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Schema der Abb. 1, die die gesamte, im Triebwerk vorhandene Elasti- 

 zität in die Kurbelstangen verlegt. Es kann dann das dynamische Schema 

 des Zweimasse-Systems nach Abb. 2 verwendet werden, dessen elastisches 



^Utf 



Grlied durch die im Längenmass pro Krafteinheit gemessene Grösse y ge- 

 geben ist, und das bei Abwesenheit von Dämptung die Eigenschwin- 

 gungszahl elastischer Oszillationen : 



1 /l 



2 n 





aufweist. Nun ist wesentlich die Erkenntnis, dass die elastischen, hin- 

 und hergehenden Oszillationen in Resonanz geraten können mit dem, 

 gemäss dem Triebwerk, hin- und hergehenden Impuls der Kraftüber- 

 tragung durch die Stangen. Offenbar wird mittelst der Stangenkräfte 

 8\ und *S'2 und des Kurbelradius r ein Drehmoment 71/ nach der Beziehung: 



M 



= r ■ (Si • sin (co ' t) -^ S2 ■ cos (co • t)) 



übertragen, wobei für konstantes M und für ideale Symmetrie, ideale 

 Getriebeausführung und idealen Getriebezustand: 



Si = S ' sin (o) -Ol 82 = S ' cos (co • t) 

 M= r ' S ' (sin^ (co ■ t) -{- cos^ (co ■ t)) 



zu setzen ist. In jeder Getriebseite sind also erzwungene Schwingungen 

 möglich, gemäss einer Störungsfunktion, die proportional sln^ (00 • t) oder 

 proportional cos^ (co • t) sein muss; d.h. es gibt eine erzwungene Frequenz: 



Vk =^ -200. 



2 TT 



Ist nun die Symmetrie, die Getriebeausführung oder der Getriebe- 

 zustand nicht mehr ideal, so verliert M von Welle zu Welle die Kon- 

 stanz, und 'treten weitere erzwungene Schwingungen hinzu. Die Rück- 

 sicht auf Lagerspiel und Stangen-Längenfehler, bei Annahme genügend 

 konstant bleibender Winkelgeschwindigkeit cjo führt, wie wir gezeigt 



haben, ^ auf mehrere Werte Vj^ vom Betrage: -- — • 4«, - — • 2 co und 



^ 2 TT 2 TT 



- — • CO, die bei Übereinstimmung mit Vg kritische Drehzahlen ergeben, 



und die also aus der Eigenschwingungszahl durch Division mit 1, mit 

 2 und mit 1 erhältlich sind. 



' Elektrotechn. Zeitschrift 1915, S. 311. 



