Neuere Pumpen. Von Fr. Freytag in Chemnitz. (Fortsetzung des Berichtes S. 145 d. Bd.) Mit Abbildungen. Neuere Pumpen. 2) Wasserwerkspumpen. Die hierunter besprochenen Pumpen sind, sofern sie von Gas- oder Dampfmaschinen betrieben werden, behufs Erzielung einer möglichst gleichförmigen Bewegung mit einem Schwungrad versehen. Die wesentlichen Fortschritte und Verbesserungen an derartigen Pumpen bestehen auch hier zunächst in der Erreichung eines möglichst ökonomischen Betriebes, weshalb der hochgespannte Kesseldampf eine zwei- oder dreifache Expansion in mehreren Cylindern erfährt. Die Füllungen im Hochdruckcylinder werden gewöhnlich von einem Regulator beherrscht, der meist auch eine Steigerung in der minutlichen Hubzahl innerhalb gewisser Grenzen und damit eine variable Leistungsfähigkeit der Pumpen zulässt, so dass dieselben in dieser Beziehung den Worthington-Maschinen nicht nachstehen. Damit die Pumpen auch bei höheren Kolbengeschwindigkeiten noch vollständig ruhig und geräuschlos arbeiten, sind besondere Anordnungen (gesteuerte Ventile u. dgl.) getroffen. Eine von N. F. Palmer und Co. (Quintard Iron Works) in New York erbaute Dreifach-Expansionspumpmaschine mit gesteuerter Schlussbewegung der Pumpenventile für das Wasserwerk der Stadt Boston (Nordamerika) beschreibt Industries vom 20. Januar 1893 S. 65. Die von E. D. Leavitt in Cambridge, Mass., entworfene Maschine veranschaulicht Fig. 58; sie hat Dampfcylinder von 350, 620, 990 mm Durchmesser und liefert mit 50 minutlichen Umdrehungen ungefähr 75000 cbm in 24 Stunden, bei einem Wasserdruck von 3,9 at. Der Kohlenverbrauch soll nur 0,6 k für 1 indicirte und Stunde betragen. Die neben einander liegenden Cylinder sammt Steuerungstheilen stützen sich auf gusseiserne, mit Consolen versehene Rahmen, die zusammen von sechs senkrechten und der gleichen Anzahl diagonalen, auf einer kräftigen Sohlplatte befestigten Säulen getragen werden. Die rostartig durchbrochenen Ein- und Ausströmschieber werden durch Daumen einer wagerechten Steuerwelle bethätigt, welche ihre Bewegung mittels Zahnräder von der Kurbelwelle erhält. Mittel- und Niederdruckcylinder arbeiten mit fester Füllung, während der zum Hochdruckcylinder gehörige Daumen der Wirkung eines mit einem Wasserdruckhilfscylinder versehenen Regulators unterworfen ist, woraus variable Füllungen resultiren. Der vom Kessel kommende Dampf tritt nach dem Passiren eines Wasserabscheiders in den Hochdruckcylinder, nach vollbrachter Arbeit in diesem durch einen Röhrenüberhitzer in den Mitteldruck- und in ähnlicher Weise aus diesem in den Niederdruckcylinder. Textabbildung Bd. 296, S. 175 Fig. 58.Leavitt's Pumpmaschine. Die Ueberhitzer werden mit Kesseldampf von 13 at Spannung gespeist; derselbe strömt durch die vom Arbeitsdampf umgebenen Rohre. Alle drei Cylinder, sowie deren Deckel und Böden haben Dampfmäntel, in welche beim Hoch- und Mitteldruckcylinder hochgespannter Kesseldampf, beim Niederdruckcylinder Dampf von nur etwa 7 at Spannung strömt. Das Condensationswasser aus den mit frischem Dampf geheizten Mänteln fliesst unmittelbar in den Kessel zurück. Die Kreuzköpfe der Maschine gleiten in angegossenen Führungen der senkrechten Tragsäulen und übertragen ihre Bewegungen mittels Lenker auf Balanciers, deren Achse in Lagern der Sohlplatte geführt ist. Von den Balanciers werden mittels Lenkstangen die um 30° gegen die Horizontale nach abwärts geneigten Plungerkolben der Pumpen betrieben. Das Hebelverhältniss der in den Balanciers sitzenden Zapfen ist so gewählt, dass der Hub der Dampfkolben, welcher 1828 mm beträgt, sich auf 1220 mm für die Plungerkolben verringert; der doppelte Kurbelhalbmesser beträgt ebenfalls 1220 mm. Die drei um je 120° gegenseitig versetzten, mit den Balanciers durch Schubstangen verbundenen Kurbeln sind auf einer in vier nachstellbaren Lagern der Sohlplatte geführten Wellen, und zwar die beiden äusseren „überhängend“, die mittlere als „Kröpfung“ angebracht. Zwischen zwei Lagern der Kurbelwelle sitzt das Schwungrad, zwischen den beiden anderen der Räderantrieb für die Steuerung. Die Pumpenfundamente liegen tiefer als diejenigen der Maschine. Die drei doppelt wirkenden Pumpen mit je 444 mm Cylinderdurchmesser sind durch wagerechte und um 30° gegen die Horizontale geneigt liegende Balken, welch letztere gleichzeitig zur Kreuzkopfführung dienen, mit der Sohlplatte der Maschine verbunden. Die den untersten Theil der Pumpenkörper bildenden Saugwindkessel sind durch Rohre unter einander verbunden und senkrecht nach oben geführt, um möglichst gering bewegte Wassermassen unter dem Saugventile zu erhalten. Ueber den Druckventilen liegen Windkessel, welche ebenfalls durch Rohre mit einander verbunden sind. In jedem Pumpenende liegt ein Saug- und Druckventil senkrecht über einander. Die Ventile bestehen aus einer Anzahl mit einander verbundener Ringe, die sich auf entsprechende Durchbrechungen in den Ventilsitzen legen. Behufs Steuerung der Ventile ertheilt der zu jeder Maschine gehörige Balancier mittels Lenkstangen, Hebel und einer Zwischenwelle einer an der Pumpe der nächsten Maschine befestigten Scheibe eine schwingende Bewegung, welche durch kurze Lenkstangen den die vier Pumpenventile schliessenden Hebeln mitgetheilt wird. Ist ein Ventil auf seinen Sitz gelangt, so führt der zugehörige Hebel noch eine geringe Weiterbewegung aus, die von der Spiralfeder, welche die Bewegung des Hebels auf das Ventil überträgt, aufgenommen wird. Steigt der Hebel, so kann das Ventil sich bei Beginn des nächsten Hubes frei von seinem Sitz erheben. Der grösste Theil des gepumpten Wassers fliesst direct vom Druckventilkasten in die Hauptleitung; ein Theil des Wassers wird jedoch mittels besonderer Hochdruckpumpe durch den Oberflächencondensator gedrückt. Um das Wasser zu zwingen, den Condensator zu durchfliessen und diesen Durchfluss regeln zu können, ist ein Drosselventil im Hauptdruckrohr angebracht, welches den für die Durchströmung erforderlichen Ueberdruck zu erzeugen hat. Das Ausflussrohr von dem Condensator ist unter der Maschinenhaussohle wieder mit dem Hauptdruckrohre verbunden. Unter dem Condensator liegt eine einfach wirkende Luftpumpe, welche durch einen Hebel auf der vorgenannten Zwischen welle für die Pumpensteuerung betrieben wird. Die ähnliche Construction einer Pumpmaschine in der Vereinigung zweier Verbundmaschinen, aus je einem stehenden Hoch- und Niederdruckcylinder bestehend, mit einem Paar wagerechter Pumpencylinder unter Zuhilfenahme zweier auf einer Schwingachse befestigten Balanciers, an denen, wie Fig. 59 ersichtlich, oben die zu den Dampfmaschinen, unten die zu den Pumpen gehörigen und ferner die mit den Aussenkurbeln einer Schwungradwelle verbundenen Pleuelstangen angreifen, ist W. E. Good in Philadelphia nach Engineering, 1890, unter Nr. 469661 in England patentirt. Textabbildung Bd. 296, S. 176 Fig. 59.Pumpmaschine von Good. Ebenfalls mit einem Balancier arbeitet die Dampfpumpe von C. Sheppard in Bridgend, South Wales. Wie die The Engineer vom 22. Mai 1891 entnommene Abbildung (Fig. 60) erkennen lässt, ist auf der Säule b ein doppelter Balancier a gelagert, an dessen einem Ende mit dem Kreuzkopfe d verbundene Lenkstangen c angreifen. Der Kreuzkopf gleitet in Führungen e und ist mit der Kolbenstange f des Dampfcylinders g verbunden. Am anderen Ende des Balanciers und ebenso am Zapfen m desselben ist die Stange einer Pumpe h befestigt. Die Arme j des Balanciers dienen zur Uebertragung einer rotirenden Bewegung auf die Welle k und die auf ihr befestigten Schwungräder l. Das Steuerungsorgan der Maschine wird direct von der Kurbelwelle k unter Einschaltung einer Zwischenkurbel bethätigt. Maschine und Pumpenkörper sind auf einer Sohlplatte o befestigt, welche mit den nöthigen Kanälen für Ein- und Ausströmung des Wassers, sowie mit Bohrungen für die aus Kanonenmetall gefertigten Ventilsitze versehen ist. An dem Pumpenende p ist jede Treibstange kugelförmig gestaltet und in einer entsprechend gestalteten Pfanne q gelagert, deren obere Hälfte durch nachstellbare Schrauben gegen Verschiebungen gesichert ist. Textabbildung Bd. 296, S. 176 Fig. 60.Dampfpumpe von Sheppard. Während man noch vor Kurzem die Anwendung der Dampfmaschinen mit hohem Dampfdruck und dreimaliger Expansion für stationäre Zwecke nur bei grossen Anlagen als berechtigt ansah, wurde dieses Maschinensystem in der neuesten Zeit bei dem Wasserwerke der Stadt Linz (Oberösterreich) für verhältnissmässig niedrige Leistungen mit ausgezeichnetem Erfolg eingeführt und der Beweis erbracht, dass in Fällen, in denen es sich in erster Linie um einen möglichst ökonomischen Betrieb handelt, die Dreicylindermaschine mit dreimaliger Expansion des hochgespannten Kesseldampfes selbst bei kleineren Anlagen ihre Berechtigung hat, und dies um so mehr, als sich der Anschaffungspreis für eine Dreicylindermaschine als Zweikurbelmaschine (einseitige Tandem-Anordnung zweier Cylinder) nicht übermässig höher als für eine Zweicylindermaschine von gleicher Leistung stellt. Durch die bei der Linzer Wasserwerksanlage ausgeführten Versuche wurde gleichzeitig zum ersten Male dargethan, dass langsam gehende Pumpen mit selbsthätigen Ventilen in Verbindung mit vorzüglichen Maschinen ebenso ökonomisch betrieben werden können, wie die modern gewordenen rasch laufenden Pumpen. Die als 60pferdig bezeichnete Pumpmaschine des Wasserwerkes in Linz besteht nach der Oesterreichischen Zeitschrift für Berg- und Hüttenwesen aus zwei unter der Maschinenhaussohle entsprechend tief stehenden einfach wirkenden Plungerpumpen, welche durch einen dreiarmigen Kunstwinkel von der liegenden, als Zweikurbelmaschine ausgeführten Dreicylindermaschine angetrieben werden. Hoch- und Mitteldruckcylinder arbeiten an der einen, der Niederdruckcylinder an der anderen Kurbel; letztere sind, um Beschleunigung im Hubwechsel der Pumpen zu vermeiden, gegenseitig um 180° versetzt. Die Kurbel des Niederdruckcylinders dient zum Betreiben der Luftpumpe, die andere Kurbel zum Betreiben der Wasserpumpen. In der 20 m langen und 18 m breiten Maschinenhalle stehen zwei gleiche Pumpmaschinen. Die Dampfcylinder haben 262, 472 und 700 mm Durchmesser für 700 mm, die Pumpencylinder 432 mm Durchmesser für 500 mm Kolbenhub. Die Dampfcylinder, wie auch das zwischen Mittel- und Niederdruckcylinder unterhalb der Maschinenhaussohle eingebaute Rohr, welches gleichzeitig den Receiver bildet, sind zur Heizung mit frischem Dampf eingerichtet. Hoch- und Mitteldruckcylinder haben Ventilsteuerungen nach Patent Radovanovic (D. R. P. Nr. 65698), während der Niederdruckcylinder mit einer zwangläufigen Drehschiebersteuerung versehen ist. Die Steuerung des Hochdruckcylinders arbeitet unter Einfluss eines Regulators mit verschiebbarem Gewicht zur Einstellung der Tourenzahl zwischen 18 und 30 in der Minute. Die Plunger der Pumpen sind mit einer Bronzeumhüllung versehen. Bei der normalen Tourenzahl der Maschine – 24 in der Minute – arbeiten die Pumpen mit einer mittleren Kolbengeschwindigkeit von nur 0,4 m in der Secunde. Die selbsthätigen Ventile sind als Etagenventile mit Hartgummiliderung ausgeführt. Die Hubhöhe der Ringventile (jedes Ventil hat fünf Ringe) beträgt 6 mm. Jede Pumpe hat einen Druckwindkessel und die beiden zusammengehörigen Pumpen besitzen einen gemeinschaftlichen Saugwindkessel. Die Maschinen wurden von der Prager Maschinenbau-Actiengesellschaft vorm. Ruston geliefert und ein Speisewasserverbrauch von 9,5 k inclusive des Verlustes in der Leitung und den Dampfmänteln garantirt. Die Versuche zur Feststellung des Dampfverbrauches ergaben folgende Resultate: I. Maschine II. Maschine I. Maschine Mittlere Dampfspannung:    Ueberdruck 10,00 10,00   9,83 k/qc Mittlere Tourenzahl der Ma-    schine in der Minute 24,23 24,50 24,22 Wirkliche Wasserlieferung in    der Secunde 57,70 58,58 57,73 l Lieferungs-Coëfficient der    Pumpen 0,971 0,973 0,971 Förderhöhe der Pumpen (aus    der Ablesung am Druck-    windkessel und dem Ab-    stande des Wasserspiegels    im letzteren bis zum Wasser-    spiegel im Brunnen be-    stimmt) 55,96 55,43 55,47 m Effective Leistung der Pumpen 43,10 43,20 42,70 Gesammter Speisewasserver-    brauch auf 1 effective     und Stunde   9,31   9,42   9,40 k Nach den obigen Erhebungen ist die effective    Arbeit der Pumpen im Mittel 43,02 Aus der indicirten Spannung der Pumpen und    der wirklich gelieferten Wassermenge berech-    net sich die effective Arbeit mit 44,24 so dass auf die Widerstände in der Saug- und    Druckleitung u.s.w. entfallen   1,22 das ist   2,90 Proc. Die indicirte Leistung der Pumpen für die    mittlere Tourenzahl ergibt sich mit 45,50 Die indicirte Leistung der Maschinen für die-    selbe Tourenzahl beträgt 50,30 wonach sich der indicirte Wirkungsgrad der    Maschine mit 80,73 Proc. berechnet. Der gesammte Speisewasserverbrauch    für 1 indicirte und Stunde würde sich hier-    nach ergeben mit   7,16 k und nach Abschlag für den Leitungsniederschlag,    welcher mit 5 Proc. geschätzt wird, mit   6,80 k Mit Rücksicht auf den Umstand, dass die indicirte Leistung der Maschine in den ersten Betriebsstunden wegen des stets etwas grösseren Widerstandes höher war, werden letztere Angaben um 3 Proc. kleiner angegeben. Textabbildung Bd. 296, S. 177 Fig. 61.Peabody's Verbundpumpmaschine. Die verhältnissmässig geringe Leistung und die sehr kleine Kolbengeschwindigkeit der Maschine – im Mittel nur 0,733 m in der Secunde – lassen das Ergebniss der Versuche bezüglich des gesammten Speisewasserverbrauches und des indicirten Wirkungsgrades der Maschine als äusserst günstig erscheinen. Zeichnungen der Maschine und Angaben über Constructionseinzelheiten u.s.w. finden sich im letzten Heft der Techn. Blätter, 25. Jahrgang. üeber Versuche, welche Cecil H. Peabody an einer von The Geo. F. Blake Manufacturing Co. in New York erbauten Verbundpumpmaschine für die City Water Works in Newton, Mass., anstellte, berichtet das Journal of the Franklin Institute, März 1893. Die Fig. 61 ersichtliche Maschine hat einen Hoch- und einen Niederdruckcylinder von 533 bezieh. 1067 mm Durchmesser, deren Kolben auf je eine doppelt wirkende Pumpe mit Plungerkolben von 343 mm Durchmesser arbeiten; der gemeinschaftliche Kolbenhub beträgt 1016 mm. Die Maschine soll bei ununterbrochenem Betriebe 18920 cbm Wasser in 24 Stunden durch eine Rohrleitung von 508 mm lichtem Durchmesser und rund 5,6 km Länge in einen Behälter fördern, der etwa 71 m über dem Wasserspiegel im Brunnen liegt. Hoch- und Niederdruckcylinder arbeiten mit Hahnsteuerungen, System Corliss, und sind, wie auch die zugehörigen Deckel, von Dampfmänteln umgeben, derart, dass der frische Dampf zuerst den Dampfmantel des Hochdruckcylinders durchströmt, bevor er in letzteren eintritt. Aus dem Hochdruckcylinder entweicht der Arbeitsdampf in einen zwischen beiden Cylindern liegenden Receiver, aus einer Anzahl von Rohren mit 11,15 qm Heizfläche bestehend, durch welche frischer Kesseldampf strömt, und nach erfolgter Erhitzung in diesem durch den Mantel des Niederdruckcylinders in den Schieberkasten des letzteren bezieh. in diesen selbst. Das sich im Receiver bildende Condensationswasser wird unter normalen Verhältnissen durch eine von der Maschine betriebene Speisepumpe direct in den Kessel zurückgeschafft. Weitere Hauptabmessungen der Maschine sind folgende: Durchmesser aller Kolbenstangen 102 mm         „           einer einfach wirkenden Luftpumpe 660 mm Hub derselben 305 mm Durchmesser des Plungers der einfach wirkenden    Speisepumpe 114 mm Hub derselben 152 mm Durchmesser des Plungers für Pumpe zum Zurück-    schaffen von Condenswasser aus dem Receiver    nach dem Kessel 51 mm Hub derselben 152 mm Der Zweck der Versuche bestand in der Ermittelung des Dampf- und Wärmeverbrauches der Maschine, der in den Dampfcylindern zum Betreiben der Pumpen entwickelten Arbeit und ferner, um den Nutzeffekt der Maschine bestimmen zu können, in der Ermittelung der Verdampfungsfähigkeit des Kessels. Bei Beginn der 12 Stunden andauernden Versuche wurde der Kessel frisch angefeuert und am Ende derselben das Feuer gelöscht; deshalb konnten die Versuche an der Maschine erst angestellt werden, nachdem der Kessel betriebsfähig, und sie mussten, bevor der Kessel wieder ausser Betrieb gesetzt wurde, beendet sein. Gemessen wurden während der Versuche: Die verbrauchten Kohlen (inclusive des zum Anfeuern verbrauchten Holzes, dessen gleichwerthige Kohlenmenge ermittelt wurde), Gewicht und Temperatur des Speisewassers, die Geschwindigkeit der Maschine, das Gewicht und die Menge des von der Maschine in den Cylindern und in dem Receiver verconsumirten Dampfes, die Spannung des Dampfes am Kesselmanometer und nahe am Absperrventil der Maschine, Gewicht und Temperatur des sich im Receiver bildenden Condenswassers, die Arbeit der Dampfcylinder und Plungerpumpen. Die Kohle wurde in einem eisernen Behälter, aus welchem nach Erforderniss gefeuert wurde, das für den Kessel bestimmte Speisewasser in einer im Maschinenhause stehenden Tonne verwogen, aus welcher es in einen im Fussboden versenkten grösseren Bottich gelangte, um von hier durch die Speisepumpe in den Kessel gefördert zu werden. Der Wasserspiegel im Kessel wurde bei Beginn der Versuche auf einem am Wasserstandsglas befestigten hölzernen Brettchen markirt und am Ende der Versuche wieder auf diese Höhe gebracht. Die Geschwindigkeit der Maschine wurde mittels eines Tachometers bestimmt. Der Kessel hatte während der Versuche nur Dampf an die Maschine abzugeben, weshalb der Dampf verbrauch für die Cylinder und den Receiver nach der Speisewassermenge ermittelt werden konnte, welche während der Versuche in den Kessel gelangte. Die Pumpe zum Zurückschaffen des Condenswassers aus dem Receiver nach dem Kessel wurde abgestellt und das Wasser in ein Fass abgelassen, welches zur Verhütung von durch Verdampfen entstehenden Verlusten theilweise mit kaltem Wasser angefüllt war. Wenn das Fass, nachdem es vollgelaufen, gewogen und entleert werden musste, liess man das sich inzwischen bildende Condenswasser ablaufen und bestimmte seine Menge schätzungsweise im Vergleich mit den Zeiten. Die Temperatur des Condenswassers wurde am Fass gemessen. Ein früherer Versuch hatte für das Speisewasser auf seinem Wege vom Bottich nach dem Kessel einen Wärmeverlust von 38° F. ergeben; derselbe Temperaturverlust wurde für die vorliegenden Versuche angenommen. Der Feuchtigkeitsgrad des Dampfes, welcher nach der Maschine strömte, wurde mit Hilfe eines nahe am Absperrventil angebrachten Calorimeters gemessen und in gleicher Höhe auch für den in den Receiver tretenden Dampf angenommen. Ablesungen wurden alle 15 Minuten vorgenommen. Den Luftdruck zeigte ein Quecksilberbarometer. Die Arbeit der Dampfcylinder wurde mit Hilfe von Indicatordiagrammen, welche ebenfalls alle 15 Minuten abgenommen und mittels Planimeter berechnet wurden, bestimmt. Die zum Betreiben der Pumpen erforderliche Kraft wurde nach der totalen Höhe der Wassersäule berechnet, welche die Pumpenkolben zu tragen haben, ohne Rücksicht auf Reibungswiderstände des Wassers im Saugrohr und beim Durchgang durch die Ventile. Textabbildung Bd. 296, S. 178 Fig. 62.Apparat zur Bestimmung des Wasserdruckes. Um diese Wassersäule zu bestimmen, bediente man sich des Fig. 62 ersichtlichen Apparates. Der untere Theil des einen Windkessel bildenden Apparates steht mit dem Druckrohre der Pumpen in offener Verbindung, während sich im oberen Theil desselben Druckluft befindet, die von einem Luftcompressor so weit hineingedrückt wird, dass der Wasserspiegel eine gegebene Höhe annimmt; letztere lässt ein seitlich angebrachter Wasserstandszeiger, die Spannung der eingeschlossenen Luft dagegen ein am oberen Deckel befestigtes Manometer erkennen. Neben dem Wasserstandszeiger befindet sich eine mit einem Schwimmer im Brunnen verbundene Messplatte, an welcher die Höhe des Wasserspiegels im Brunnen unter derjenigen im Apparat abgelesen werden kann. Der mittlere effective Druck, unter welchem die Plunger arbeiten, kann dann dem Drucke der Wassersäule, welchen man durch Ablesen der Zahlen an der Messlatte und am Manometer ermittelt, gleichgesetzt werden. Die Versuchsergebnisse waren folgende: Kessel. Dauer des Versuches 11,75 Stund. Mittlerer Dampfüberdruck 8,638 at Atmosphärendruck 1,040 at Absoluter Dampfdruck 9,678 at Mittlere Temperatur des Speisewassers 46,7° C. Gesammtwärme von 1 k Dampf von 9,678 at    Spannung 660,63 W.-E. Flüssigkeitswärme von 1 k Speisewasser 46,77 W.-E. Wärme, welche im Kessel an jedes Kilo-    gramm Speisewasser abgegeben wird, um    Dampf von 9,678 at Spannung zu erzeugen    660,63 – 46,77 = 613,9 W.-E. Gesammter Speisewasserverbrauch 20278 k        „           Kohlenverbrauch 2063 k Verdampfungsziffer der Kohle \frac{20278}{2063}= 9,83 Aschengehalt von 1 k Kohle 0,057 k Gehalt an reinem Brennstoff von 1 k Kohle 0,943 k Verdampfungsziffer des reinen Brennstoffes    \frac{9,83}{0,943}= 10,42 k Wärmemenge, welche 1 k Kohle an trockenen    Dampf von 9,678 at abgibt, 9,83 . 613,9 = 6034,6 W.-E. Entsprechende Dampferzeugung aus Wasser    von 100° C. auf 1 k Kohle \frac{9,83\,.\,613,9}{536,5\,W.-E.}= 11,25 k Entsprechende Dampferzeugung aus Wasser    von 100° C. auf 1 k reinen Brennstoff    \frac{11,25}{0,943}= 11,93 k Rostfläche 4,471 qm Verbrannte Kohlenmenge auf 1 qm Rost-    fläche in der Stunde \frac{2063}{4,471\,.\,11,75}= 39,27 k Dampfmaschine. Dauer des Versuches 10 Stund. Mittlere Dampfspannungen    im Hochdruckcylinder HinterseiteKurbelseite 3,1713,223 atat Mittlere Dampfspannungen    im Niederdruckcylinder HinterseiteKurbelseite 0,8890,964 atat Umdrehungen in 10 Stunden 22617 Leistung des Hochdruckcylinders in der    Secunde 119,17 Leistung des Niederdruckcylinders in der    Secunde 139,36 Gesammtleistung der Dampfmaschine 258,53 Pumpen. Wirksame Kolbenflächen 883,16 qc Druck auf dieselben 8,19 at Leistung der Pumpen in 10 Stunden 664832114,7 mk       „         „        „        „ der Secunde 246,23 Wirkungsgrad der Maschine \frac{246,23}{258,53}= 0,952 Reibungsverlust der Maschine 4,8 Proc. Berechnung der Wärmeeinheiten. Mittlerer Dampfdruck am Absperrventil vor    der Maschine während der Versuchszeit 9,469 at (abs.) Verdampfungswärme r in 1 k Dampf von    dieser Spannung 481,57 W.-E. Flüssigkeitswärme q in 1 k Dampf von    dieser Spannung 178,80 W.-E. Mittlere Temperatur des Speisewassers 46,70° C. Flüssigkeitswärme desselben 46,77° C. Speisewasserverbrauch während des Ver-    suches mit der Dampfpumpe 17464,0 k Dampfverbrauch des Calorimeters 126,9 k –––––––––––––––– Dampfverbrauch der Maschine und des    Receivers 17337,1 k Dampfverbrauch des Receivers allein 1621,7 k –––––––––––––––– Dampfverbrauch der Maschine allein 15715,4 k Mittlere Dampfspannung im Kessel 9,663 at (abs.) Verdampfungswärme r in 1 k Dampf von    dieser Spannung 480,9 W.-E. Flüssigkeitswärme q desselben 179,7 W.-E. Temperatur des aus dem Receiver in den    Kessel zurückfliessenden Condenswasser    162° – 21,5° 140,5° C. Flüssigkeitswärme desselben 141,6 W.-E. Gesammte Wärme, welche während der Zeit    durch die Dampfcylinder gegangen ist:15715,4 (0,993 . 481,57 + 178,8 – 46,77) = ∾ 9590007 W.-E. Gesammte Wärme, welche durch den Receiver    gegangen ist:1621,7 (0,993. 480,9 + 179,7 – 141,6) = 836149 W.-E. Gesammte Wärme, welche vom Kessel wäh-    rend der Versuchszeit an den Dampf ab-    gegeben wurde 10426156 W.-E. Wärmemenge, welche 1 k Kohle an trockenen    Dampf abgibt (siehe oben) 6034,6 W.-E. Demnach würde die Maschine während der    Versuchszeit an Kohlen erfordern:                                                     \frac{10426156}{6034,6}= 1727,8 k Dampfmenge auf 1 indicirte und Stunde    \frac{17337,1}{10\,.\,258,53}= 6,703 k Kohlenmenge auf 1 indicirte und Stunde    \frac{1727,8}{10\,.\,258,53}= 0,668 k Verbrauchte Wärmemenge auf 1 indicirte     und Stunde \frac{10426156}{10\,.\,258,53}= 4033 W.-E. (Fortsetzung folgt.)