Titel: | Explosionsmotoren mit Einführung verdampfender Flüssigkeiten. |
Autor: | K. Schreber |
Fundstelle: | Band 326, Jahrgang 1911, S. 26 |
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Explosionsmotoren mit Einführung verdampfender
Flüssigkeiten.
Von Dr. K. Schreber.
(Schluß von S. 12 d. Bd.)
Explosionsmotoren mit Einführung verdampfender
Flüssigkeiten.
Die wichtigsten Resultate, die das Mittel aus mehreren gut miteinander
übereinstimmenden Versuchen sind, enthält die nachfolgende Zusammenstellung, in
welcher unter
B die Belastung in gebremsten Pferdestärken.
pe der mittlere effektive Druck,
wie er sich aus B, dem Hubvolumen und der Umdrehungszahl berechnet,
W der Wärmeverbrauch in W. E. für eine gebremste
Pferdestärkenstunde,
ta die Temperatur der Auspuffgase,
gemessen unmittelbar neben der Maschine, aufgeführt ist.
B
pe
W
ta
9,44
5,4
2040
339
9,82
5,7
2032
356
10,42
6,0
2026
367
13. Wie ich schon bei der Veröffentlichung meiner Theorie mitgeteilt hatte, ist der
Gedanke, Wasser in den Arbeitszylinder einzuspritzen, nicht neu, sondern sogar schon
recht alt, so alt wie die Gasmotoren selbst. Den richtigen Wert des eingespritzten
Wassers hat aber erst Banki erkannt. Es ist deshalb von
besonderem Interesse, Bankis Versuchsergebnisse mit dem
hier vorliegenden zu vergleichen.
Banki hat, wie ich damals schon ausführlich
auseinandergesetzt habe, zwar den richtigen Gedanken gehabt, ihn aber nicht
vollständig durchgearbeitet. So ist ihm die Forderung der Theorie entgangen, mit
möglichst wenig Wasser das erstrebte Ziel zu erreichen. Deshalb muß man in erster
Linie die Wassermengen miteinander vergleichen.
Die Banki-Maschinen sind mit Benzin betrieben worden,
während ich bei meinen Versuchen Leuchtgas benutzt habe; beide Arten von
Brennstoff-Luftgemischen haben aber bei gleichem Wärmegehalt ungefähr dieselbe
Zündfahigkeit, so daß in dieser Beziehung die Versuche vergleichbar sind. Auch der
Verdichtungsraum hat ungefähr dasselbe Verhältnis zum Hubvolumen. Der Unterschied
der Wassermengen gibt also ein unmittelbares Maß für den Fortschritt der
Theorie.
Da die Banki-Maschine, von der Versuchsresultate
veröffentlicht worden sind,D. p. J. 1901, Bd.
316, S. 570. stärker war als meine Versuchsmaschine, so muß man
die Wassermenge auf die Belastung beziehen. Bei den Versuchen, welche Eugen Meyer unternommen hat, war der Wasserverbrauch
bei der Normalbelastung 1,04 l für die gebremste Pferdestärkenstunde, bei denen von
JonasD. p. J.
1901, Bd. 316, S. 570. 0,80 l. Da nach der Theorie die Maschine
um so günstiger arbeitet, je weniger Wasser sie verbraucht, was auch diese beiden
Versuchsreihen beweisen, indem Jonas einen bedeutend
geringeren Benzinverbrauch konstatiert hat, so soll dem Vergleich die letztere Zahl
zugrunde gelegt werden.
Trotzdem ich, wie schon auseinandergesetzt, mit weniger Wasser als in der
Zusammenstellung angegeben, hätte auskommen können, soll doch mit diesem Verbrauch
gerechnet werden, der also 0,095 l/PSe . st. beträgt. Es sind somit bei den Versuchen
von Jonas mindestens 0,70 l/PSe . st. eingespritzt worden, welche
erst nach der Explosion verdampft sind und somit schädlich gewirkt haben. Man
erinnere sich hierbei der oben mitgeteilten Aenderung des Verdichtungsenddruckes mit
besser werdender Zerstäubungsvorrichtung.
Der Dampf, der mit den Abgasen abgeht, hat einen Wärmegehalt von rund 700 WE/kg. Es gehen
also bei der Banki-Maschine rund 500 WE/PSe . st. mehr
mit den Abgasen weg, als bei meiner Maschine. Bei der Normalleistung von 20 PS, bei
der auch die angegebene Wassermenge gebraucht wurde, hat die Banki-Maschine einen Wärmeverbrauch von 2390 WE/PSe . st. gezeigt; meine Maschine müßte
also caet. par. mit rund 1900 WE/PSe . st. auskommen. Daß ich diesen Wärmeverbrauch
nicht erreicht habe, liegt wesentlich daran, daß meine Maschine nur 10pferdig, die
untersuchte Banki-Maschine dagegen 20pferdig ist, und
größere Maschinen stets eine günstigere Wärmeausnutzung zeigen, als kleinere.
14. Trotz des bei ihrem Auftreten durch sie erreichten, recht bedeutenden
Fortschrittes in der Wärmeausnutzung haben sich die Banki-Maschinen doch nicht auf dem Markt halten können. Weil die größte Menge
des eingespritzten Wassers, – nach der eben durchgeführten Rechnung ungefähr ⅞, –
erst während des Arbeitshubes von den Wandungen verdampft, setzt sie hier
Kesselstein ab und gibt zu Rostbildungen Anlaß, so daß Zylinder und Kolben sehr bald
zerstört werden.
Bei der geringen Menge Wasser, welche genügt, um in meiner Maschine stoßfreien Gang
zu erzielen, sind derartige Uebelstände, wie man sich ohne weiteres sagen kann, gar
nicht möglich. Die 1 20 mg, welche bei jedem Verdichtungshub in den Raum
eingespritzt werden, werden durch die Zerstäubungsvorrichtung in eine Anzahl
feinster Nebeltröpfchen verteilt, die, ehe sie die Wand erreichen können, schon
verdampft sind, weil die Atmosphäre, durch die sie sich bewegen, heißer ist als ihr
Siedepunkt. Aus jedem dieser feinsten Tröpfchen kann nun ein Staubteilchen
Kesselstein entstehen, daß dann natürlich feiner ist als das feinste Sonnenstäubchen
und ohne irgend welchen Schaden mit den Abgasen abzieht.
Von Rostbildung kann gar keine Rede sein, da die feinen Nebeltröpfchen die Wandung
gar nicht erreichen.
Während der ganzen Versuchsdauer hat die Maschine auch nicht den geringsten Anlaß zu
einem Verdacht nach dieser Richtung gegeben.
Eine Vorstellung von der Geringfügigkeit der eingespritzten Wassermenge kann man sich
bilden, wenn man sie mit dem Feuchtigkeitsgehalt der atmosphärischen Luft
vergleicht. Die bei jedem Verdichtungshub eingespritzte Menge von 120 mg wird in dem
angesaugten Volumen verteilt. Da die vom vorhergehenden Hub im Verdichtungsraum
gebliebenen Abgasreste schon die Feuchtigkeit enthalten, so darf dieser Rechnung nur
das Hubvolumen zugrunde gelegt werden. Nehmen wir wieder an, dieses sei zu 0,8 bei
Beginn des Verdichtungshubes gefüllt, so werden die 120 mg in 4,6 l gespritzt, d.h.
1 cbm enthält 25 g; das ist die Wassermenge, mit der Luft von 26° gesättigt ist. An
heißen schwülen Sommertagen ist also in der Luft mehr Wasser enthalten, als in meine
Maschine eingespritzt werden muß.
Hieran muß man auch denken, wenn man die Zündgeschwindigkeit in meiner Maschine
diskulieren will.
15. Der mittlere effektive Druck in meiner Maschine bei einer Belastung mit 10,4 PS
beträgt 6,0 kg/qcm, ist also, obgleich diese Belastung noch nicht die schwerste ist, welche
meine Maschine leisten kann (vergl. Nr. 10), doch bedeutend stärker als derselbe
Druck bei den Diesel-Maschinen, bei denen er nach den
letzten mir bekannt gewordenen Veröffentlichungen zwischen 5,4 u. 5,7 kg/qcm schwankt.
Bis jetzt war die Diesel-Maschine in bezug auf die
Ausnutzung des Hubvolumens die bei weitem beste aller Wärmekraftmaschinen; sie ist
nun von dieser Stelle durch meine Maschine endgültig verdrängt.
Das Gestänge meiner Maschine wird aber trotzdem nicht mehr beansprucht als das einer
Diesel-Maschine. Hierfür ist ja maßgebend der
Druck, welcher im Indikatordiagramm zum Ausdruck kommt. Vergleichen wir zwei
Maschinen dieser Arten, bei denen der nach den offiziellen Regeln für
Leistungsversuche an Gasmaschinen gemessene mechanische Wirkungsgrad derselbe ist,
so muß der mittlere Druck des Indikatordiagramms der Diesel-Maschine, trotzdem der effektive Druck schwächer ist, mindestens
gleich wenn nicht stärker sein als der Indikatordruck meiner Maschine, weil bei der
Diesel-Maschine noch die große Arbeit der Luftpumpe
im Indikatordiagramm enthalten ist, während bei meiner Maschine, wie schon oben
bemerkt, diese Arbeit verschwindend klein ist.
Gleich gute Bauausführung bei beiden Maschinen vorausgesetzt, muß, selbst wenn man
den offiziellen Regeln entsprechend die Luftpumpenarbeit bei beiden abzieht,
der mechanische Wirkungsgrad meiner Maschine besser sein, als der der Diesel-Maschine, weil in meiner Maschine die
Verdichtungsarbeit bedeutend kleiner ist, als in dieser. Dieser Wirkungsgrad ist ja
ein Maß für die Verluste an Arbeit, welche durch die Reibung der verschiedenen
aneinander vorbeigleitenden Flächen entstehen. Diese Reibung ist vom Druck abhängig,
wird also auf dem Ausdehnungshub größer sein als auf dem Verdichtungshub. Wir dürfen
deshalb einen mechanischen Wirkungsgrad ηv des Verdichtungshubes und einen solchen ηa des Ausdehnungshubes
unterscheiden. Beträgt nun die positive Arbeit des Ausdehnungshubes Aa die negative des
Verdichtungshubes Av,
so ist, wie ich an anderer StelleZeitschr. f. d.
ges. Turbinenwesen, 1905, S. 52. entwickelt habe, der entgültige
mechanische Wirkungsgrad ηm gegeben durch:
\eta_m=\eta_a-\frac{A_v}{A_a-A_v}\,\left(\frac{1}{\eta_v}-\eta_a\right)
oder anders geschrieben
\eta_m=\eta_a\,\left(1-\frac{\frac{1}{\eta_a\,.\,\eta_v}-1}{\frac{A_a}{A_v}-1}\right)
Difinitionsgemäß sind:
ηa
< 1; ηv < 1; Aa > Av;
folglich ist ηa der Maximalwert, den ηm erreichen kann. Er wird diesem Wert
umso näher kommen, je weniger ηa und ηv sich von 1 unterscheiden, d.h. je besser die
Maschine ausgeführt ist, ein Resultat, welches schon lange bekannt und beachtet ist.
Er wird aber auch seinem Maximalwert umso näher kommen, je größer das Verhältnis Aa/Av ist, d.h. je
kleiner bei gleicher positiver Arbeit des Ausdehnungshubes die negative Arbeit des
Verdichtungshubes ist. Daraus folgt, daß eine im Gleichdruckverfahren arbeitende
Maschine, wie die Diesel-Maschine und ihre
Nachahmungen, niemals einen gleich guten mechanischen Wirkungsgrad haben kann, wie
die gewöhnlichen Explosionsmaschinen und meine Maschine.
Bei den mitgeteilten Versuchen betrug der mechanische Wirkungsgrad meiner Maschine im
Durchschnitt 0,85, während nach den letzten Veröffentlichungen der der Diesel-Maschine im Mittel 0,80 ist, also kleiner als
bei mir, trotzdem hier die Luftpumpenarbeit abgezogen ist und bei mir nicht; genau
entsprechend der eben durchgeführten Diskussion.
Die Forderung der Theorie der Diesel-Maschine, den
stärksten Druck, und noch mehr die ursprüngliche Forderung Diesels selbst, die heißeste Temperatur vor der Einleitung des Verbrennens
zu erzielen, sind zwar thermodynamisch gut begründet, stehen aber im Widerspruch mit
den Forderungen der Mechanik. Die Forderung Diesels
selbst ist aus diesem Grunde überhaupt nicht durchführbar gewesen.
War nun nachgewiesen, daß, gleichen mechanischen Wirkungsgrad vorausgesetzt, das
Gestänge der Diesel-Maschine trotz geringerer
Ausnutzung des Hubvolumens mindestens ebenso angestregt wird, wie in meiner
Maschine, so verschiebt sich dieser Unterschied, gleich gute Ausführung des Baues
vorausgesetzt, noch mehr zu meinen Gunsten.
16. Auch noch in anderer Beziehung widerspricht die thermodynamische Forderung der
Diesel-Maschine, den stärksten Druck durch
Verdichtung zu erzielen, den Forderungen der Praxis, während die gewöhnlichen
Explosionsmaschinen und noch mehr meine Maschine gerade hier besondere Vorteile
bieten. Durch das Einspritzen des Wassers kurz nach Beginn des Verdichtungshubes
wird während dieses ganzen Hubes die Temperatur so kühl gehalten, daß fast bis kurz
vor seinem Ende noch Wärme aus den Wandungen in den Zylinderinhalt übertritt, also
wieder in verwandlungsfähige umgeformt wird. Dagegen treten in der Diesel-Maschine namentlich gegen Ende des Hubes ganz
bedeutende Wärmemengen in die Wandungen, werden also der Verwandlung in Arbeit
entzogen. Wie groß diese Wärmemenge ist, erkennt man leicht in dem
Temperatur-Entropiediagramm, wie es KraußKrauß. Zeitschr.
österr. Ing.- und Arch.-Ver. 1898, 10. und nach ihm GüldnerGüldner. Verbrennungsmotoren, 2. Aufl., S.
178. veröffentlicht haben.
17. Will man den Wärmeverbrauch meiner Maschine mit dem anderer Maschinen
vergleichen, so darf man nicht vergessen, daß meine Versuche an einer ganz besonders
kleinen Maschine ausgeführt worden sind, daß der Wärmeverbrauch gerade bei diesen
kleinen Maschinen sich ganz besonders schnell mit der Größe ändert und daß sämtliche
in den letzten Jahren veröffentlichte Wärmeverbrauchszahlen an bedeutend größeren
Maschinen gewonnen worden sind.
Obgleich die Maschine von der Firma, der sie gehört, als 8 PS-Diesel-Maschine bezeichnet wird, will ich sie dennoch, weil mein Verfahren
eine bessere Ausnutzung des Volumens bedingt als das der Diesel-Maschine, als 10pferdig betrachten und mit anderen Maschinen dieser
Größe vergleichen.
Für Leuchtgasmaschinen dieser Größe gibt Güldner in
seinem Lehrbuch an, man solle die Abmessungen der Zuführungsorgane für einen
Wärmeverbrauch von 2850 WE/PSe . st. berechnen. Da es sich hier um ein Lehrbuch
handelt, nach welchem die Ingenieure bauen sollen, so hat Güldner keine Berechtigung die Abmessungen größer anzugeben als sie nötig
sind. Wenn man nun trotzdem noch annimmt, daß besonders gut gebaute Gasmaschinen
dieser Größe mit etwas weniger auskommen, weniger als 2600 WE/PSe . st.
beträgt der Wärmeverbrauch einer Leuchtgasmaschine von 10 PS niemals. Dann ist aber
meine Maschine schon jetzt, wo sie noch lange nicht in allen Einzelheiten sauber
ausgeführt ist, allen Leuchtgasmaschinen um 25 v. H. überlegen.
Die Kraftmaschinenart, welche bisher die beste Wärmeausnutzung gegeben hat, ist
unstreitig die Diesel-Maschine. Nach den Garantiezahlen
der Augsburger Maschinenfabrik, der Erschafferin und
bedeutendsten Erbauerin dieser Maschinen, gebraucht eine 10 PS-Diesel-Maschine 2300 WE/PSe . st. bei 10 v. H. Spielraum, d.h.
die Garantie gilt auch noch als erfüllt, wenn die Maschine 2530 WE/PSe . st.
gebraucht. Kaufmännische Erwägungen lassen die Garantiezahlen so klein als möglich
ansetzen; diesem Satz entspricht der Vergleich der Garantiezahlen größerer Maschinen
mit den in den letzten Jahren veröffentlichten Versuchen, deren Ergebnis gleich oder
nur wenig kleiner ist als die Garantiezahl. Aber selbst wenn man für Diesel-Maschinen noch einen etwas kleineren
Wärmeverbrauch zugibt als was garantiert wird, mit der Wärmemenge, mit welcher meine
Maschine die von ihr verlangte Arbeit leistet, reicht eine Diesel-Maschine doch nicht aus. Meine Maschine ist schon jetzt nach den
Versuchen an diesem nicht einheitlich entworfenen, sondern nur roh
zusammengestellten Exemplar die beste aller jetzigen Wärmekraftmaschinen.
18. Ich habe das Verfahren an einer Leuchtgasmaschine durchgeführt, weil dieses die
bequemste Versuchsanordnung ermöglicht und es mir andererseits namentlich darauf
ankam, nachzuweisen, daß man selbst mit ganz geringen Wassermengen, wenn man sie
richtig und rechtzeitig einspritzt, imstande ist, sehr leicht entzündliche
Gemische bis auf beliebige Drucke zu verdichten. Das Verfahren ist
selbstverständlich für alle gasförmigen und leicht verdampfenden flüssigen
Brennstoffe in genau derselben Weise anwendbar. Die Praxis wird zu entscheiden
haben, welches der vorteilhafteste Enddruck der Verdichtung sein wird.
Aus meinen Versuchen kann man schon jetzt schließen, daß für Leuchtgas 18 at
Verdichtung wahrscheinlich etwas zu stark sein wird. Schon in den gewöhnlichen
Leuchtgasmaschinen ist bei schwerster Belastung das Verhältnis des Explosions- zum
Kompressionsdruck drei und mehr als drei. Dieses Druckverhältnis ist aber direkt dem
Verhältnis der entsprechenden beiden absoluten Temperaturen proportional und da nur
die Differenz dieser beiden Temperaturen durch den Wärmegehalt der Mischung bedingt
ist, so ist das Verhältnis der Temperaturen und damit auch der Drucke um so größer,
je kälter die Temperatur am Ende der Verdichtung ist. Daraus folgt, daß nach meinem
Verfahren das Druckverhältnis noch größer ist als bei den gewöhnlichen
Leuchtgasmaschinen Würde man stets bis 18 at verdichten, so würden also leicht
Explosionsdrucke von 60 at und mehr entstehen. Ob das vorteilhaft ist, muß noch die
Erfahrung lehren. Zunächst wird es wohl ausreichen, wenn man die Verdichtung in
Leuchtgasmaschinen bis auf 16 at treibt.
Bei Sauggasanlagen und ähnlichen Gasen, bei denen der Wärmegehalt der Mischung und
dem entsprechend auch die Temperaturdifferenz längs der Explosionslinie bedeutend
kleiner ist, wird man gut tun, die Verdichtung bis zu stärkeren Drucken zu treiben,
vielleicht bis 20 oder 22 at, damit man ebenfalls Explosionsdrucke von 50–55 at
erzielt. Dann wird man das billige Sauggas mit einem besseren Wirkungsgrad ausnutzen
können als in den jetzigen Diesel-Maschinen die teueren
Rohöle ausgenutzt werden, und Deutschland wird in seinem Kraftbedarf unabhängig vom
Ausland bleiben.
19. Daß mein Verfahren keine besonderen Schwierigkeiten in der Konstruktion bedingt,
beweist schon die Benutzung einer alten, zu anderen Zwecken gebauten Maschine.
Seit die Diesel-Maschine einmal den Nutzen der starken
Verdichtung, richtiger gesagt, der starken Drucke in die Augen fallend gezeigt hat,
hat man die verschiedensten Starkdruckmaschinen gebaut, welche mit 50 bis 60 at
Druck arbeiten, so daß also in dieser Beziehung keine neuen Anforderungen an Bau und
Baustoff gestellt werden.
Auch das Unterbringen der verschiedenen Organe macht, da es sich ja nur um
altbekannte Organe handelt, keine Schwierigkeiten.
Fabriken, welche Starkdruckmaschinen irgend welchen Systems bauen, können Maschinen
meiner Bauart fast vollständig mit den vorhandenen Modellen ausführen.
20. Durch meine Versuche habe ich den Beweis erbracht,
daß man durch rechtzeitiges Einspritzen ganz geringer Mengen Wasser
oder anderer verdampfender Flüssigkeiten imstande ist, jedes beliebige Gemisch bis
zu ganz beliebigen Drucken zu verdichten;
daß, wie die Thermodynamik verlangt, dadurch ein ganz bedeutender
Fortschritt in der Wärmeausnutzung erzielt wird;
daß die nach diesem Verfahren gebauten Maschinen entsprechend der
guten Wärmeausnutzung eine ganz besonders gute Ausnutzung des Hubvolumens
ermöglichen und
daß die nach diesem Verfahren arbeitenden Maschinen, weil sie eine
verhältnismäßig geringe Verdichtungsarbeit haben, einen ganz hervorragenden
mechanischen Wirkungsgrad besitzen.