Triebgestell für elektrische Fahrzeuge. Es werden immer wieder neue Lösungen vorgeschlagen, um die ideal einfache Anord nung des sogenannten Tatzenlagermotors mit Zahnradübersetzung so zu verbessern, dass die Achsstösse vermindert werden. Bekannt lich ruht bei dieser Anordnung der Trieb wotor mit etwa der Hälfte seines Gewichtes ungefedert auf der Triebachse, während er an der dieser Lagerung abgewendeten Seite federnd am Drehgestellrahmen aufgehängt ist.
Zur Klarstellung der Verhältnisse diene zunächst folgende grundsätzliche Betrach tung an Hand der Fig. 1 und 2 über das Kräftespiel beim Tatzenlagermotor. Der An ker des Motors 1 erteilt dem Triebrad 2 das Moment M. Am Zahnkolben 3 entsteht der Zahndruck P und in den Motorankerlagern ein gleich grosser Lagerdruck nach unten. Dieser Lagerdruck erzeugt einerseits eine Reaktionskraft in den Tatzenlagern 6, ander seits eine Zugkraft am Hängeeisen 4, welche auf den Rahmen 5 belastend wirkt. Dadurch werden aber auch die Tragfedern mehr be lastet.
Bei Fahrt in der entgegengesetzten Richtung kehren die Kräfte ihre Richtung um, wobei dann die Tragfedern weniger be lastet werden.
Diese dem Strassenbahnmotor mit Zahn- radübersetzung eigentümliche Beeinflussung der Tragfedern ist ein nicht zu unterschät- zender Nachteil des Tatzenlagermotors, da die Rechnung zeigt, dass die zusätzliche Be lastung der Tragfedern bis zu 35 % der sta tisch vorhandenen Last betragen kann, Ein weiterer Nachteil liegt daran, dass das Zahnrad bei vertikalem Spiel der Triebachse 7 drehende Impulse auf die grosse Trägheits masse des Rotors überträgt.
Wenn sich die Triebachse 7 nach oben bewegt, so ist zu nächst die Massenträgheit des. Motors zu über winden. Ferner ist dem Rotor der erwähnte drehende Impuls zu erteilen, was in der Wir kung einer ,scheinbaren Massenvergrösserung entspricht, die wegen der Zahnradüberset zung relativ gross ausfällt. Es sind Ausfüh rungen bekannt, bei welchen der Anteil des Rotors am Gesamtstoss bis zu 80 % beträgt.
Durch diese ,Stösse, welche sich über die Ver zahnung auf den Rotor übertragen, leiden die Getriebe. Überdies erzeugt der Stoss auf das Zahnrad eine Tangentialkraft am Triebrad umfang, was ein momentanes Gleiten an der Berührungsstelle mit der Schiene verursacht. Dieses zerstörende Gleiten ist die eigentliche Ursache der häufig beobachteten Abnützun gen an den Schienen.
Um diese Nachteile mindestens zum Teil beseitigen zu können, würde die in Fig. 3 schematisch dargestellte, ebenfalls bekannte Anordnung vorgeschlagen. Gemäss dieser Konstruktion ist der Motor 1 vom Getriebe 3, 3' abgetrennt am gefederten Fahrzeugrahmen 5 gelagert, während das Zahnradgetriebe, be stehend aus Zahnrad 3' und Kolben 3, in einen Radkasten 8 eingeschlossen wurde, den man Tatzenlagergetriebekasten nennen kann,
weil er .sich genau wie der obenerwähnte Tatzenlagermotor einerseits auf die Trieb achse 7 abstützt und anderseits am Fahrzeug- rahmen 5 allseitig beweglich aufgehängt ist. Natürlich erfordert diese Anordnung ein Zwi schenglied, das die Relativbewegung zwi schen Motorwelle und Kolbenwelle gestattet.
Diese Lösung besitzt noch die Nachteile, dass trotz der Befestigung des Motors 1 im ge federten Fahrzeugrahmen 5 immer noch in grossem Masse Achsstösse über das Zahnrad 3' und den Kolben 3 auf den Rotor des Trieb motors 1 übertragen werden, und dass die je nach der Fahrtrichtung wechselnden- Kräfte im Aufhängepunkt des Tatzenlagergetriebe kastens zusätzliche Belastungen oder Ent lastungen in der Fahrzeugabfederung hervor rufen.
Die mit Tatzenlagergetriebekasten ver sehene Anordnung weist also, jedoch in we niger bedeutendem Masse, beide für den Tat zenlagermotor vorerwähnten Nachteile auf (zusätzliche Belastung der Tragfedern sowie die bei Vertikalbewegungen der Achse am Kolben auftretenden Drehimpulse).
Der Zweck der vorliegenden Erfindung ist, eine neue Lösung zu schaffen, durch wel che die angedeuteten Nachteile auf jeden Fall verkleinert werden können, oder der eine oder der andere vollständig beseitigt werden kann.
Gegenstand der Erfindung ist ein Trieb gestell für elektrische Fahrzeuge, in welchem die Triebachse durch einen am gefederten Fahrzeugrahmen abgestützten Motor vermit tele eines aus Zahnrad und Zahnkolben be stehenden Zahnradgetriebes angetrieben wird und in welchem der Getriebekasten auf der Triebachse gelagert ist, wobei zwischen der Motorwelle und der Kolbenwelle ein Zwi schenglied eingeschaltet ist, das die Relativ bewegung zwischen den genannten Wellen gestattet, dadurch gekennzeichnet, dass eine Drehmomentstütze vorgesehen ist,
welche zwischen dem Getriebekasten und dem Fahr zeugrahmen derart angeordnet ist, dass die durch die Befestigungspunkte dieser Dreh momentstütze auf dem Getriebekasten und auf dem Fahrzeugrahmen durchgehende Ge rade unter einem Winkel zur Horizontalen steht, der zwischen 0 und 15 liegt.
Die Fig. 4 bis 6 der beiliegenden Zeich- nung stellen schematisch zwei beispielsweise Ausführungsformen des Triebgestelles nach der Erfindung dar.
Fig. 4 zeigt eine Vorderansicht der ersten Ausführungsform nach IV-IV der Fig. 5. Fig. 5 zeigt eine Draufsicht, teilweise im Schnitt, dieser Ausführungsform, und Fig. 6 ist eine schematische Vorderansicht der zweiten Ausführungsform.
In der in Fig. 4 und 5 dargestellten Aus führungsform ist der Motor 1 im. Rahmen 5 des Fahrzeuges fest eingebaut. Auf der Triebachse 7 ist der Getriebekasten 8 vermit tels Lager 8' gelagert. Die Motorwelle 9 ist hohl und von einer Kardanwelle 10 durch setzt, welch letztere vermittels beliebiger Ge lenke 11 einerseits mit der Motorwelle 9, an derseits mit dem Kolben 3 verbunden ist.
Der Getriebekasten 8, welcher mit seinem Gewicht hauptsächlich auf der Triebachse 7 ruht, ist durch eine bewegliche Drehmoment stütze 12 mit einem festen Punkt 13 am Fahrzeugrahmen gelenkig verbunden.
Die Drehmomentstütze 12 besteht aus einer horizontalen Kuppelstange, deren Länge grösser ist als der Durchmesser des Zahnrades 3'. In. andern Ausführungsformen kann die Länge dieser ,Stange zwischen den Werten des Zahnraddurchmessers und dem doppelten Triebraddurchmesser variieren.
Anstatt dass das vom Motor entwickelte Drehmoment wie bei der gewöhnlichen Ge- triebekastenaufhängung nach Fig. 3 eine ver tikale Zug- oder Druckkraft auf den Rahmen ausübt, wirkt die je nach Fahrtrichtung ent stehende Zug- oder Druckkraft in der Dreh momentstütze in horizontaler Richtung.
Die Kräftereaktion findet an unschädlicher Stelle in den Achslagerführungen statt. Ein wei terer Vorteil dieser Bauart gegenüber der üblichen vertikalen Aufhängung- des Ge- triebekastens besteht darin, dass bei vertika lem Spiel der Triebachse 7 im Rahmen 5 der Getriebekasten praktisch parallel geführt wird, was eine Abschwächung der oben erwähnten Drehimpulse auf die Motormasse zur Folge hat.
Streng genommen ist Parallel führung nur bei unendlicher Länge der Dreh- momentstütze vorhanden. Da es, sich aber bei den Vertikalbewegungen der Triebachse um Werte der Grössenordnung 20 bis 30 mm han delt, so spielt die Abweichung von der voll kommenen Parallelführung keine Rolle.
Bei spielsweise ist bei einer Aufwärtsbewegung des Rades von 20 mm und bei einer Dreh momentstützenlänge von 1 m die Abweichung des interessierenden Kolbenmittelpunktes von einem parallel geführten Mittelpunkt nur etwa 0,2 mm, wenn der Zahnraddurchmesser 0,6 m und der Zahnkolbendurchmesser 0,2 m beträgt.
In der zweiten Ausführungsform gemäss Fig. 6 besteht die den Getriebekasten 8 mit dem Rahmen 5 verbindende Drehmoment stütze 12 aus einer unter einem kleinen Win kel zur Horizontalen liegenden Stange. Die ser Winkel ist höchstens 15 , vorzugsweise aber kleiner als dieser Höchstwert.
Im Falle der horizontalen Drehmoment stütze und im Falle der geneigten Dreh momentstütze könnte diese Stütze in ihrer Längsrichtung leicht federnd gemacht wer den, damit etwaige Anfahrstösse gedämpft sind.
Driving frame for electric vehicles. New solutions are constantly being proposed to improve the ideally simple arrangement of the so-called paw-bearing motor with gear ratio so that the axle shocks are reduced. Known Lich rests in this arrangement of the drive motor with about half its weight unsprung on the drive axle, while it is resiliently suspended on the bogie frame on the side facing away from this storage.
To clarify the situation, the following basic consideration is first used with reference to FIGS. 1 and 2 on the play of forces in the paw-bearing motor. The armature of the motor 1 gives the drive wheel 2 the torque M. At the toothed piston 3, the tooth pressure P is created and in the motor armature bearings an equal downward bearing pressure. This bearing pressure generates, on the one hand, a reaction force in the paw bearings 6, on the other hand, a tensile force on the hanging iron 4, which acts on the frame 5 in a stressful manner. However, this also puts more strain on the suspension springs.
When driving in the opposite direction, the forces reverse their direction, in which case the suspension springs are less loaded.
This influence on the suspension springs, which is peculiar to the tram engine with gear transmission, is a disadvantage of the pawl bearing motor that should not be underestimated, as the calculation shows that the additional load on the suspension springs can be up to 35% of the static load. Another disadvantage is because the gear wheel transmits rotating impulses to the large inertial mass of the rotor with vertical play of the drive axis 7.
When the drive axis 7 moves upwards, the inertia of the motor is to be overcome. Furthermore, the rotor is to be given the aforementioned rotating impulse, which corresponds in the We effect to an apparent increase in mass which is relatively large because of the gear ratio. Versions are known in which the rotor accounts for up to 80% of the total shock.
The gears suffer from these shocks, which are transmitted to the rotor via the teeth. In addition, the impact on the gear generates a tangential force on the drive wheel circumference, which causes momentary sliding at the point of contact with the rail. This destructive sliding is the actual cause of the frequently observed wear and tear on the rails.
In order to be able to at least partially eliminate these disadvantages, the arrangement shown schematically in FIG. 3, likewise known, would be proposed. According to this construction, the engine 1 is separated from the transmission 3, 3 'and mounted on the sprung vehicle frame 5, while the gear transmission, consisting of gear 3' and piston 3, was enclosed in a wheel housing 8, which can be called a paw-bearing gear case,
because it .sich just like the above-mentioned paw-bearing motor on the one hand is supported on the drive axis 7 and on the other hand is suspended on the vehicle frame 5 so that it can move on all sides. Of course, this arrangement requires an inter mediate member that allows relative movement between the motor shaft and piston shaft.
This solution still has the disadvantages that despite the mounting of the motor 1 in the sprung vehicle frame 5, still to a large extent axle shocks are transmitted via the gear 3 'and the piston 3 to the rotor of the drive motor 1, and that depending on the Changing direction of travel forces in the suspension point of the pawl bearing gear box cause additional loads or relief in the vehicle suspension.
The arrangement provided with paw-bearing gear box has, however, to a significant extent, both of the disadvantages mentioned above for the Tat zenlagermotor (additional load on the suspension springs and the angular momentum occurring during vertical movements of the axis on the piston).
The purpose of the present invention is to create a new solution by which the indicated disadvantages can in any case be reduced, or one or the other can be completely eliminated.
The invention relates to a drive frame for electric vehicles, in which the drive axle is driven by a motor supported on the sprung vehicle frame vermit tele of a gear and toothed piston be standing gear drive and in which the gearbox is mounted on the drive axle, with between the motor shaft and the piston shaft an intermediate member is switched on, which allows the relative movement between said shafts, characterized in that a torque support is provided,
which is arranged between the gear box and the driving tool frame such that the straight through the fastening points of this torque support on the gear box and on the vehicle frame is at an angle to the horizontal that is between 0 and 15.
4 to 6 of the accompanying drawings show schematically two exemplary embodiments of the drive frame according to the invention.
Fig. 4 shows a front view of the first embodiment according to IV-IV of Fig. 5. Fig. 5 shows a plan view, partly in section, of this embodiment, and Fig. 6 is a schematic front view of the second embodiment.
In the embodiment shown in Fig. 4 and 5, the engine 1 is in the. Frame 5 of the vehicle permanently installed. On the drive axle 7 of the gear box 8 is supported by means of bearings 8 '. The motor shaft 9 is hollow and is set by a cardan shaft 10, the latter being connected to the motor shaft 9 on the one hand and to the piston 3 on the other hand by means of any Ge joints.
The gear box 8, which rests with its weight mainly on the drive axle 7, is articulated by a movable torque support 12 with a fixed point 13 on the vehicle frame.
The torque support 12 consists of a horizontal coupling rod, the length of which is greater than the diameter of the gear 3 '. In. In other embodiments, the length of this rod can vary between the values of the gear wheel diameter and twice the drive wheel diameter.
Instead of the torque developed by the motor exerting a vertical tensile or compressive force on the frame as in the usual gear case suspension according to FIG. 3, the tensile or compressive force that arises depending on the direction of travel acts in the horizontal direction in the torque support.
The force reaction takes place in a harmless place in the axle bearing guides. Another advantage of this design over the usual vertical suspension of the gear box is that with vertical play of the drive axis 7 in the frame 5, the gear box is practically parallel, which results in a weakening of the above-mentioned angular momentum on the motor mass .
Strictly speaking, parallel guidance is only available with an infinite length of the torque arm. However, since the vertical movements of the drive axis are values of the order of magnitude of 20 to 30 mm, the deviation from the perfectly parallel guidance does not matter.
For example, with an upward movement of the wheel of 20 mm and a torque support length of 1 m, the deviation of the piston center point of interest from a parallel center point is only about 0.2 mm if the gear wheel diameter is 0.6 m and the toothed piston diameter 0.2 m amounts.
In the second embodiment according to FIG. 6, the gear box 8 with the frame 5 connecting torque support 12 consists of a rod below a small angle to the horizontal. This angle is at most 15, but preferably less than this maximum value.
In the case of the horizontal torque support and in the case of the inclined torque support this support could be made slightly resilient in its longitudinal direction who the, so that any starting shocks are dampened.