durch die Verwendung von Aluminiumkolben bei Flug- und Automobilmotoren wesentliche Vorteile erreicht werden können. Um eine höhere Kolbengeschwindigkeit zu erhalten, ist es notwendig, das Gewicht des Kolbens zu verkleinern. In Tab. 1 sind die zulässigen Kolbengeschwindigkeiten bei Kolben aus Gußeisen und Aluminium berechnet, und zwar nach der Formel C=\sqrt{2,7\,\frac{s}{G}\,\left[\frac{\varepsilon}{1+0,08261\,(\varepsilon-1)}\right]^{1,3}}. Dabei wird angenommen, daß die Massenkräfte des Kolbens im Zündpunkt und nicht im Totpunkt vom Verdichtungsdruck aufgehoben werden, so daß kein Druckwechsel eintritt. Die Schubstangenlänge ist dabei zweimal Kolbenhub angenommen. Die Zündungsvoreilung beträgt 30 °. Das Verhältnis der spezifischen Wärme bei konstantem Druck zur spezifischen Wärme bei konstantem Volumen ist k = 1,3. In der Formel bedeutet (nach Automobiltechnische Bibliothek Band I) s den Kolbenhub, e das Verdichtungsverhältnis, G das Kolbengewicht für 1 cm2 Kolbenfläche. G ist bei Gußeisenkolben zu 0,025 kg/cm2, bei Aluminiumkolben zu 0,01 kg/cm2 Kolbenfläche angenommen. Tabelle 1. Zulässige mittlere Kolbengeschwindigkeit in m/Sek. Ver-dichtungs-druck Baustoff Kolbenhub 100 120 140 160 180 200 5 at GußeisenAluminium 7,812,3 8,513,5 9,214,5 9,815,6 10,216,5 1117,4 5,5 at GußeisenAluminium 8,112,8 8,914,1 9,615,2 10,316,2 10,917,2 11,518,1 6 at GußeisenAluminium 8,413,3 9,214,5 9,915,8 10,616,8 11,317,9 11,918,8 Tabelle 2. Kolbengeschwindigkeit einiger neuerer Bauarten. Firma und Bauart Kolbenhub Umlaufzahlin der Min. Kolbenge-schwindigkeitm/Sek. Daimler 8/22 120 2000 8,0 Horch 8/24 120 2000 8,0 Audi 10/28 130 1800 7,8 Fafnir 6/16 114 2000 7,6 Ford 102 2200 7,5 Audi 8/22 118 1900 7,5 Benz 8/20 120 1800 7,2 Loeb 10/30 130 1650   7,15 Hansa 8/24 104 2000 6,9 Wanderer 5/15 95 1800 5,7 M A F 7/22 102 2200 5,1 M A F 5/14 96 1600 4,5 Die Tab. 2 zeigt, daß man bei ausgeführten Motoren die berechneten Kolbengeschwindigkeiten noch nicht erreicht hat. Aluminiumkolben neigen weniger zum Fressen als Gußeisenkolben. Nach Angaben einer amerikanischen Zeitschrift wiegt der Ersatzkolben aus Aluminium für einen 4 Pfund schweren Gußeisenkolben nur mehr 1⅓ Pfund. Der dreimal leichtere Aluminiumkolben ist aber teuerer. Sein Preis beträgt 3½ Dollars, während der entsprechende Gußeisenkolben nur 2 Dollar kostet. Bei Verwendung von Aluminiumkolben und Vergrößerung der Umlaufzahl des Motors muß aber nachgeprüft werden, ob die Geschwindigkeit der Luft und der Abgase in den Ventilen nicht unzulässig groß wird. (Automobil-Rundschau, Zeitschr. d. mitteleuropäischen Motorwagen-Vereins 1917 S. 47 bis 48.) W. ––––– Motorschiffbau. Die dänische Motorschiffswerft von Burmeister & Wain in Kopenhagen hat neuerdings auch den Serienbau für Motorschiffe aufgenommen. Als 20. Motorschiffneubau der Werft wurde an die ostasiatische Kompagnie in Kopenhagen das Motorschiff Peru (s. D. p. J. Bd. 332 S. 174) abgeliefert. Von dem Typ der Peru sind bereits drei Schiffe im Jahre 1915 und 1916 fertiggestellt, und es sind noch zehn weitere Schiffe derselben Bauart im Bau, so daß die gesamte Serie 14 Schiffe umfaßt. Der Serienbau hat naturgemäß große Vorteile in der Herstellung, aber auch Nachteile können sich besonders bei einer großen Anzahl von Schiffen derselben Bauart und langer Bauzeit bemerkbar machen. Dies gilt insbesondere im Hinblick auf die Dieselmaschinen, deren bauliche Ausgestaltung, namentlich bei großen Abmessungen, noch nicht als abgeschlossen betrachtet werden darf. Durch den Serienbau ergibt sich eine Verbilligung und Beschleunigung des Baues, da die einzelnen Bauteile für eine größere Anzahl von Schiffen gleichzeitig hergestellt werden können. Eine abgekürzte Bauzeit ist aber bei dem zurzeit herrschenden Schiffsmangel von ausschlaggebender Bedeutung. Auch die Ausbesserung der Hauptmaschinen wird einfacher werden, da man eine größere Anzahl von Reserveteilen auf Vorrat halten kann, wenn eine größere Anzahl von Schiffen genau die gleichen Maschinen haben. In England wurde bereits früher der Serienbau eingeführt. Der große Schiffsraummangel während des Krieges hat den Serienbau in fast allen Ländern zur Einführung gebracht. In Dänemark, Schweden, Norwegen und England baut man zurzeit eine große Zahl völlig gleicher Schiffe. In Deutschland wurden früher wenig Schiffe in Serie gebaut, auch jetzt ist hierzu die Neigung noch gering. Die Nachteile des ausgedehnten Serienbaues bestehen darin, daß technische Fortschritte und Erfahrungen nicht genügend beim Bau der späteren Schiffe einer Serie ausgenutzt werden können. Bei Dieselmaschinen werden aber noch viele neue Erfahrungen in kürzester Zeit gesammelt werden können. Deshalb kann der Serienbau zu einem Stillstande in der Entwicklung der Technik führen, der die Wirtschaftlichkeit der Schiffe verringert. Da die Motorschiffswerft von Burmeister & Wain jährlich acht bis zehn große Motorschiffe erbauen kann, so ist hier der Serienbau am Platze, und die damit verbundenen Nachteile können nicht groß sein, da eine Serie, die nicht sehr viele Schiffe umfaßt, schnell fertiggestellt werden kann. Die Serie, zu der das Motorschiff Peru gehört, hat eine Tragfähigkeit von 10000 t. Die anderen Serien der Werft umfassen eine geringere Anzahl von Schiffen von je 12000 t, 8500 und 6500 t Tragfähigkeit. In der folgenden Zusammenstellung sind die Abmessungen des Schiffskörpers von Peru und den Schwesterschiffen Australien, Columbia, Chile und George Washington mit den Abmessungen der vorhergehenden Serie dieser Werft und Dampfern ähnlicher Größe enthalten. Die zum Vergleiche herangezogenen Dampfer Neches und Medina sind 1913 in Amerika als Frachtdampfer mit Kolbenmaschinen erbaut. Der ebenfalls in Amerika erbaute, im Jahre 1916 in Dienst gestellte Dampfer Pacific besitzt Dampfturbinen. Pacific und Peru haben fast die gleichen Hauptabmessungen, das Motorschiff Peru kann aber 1650 t mehr laden. Die Serienschiffe Peru usw. sind nur 10 m länger als die Motorschiffe der vorhergehenden Serie, die andern Hauptabmessungen sind die gleichen geblieben. Durch die Verlängerung des Schiffskörpers wird die Geschwindigkeit verbessert und die Tragfähigkeit um mehr als 700 t erhöht. Peru usw. Malakka,Tongking,Panama DampferNeches undMedina DampferPacific Länge über alles m 136,6 125,0 128,3 127,4 Breite „ 16,9 16,9 16,5 17,1 Höhe bis Hauptdeck „ 9,4 9,4 10,9 9,7 Tiefgang „ 8,0 8,0 7,3 7,7 Maschinenleistung PS 3100 3100 4100 2400 Geschwindigkeit kn 11,2 11,0 14,0 11,0 Tragfähigkeit t 9950 9200 6600 8300 Der Brennstoffverbrauch der Peru betrug bei der Probefahrt 144,8 g für die Pferdestärke und Stunde, einschließlich der Hilfsmaschinen. Bei den anderen Motorschiffen der Firma Burmeister & Wain betrug der Brennstoffverbrauch: bei Christian X. 167 g, bei Suecia (erbaut 1912) 154 g, bei California (gebaut 1913) 149 g, bei Siam (gebaut 1914) 153 g und bei Panama (gebaut 1915) 146 g. Ein niedriger Brennstoffverbrauch ist ein besonderer Vorzug der Viertaktmaschinen gegenüber den Zweitaktmaschinen. Auch bei den Viertaktmaschinen der Werft Burmeister & Wain zeigt sich der. niedrige Brennstoffverbrauch. (Motorschiff und Motorboot 1917 Heft 8.) W. –––––– Berechnung von Dampflokomotiven. Neben der Bestimmung der Anzahl der gekuppelten Achsen und des Triebraddurchmessers ist hier vor allem die Berechnung der Dampfzylinder und des Dampfkessels von Wichtigkeit. Der Teil des Lokomotivgewichtes, der nur auf den gekuppelten Achsen liegt, wird als Reibungsgewicht Gr bezeichnet. Das gesamte Lokomotivgewicht sei GL. Wenn sämtliche Lokomotivachsen gekuppelt sind, wird Gr = GL. Gr berechnet sich aus der größten Zugkraft Zgr. Es ist Zgr = μGr, wobei μ die Reibungsziffer zwischen Schiene und Rad darstellt. Bei Tenderlokomotiven wird mit Gr das Reibungsgewicht bei vollen Vorräten bezeichnet. Während des Betriebes nimmt der Wasser- und Kohlenvorrat ab, bis auf Gr'. Es ist im Mittel bei Tenderlokomotiven Gr' = 0,8 Gr. Zur Berechnung der Triebraddurchmesser dient die im Zugbetriebe auftretende größte Geschwindigkeit Vgr. Der Triebraddurchmesser soll so groß ausgeführt werden, daß eine bestimmte Umdrehungszahl n in der Minute nicht überschritten wird. Im Lokomotivbetriebe kommen Umdrehungszahlen vor, die zwischen 180 und 360 liegen. Der Triebraddurchmesser D kann aus folgenden Gleichungen bestimmt werden: D = 800 + 12 Vgr, bei n – 180 bis 240 D = 800 + 11 Vgr, bei n – 240 bis 320 D = 800 + 10 Vgr, bei n – 320 bis 360 Der Durchmesser D ergibt sich aus diesen Gleichungen in mm, die Geschwindigkeit V ist dabei in km/Std. in die Gleichung einzusetzen. Bei der Berechnung der Dampfzylinder ist der Zylinderinhalt zu bestimmen. Hierzu ist die effektive Zugkraft Z am Triebradumfange während einer Umdrehung zu bestimmen. Es besteht dann folgende Arbeitsgleichung: Z\,\pi\,D=\frac{d^2\,\pi}{4}\,\eta\,p_{mig}\,4\,s, für Zweizylinder und einstufige Dehnung (Zwilling), der mechanische Wirkungsgrad η = 0,9 angenommen. Der mittlere indizierte Dampfdruck pmig ist je nach Füllung verschieden groß. Der Kolbenhub s wird angenommen, und zwar s = 550 bis 700 mm bei Personen- und Schnellzuglokomotiven, s = 600 bis 800 mm bei Güterzuglokomotiven. Das Handbuch „Eisenbahntechnik der Gegenwart“ gibt folgende Erfahrungsformeln: s = 0,3 D bis 0,38 D für Personen- und Schnellzuglokomotiven, s = 0,33 D bis 0,4 D für Tenderlokomotiven, s = 0,45 D bis 0,55 D für Güterzuglokomotiven. Die Berechnung des Dampfkessels beginnt mit der Bestimmung der Heizfläche H und der Rostfläche R. Hierbei muß die größte Dampfmenge, die der Kessel dauernd zu erzeugen hat, bekannt sein, sie hängt von der größten Dauerleistung Ne der Lokomotive und vom stündlichen Dampfverbrauch für 1 PSi ab. Für die Kesselberechnung ist somit das Produkt aus dem Höchstwerte von Widerstand und Geschwindigkeit (W × V) zu berücksichtigen: (W × V) : 270 = (ZV) : 270 = Ne. Tabelle 1. Widerstands- und Leistungstafel nach der Formel der Studiengesellschaft. Geschwind.km/Std. 60 70 80 90 100 110 120 Stei-gung WgesNe kgPS 1760390 1960508 2185647 2430810 2695998 29851216 32951464 1 : ∞ WgesNe kgPS 2810624 3060794 3285973 35301176 37951405 40851664 43951953 1 : 500 WgesNe kgPS 3135696 3335865 35601054 38051269 40701507 43601776 46702076 1 : 400 WgesNe kgPS 3590798 3795984 40151190 42601420 45301676 48151962 51252279 1 : 300 WgesNe kgPS 3960880 41601079 43851299 46301543 48951812 51852112 54952442 1 : 250 WgesNe kgPS 45101002 47101221 49351461 51801726 54452016 57352336 60452687 1 : 200 WgesNe kgPS 54301206 56301459 58551734 61002033 63652356 66552710 69653095 1 : 150 WgesNe kgPS 61601368 63601649 65851650 68302276 70962626 73853008 76953420 1 : 125 WgesNe kgPS 72601611 74601933 76852276 79302643 81953033 84853456 87953954 1 : 100 Die Tab. 1 enthält die Widerstands- und Leistungsgrößen für einen aus 11 D-Wagen zu je 40 t bestehenden Zug, der von einer 110 t schweren Lokomotive befördert wird. Zur Berechnung des Widerstandes wird häufig die Formel der „Studiengesellschaft“ verwendet. WL + WW = GL (4 + 0,027 V) + 0,052 V2 F                             + GW (1,3 + 0,0067 V) + 0,0052 V2 Σ(f). Der Lokomotivwiderstand WL und der Wagenwiderstand WW ergeben sich aus dieser Formel in kg, wenn das Lokomotivgewicht GL und das Wagengewicht GW in Tonnen eingesetzt wird. Der Dampfverbrauch für die Leistungseinheit ist σ1= D : N1 in der Stunde. Der Dampfverbrauch ist abhängig von der Größe der Füllung, somit von pm, von der Umdrehungszahl n, da bei kleineren Geschwindigkeiten die Niederschlagverluste im Zylinder größer sind, und bei großem n dementsprechend die Drosselverluste. Der Dampfverbrauch ist weiterhin abhängig von der Dampfart. Der Dampfdruck und die Dampfüberhitzung sind hier von Einfluß. Der Dampfverbrauch ist schließlich noch von der Güte der Lokomotivausführung abhängig und von der Art der Dampfausnutzung, ob ein- oder zweistufige Dehnung angewendet wird. Tabelle 2. \varrho=\frac{\mbox{B}}{\mbox{R}} \varrho\,\mbox{Z}=\frac{\mbox{D}}{\mbox{R}} \frac{\varrho\,\mbox{Z}}{\mbox{C}}=\frac{\mbox{D}}{\mbox{H}} \frac{\varrho\,\mbox{Z}}{\delta_1\,\mbox{C}}=\frac{\mbox{N}_1}{\mbox{H}} C=50 C=60 C=70 C=50 C=60 C=70 Verdampfungsziffer \frac{\mbox{D}}{\mbox{B}}=\mbox{Z}=6,0 300 1800 36 30 25,7 3,6 3,0 2,57 400 2400 48 40 34,2 4,8 4,0 3,43 500 3000 60 50 42,9 6,0 5,0 4,29 600 3600 72 60 51,4 7,2 6,0 5,14 Verdampfungsziffer \frac{\mbox{D}}{\mbox{B}}=\mbox{Z}=7,0 300 2100 42 35 30 4,2 3,5 3,0 400 2800 56    46,7 40 5,6 4,67 4,0 500 3100 70    58,4 50 7,0 5,85 5,0 600 4200 84 70 60 8,4 7,00 6,0 Verdampfungsziffer \frac{\mbox{D}}{\mbox{B}}=\mbox{Z}=8,0 300 2400 43 40 34,3 4,8 4,00 3,43 400 3200 64    53,3 45,7 6,4 5,33 4,57 500 4000 80    76,7 57,2 8,0 6,67 5,72 600 4800 96 80 68,6 9,6 8,00 6,86 Ist der Dampfverbrauch festgestellt, so erfolgt die Berechnung des stündlichen Kohlenverbrauchs B nach der Gleichung B=\frac{D}{Z}, worin Z die Verdampfungsziffer ist. Der Wirkungsgrad des Kessels ist ηk = ηf × ηh. Der Wirkungsgrad der Feuerung ηf = 0,8 bis 0,9, der Wirkungsgrad der Heizfläche ηh = 0,6 bis 0,75. Somit wird der Wirkungsgrad des Lokomotivkessels ηk = 0,65. Können auf 1 m2 Rostfläche ρ kg Kohle verbrannt werden, so ist die Rostfläche R=\frac{B}{\varrho}\mbox{ m}^2 auszuführen. Die Rostanstrengung ρ, auch Rostbelastung oder Brenngeschwindigkeit genannt, kann um so größer angenommen werden, je gleichmäßiger die Luftzuführung, d.h. je gleichmäßiger die Luftleere in der Rauchkammer ist. Bei Personen- und Schnellzuglokomotiven kann für ρ etwa 400 bis 600 kg/m2 und bei Güterzuglokomotiven 300 bis 400 kg/m2 gesetzt werden. Bei Lokomotiven mit überhitztem Dampf dient etwa ein Zehntel der Rostfläche zur Ueberhitzung. Bei Güterzuglokomotiven kann eine geringere Verbrennung zugelassen werden, um den Kessel zu schonen. Dadurch wird auch sein Wirkungsgrad verbessert. Die Kesselleistung der Güterzuglokomotive muß auf Steigungen mehr erhöht werden können als die der Personenzuglokomotiven. Der Rost darf demnach auf der Geraden nicht schon mit dem Höchstwerte von B : R beansprucht werden. Die Heizfläche H läßt sich auf verschiedene Art berechnen. Von Wichtigkeit ist hier die richtige Wahl des Verhältnisses von Heizfläche zur Rostfläche. Um die auf dem Roste durch die Verbrennung entstandene Wärmemenge aufzunehmen und in das Wasser überzuführen, darf H im Verhältnis zu R nicht zu klein ausgeführt werden. Bei der Annahme von B : R = 400 bis 500, wird C = H : R=50 bis 60 angenommen. In Tab. 2 bezeichnet Z die Verdampfungsziffer und δi den Dampfverbrauch für 1 PSi. Es kann dann aus der Tabelle die Dampferzeugung, bezogen auf 1 m2 Rostfläche, auf 1 m2 Heizfläche, und die Leistung in PS, bezogen auf 1 m2 Heizfläche, bei verschiedenen Rostbeanspruchungen und Verdampfungsziffern bei einem gleichbleibenden δi = 10 kg/PSi entnommen werden. (Zeitschrift für Dampfkessel und Maschinenbetrieb 1917 Heft 18, 19 und 20.) W. ––––– Die Wärmeübertragung von strömendem überhitztem Wasserdampf an Rohrwandungen. Eine befriedigende Beantwortung der Frage nach der Wärmeübertragung von einem Körper höherer Temperatur auf einen kühleren ist für den Dampfkessel- und Kondensatorbau, zur Klärung der Wärmeverhältnisse in Gas- und Dampfmaschinen, beim Entwurf von Ueberhitzern und Kühlern sowie für zahlreiche andere Gebiete des Maschinenbaues überaus wichtig. Es erscheint daher erklärlich, daß Physiker und Techniker schon geraume Zeit hindurch versuchten, durch theoretische Erwägungen oder Auswertung von Versuchsergebnissen die Gesetze der Wärmeübertragung festzustellen. Grundlegend für die späteren Forschungen sind die Arbeiten Fouriers. Dieser setzte für die Wärmemenge dq, die in der Zeit dt das Oberflächenelement ds eines Körpers verläßt, der gegenüber seiner kühleren Umgebung den Temperaturunterschied ΔT zeigt, den Wert α ds dt ΔT an, wo α die Wärmeübertragungszahl oder die „äußere Wärmeleitfähigkeit“ ist. Fourier sprach ferner das wichtige Gesetz aus, daß die in demselben Zeitraume durch ein Flächenelement der Umgebung strömende Wärme verhältnisgleich dem Temperaturgefälle auf der Senkrechten n zur Oberfläche des wärmeabgebenden Körpers und der vom Stoffe abhängenden mit der Temperatur nur wenig schwankenden Wärmeleitzahl λ oder der „inneren Wärmeleitfähigkeit“ der Umgebung ist. Er faßte diese Erkenntnis für den nicht stationären Zustand, wo T = f (n, t) ist, in der Formel d\,q=-\lambda\,d\,s\,\frac{\partial\,T}{\partial\,n}\,d\,t zusammen. Das Minuszeichen deutet an, daß T abnimmt, wenn n wächst. Ein Gleichsetzen beider für dq gefundenen Werte ergibt, daß für die Größe der Wärmeübergangzahl die räumliche Temperaturverteilung in der Umgebung \alpha\,\frac{\partial\,T}{\partial\,n} maßgebend ist. Da nun ferner, wie unten gezeigt wird, die für die praktisch wichtige Wärmeübertragung durch eine Wand kennzeichnende Wärmedurchgangzahl von a abhängt, so wäre in erster Linie ein Aufschluß über die räumliche Temperaturverteilung wertvoll. Um einen solchen zu erlangen, betrachtet man ein Volumenelement dx dy dz in einem Raume, in dem sich das Temperaturgefälle in Richtung aller drei Koordinatenachsen ändert. Die in das Volumenelement während der Zeit dt in Richtung der x-Achse eintretende Wärmemenge wäre daher nicht gleich der in derselben Richtung austretenden. Sie hätte vielmehr infolge Aenderung des Temperaturgefälles \frac{\partial\,T}{\partial\,x} den Zuwachs \lambda\,d\,y\,d\,z\,\frac{\partial^2\,T}{\partial\,x^2} erfahren. Analoge Ausdrücke ergeben sich, wenn man anstatt der x-Richtung die y-oder z-Richtung betrachtet. Durch deren Addition erhält man den gesamten Wärmezuwachs. Da dieser ferner gleich d\,x\,d\,y\,d\,z\,\varrho\,c_p\,\frac{\partial\,T}{\partial\,t}\,d\,t gesetzt werden kann, wo ρ die Dichte und cp die spezifische Wärme bei gleichbleibendem Druck ist, so folgt die wichtige Gleichung c_p\,\frac{\partial\,T}{\partial\,t}=\frac{\lambda}{\varrho}\,\left(\frac{\partial^2\,T}{\partial\,x^2}+\frac{\partial^2\,T}{\partial\,y^2}+\frac{\partial^2\,T}{\partial\,z^2}\right). Den gekennzeichneten Gedankengang Fouriers machte sich Nusselt in seiner für die neueren Forschungen auf diesem Gebiete bahnbrechenden, 1909 erschienenen Habilitationsschrift zu eigen bei Untersuchung des Wärmeüberganges in Rohrleitungen, durch die eine tropfbare oder elastische Flüssigkeit fließt. Er gelangt durch Betrachtung eines Raumelementes der letzteren zu der obigen Beziehung und stellt aus dieser die Veränderlichen fest, von denen die räumliche Temperaturverteilung und somit auch die Wärmeübergangzahl abhängt, indem er auf der linken Seite der Gleichung \frac{\partial}{\partial\,t} durch \frac{\partial}{\partial\,t}+u_1\,\frac{\partial}{\partial\,x}+u_2\,\frac{\partial}{\partial\,y}+u_3\,\frac{\partial}{\partial\,z} ersetzt, wo u1, u2, u3 die Geschwindigkeitskomponenten in Richtung der Koordinatenachsen sind. Man erkennt, daß a eine Funktion der Geschwindigkeitsverteilung der spezifischen Wärme, der Dichte und der inneren Wärmeleitfähigkeit ist. Ferner wären der Rohrdurchmesser, die mittlere Gastemperatur und die Temperatur der Wand als Randbedingung bei der Integration maßgebend. Schließlich käme noch die Zähigkeit in Betracht, da sie die Geschwindigkeitskomponenten beeinflußt. Nach dieser Feststellung handelt es sich darum, einen möglichst einfachen Ausdruck für die Wärmeübergangzahl zu finden. Nusselt wies durch Versuche nach, daß sich \frac{\partial\,T}{\partial\,n} als Produkt von Potenzfunktionen der genannten Veränderlichen darstellen läßt. Durch Vergleich zweier ähnlicher Fälle gelangt er auf Grund wärmetheoretischer und hydrodynamischer Betrachtungen zu der Beziehung \alpha=15,9\,\frac{\lambda_w}{d^{0,214}}\,\left(\frac{w\,c_p}{\lambda}\right)^{0,786}, wo λw die Wärmeleitzahl der Flüssigkeit bei der Temperatur der Wand, d der Rohrdurchmesser und w die Geschwindigkeit der Strömung ist. Für w, cp und λ sind Mittelwerte einzusetzen. Kennt man aber die Wärmeübergangzahl, so ergibt sich, wie Poensgen in Heft 191/92 der Forschungsarbeiten auf dem Gebiete des Ingenieurwesens zeigt, sofort die Wärmedurchgangzahl. Es würde nämlich im Beharrungzustande die in der Zeit z von einem Raume mit der Temperatur tI an eine planparallele Wand abgegebene Wärmemenge der durch die Wand hindurchgehenden und von dieser an einen Raum von der Temperatur tII abgegebenen gleich sein. Man könnte demnach, wenn λ die Wärmeleitfähigkeit, F die Oberfläche und δ die Stärke der Wand ist, deren Temperatur an der dem ersten Raume zugekehrten Seite gleich t1, an der anderen Seite gleich t2 sei, schreiben \alpha_1\,(t_{\mbox{I}}-t_1)\,F\,z=\alpha_2\,(t_2-t_{\mbox{II}})\,F\,z=\frac{\lambda}{\delta}\,(t_1-t_2)\,z, wo α1 bzw. α2 die Wärmeübergangzahl an den beiden Wandseiten sind. Durch Elimination von t1 und t2 ergibt sich für die Wärmemenge der Wert \frac{1}{\frac{1}{\alpha_1}+\frac{\lambda}{\delta}+\frac{1}{\alpha_2}}\,(t_{\mbox{I}}-t_{\mbox{II}})\,F\,z. Der auftretende Bruch aber ist die Wärmedurchgangzahl, die somit von a abhängt. Für Rohrwände gelten ganz ähnliche Betrachtungen. In der erwähnten Abhandlung ist Poensgen ferner bestrebt, zur bequemen Berechnung des Wärmeüberganges zwischen strömendem überhitztem Wasserdampf und Rohrwandungen eine praktischen Bedürfnissen genügende Annäherungsformel für a zu finden. Er gelangt dazu, indem er auf Grund der zulässigen Annahme, daß alle vom Dampfe aufgenommene Wärme zur Erhöhung seines Wärmeinhalts dient, α ΔTm ∙ F gleich cp ΔTDG setzt, wo F die wärmeabgebende Fläche und TD die Dampftemperatur bezeichnet, während G das durch die Rohrleitung strömende Dampfgewicht und ΔTm der mittlere Temperaturunterschied zwischen Wand und Dampf ist. Man sieht, daß bei einer experimentellen Untersuchung der Dampfdruck, die Rohrabmessungen, die Temperatur von Rohr und Dampf sowie das Gewicht des letzteren bestimmbar und veränderlich sein müssen. Bei der von Poensgen benutzten Versuchsanlage lieferte die Zentrale der Münchener Hochschule oder ein hinsichtlich des Druckes leicht regulierbarer Kessel den erforderlichen Dampf. Dieser wurde in einer von Bunsenbrennern geheizten Rohrschlange getrocknet und gelangte sodann in die Versuchsleitung, in der er nunmehr, ohne sie wieder zu verlassen, kreiste. Um den Kreislauf zu ermöglichen, wurde in das Rohrsystem ein Turbogebläse eingebaut. Diese Maßnahme erwies sich infolge der beträchtlichen Dampfersparnis als vorteilhaft. Die notwendige, ständige Nacherwärmung des Dampfes erfolgte mit Hilfe eines in weiten Grenzen regulierbaren elektrischen Ueberhitzers, der durch eine elektrische Nebenheizung entlastet wurde. Zu ihm gelangte der eingetretene Dampf zunächst. Sodann durchströmte er die aus stärker oder schwächer isolierbaren Rohren bestehende Beruhigungsstrecke, in der ein Ausgleich der radialen Temperaturverteilung erfolgte, und gelangte schließlich in zwei Mannesmannrohre von verschiedenem Durchmesser, die eigentliche Versuchstrecke. Das Dampfgewicht wurde mit Hilfe eines Drosseldampfmessers festgestellt. Die Temperaturbestimmung erfolgte auf thermoelektrischem Wege, und zwar bestand die Möglichkeit, ein Thermoelement längs der Rohrwand zu verschieben, sowie den Wärmegrad an jeder Stelle des Querschnitts zu messen. Am Dampfkessel, am Anfange der Versuchsstrecke und an der Meßstelle wurde der Druck an Manometern abgelesen. Durch Auswertung der Versuchsergebnisse gelangte Poensgen zu der empirischen Formel \alpha=3,29\,\frac{p^{1,082}\,.\,w^{0,892}}{d^{0,1643}\,.\,10^{0,0017}\,t_w}, wo p den absoluten Druck des Dampfes, tw die Wandtemperatur bezeichnet. Hat man den Wert der Wärmeübergangzahl einmal unter Zugrundelegung eines bestimmten Durchmessers festgestellt, so kann dessen Umrechnung auf einen anderen mühelos erfolgen. Schreibt man nämlich die gefundene Gleichung in der Form α = Cd0.1643, so gilt für zwei verschiedene, durch die Indizes 1 und 2 gekennzeichnete Fälle \frac{\alpha_1}{\alpha_2}=\left(\frac{d_2}{d_1}\right)^{0,1643}. Eine Prüfung der bei Benutzung der Gleichung Poensgens berechneten Werte mit Hilfe der streng theoretischen Formel Nusselts ergab, daß die Wärmedurchgangzahl mit ausreichender Genauigkeit unter Verwendung der auf empirischem Wege erhaltenen Beziehung bestimmt werden kann. Auch in der Umgebung des Versuchsgebietes führt sie zu befriedigenden Ergebnissen. Von Interesse dürfte es ferner sein, daß Poensgen die Beobachtungen Nusselts bezüglich einer Abhängigkeit der Wärmeübergangzahl von der Rohrlänge bestätigt fand, und zwar hat a im Eintrittsquerschnitt einen mit der Gleichmäßigkeit der Temperaturverteilung wachsenden Höchstwert. In Parallelströmungen erreicht nach Nusselts Angabe die Wärmeübergangzahl schon in kurzer Entfernung von der Eintrittstelle einen unteren Grenzwert. Poensgen stellte fest, daß dies bei Wirbelströmen nicht der Fall ist. Die äußere Wärmeleitfähigkeit vor Eintreten der völligen Beruhigung findet man nach seiner Angabe mit Hilfe der Gleichung \alpha'=\left(\frac{L}{X}\right)^{0,156}\,\alpha, wo L der Abstand des Querschnittes, in dem ΔTm unverändert bleibt, vom Rohranfange ist, während X die Entfernung bis zu einem beliebigen anderen Querschnitt bezeichnet. Schmolke. Einketten- und Einseilgreifer. Die infolge des Krieges eingetretene Erhöhung des Warenumschlages im Stettiner Freibezirk ließ der Hafenverwaltung die Beschaffung von Greifern ratsam erscheinen, deren Verwendung ohne wesentlichen Umbau der vorhandenen Krane möglich sein mußte. Es kamen daher nur Einseil- und Einkettengreifer in Frage. Da bei ersteren das Erfassen des Abzugseiles zum Zwecke der Entleerung oft schwierig und unbedingt ein Bedienungsmann für das vielfach stoßweise eintretende Oeffnen des Greifers erforderlich ist, wurden überwiegend Einkettengreifer in Betrieb genommen. Zwar war deren ursprüngliche Ausführung gleichfalls mit einigen Mängeln behaftet. Es kam zum Beispiel mehrfach vor, daß der geöffnete Greifer herabfiel. Auch wurde es als Nachteil empfunden, daß die Entleerung stets in der gleichen, für empfindliches Umschlaggut oft zu großen Höhe stattfinden mußte. Indessen gelang die Beseitigung dieser Fehler. Die Leistungsfähigkeit der Einkettengreifer beim Kohlenumschlag war recht bedeutend. Bei den vier beschafften 2,5 t-Greifern war die erzielte höchste Stundenleistung 48 t. Hingegen konnten mit dem einzigen in Betrieb befindlichen 2,5 t-Einseilgreifer im günstigsten Falle nur 36 t während des gleichen Zeitraumes umgeschlagen werden. Voraussetzung für ein derartiges Ergebnis ist allerdings, daß kein Aufenthalt bei der Zufuhr eintritt. Berücksichtigt man den Zeitverlust infolge des Verschiebens der Wagen, so darf immerhin für die oben erwähnten 2,5 t-Greifer eine mittlere Stundenleistung von 21,8t und für neun weitere Einkettengreifer mit 1,5 t Inhalt eine solche von 14,38 t angesetzt werden. Demgegenüber würde man beim Muldenumschlag nur auf 7 t/Std. rechnen können. Es wäre somit in den 13000 Betriebsstunden der 2,5 t-Greifer und den 17000 Betriebsstunden der 1,5 t-Greifer zwischen dem 17. Mai 1915 und dem 19. September 1916 die Mehrleistung bei den zurzeit tätigen 14 Greiferkranen 317000 t, wodurch bei Zugrundelegung einer Umschlaggebühr von 0,5 M für die t eine Steigerung der Einnahme um 158500 M erzielt wurde. Die Aufwendungen für die mit Greifern innerhalb der genannten Betriebsdauer umgeschlagenen 527000 t betragen, da für die Bedienung drei Frauen mit 0,30 M Stundenlohn und ein Kranführer mit 0,42 M Stundenlohn sowie ein Preßwasserverbrauch von 0,132 m3/t erforderlich sind, 50200 M, sofern man annimmt, daß 1 m3 Preßwasser 0,1527 M kostet. Beim Muldenumschlag sind neben dem Kranführer fünf Frauen tätig, und der Preßwasserverbrauch ist 0,39 m3/t Die in 30000 Betriebsstunden umgeschlagenen 210000 t machten somit einen Aufwand von 70100 M erforderlich. Der während dieses Zeitraumes beim Greiferbetriebe erzielte gesamte Mehrüberschuß wäre demnach 178400 M. Die durch Be-Schaffung und Umänderung der Greifer entstandenen Ausgaben von 26600 M fallen den erreichten Ersparnissen gegenüber nicht ins Gewicht. Es ist daher erklärlich, daß im Hinblick auf die guten Erfahrungen der Hafenverwaltung in Stettin manche dortigen Reedereien zur Einführung des Greiferbetriebes schritten. Er dürfte sich überall empfehlen, wo passende Massengüter umzuschlagen sind. Der Umbau der Krane bietet meist wenig Schwierigkeiten. (Boje, Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure Heft 24.) Schmolke. ––––– Der Nutzen elastischer Kupplung von Kraft- und Arbeitsmaschine. Die infolge des veränderlichen Drehmomentes bei Kolbenkraftmaschinen auftretenden Torsionsschwingungen der Kurbelwelle werden oft in vergrößertem Maßstabe auf die angetriebene Arbeitsmaschine übertragen, so daß die Anforderungen, die man an die Gleichförmigkeit der letzteren stellen muß, nicht erfüllt werden. Dies gilt insbesondere für die im Viertakte arbeitenden Gas- und Oelmotoren mit einem oder zwei Zylindern infolge des beträchtlichen Zeitraumes zwischen den Kraftimpulsen. Nun könnte zwar eine Verminderung der Uebelstände durch Vergrößerung der Schwungmassen oder Vermehrung der Zylinderzahl erreicht werden, indessen hat der erstere Ausweg starke Lagerpressungen, der letztere eine bedeutende Vermehrung der Kosten für die Leistungseinheit zur Folge. K. Neumann weist daher in Heft 18 und 19 der Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure darauf hin, daß durch Einbau einer elastischen Kupplung die Uebertragung selbst erheblicher Schwankungen der Winkelgeschwindigkeit des Motors auf die Arbeitsmaschine vermieden werden kann. Ferner versucht er, die Frage zu beantworten, welcher Art eine elastische Kupplung im Einzelfalle sein muß, wenn der gewünschte Erfolg erzielt werden soll. Auf rechnerischem Wege gelangt er zu dem Ergebnis, daß der zeitliche Verlauf der Geschwindigkeitsschwankungen fast ausschließlich von der Amplitude der durch dauernde Einwirkung des veränderlichen Drehmoments der Kraftmaschine erzwungenen Schwingungen abhängt. Sie sollte möglichst klein sein, was erreicht wird, wenn N = f(J1,, J2, c, n) einen großen Wert annimmt. In dieser Gleichung bedeuten J1 und J2 das Trägheitsmoment des Schwungrades bzw. der umlaufenden Massen der Arbeitsmaschine, c ist die Elastizität der Kupplung und n die Drehzahl. Neumann untersucht nun die Schwingungsverhältnisse, indem er einige der in der Klammer stehenden Größen als gegeben, andere als veränderlich ansieht. Insbesondere betrachtet er den Anlaßvorgang, die unmittelbare Kupplung von Kraft- und Arbeitsmaschine sowie die Verbindung beider durch eine elastische Kupplung. Es zeigt sich, daß unter Umständen die Vorzüge der letzteren bei Wahl einer nicht geeigneten Elastizität in das Gegenteil umschlagen können. Auch wurde festgestellt, daß bei hoher Drehzahl und großen umlaufenden Massen schon durch geringe Elastizität der Kupplung eine recht günstige Wirkung erzielt wird, weshalb es erklärlich erscheint, daß bei Dampfturbinen störende Torsionsschwingungen wenig bemerkbar sind, obwohl bei teilweiser Beaufschlagung eines vorgeschalteten Curtisrades ein zeitweise veränderliches Drehmoment auftritt. Im letzten Teile seiner Abhandlung untersucht Neumann den Einfluß einer elastischen Kupplung auf den Regelungsvorgang und findet, daß eine solche ihren Zweck in Verbindung mit einem hochwertigen Regler am besten erfüllt. Als unabweisliche Forderung betrachtet er die Angabe der Elastizitätskonstanten bei den im Handel erhältlichen Kupplungen, da erst deren Kenntnis dem Konstrukteur die Entscheidung der Frage ermöglicht, welche Kupplung für seinen Zweck am geeignetsten ist. Durch ein Rechnungsbeispiel erläutert Neumann am Schlusse seiner Arbeit die an- angestellten Betrachtungen. Schmolke. ––––– Die technische Zeitschrift „Glasers Annalen für Gewerbe und Bauwesen“, das Blatt des Vereins deutscher Maschineningenieure, blickte am 1. Juli d. J. auf ihr 40-jähriges Bestehen zurück. Begründet im Jahre 1877 von dem verstorbenen Königl. Geheimen Kommissionsrat F. C. Glaser, wurden „Glasers Annalen“ während einer langen Reihe von Jahren von dem Kgl. Baurat L. Glaser erfolgreich weitergeführt und sind nach dessen Tode in die Hände seines Sohnes, des Dr. Ing. L. C. Glaser, des jetzigen Herausgebers, übergegangen.