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Dispositif de support pour rail de voie ferrée
Domaine de l'invention
La présente invention s'inscrit dans le domaine du montage de rails de voie ferrée. Elle concerne plus particulièrement un dispositif pour fixer un rail en pose directe sur un radier ou sur traverse.
Etat de la technique
Les dispositifs de fixation de rail classiques comportent au moins une semelle en matériau élastique qui donne une élasticité à l'ensemble roue-rail de manière que soit obtenue une certaine isolation de l'environnement à l'égard des vibrations produites par les efforts dynamiques appliqués sur les rails lors du passage des véhicules.
Directement en dessous du rail se trouve presque toujours disposé un dispositif élastique constitué d'une semelle relativement rigide. Une deuxième semelle plus souple se trouve souvent disposée en dessous d'une semelle métallique ou d'une traverse. Cette deuxième semelle assure l'isolation anti-vibratoire.
La première fréquence de résonance en flexion de l'ensemble roue/rail est conditionnée par la raideur dynamique des semelles. Cette fréquence de résonance est inversement proportionnelle à la performance anti-vibratoire du système de fixation du rail : une fréquence de résonance basse donne une meilleure isolation anti-vibratoire qu'une fréquence de résonance élevée.
Avec des semelles qui ont une raideur dynamique faible, on réduit la première fréquence de résonance de l'ensemble roue-rail, ce qui donne lieu à une bonne filtration anti-vibratoire. La meilleure filtation est donc obtenue avec la plus faible raideur dynamique pour les semelles.
Il y a cependant une limite physique inférieure à cette raideur dynamique des semelles utilisées dans les systèmes de fixation de rail actuels. La raideur dynamique est en relation directe avec la raideur statique des semelles. La raideur statique des semelles ne peut pas être trop faible car elle influence directement la déflexion du rail lors du passage d'un véhicule sur les rails. Cette déflexion des rails est en général limitée à 3 mm environ.
Cette limite de déflexion statique du rail impose une raideur statique minimum, et ainsi une
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raideur dynamique minimum de la semelle anti-vibratoire. Ce phénomène limite les performances d'isolation anti-vibratoire des systèmes de fixation de rail actuels. Pour la plupart des dispositifs de fixation connus, la fréquence de résonance se situe entre 35 et 60 Hz.
Pour obtenir des performances d'isolation supérieures à celles obtenues avec les systèmes de fixation classiques, il faut découpler complètement la fonction de fixation et la fonction d'isolation. Ceci est réalisé dans les systèmes de type dalle flottante dans lesquels les supports de rails sont fixés sur une dalle qui est elle-même isolée de l'environnement par des plots anti-vibratoires disposés entre la dalle et le radier (ou sol).
Pour une dalle flottante, la fréquence de résonance se situe entre 10 et 25 Hz environ, ce qui assure une meilleure filtration anti-vibratoire. Des systèmes anti-vibratoires de ce type sont cependant très chers et ils sont difficiles à entretenir.
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Résumé de l'invention
La présente invention a pour but de réaliser des dispositifs de fixation de rails en pose directe sur radier ou sur traverse,
qui ont des performances d'isolation anti-vibratoire proches de celles qui sont obtenues avec une pose sur dalle flottante et qui assurent en même temps une bonne stabilité pour les rails-
Cet objectif est atteint suivant l'invention par un dispositif de support de rail comprenant une selle posée sur une semelle anti-vibratoire et fixée par des moyens constitués d'un dispositif élastique de précontrainte agencé pour appliquer à la semelle anti-vibratoire une précontrainte prédéterminée de manière à limiter la déflexion statique du rail à une valeur prédéterminée lors du passage d'un véhicule sur le rail.
Grâce à la précontrainte appliquée suivant l'invention, la semelle anti-vibratoire travaille dans la zone de comportement quasi-linéaire de sa courbe de déflexion. Lorsqu'une roue passe alors sur le rail au-dessus d'un dispositif de fixation, le point de fonction- nement de la semelle anti-vibratoire reste dans la zone de comportement quasi-linéaire.
L'effort de précontrainte devient très faible lors du passage de la roue et les déflexions statiques du rail se trouvent limitées tandis que l'isolation anti-vibratoire voulue est assurée. Le dispositif suivant l'invention assure ainsi, pour la fixation du rail, une raideur statique apparente élevée combinée à une raideur dynamique faible. Une autre
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application du dispositif suivant l'invention est la pose de deux rails en courbe, l'invention permettant de réduire le bruit de crissement.
Le dispositif de support de rail suivant l'invention peut être réalisé avec ou sans plaque de base métallique. Dans le premier cas, la selle portant le rail est fixée à la plaque de base par l'intermédiaire des dispositifs de précontrainte. Dans le second cas, la selle se trouve fixée directement dans la voirie par l'intermédiaire des dispositifs de précontrainte.
L'invention propose également une selle particulière destinée à être utilisée avec avantages dans les dispositifs de support de rail suivant l'invention dans lesquels la selle se fixe directement dans la voirie.
Brève description des dessins
La FIG. 1 montre une coupe dans un premier mode de réalisation du dispositif de support suivant l'invention ;
La FIG. 2 montre une coupe dans un deuxième mode de réalisation de l'invention, prise suivant la ligne ll-ll de la FIG. 3 ;
La FIG. 3 est une vue de dessus de la selle utilisée dans le dispositif de la FIG. 2 ;
La FIG. 4 est une coupe suivant la ligne IV-IV de la FIG. 3 ;
La FIG. 5 représente une variante du dispositif de la FIG. 2 ;
La FIG. 6 montre une courbe de déflexion statique typique d'une semelle anti- vibratoire ;
La FIG. 7 montre une courbe de mise en charge typique d'une semelle anti-vibratoire avec un dispositif de fixation suivant l'invention ;
La FIG. 8 montre la courbe de rigidité statique d'un exemple d'appui pour rail ;
La FIG. 9 montre la courbe de rigidité dynamique d'un exemple d'appui pour rail de voie ferrée ;
La FIG. 10 montre la courbe de mise en charge des ressorts de précontrainte dans un dispositif suivant l'invention ;
La FIG. 11 montre la courbe de mise en charge statique d'un dispositif suivant l'invention ;
Les FIG. 12 à FIG. 15 illustrent les rigidités dynamiques observées avec 1 dispositif suivant l'invention pour quatre paliers de charge sur les appuis pour n échantillon de rail fixé avec un dispositif suivant l'invention.
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Description de modes de réalisation de l'invention Le dispositif de support représenté à la FIG. 1 comprend essentiellement une plaque de base 11 fixée dans un radier en béton ou une traverse (non représentée), une semelle anti-vibratoire 17 et une selle 19 sur laquelle vient se fixer un rail. La plaque de base 11 présente des parois pratiquement verticales et forme ainsi une cuvette. Elle est fixée dans la structure de support par des boulons 12. Un intercalaire 13 est prévu, le cas échéant, avec une épaisseur choisie pour permettre de niveler la tête des écrous de fixation 12 ainsi que les reliefs de la plaque de base 11.
L'intercalaire 15 sert à recouvrir les percements dans l'intercalaire 13. La semelle antivibratoire 17 a des dimensions choisies en fonction de la fréquence propre de la voie.
La selle 19 repose sur la semelle anti-vibratoire 17. Elle est constituée d'un corps métallique, de forme générale rectangulaire, dont la partie centrale sert d'assise pour la semelle d'un rail et présente des orifices pour la fixation du rail sur la selle. De part et d'autre de sa partie centrale, la selle 19 présente au moins deux plages de fixation 18 dans chacune desquelles est percé un orifice pour recevoir un moyen de fixation pour fixer la selle 19 à la plaque de base. L'ensemble est maintenu dans la cuvette de la plaque de base 11 avec interposition d'une butée latérale 14 et d'un élément de réglage 16 insérés de chaque côté.
La selle 19 est fixée à la plaque de base 11 par l'intermédiaire de boulons, par exemple des boulons à tête marteau tels que le boulon 22, sur les tiges desquelles sont montés des dispositifs de précontrainte 20 dont la fonction est de mettre la semelle antivibratoire 17 en état de précontrainte.
Chaque dispositif de précontrainte 20 comprend un ensemble intégré de deux ressorts 21 et 23. Le premier ressort 21 est choisi avec une rigidité plus faible que celle du deuxième ressort 23 qui est disposé autour du premier. Le ressort 21 a par exemple une rigidité de 1800 N/cm tandis que le ressort 23 a par exemple une rigidité 50 à 150 kN/cm. Le premier ressort 21 est enveloppé d'une d'une coiffe 25 en tôle pour faciliter le réglage de la précontrainte et le rappel du ressort de plus grande rigidité 23.
L'ensemble est maintenu entre deux rondelles épaulées 28 et 29 enserrées entre un écrou de serrage 24 et une plage de fixation 18 de la selle. Le ressort 23 est complètement exempt de précontrainte lors du passage d'une roue sur le rail. A ce
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moment, le ressort 23 ne contribue pas à la raideur dynamique de l'ensemble roue - rail - système de fixation.
Le dispositif de support suivant l'invention peut également être réalisé sans. plaque de base. Dans ce cas, la selle précitée est fixée dans le radier, une traverse ou une structure de support quelconque. Pour un tel cas d'application, l'invention propose plus particulièrement un dispositif de support tel que représenté aux FIGS. 2 à 4.
Dans ce mode de réalisation particulier, le dispositif utilise une selle 30 comprenant un plateau 31 qui couvre le dessus de la semelle anti-vibratoire 17, et se prolonge par des flancs 33 qui s'étendent perpendiculairement au plateau de manière à couvrir les côtés de la semelle anti-vibratoire 17, et au moins deux rebords 35 situés en contrebas du plateau 31 et percés d'orifices 32 pour le passage des tiges filetées 34 destinées à fixer la selle à la structure de support.
Sur les tiges 34 se trouvent logés les ressorts de précontrainte 21 et 23. Les rebords 35 situés en contrebas du restant du corps de la selle permettent de diminuer la hauteur des tiges filetées 34 du dispositif de précontrainte. De cette manière, le dispositif de précontrainte 20 présente moins d'encombrement par rapport à la surface de roulement. De plus, les rebords 35 permettent une meil- leure adaptation du dispositif de support de rail à la surface de la voirie en cas de revêtement. Enfin, les rebords 35 permettent le placement de butées 36 sous leur surface inférieure. Ceci augmente la contre-réaction en cas de surcharge et limite ainsi le déplacement horizontal du rail dans ce cas.
Un autre avantage de la présence des butées horizontales 36 est d'éviter un encrassement en dessous de la selle, lequel encrassement est toujours susceptible de provoquer un blocage. Comme le montre la FIG. 5, l'ensemble peut se compléter d'une coiffe de protection 37 pour chaque dispositif de précontrainte 20 et d'une coiffe additionnelle 39 pour l'écrou de blocage de la coiffé de protection 37.
Le dispositif de support de rail décrit dans ce qui précède comprend donc un dispositif de précontrainte comportant deux étages élastiques avec ressorts. Il est à noter qu'il existe déjà des systèmes de fixation de rail à deux étages élastiques avec ressorts, mais ces systèmes connus ont pour seul but de tenir mécaniquement la
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selle ou la traverse en place et de permettre la déflexion de la selle. De plus, dans ces systèmes connus, la précontrainte appliquée sur les ressorts est très faible (quelques milliers de Newtons seulement).
Dans le dispositif suivant l'invention, par
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contre, une contrainte importante (de l'ordre de 10 kN) se trouve appliquée à la semelle anti-vibratoire et cette précontrainte est choisie de manière à modifier le comportement dynamique de la voie comme il est exposé ci-après.
Les semelles anti-vibratoires ont une courbe de déflexion statique telle que montré à la FIG. 6. Sur cette courbe on distingue trois zones de fonctionnement : : (a) une zone non-linéaire de mise en charge (A) ; (b) une zone quasi-linéaire (B) dans laquelle le produit doit travailler ; (c) une zone non-linéaire (C), non exploitable.
En service, la charge réelle appliquée sur un appui du rail lors du passage d'une roue de véhicule sur le rail est quasiment statique et rapide. Afin d'éviter que le point de fonctionnement de la semelle anti-vibratoire ne passe chaque fois dans la zone nonlinéaire de mise en charge de sa courbe de déflexion, il est important que la semelle antivibratoire travaille de manière continue dans la zone non-linéaire de la courbe. C'est pourquoi, lors de la fixation d'un rail, le dispositif de précontrainte suivant l'invention est réglé de manière à appliquer à la semelle anti-vibratoire une précontrainte importante telle que la semelle travaille toujours dans la zone de comportement linéaire (B).
Conformément à un aspect de l'invention, sur la base de. s données techniques de l'assise de la voie et du matériel roulant, le dispositif de précontrainte est réglé en tenant compte en premier lieu des performances en isolation anti-vibratoire (fréquence de résonance roue-rail) demandées. Ces performances imposent en général une raideur dynamique faible. De cette raideur dynamique on déduit la raideur statique demandée, laquelle est fonction de la matière dont est constituée la semelle anti-vibratoire. Avec cette raideur statique, on obtient en général des déplacements statiques du rail mportants, qui ne sont pas tolérés.
Le dispositif de précontrainte est alors réglé de manière qu'il applique à la semelle anti-vibratoire une précontrainte telle que la différence entre le déplacement du rail avant précontrainte et le déplacement du rail après précontrainte reste inférieur au déplacement du rail toléré (en général 3 mm). De préférence, la semelle est choisie de manière qu'elle travaille dans la zone quasi-linéaire de sa courbe de déflexion avec la précontrainte et la charge supplémentaire qui lui est appliquée lors du passage d'une roue.
Pour un système de fixation de rail type UIC 60, par exemple, sur béton avec travelage de 60 cm, une masse non suspendue du véhicule de 1000 kg, une charge à l'essieu de 180kN et une fréquence de résonance de l'ensemble roue/rail de 22 Hz (isolation simi-
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laire à celle qui est réalisée par une dalle flottante), il faut une raideur dynamique de la semelle anti-vibratoire dans le système de fixation d'environ 10 kN/mm (déterminée par la méthode des éléments finis). En utilisant alors pour la semelle anti-vibratoire un produit ayant une raideur statique égale à la raideur dynamique, avec la charge à l'essieu considérée (180 kN), on obtient une déflexion du rail de 4, 5 mm (FIG. 6).
On peut par exemple utiliser pour la semelle anti-vibratoire un produit microcellulaire quasi-isotrope tel que le polyuréthane à structure mixte.
Si le dispositif de précontrainte 20 est réglé de manière à appliquer à la semelle antivibratoire une précontrainte de l'ordre de 30 kN avec deux ressorts 23 de 15 kN/mm comprimés tous les deux de 1 mm, la déflexion du rail au moment du passage d'une roue est de l'ordre de 1, 5 mm, ce qui est tout à fait acceptable. Lors du passage de la roue, les deux ressorts 23 n'exercent plus d'effort de précontrainte. Seuls les ressorts de rappel 21 exercent alors un effort de précontrainte faible et le système reste ainsi dynamiquement très souple.
La FIG. 7 montre une courbe de mise en charge type d'une semelle anti-vibratoire convenant pour une charge à l'essieu de 100 à 120 kN environ, par exemple. Tenant compte de la charge statique par essieu sur appui anti-vibratoire, on obtient par exemple une charge minimale de 20 kN sur la semelle anti-vibratoire. La précontrainte appliquée par le dispositif 20 est alors choisie égale à cette charge minimale. Lors du passage d'une rame, la charge peut varier entre 20 et 30 kN. La précontrainte choisie (20 kN par exemple) fixe le point de fonctionnement minimum du système, pour lequel se produit une déflexion du rail de 4, 5 mm. Cette précontrainte est réalisée par exemple avec deux ressorts 23 de 10 kN/mm qui sont tous les deux comprimés de 1 mm.
Dans le cas où une rame applique une charge par essieu de 100 kN, l'impact moyen sur chaque appui est de l'ordre de 25 kN et cela produit une déflexion supplémentaire du rail de 1, 3 mm. Pour une charge appliquée de 120 kN par essieu, l'impact moyen sur l'appui est de l'ordre de 30 kN, ce qui produit une déflexion supplémentaire du rail de 3, 1 mm. Le point de fonctionnement du système suivant l'invention se comporte ainsi dynamiquement pour produire une déflexion de : 4, 5 mm pour une charge appliquée de 20 kN, 5, 8 mm pour une charge appliquée de 25 kN, 7, 6 mm pour une charge appliquée de 30 kN.
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On notera que les deux ressorts de précontrainte 23 dans le dispositif de précontrainte 20 suivant l'invention se libèrent complètement lors du passage de la roue. L'invention permet ainsi de réaliser des conditions de fonctionnement optimales sur appuis anti-vibratoires, c'est-à-dire une rigidité dynamique très faible tout en limitant la déflexion du rail à la valeur tolérée, par exemple 3 mm (au lieu de 8 mm).
Des essais ont été réalisés sur un tronçon de rail d'environ 6 m de long avec sept points de fixation équipés d'un dispositif de précontrainte suivant l'invention afin de vérifier le comportement statique et dynamique de l'ensemble. Les appuis utilisés sont du type
SYL. S65. XS/300.180. 50. La courbe de la FIG. 8 montre que la rigidité statique de l'échantillon en-dessous d'une charge de 15.0 kN est en moyenne de 3600 N/mm et la déflexion sous une charge de 25 kN est d'environ 8 mm. La courbe de la FIG. 9 montre que la rigidité dynamique est de l'ordre de 5600 N/m. L'effort de compression maximum mesuré est de 25 kN environ. La précontrainte a été fixée à 15 kN (FIG. 10).
Les FIG. 11 à 15 illustrent les résultats des essais effectués après montage du système.
La courbe de la FIG. 11 illustre la mise en charge statique du système. On constate que la rigidité statique est de l'ordre de :
8600 N/mm pour une charge inférieure à 15. 0 kN
3600 N/mm pour une charge supérieure à 15.0 kN.
La déflexion résiduelle à 25 kN est de l'ordre de 5 mm pour une charge lente. La déflexion statique est toujours plus importante qu'une montée en charge rapide : la FIG. 6 montre en en effet que, pour une montée à 25 kN, la déflexion est de l'ordre de 3 mm.
Le comportement dynamique de l'échantillon est illustré par les graphiques des FIG. 12 à 15 pour des paliers de charge situés à 10, 15, 20 et 25 kN. Ces graphiques montrent la rigidité dynamique est de l'ordre de :
8600 N/mm pour une charge inférieure à 15. 0 kN,
5600 N/mm pour une charge supérieure à 15.0 kN.
Ces résultats confirment l'excellent comportement dynamique du dispositif de fixation suivant l'invention, tout en limitant la déflexion du rail à + 3 mm.
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Support device for rail track
Field of the invention
The present invention is in the field of mounting rail tracks. It relates more particularly to a device for fixing a rail in direct laying on a raft or on a cross-member.
State of the art
Conventional rail fastening devices comprise at least one sole made of elastic material which gives elasticity to the wheel-rail assembly so that a certain isolation from the environment is obtained with respect to the vibrations produced by the dynamic forces applied. on the rails when passing vehicles.
Almost always directly below the rail is an elastic device made up of a relatively rigid sole. A second, more flexible sole is often found below a metal sole or a crosspiece. This second sole provides anti-vibration isolation.
The first flexural resonance frequency of the wheel / rail assembly is conditioned by the dynamic stiffness of the soles. This resonant frequency is inversely proportional to the anti-vibration performance of the rail fastening system: a low resonant frequency gives better anti-vibration isolation than a high resonant frequency.
With soles which have a low dynamic stiffness, the first resonance frequency of the wheel-rail assembly is reduced, which gives good anti-vibration filtration. The best filtration is therefore obtained with the lowest dynamic stiffness for the soles.
There is, however, a physical limit below this dynamic stiffness of the flanges used in current rail fastening systems. The dynamic stiffness is directly related to the static stiffness of the soles. The static stiffness of the soles cannot be too low because it directly influences the deflection of the rail when a vehicle passes over the rails. This deflection of the rails is generally limited to approximately 3 mm.
This static deflection limit of the rail imposes a minimum static stiffness, and thus a
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minimum dynamic stiffness of the anti-vibration sole. This phenomenon limits the vibration isolation performance of current rail fastening systems. For most known fixing devices, the resonant frequency is between 35 and 60 Hz.
To obtain insulation performance higher than that obtained with conventional fastening systems, the fastening function and the insulation function must be completely decoupled. This is achieved in systems of the floating slab type in which the rail supports are fixed to a slab which is itself isolated from the environment by anti-vibration pads placed between the slab and the slab (or floor).
For a floating panel, the resonance frequency is between 10 and 25 Hz approximately, which ensures better anti-vibration filtration. Anti-vibration systems of this type are, however, very expensive and difficult to maintain.
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Summary of the invention
The aim of the present invention is to produce devices for fixing rails in direct installation on the raft or on the cross-member,
which have anti-vibration insulation performance close to that obtained with laying on a floating slab and which at the same time ensure good stability for the rails -
This objective is achieved according to the invention by a rail support device comprising a saddle placed on an anti-vibration sole and fixed by means consisting of an elastic prestressing device arranged to apply to the anti-vibration sole a predetermined prestress. so as to limit the static deflection of the rail to a predetermined value when a vehicle passes over the rail.
Thanks to the pretension applied according to the invention, the anti-vibration sole works in the quasi-linear behavior zone of its deflection curve. When a wheel then passes over the rail over a fixing device, the operating point of the anti-vibration sole remains in the quasi-linear behavior zone.
The prestressing force becomes very low during the passage of the wheel and the static deflections of the rail are limited while the desired anti-vibration isolation is ensured. The device according to the invention thus ensures, for fixing the rail, a high apparent static stiffness combined with a low dynamic stiffness. Another
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application of the device according to the invention is the installation of two curved rails, the invention making it possible to reduce the squeal noise.
The rail support device according to the invention can be produced with or without a metal base plate. In the first case, the saddle carrying the rail is fixed to the base plate by means of the prestressing devices. In the second case, the saddle is fixed directly in the road through the prestressing devices.
The invention also provides a specific saddle intended to be used with advantages in the rail support devices according to the invention in which the saddle is fixed directly in the road.
Brief description of the drawings
FIG. 1 shows a section in a first embodiment of the support device according to the invention;
FIG. 2 shows a section in a second embodiment of the invention, taken along the line ll-ll of FIG. 3;
FIG. 3 is a top view of the saddle used in the device of FIG. 2;
FIG. 4 is a section along the line IV-IV of FIG. 3;
FIG. 5 shows a variant of the device of FIG. 2;
FIG. 6 shows a static deflection curve typical of an anti-vibration sole;
FIG. 7 shows a typical loading curve of an anti-vibration sole with a fixing device according to the invention;
FIG. 8 shows the static stiffness curve of an example support for rail;
FIG. 9 shows the dynamic stiffness curve of an example of support for rail track;
FIG. 10 shows the loading curve of the prestressing springs in a device according to the invention;
FIG. 11 shows the static loading curve of a device according to the invention;
FIGS. 12 to FIG. 15 illustrate the dynamic rigidities observed with 1 device according to the invention for four load levels on the supports for n rail sample fixed with a device according to the invention.
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Description of embodiments of the invention The support device shown in FIG. 1 essentially comprises a base plate 11 fixed in a concrete slab or a crosspiece (not shown), an anti-vibration sole 17 and a saddle 19 on which is fixed a rail. The base plate 11 has practically vertical walls and thus forms a bowl. It is fixed in the support structure by bolts 12. An insert 13 is provided, if necessary, with a thickness chosen to allow the head of the fixing nuts 12 to be leveled as well as the reliefs of the base plate 11.
The interlayer 15 serves to cover the openings in the interlayer 13. The anti-vibration sole 17 has dimensions chosen as a function of the natural frequency of the track.
The saddle 19 rests on the anti-vibration sole 17. It consists of a metal body, of generally rectangular shape, the central part of which serves as a seat for the sole of a rail and has holes for fixing the rail. on the saddle. On either side of its central part, the saddle 19 has at least two fixing areas 18 in each of which an orifice is pierced to receive a fixing means for fixing the saddle 19 to the base plate. The assembly is held in the bowl of the base plate 11 with the interposition of a lateral stop 14 and an adjustment element 16 inserted on each side.
The saddle 19 is fixed to the base plate 11 by means of bolts, for example hammer head bolts such as the bolt 22, on the rods of which are mounted prestressing devices 20 whose function is to put the sole anti-vibration 17 in prestressed condition.
Each prestressing device 20 comprises an integrated set of two springs 21 and 23. The first spring 21 is chosen with a lower rigidity than that of the second spring 23 which is arranged around the first. The spring 21 has for example a rigidity of 1800 N / cm while the spring 23 has for example a rigidity of 50 to 150 kN / cm. The first spring 21 is wrapped in a sheet metal cap 25 to facilitate the adjustment of the preload and the return of the more rigid spring 23.
The assembly is held between two shoulder washers 28 and 29 sandwiched between a tightening nut 24 and an attachment pad 18 of the saddle. The spring 23 is completely free from prestressing when a wheel passes over the rail. At this
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moment, the spring 23 does not contribute to the dynamic stiffness of the wheel - rail - fixing system assembly.
The support device according to the invention can also be produced without. base plate. In this case, the aforementioned saddle is fixed in the raft, a cross member or any support structure. For such an application case, the invention more particularly proposes a support device as shown in FIGS. 2 to 4.
In this particular embodiment, the device uses a saddle 30 comprising a plate 31 which covers the top of the anti-vibration sole 17, and is extended by flanks 33 which extend perpendicular to the plate so as to cover the sides of the anti-vibration sole 17, and at least two flanges 35 located below the plate 31 and pierced with holes 32 for the passage of the threaded rods 34 intended to fix the saddle to the support structure.
On the rods 34 are housed the prestressing springs 21 and 23. The flanges 35 located below the remainder of the saddle body make it possible to reduce the height of the threaded rods 34 of the prestressing device. In this way, the prestressing device 20 has less bulk compared to the running surface. In addition, the flanges 35 allow better adaptation of the rail support device to the road surface in the event of coating. Finally, the flanges 35 allow the placement of stops 36 under their lower surface. This increases the feedback in the event of overload and thus limits the horizontal displacement of the rail in this case.
Another advantage of the presence of the horizontal stops 36 is to avoid fouling below the saddle, which fouling is always liable to cause blockage. As shown in FIG. 5, the assembly can be completed with a protective cap 37 for each prestressing device 20 and an additional cap 39 for the locking nut of the protective cap 37.
The rail support device described in the foregoing therefore comprises a prestressing device comprising two elastic stages with springs. It should be noted that there are already two-stage elastic rail fixing systems with springs, but these known systems have the sole purpose of mechanically holding the
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saddle or crosses it in place and allow deflection of the saddle. In addition, in these known systems, the preload applied to the springs is very low (a few thousand Newtons only).
In the device according to the invention, by
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against, a significant stress (of the order of 10 kN) is applied to the anti-vibration soleplate and this prestressing is chosen so as to modify the dynamic behavior of the track as it is exposed below.
The anti-vibration soles have a static deflection curve as shown in FIG. 6. On this curve, three operating zones are distinguished: (a) a non-linear loading zone (A); (b) a quasi-linear zone (B) in which the product must work; (c) a non-linear zone (C), which cannot be used.
In service, the actual load applied to a rail support when a vehicle wheel passes over the rail is almost static and rapid. In order to avoid that the operating point of the anti-vibration soleplate passes each time into the nonlinear zone of loading of its deflection curve, it is important that the anti-vibration soleplate works continuously in the non-linear zone. of the curve. This is why, when fixing a rail, the prestressing device according to the invention is adjusted so as to apply to the anti-vibration soleplate a significant prestressing such that the soleplate always works in the zone of linear behavior ( B).
In accordance with one aspect of the invention, based on. s technical data for the seat of the track and the rolling stock, the prestressing device is adjusted by first taking into account the performance in anti-vibration isolation (wheel-rail resonance frequency) required. These performances generally impose a low dynamic stiffness. From this dynamic stiffness, the required static stiffness is deduced, which is a function of the material of which the anti-vibration sole is made. With this static stiffness, we generally obtain static displacements of the heavy rail, which are not tolerated.
The prestressing device is then adjusted so that it applies prestressing to the anti-vibration soleplate such that the difference between the displacement of the rail before prestressing and the displacement of the rail after prestressing remains less than the displacement of the tolerated rail (in general 3 mm). Preferably, the sole is chosen so that it works in the quasi-linear zone of its deflection curve with the preload and the additional load which is applied to it during the passage of a wheel.
For a UIC 60 rail fastening system, for example, on concrete with 60 cm travel, an unsprung vehicle mass of 1000 kg, an axle load of 180kN and a resonance frequency of the wheel assembly / 22 Hz rail (simulated insulation
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laire to that which is achieved by a floating slab), it requires a dynamic stiffness of the anti-vibration sole in the fixing system of about 10 kN / mm (determined by the finite element method). By then using a product having a static stiffness equal to the dynamic stiffness for the anti-vibration soleplate, with the axle load considered (180 kN), a deflection of the rail of 4.5 mm is obtained (FIG. 6) .
One can for example use for the anti-vibration sole a quasi-isotropic microcellular product such as polyurethane with mixed structure.
If the prestressing device 20 is adjusted so as to apply a prestressing of the order of 30 kN to the anti-vibration soleplate with two springs 23 of 15 kN / mm compressed both by 1 mm, the deflection of the rail at the time of passage of a wheel is of the order of 1.5 mm, which is entirely acceptable. During the passage of the wheel, the two springs 23 no longer exert a prestressing force. Only the return springs 21 then exert a low prestressing force and the system thus remains dynamically very flexible.
FIG. 7 shows a typical loading curve of an anti-vibration sole suitable for an axle load of approximately 100 to 120 kN, for example. Taking into account the static load per axle on anti-vibration support, we obtain for example a minimum load of 20 kN on the anti-vibration sole. The prestress applied by the device 20 is then chosen to be equal to this minimum load. When passing a train, the load can vary between 20 and 30 kN. The pre-stress chosen (20 kN for example) fixes the minimum operating point of the system, for which a rail deflection of 4.5 mm occurs. This prestressing is carried out for example with two springs 23 of 10 kN / mm which are both compressed by 1 mm.
In the case where a train applies an axle load of 100 kN, the average impact on each support is of the order of 25 kN and this produces an additional rail deflection of 1, 3 mm. For an applied load of 120 kN per axle, the average impact on the support is around 30 kN, which produces an additional rail deflection of 3.1 mm. The operating point of the system according to the invention thus behaves dynamically to produce a deflection of: 4.5 mm for an applied load of 20 kN, 5.8 mm for an applied load of 25 kN, 7.6 mm for a applied load of 30 kN.
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It will be noted that the two prestressing springs 23 in the prestressing device 20 according to the invention are completely released during the passage of the wheel. The invention thus makes it possible to achieve optimal operating conditions on anti-vibration supports, that is to say a very low dynamic rigidity while limiting the deflection of the rail to the tolerated value, for example 3 mm (instead of 8 mm).
Tests were carried out on a section of rail approximately 6 m long with seven fixing points equipped with a prestressing device according to the invention in order to verify the static and dynamic behavior of the assembly. The supports used are of the type
SYL. S65. XS / 300.180. 50. The curve of FIG. 8 shows that the static rigidity of the sample below a load of 15.0 kN is on average 3600 N / mm and the deflection under a load of 25 kN is approximately 8 mm. The curve of FIG. 9 shows that the dynamic rigidity is of the order of 5600 N / m. The maximum compression force measured is approximately 25 kN. The prestressing has been set at 15 kN (FIG. 10).
FIGS. 11 to 15 illustrate the results of the tests carried out after assembly of the system.
The curve of FIG. 11 illustrates the static loading of the system. It can be seen that the static rigidity is of the order of:
8600 N / mm for a load less than 15. 0 kN
3600 N / mm for a load greater than 15.0 kN.
The residual deflection at 25 kN is around 5 mm for a slow load. Static deflection is always more important than a rapid increase in load: FIG. 6 indeed shows that, for a rise to 25 kN, the deflection is of the order of 3 mm.
The dynamic behavior of the sample is illustrated by the graphs in FIGs. 12 to 15 for load bearings located at 10, 15, 20 and 25 kN. These graphs show the dynamic stiffness is around:
8600 N / mm for a load less than 15. 0 kN,
5600 N / mm for a load greater than 15.0 kN.
These results confirm the excellent dynamic behavior of the fixing device according to the invention, while limiting the deflection of the rail to + 3 mm.