Einzelachsantrieb für elektrisch betriebene Fahrzeuge Für die Kraftübertragung zwischen Motor und Triebrädern bei elektrisch angetriebenen Fahrzeugen ist es bekannt, die kraftschlüssige Verbindung zwi schen dem am Triebmotor gelagerten Getriebegross rad und der Radachse durch einen Mitnehmerstern zu bewerkstelligen, dessen Mitnehmerarme radial und tangential verschiebbar in die die Kupplungsfedern enthaltenden Federkammern des Grossrades eingrei fen. Bei dieser Art Federkupplung wird einerseits die notwendige Relativbewegung zwischen Triebachse und Motor ermöglicht und anderseits eine sehr er wünschte Federung in Umfangsrichtung erzielt. Nach dem gleichen Bauprinzip werden neuerdings auch An triebe konstruiert, bei denen anstelle der Federn vor nehmlich auf Schub beanspruchte Gummielemente zwischen Getriebegrossrad und Mitnehmerstern ange ordnet sind.
Diesen Lösungen wird mitunter vorgehalten, dass sie bei ihrer Anwendung im Triebwagenbau eine un erwünschte Versteifung der Achsfederung im Dreh gestell mit sich bringen. Im Hinblick auf die Bequem lichkeit der Reisenden werden sowohl geringe Trieb raddurchmesser als auch ein möglichst grosses Verti kalspiel der Achsen gegenüber dem Drehgestell an gestrebt. Kleine Raddurchmesser beschränken jedoch das für den Antrieb verfügbare Bauvolumen, so dass aus konstruktiven Gründen dem erwähnten Spiel mit unter Grenzen gesetzt sind.
Beim sogenannten Scheibenantrieb und den mit ihm verwandten Konstruktionen, wo das Drehmoment mittels einer Kardanwelle übertragen wird, die einer seits mit der Hohlwelle des Motors und anderseits mit der Ritzelwelle des Übersetzungsgetriebes über Ring scheiben bzw. Scheibenfedern gekuppelt wird, ist eine versteifende Wirkung auf die Achsfederung praktisch nicht vorhanden. Da die der beweglichen Drehmo mentübertragung dienende Kardanwelle auf der Rit- zelseite des Getriebes angreift, kommt das vertikale Achsspiel nur in vermindertem Ausmass zur Geltung, und es sind auch die zentrierenden Kräfte der Kar- dananordnung bedeutend schwächer. Anderseits wird die Ausrüstung der Triebmotoren mit einer Hohlwelle mitunter als nachteilig empfunden.
Die vorliegende Erfindung bezieht sich nunmehr auf einen Einzelachsantrieb für elektrisch betriebene Fahrzeuge mit Stirnradübersetzung zwischen der Triebradachse und dem im Drehgestell gelagerten An triebsmotor, dessen Drehmoment mittels einer Gummielemente aufweisenden Kupplung übertragen wird, bei welchem die erwähnten Nachteile vermie den werden sollen. Gemäss der Erfindung wird dies dadurch erreicht, dass die radial und tangential ela stische Kupplung einerseits mit der Motorwelle und anderseits mit der Welle des Getrieberitzels unmittel bar in Verbindung steht, wobei das Getrieberitzel in einem Getriebekasten gelagert ist, der sich einerseits auf die Triebradachse abstützt und anderseits am Drehgestell pendelnd aufgehängt ist.
An Hand der Zeichnung sei die Erfindung näher erläutert, und zwar zeigen die Fig. 1 und 2 ein Aus führungsbeispiel in Aufriss bzw. Grundriss, wobei Fig. 1 einen Schnitt nach der Linie A -A der Fig. 2 darstellt.
Wie aus diesen Figuren hervorgeht, steht das auf der Triebachse 1 fest angeordnete grosse Antriebs zahnrad 2 mit dem Ritzel 3 in Eingriff. Dieses ist in einem steifen Radkasten 4 gelagert, welcher sich einerseits über Wälzlager auf die Nabe des Zahnrades 2 abstützt und anderseits am Zapfen 9 über eine Kup pelstange 10 am Drehgestell pendelnd aufgehängt ist. Der aus dem Radkasten 4 tretende Wellenstummel des Ritzels 3 trägt eine Mitnehmerscheibe 5, der eine ähnliche, mit der Welle 1 des Triebmotors 8 verbun dene Mitnehmerscheibe 7 gegenübersteht. Zwischen beiden Scheiben ist eine Anzahl von Gummielemen ten 6 angeordnet, deren Metallarmaturen 6' mit den Scheiben 5 und 7 verschraubt sind.
Diese Scheiben und Gummielemente bilden somit eine in tangentialer und radialer Richtung elastische Kupplung zwischen Triebmotor 8 und Getrieberitzel 3, wobei die Gummi elemente 6 der Kupplung hauptsächlich auf Schub beansprucht werden. Durch die pendelnde Aufhän gung des Getriebekastens am Drehgestell kann er reicht werden, dass die Zentren des Ritzels 3 und der Motorwelle 11 bei halber Fahrzeugnutzlast zusam menfallen.
Es ist ohne weiteres ersichtlich, dass die Vertikal bewegungen des Triebradsatzes an der Kupplung in einem verminderten Ausmass in Erscheinung treten, das durch das Abstandsverhältnis des Aufhängepunk tes beim Zapfen 9 zum Ritzel- bzw. Triebachszen trum gegeben ist. Die durch die Achsbewegung be dingte Formänderung der Gummielemente ist ent sprechend kleiner. Im gleichen Verhältnis geht auch die Wirkung der mit der Deformation dieser Elemente verbundenen Rückstellkräfte auf die Triebachse zu rück. Dazu kommt, dass die Kupplung bei Anordnung auf der Ritzelseite des Getriebes nur für das Motor drehmoment ausgelegt werden muss.
Ihre Dimen- sionierung wird erleichtert, und es ist in vielen Fällen eine weitere Reduktion der Rückstellkräfte möglich.
Im Beispiel der Fig. 1 und 2 wird die Elastizität in einer Stufe und unter Verwendung sektorförmiger Gummielemente erzielt. Selbstverständlich können für die letzteren auch andere Formen und Anordnungen gewählt werden, insbesondere lässt sich von der Mög lichkeit der Vorspannung Gebrauch machen. Es ist aber auch die Serieschaltung elastischer Verbindungen denkbar. Eine solche, zur Erzielung grosser Dreh elastizität besonders geeignete Anordnung ist in den Fig. 3 im Längs- und in Fig. 4 im Querschnitt darge stellt.
Bei diesem Ausführungsbeispiel besteht die Kupp lung aus einem inneren Kranz von beispielsweise sek torförmigen Gummielementen 12 und einem äusseren Kranz aus segmentförmigen Gummielementen 13. Der innere Kranz 12, der radiale und tangentiale Ver- schiebungen ermöglicht, steht einerseits über eine Mit nehmerscheibe 14 mit der Welle des Ritzels 3 und anderseits über ein Zwischenstück 15 mit dem äusse ren Kranz 13 in Verbindung, der der Kupplung vor wiegend tangentiale Elastizität verleiht. Der äussere Kranz 13 ist über eine Mitnehmerscheibe 16 mit der Motorwelle fest verbunden und übernimmt ausserdem die Winkeländerungen zwischen Ritzel und Motor welle, wie sie sich bei einseitigem Anheben eines Rad satzes ergeben können.
Single axle drive for electrically powered vehicles For power transmission between the engine and drive wheels in electrically powered vehicles, it is known to accomplish the frictional connection between the large gear mounted on the drive motor and the wheel axle by means of a drive spider, the drive arms of which can be moved radially and tangentially into the clutch springs containing spring chambers of the large wheel engrei fen. With this type of spring clutch, on the one hand, the necessary relative movement between the drive axis and motor is made possible and, on the other hand, a very desired suspension in the circumferential direction is achieved. Recently, the same construction principle has also been used to design drives in which instead of the springs, rubber elements that are primarily subjected to thrust are arranged between the large gear wheel and the drive spider.
These solutions are sometimes held to be the fact that they bring an undesirable stiffening of the axle suspension in the bogie when used in railcar construction. With regard to the convenience of travelers, both small drive wheel diameters and the largest possible vertical play of the axes with respect to the bogie are sought. However, small wheel diameters limit the structural volume available for the drive, so that, for structural reasons, the mentioned play is also subject to limits.
In the case of the so-called disc drive and the constructions related to it, where the torque is transmitted by means of a cardan shaft, which is coupled to the hollow shaft of the motor on the one hand and to the pinion shaft of the transmission gear via ring discs or disc springs, has a stiffening effect on the axle suspension practically nonexistent. Since the cardan shaft, which is used for moving torque transmission, engages on the pinion side of the gear unit, the vertical axial play is only shown to a lesser extent, and the centering forces of the cardan arrangement are also significantly weaker. On the other hand, equipping the drive motors with a hollow shaft is sometimes felt to be disadvantageous.
The present invention now relates to a single axle drive for electrically powered vehicles with spur gear ratio between the drive wheel axle and the drive motor mounted in the bogie, the torque of which is transmitted by means of a clutch having rubber elements, in which the disadvantages mentioned are to be avoided. According to the invention, this is achieved in that the radial and tangential elastic coupling is directly connected to the motor shaft on the one hand and to the shaft of the gear pinion on the other hand, the gear pinion being mounted in a gear box which is supported on the one hand on the drive wheel axle and on the other hand is suspended pendulum on the bogie.
The invention will be explained in more detail with reference to the drawing, namely FIGS. 1 and 2 show an exemplary embodiment in elevation or plan, FIG. 1 being a section along the line A -A of FIG.
As can be seen from these figures, the large drive gear 2, which is fixedly arranged on the drive axle 1, engages with the pinion 3. This is mounted in a stiff wheel arch 4, which is supported on the one hand by roller bearings on the hub of the gear 2 and on the other hand is suspended pendulum on the pin 9 via a Kup pelstange 10 on the bogie. The emerging from the wheel arch 4 stub shaft of the pinion 3 carries a drive plate 5, which is a similar, with the shaft 1 of the engine 8 verbun dene drive plate 7 is opposite. Between the two discs a number of Gummielemen th 6 is arranged, the metal fittings 6 'with the discs 5 and 7 are screwed.
These discs and rubber elements thus form an elastic coupling in the tangential and radial direction between the drive motor 8 and the gear pinion 3, the rubber elements 6 of the coupling being mainly subjected to thrust. Due to the pendulum suspension of the gear box on the bogie, it can be enough that the centers of the pinion 3 and the motor shaft 11 coincide with half the vehicle payload.
It is readily apparent that the vertical movements of the drive gear set on the clutch appear to a reduced extent, which is given by the distance ratio of the suspension point at the pin 9 to the pinion or drive axis center. The change in shape of the rubber elements caused by the axis movement is correspondingly smaller. The effect of the restoring forces associated with the deformation of these elements on the drive axis also goes back in the same ratio. In addition, if the clutch is arranged on the pinion side of the gearbox, it only has to be designed for the engine torque.
Their dimensioning is made easier, and in many cases a further reduction in the restoring forces is possible.
In the example of FIGS. 1 and 2, the elasticity is achieved in one step and using sector-shaped rubber elements. Of course, other shapes and arrangements can also be selected for the latter; in particular, the possibility of biasing can be used. The series connection of elastic connections is also conceivable. Such an arrangement, which is particularly suitable for achieving great torsional elasticity, is shown in FIG. 3 in the longitudinal direction and in FIG. 4 in cross section.
In this embodiment, the hitch consists of an inner ring of, for example, sec-gate-shaped rubber elements 12 and an outer ring of segment-shaped rubber elements 13. The inner ring 12, which enables radial and tangential displacements, is on the one hand via a drive plate 14 with the shaft of the pinion 3 and on the other hand via an intermediate piece 15 with the outer rim 13 in connection, which gives the coupling mainly tangential elasticity. The outer rim 13 is firmly connected to the motor shaft via a drive plate 16 and also takes over the changes in angle between the pinion and motor shaft, as they can result from one-sided lifting of a wheel set.