Arbeitsdiagramme der Flachform-Maschinen. Von August König, Würzburg. (Fortsetzung von S. 607 d. Bd.) Arbeitsdiagramme der Flachform-Maschinen. 2. Kapitel: Beispiel. Auf einer Zweitourenmaschine mit Doppelrechenbewegung (System Koenig & Bauer) sollen 1500 Bogen i. d. Stunde gedruckt werden. Der Weg des Karrens sei 160 cm und das Gewicht der hin- und hergehenden Teile (von Karren, Satzform, Doppelrechen, Luftzylinder usw.) 600 kg. Wie gross sind die Beschleunigungsdrücke und wie müssen die Luftpuffer dimensioniert werden, damit eine Kompensation eintritt? Welchen Einfluss hat eine Verstellung der Puffer im einen oder anderen Sinn auf den ruhigen Gang der Maschine? Gegeben: s = 1,6 m, n' = 1500, G = 600 kg. Der Weg s des Karrens setze sich wie vorher zusammen aus (vergl. Fig. 53): a = 800 mm (Länge des Schriftsatzes), b = 650 mm (    „ „ Farbwerkes), c= 150 mm (das sog. „unten frei“), so dass ist: a + b + c = s = 1600 mm. Bei einer Produktion von 1500 Bogen i. d. Stunde bezw. 25 i. d. Minute macht der Druckzylinder 2 . 50 Umdrehungen und somit das Rechenrad doppelt so viel, also: n = 100, Die Umfangsceschwindigkeit des Rechenrades ist nun: u=\frac{2\,r\,\pi\,n}{60}, worin der Radius r des Rechenrades noch als unbekannte Grösse vorkommt. Nun ist aber r=\frac{s}{11,42}\ \frac{1600}{11,42}=140\mbox{ mm}, somit u=\frac{2\cdot 0,14\cdot \pi\cdot 100}{60}=1,47\mbox{ m}, gegenüber 2,1 m bei den Kurbelmaschinen. Bei Doppelrechenbewegung ist demnach die maximal auftretende Umfangsgeschwindigkeit des Antriebrades, welche gleichzeitig mit der Karrengeschwindigkeit v während der Bewegung des Rades auf dem geradlinigen Teil des Rechens identisch ist, wesentlich kleiner wie bei sonst gleichen Verhältnissen an Kurbelmaschinen. Der Grund liegt lediglich darin, dass sich der Karren auf der ganzen Länge des Rechens mit konstanter Geschwindigkeit (v = u) bewegt, bei Maschinen mit Kurbelbewegung die Geschwindigkeit des Karrens sich dagegen beständig ändert. Was die Qualität des erzielten Druckes betrifft, so sind Maschinen mit Doppelrechenbewegung wegen der geringeren und zugleich konstanten Geschwindigkeit des Karrens den Maschinen mit Kurbelbewegung wesentlich überlegen. Textabbildung Bd. 321, S. 618 Fig. 53. Stellung der Druckform zum Zylinder in den Karrentotlagen bei Zweitourenmaschinen mit Doppelrechenbewegung. Da das Auftreten von Beschleunigungsdrücken stets mit einer Geschwindigkeitsänderung verbunden ist, so kann also nur die Bewegung des Rades in den beiden Halbzirkeln in Betracht kommen. Für die Beschleunigung b gilt nun: b=\frac{u^2}{r}\cdot \cos\,\alpha. In der Totlage des Karrens (und damit auch des Rechens), also für α = 0, gilt daher: b=\frac{u^2}{r}. Somit: b=\frac{1,47^2}{0,14}=15,3, gegenüber 5½ bei den Kurbelmaschinen, also bedeutend grösser. Damit lässt sich auch der Beschleunigungsdruck P selbst berechnen; denn es ist: P_b=M\cdot b=\frac{G}{g}\cdot b=\frac{600}{9,81}\cdot 15,3 Pb= 935 kg gegenüber 335 kg (beim Rückgang) bezw. 560 kg (beim Hingang) an Kurbelmaschinen. Dieser gewaltige Beschleunigungsdruck muss anderseits in sehr kurzer Zeit und zwar während der Verschiebung des Karrens um die Grösse des Rechenrades bis auf Pb = 0 abnehmen, um nach der Bewegung des Karrens um die Länge ab des Rechens von 0 wieder auf 935 anzusteigen. Man erkennt ohne weiteres, dass hier die Anwendung von Luftpuffern unumgänglich ist. Erst damit war die Möglichkeit gegeben, die Zweitourenmaschinen mit hoher Geschwindigkeit laufen zu lassen, indem durch passende Stellung der Luftpuffer die ganze Massenbeschleunigung kompensiert werden könnte. Auf diese Weise wurde sogar erreicht, dass eine Produktion von 35 bis 40 Druckbogen i. d. Minute erzielt werden konnte, was bei Maschinen mit Kurbelbewegung, selbst bei Anwendung entsprechender Schwungräder, ausgeschlossen ist (wegen Bewegung des Zylinders vom Karren aus und des hierzu erforderlichen „aufrechten“ Hebels). Darin liegt speziell die grosse Ueberlegenheit der Zweitourenmaschinen gegenüber den anderen einfachen Schnellpressen, während anderseits, wie schon erwähnt, auch die Qualität des Druckes durch die Doppelrechenbewegung gleichfalls wesentlich besser wird. Für die Aufzeichnung des Kräfte- und Arbeitsdiagramms ist ferner die Länge des Rechens erforderlich. Da das Doppelrechenrad hierfür 1½ Umdrehungen ausführen muss, so berechnet sich die gesuchte Länge zu: 1½ . (2rπ) = 3rπ =3 . 140 . π = 1320 mm. Da ferner: s = r + 1320 + r, so müsste sich hieraus bei gegebenem s zur Kontrolle wieder der Radius des Rades ergeben. Es ist nämlich: r=\frac{1600-1320}{2}=140, also übereinstimmend mit der ersten Berechnung. Der Durchmesser des Rades ist sonach: d= 280 mm, somit jener des Druckzylinders: D = 2d = 4r = 560 mm (gegenüber 510 mm bei Kurbelmaschinen). In Fig. 54 und 55 sind die Diagramme der Beschleunigung und der Tangentialkräfte gezeichnet. Die einpunktierten Linien gelten, unter sonst gleichen Verhältnissen, für Maschinen mit Kurbelbewegung. Graphisch lässt sich sonach der Unterschied hinsichtlich der inneren Vorgängen der beiden Maschinentypen sehr deutlich vor Augen führen. Als Masstab für das Diagramm wurde gewählt: Längenmasstab: 1 cm = 0,1 m, Kräftemasstab:  1 cm = 100 kg; es entspricht sonach 1 qcm im Arbeitsdiagramm 10 mkg als aufzuwendende Arbeit. Welche Stellung müssen die beiden Lüftpuffer einnehmen, damit bei gegebenen Dimensionen derselben eine vollständige Kompensation des maximal auftretenden Beschleunigungsdruckes erzielt wird? Die Länge eines Zylinders sei 500 mm und der Durchmesser 225 mm. Damit berechnet sich die Kolbenfläche zu: F=\frac{0,225^2\cdot \pi}{4}=0,04\mbox{ qm}. Der Luftinhalt des Zylinders beträgt sonach: V = 0,04 . 0,5 = 0,02 cbm bezw. V = 20 Liter. Um den Beschleunigungsdruck von 935 kg ausgleichen zu können, wäre eine Spannung erforderlich von: \frac{935}{400}=2\,^1/_3\mbox{ at}, d.h. es müsste der Kolben eben so weit hineingepresst werden, dass dieser Ueberdruck von 2⅓ at entsteht. Textabbildung Bd. 321, S. 619 Fig. 54. Diagramm der Beschleunigungsdrücke für eine Zweitourenmaschine mit Doppelrechenbewegung. Um die Stellung des Kolbens hierfür angeben zu können, ist zunächst das Volumen der komprimierten Luft zu bestimmen. Nach dem Mariotteschen Gesetz besteht nun folgende Beziehung: v1 . p1 = v2 . p2 bezw. v_2=\frac{v_1\cdot p_1}{p_2}, worin v1 bezw. p1 das Volumen bezw. den Druck ohne Kompression und v2 bezw. p2 mit Kompression bedeuten. Da alle Grössen bis auf v2 bekannt sind, so lässt sich das Volumen der komprimierten Luft berechnen, und zwar ergibt sich hierfür: v_2=\frac{20\cdot 1}{2\,^1/_3+1}=\frac{20}{3\,^1/_3}=6\mbox{ Liter}. Damit ist auch die Verschiebung des Kolbens im Zylinder gegeben. Da 20 Liter Luft auf 500 mm Zylinderlänge treffen, so entsprechen 6 Liter nur 150 mm. Der Kolben muss demnach 500 – 150 = 350 mm tief in den Zylinder eindringen, wenn der in der Karrentotlage auftretende maximale Beschleunigungsdruck von 935 kg völlig kompensiert werden soll. Textabbildung Bd. 321, S. 619 Fig. 55. Arbeitsdiagramm einer Zweitourenmaschine mit Doppelrechenbewegung (ohne Verwendung von Luftpuffern und ohne Berücksichtigung der Reibung). Für die Aufzeichnung des Luftpufferdiagramms soll nur die Beschleunigungsperiode während des Hingangs bezw. Rückgangs des Karrens betrachtet werden. Die hierbei erhaltenen Resultate gelten dann auch ohne Einschränkung für die Verzögerung des Karrens. Um die Darstellung der Kurven möglichst übersichtlich zu erhalten, wurde für die Zeichnung ein grösserer Masstab gewählt und zwar: Längenmasstab: 1\mbox{ cm}=\frac{0,1}{3}\mbox{ m}, Kräftemasstab: 1 cm = 100 kg, so dass 1 qcm im Arbeitsdiagramm einer Leistung von 3⅓ mkg entspricht. Die Beschleunigung ist im Punkt c (Totlage des Karrens) am grössten und zwar 935 kg und nimmt dann bis a hin ab, wobei: ca = r. Da bisher von Reibung abgesehen wurde, so müsste die Kompression der Luft theoretisch in a beginnen bezw. die Expansion in diesem Punkt endigen. Nun lässt sich jedoch leicht nachweisen, dass bei den gegebenen Zylinderabmessungen die Kompression schon viel früher einzusetzen hat (vergl. Fig. 56), und zwar ergibt sich der gesuchte Punkt x aus der bereits berechneten Zylinderstellung. Da im Punkt c der grösste Beschleunigungsdruck Pb vorhanden ist, so muss auch an dieser Stelle die höchste Kompression erreicht werden. Der Kolben des Luftzylinders hat sonach auch hier seine Endlage eingenommen. Wie die Berechnung ergab, muss der Kolben ausserdem 350 mm in den Zylinder eingedrungen sein, d.h. die Kompression beginnt in einer Entfernung von 350 mm vor der Karrentotlage, während theoretisch dieselbe erst in einem Abstand von r = 140 mm einzusetzen hätte. Die Isotherme, nach welcher nun die Kompression stattfinden soll, muss also durch die Punkte x und – 935 gehen. Für die Konstruktion dieser Kurve ist nur zu beachten, dass dem Kompressionsdruck von 935 kg eine Spannung von 2⅓ at entspricht. Die beiden Achsen, von deren Schnittpunkt OI dann die beliebigen Hilfsstrahlen durch c gehend gezogen werden, sind einerseits durch die Endlage des Zylinders und anderseits durch die senkrechte Entfernung cOI gleich 1 at gegeben (wobei die Stecke c, 935 = 2⅓ at entspricht). Die Isotherme JI nimmt den gezeichneten Verlauf. Man erkennt sonach, dass die zur Verfügung stehenden Expansionsdrücke zur Kompensierung der Beschleunigungsdrücke P0 teilweise viel zu hoch sind. Während nämlich im Punkt a der Beschleunigungsdruck schon Null ist, herrscht im Zylinder noch ein Druck von 300 kg, welcher Druck anderseits bei der Verzögerungsperiode durch die Maschine, d.h. durch den betreffenden Antriebmotor, als Kompressionsdruck wieder aufgewendet werden muss. Die resultierenden Kräfte PI ergeben sich als Differenz der Kompressions- bezw. Expansionsdrücke JI und der Beschleunigungsdrücke Pb. Die Kurve PI stellt den Verlauf dieser Drücke dar (beginnend in x und endigend in c). Man erkennt hieraus, dass die Massenwirkungen, wie sie während der Bewegung des Rechenrades im Halbzirkel auftreten, durch Anwendung von Luftpuffern stark reduziert werden. Wie gestalten sich nun die Verhältnisse, wenn die Kompression erst im Punkt a, also im Augenblick der Geschwindigkeitsänderung, beginnen soll? Wie lang muss in diesem Fall der Luftzylinder werden (vergl. Fig. 56). Textabbildung Bd. 321, S. 620 Fig. 56. Berechnung der Luftpuffer und Konstruktion des Kräftsdiagramms für verschiedene Kolbenstellungen. Da der Enddruck wieder 2⅓ at betragen soll, so ist sonach der Kompressionsdruck p2 gegeben. Desgleichen der Druck p1. Die Volumina des neuen Zylinders sind zwar nicht direkt bekannt, können aber als Funktion der Länge ausgedrückt werden. Es verhält sich nämlich: v1 : v2 = (r + x) : x, wobei x das Kompressionsvolumen, ausgedrückt durch die Länge, bedeutet. Somit: v2 . p2 = v1 . p1 v_2=\frac{p_1\cdot v_1}{p_2} daher auch: x=\frac{p_1}{p_2}\cdot (r+x); hieraus: x=r\cdot \frac{p_1}{p_2-p_1}. Im vorliegenden Fall ist nun: p2 = 2⅓ + 1 = 3⅓ und p1 = 1 at; ferner r = 140 mm, somit: x=140\cdot \frac{1}{2\,^1/_3}=60\mbox{ mm} und die ganze Länge des Zylinders daher: r + x = 200 mm. Man hat es also in der Hand, je nach Wahl der Zylinderlänge den Beginn der Kompression bei gleichem Enddruck auf irgend einen Punkt des Karrenweges verlegen zu können. Für diesen Fall verläuft die Isotherme nach der Kurve JII, während Kurve PII die restierenden Drücke angibt. Der Voraussetzung entsprechend endigt sonach die Isotherme im Punkt a. Die Kurve für PII lässt erkennen, dass jetzt wieder verhältnismässig grosse Beschleunigungsdrücke übrig bleiben. Noch ungünstiger werden die Verhältnisse, wenn mit dem Luftzylinder von 500 mm Länge der Beginn der Kompression (bezw. das Ende der Expansion) im gleichen Punkt a einsetzen soll. Da jetzt nur auf dem Weg r = 140 mm komprimiert wird, so erstreckt sich das Luftvolumen auf eine Zylinderlänge von: 500 – 140 = 360 mm. Textabbildung Bd. 321, S. 620 Fig. 57. Arbeitsdiagramm für verschiedene Kolbenstellungen. Der Druck muss daher auch ein viel geringerer sein. Die Berechnung ergibt hierfür nur 0,39 at, was sich zur Kontrolle auch auf graphischem Wege ergeben muss. Die Isotherme JIII nimmt hierfür den gezeichten Verlauf an, während die Kurve PIII die restierenden Beschleunigungsdrücke erkennen lässt. Bei Verwendung dieses langen Luftzylinders ist es sonach ausgeschlossen, die Kompression erst mit dem Wechsel der Karrengeschwindigkeit eintreten zu lassen. Die Kompensation ist hier so gering, dass den Luftpuffern in diesem Fall keine Bedeutung mehr beizumessen wäre. Von Interesse ist es ferner, für die drei verschiedenen Zylinderstellungen, wie sie dem Kräftediagramm (Fig. 56) zugrunde gelegt worden sind, auch die Tangentialdrücke am Umfang des Rechenrades zu bestimmen und dieselben gleichzeitig für die Aufzeichnung des Arbeitsdiagramms zu verwerten. Da auf der ganzen Länge des Doppelrechens die Tangentialkräfte gleich den den Karren bewegenden Kräften sind, so müssen für Stellung I des Zylinders die Kompressionsdrucke von a bis x auch im Arbeitsdiagramm wieder als Tangentialkräfte auftreten. Ebenso muss nach Früherem der Weg ax in beiden Diagrammen der gleiche sein. Die Strecke ac' entspricht jedoch nicht mehr dem Radius r des Rechenrades, sondern muss in diesem Diagramm gleich dem vierten Teil des Umfanges dieses Rades genommen werden; denn es ist: Arbeit = Kraft × Weg am Umfang des Rades, also: ac' = ¼ . 2rπ = ½rπ. Die Konstruktion der Tangentialdrücke erfolgt nach der bekannten Art (T = P . sin α). Man erhält für Stellung I die gezeichnete Kurve, welche fast ganz unterhalb der Achse liegt, was aber nichts anderes bedeutet, als dass der Motor infolge der zu hohen Expansionsdrücke für diese Zeitperiode entsprechend entlastet wird (bei der Kompression dagegen entsprechend mehr belastet wird). Die beiden anderen Kurven TII und TIII ergeben sich in analoger Weise. Hier rühren aber die auftretenden Tangentialkräfte noch von den restierenden Beschleunigungsdrücken her. Kurve TIII lässt im Vergleich zu jener Kurve, welche ohne Verwendung von Luftpuffern entstehen würde (Tb), erkennen, dass der Einfluss der Kompression ganz unbedeutend ist und daher die Beanspruchung der Maschine während der kurzen Geschwindigkeitsänderung noch eine derartig hohe ist, dass unter diesen Verhältnissen ein praktischer Betrieb unmöglich wird (vgl. Fig. 57). Das Arbeitsdiagramm ist ebenfalls nur für den Hingang gezeichnet und zwar nur so weit, als für die Beschleunigungsperiode des Karrens in Frage kommt. Am Ende des Hinganges (Verzögerungsperiode) treten genau die gleichen Verhältnisse, nur im entgegengesetzten Sinne, auf, so dass hierfür dasselbe Diagramm Gültigkeit hat. Desgleichen für den Rückgang des Karrens. Einfluss der Luftpuffer bei verschiedener Produktion der Presse. Um den Unterschied der Massenwirkungen sowie den Einfluss der Luftpuffer bei verschiedenen Tourenzahlen der Presse deutlich zu erkennen, werde angenommen, dass sich die Produktion der Maschine von fünf zu fünf Bogen i. d. Minute steigern soll. In Tabelle C sind die Werte für die Umfangsgeschwindigkeit des Rechenrades, für die Beschleunigung und den dadurch bedingten Beschleunigungsdruck des Karrens, sowie für Kompressionsspannung und Zylindervolumen unter Zugrundelegung sonst gleicher Verhältnisse berechnet worden. Bekannt ist also: Tabelle C. Einfluss der Geschwindigkeit der Presse auf die Luftpuffereinstellung. Druck-bogeni. d. Minute Tourenzahldes Druck-zylindersi. d. Minute TourenzahldesRechenradesi. d. Minute Umfangsge-schwindigkeitdesRechenrades Beschleu-nigung derMassen Beschleu-nigungsdruckin kg Tangential-druckin kg Spannung imLuftzylinderin at Volumen derkomprimier-ten Luftin Liter Länge derLuftsäulein mm n' n'' n u b P b T b p 2 v 2 l 2   5 10   20 0,29   0,6     36 graphischermittelt! 0,09 18,3 10 20   40 0,58   2,4   146 0,36 14,7 15 30   60 0,88   5,5   340 0,85 10,7 267,5 20 40   80 1,17     9,77   600 1,50   8,0 25 50 100 1,47 15,3   935 2,34   6,0 150 30 60 120 1,77 22,4 1370 3,40   4,5 35 70 140 2,05 30,0 1840 4,70   3,5 87,5 40 80 160 2,35 39,1 2400 6,00      2,86 Textabbildung Bd. 321, S. 621 Fig. 58 a u. b. Kräfte- u. Arbeitsdiagramm für verschiedene Produktion der Presse. Einstellung der Luftpuffer für die maximale Geschwindigkeit. Textabbildung Bd. 321, S. 621 Fig. 59 a u. b. Kräfte- u. Arbeitsdiagramm für verschiedene Produktion der Presse. Einstellung der Luftpuffer für die betr. Geschwindigkeiten. n' = Anzahl der Druckbogen (von 5 bis 40 i. d. Minute), s = 1,6 m = Weg des Karrens, G = 600 kg = Gewicht der bewegten Massen, l = 500 mm = Länge des Luftzylinders, q = 400 qcm = Querschnitt des Luftzylinders, V= 20 Liter = Inhalt des Luftzylinders. Aus der Tabelle folgt, dass mit zunehmender Geschwindigkeit der Presse die Massenwirkungen immer gewaltiger werden. Während z.B. bei einer mittleren Produktion von 20 Druckbogen i. d. Minute der maximal auftretende Beschleunigungsdruck nur 600 kg beträgt, wächst derselbe bei 40 Bogen i. d. Minute bereits auf 2400 kg, also auf das Vierfache an. Im ersteren Fall genügt ein Kompressionsdruck von 1½ at, welcher aber für 40 Bogen auf 6 at ansteigt. Textabbildung Bd. 321, S. 622 Kräfte- und Arbeitsdiagramm einer Zweitourenmaschine mit Doppelrechenbewegung bei Berücksichtigung der Reibung. Auch graphisch lässt sich der Einfluss der Geschwindigkeit sehr schön darstellen. In Fig. 58a ist die Aenderung des Beschleunigungsdruckes für die Geschwindigkeiten bezw. Produktionen von: n' = 15        n' = 25       n' =35 angegeben, sowie die zugehörigen Isothermen J1, J2 und J3 konstruiert. Das Diagramm liefert sonach den Beweis, dass für jede Geschwindigkeit der Presse die Puffer neu eingestellt werden müssen, denn, wie man erkennt muss die Kompression umso früher beginnen bezw. die Expansion umso später aufhören, je grösser die zu kompensierenden Beschleunigungsdrücke Pb sind; so entspricht z.B. dem maximalen Druck P_{b_1} der Punkt x1, dem Druck P_{b_2} der Punkt x2 usw. Durch Verstellen der Luftpuffer ist sonach eine ziemlich vollständige Kompensation der Beschleunigungsdrücke zu erreichen. Der Einfluss der Luftpuffer kommt namentlich auch im Arbeitsdiagramm zur Geltung, welches den gegenseitigen Verlauf der den drei verschiedenen Geschwindigkeiten der Presse entsprechenden Tangentialkräfte sehr deutlich veranschaulicht (vergl. Fig. 58b). Die Kurven T_{b_1}, T_{b_2} und T_{b_3} würden dagegen auftreten, wenn keine Luftpuffer Verwendung finden würden. Fig. 59a lässt weiter erkennen, wie sich die Verhältnisse ändern, wenn die Luftpuffer z.B. für die maximale Geschwindigkeit der Presse eingestellt werden und für die anderen Geschwindigkeiten dagegen unverändert gelassen werden. Die Isotherme J1 würde sonach für alle vorhandenen Geschwindigkeiten massgebend sein. Die Folge davon ist, dass für geringere Produktionen der Presse die Puffer viel zu stark angestellt sind, d.h. die aufzuwendenden Kompressionsdrücke J1 sind wesentlich grösser als die auftretenden Beschleunigungsdrücke. Sehr deutlich ist der Unterschied im Arbeitsdiagramm zu erkennen (vergl. Fig. 59b) Statt der positiven Tangentialdrücke Tb, welche ohne Puffer zur Wirkung kommen würden, treten jetzt sehr grosse negative Drücke auf, was sich auch an Hand von praktischen Versuchen nachweisen lässt. Wie ändern sich die Diagramme bei Berücksichtigung der zwischen Karren and Bahn auftretenden Reibung? Wird angenommen, dass die Reibung auf dem ganzen Weg gleich bleibt, so ist der durch die Reibung hervorgerufene Druck: P r = G . f, worin G das Gewicht der hin- und hergehenden Teile und f den Reibungskoeffizienten bedeutet. Für rollende Reibungen kann angenommen werden: f = 0,01, was im vorliegenden Fall einen Reibungsdruck von Pr = 600 . 0,01 = 6 kg ergeben würde, also verschwindend klein gegenüber den auftretenden Beschleunigungsdrücken selbst bei kleineren Geschwindigkeiten der Presse. In Fig. 60a u. b ist das Kräfte- und Arbeitsdiagramm für ganz beliebige Verhältnisse mit Berücksichtigung der auftretenden Reibungsdrücke gezeichnet. Man erkennt hieraus, dass auch in diesem Fall der Charakter der Kurven im grossen und ganzen ungeändert bleibt. Auf die Konstruktion des Diagramms soll jedoch nicht weiter eingegangen werden, zumal dasselbe keine neuen Gesichtspunkte zutage fördert. Dagegen möge nicht unerwähnt bleiben, dass in Wirklichkeit die inneren Arbeitsvorgänge durch eine Reihe anderer Bewegungsmechanismen, welche ebenfalls nur periodisch in Funktion sind, stark beeinflusst werden können. So z.B. wird sich die beim Hingang des Karrens erforderliche Kraft zum Heben des Druckzylinders sicherlich bemerkbar machen. Ausserdem müssten noch sämtliche in der Maschine auftretenden Reibungsverhältnisse barücksichtigt werden (in erster Linie auch die bei der Bewegung des Rechenrades im Halbzirkel hervorgerufene Reibung), so dass die Grundlinie des Diagramms um eine gewisse Grösse (annähernd als konstant anzunehmen) nach unten verschoben werden muss, um auf diese Weise der gesamten in der Maschine vorhandenen Reibung Rechnung zu tragen. (Schluss folgt.)