Vorrichtung zur Übertragung der Zugkraft bei Triebfahrzeugen Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur Über tragung der Zugkraft von den Triebdrehgestellen auf den Fahrzeugkasten eines Triebfahrzeuges mit zwei gleichen, symmetrisch zur Fahrzeugmitte angeord neten Triebdrehgestellen.
Der Erfindung lien die Aufgabe zugrunde, die in- fohge des durch die Zugkraft hervorgerufenen Auf- bäummomentes auftretenden Achsdruckentlastungen an den Triebgestellen möglichst klein werden zu lassen, da ein Triebfahrzeug ohne Überschreitung der Reibungsgrenze die Zugkraft bekanntlich um so bes ser auf die Schiene übertragen kann, je geringer die Achsdruckentlastungen sind.
Nimmt man das gleiche Reibungsgesetz für alle Radsätze an sowie die gleiche Zugkraft, dann kann die Lokomotive die grösste Zugkraft auf die Schienen übertragen, wenn die entlasteten Achsen um einen möglichst kleinen Betrag, das heisst minimal, entlastet werden. Diesen Zustand bezeichnet man als minimale Achsdruckentlastung.
Es sind bereits eine Reihe von Massnahmen und Vorrichtungen bekannt, um einen gewissen Ausgleich der Achsdruckentlastungen zu erreichen. Als Beispiel dafür seien erwähnt die sogenannte Tiefanlenkung, die pneumatische Ausgleichsvorrichtung und die Ver tikalkupplung zwischen den beiden Triebgestellen.
Die Erfindung ermöglicht es, für eine Gruppe be sonders häufiger und wichtiger Arten von Triebfahr zeugen, auf sehr einfache Weise eine mindestens an nähernd minimale Achsdruckentlastung zu erreichen, ohne dass die gerade erwähnten zusätzlichen Massnah men für den Ausgleich der Achsdruckentlastungen vorgesehen werden müssen. Die Erfindung ist dadurch gekennzeiclinet, da13 zur Erreichung mindestens an nähernd minimaler Achsdruckentlastug innfolge der Zugkraftwirkung der wirksame Angriffspunkt der Kräfte an den einzelnen Drehgestellen unterschied- liche Höhenabstände von der Schienenoberkante be sitzt, wobei diese Höhen so bestimmt sind, dass beim Fahren mit Zugkraft mindestens zwei Achsen des vor laufenden Gestelles und mindestens eine Achse des nachlaufenden Gestelles mindestens annähernd um das gleiche Mass entlastet sind.
Unter dem wirksamen Angriffspunkt der Kräfte sei der Punkt verstanden, in dem sich die senkrechte Achse durch die Kasten abstützung mit der durch die Zugvorrichtung be stimmten Zugkraftrichtung schneidet.
Die Erfindung kann Anwendung finden bei Trieb fahrzeugen, bei denen der Zughaken am Fahrzeug kasten angebracht ist. Die zwei- Oder mehrachsigen Triebdrehgestelle müssen dabei gleich und symme trisch zur Fahrzeugmitte angeordnet sein. Die Erfin dung lässt sich besonders vorteilhaft verwenden bei Triebfahrzeugen, bei denen der Fahrzeugkasten durch eine Punktabstützung auf den Triebgestellen abge stützt ist. Vorteilhafterweise kann die Übertragung der Kräfte - von den Triebgestellen auf den Fahrzeug kasten - in an sich bekannter Weise über Zugstangen und/oder Drehzapfen erfolgen.
Um ein Fahren mit Zugkraft in beiden Richtungen zu ermöglichen und dabei in der gleichen Weise die Achsdruckentlastun gen möglichst klein zu halten, ist es zweckmässig, wenn jede einzelne Längsverbindung des Fahrzeug kastens mit dem Triebgestell federnd ausgebildet und/ oder mit einem Spiel versehen ist, derart, dass sich beim Fahren mit Zugkraft am vorlaufenden Gestell die Höhe h' und am nachlaufenden Gestell die Höhe h" selbsttätig einstellt.
Eine sehr einfache konstruk tive Lösung dafür ergibt sich, wenn die Übertragungs mittel für die Kräfte spiegelsymmetrisch zu der senk recht zur Längsachse liegenden Mittelebene des Trieb- fatirzeuges angeordnet sind. Wie schon erwähnt, sind die Höhenabstände für den wirksamen Angriffspunkt der Kräfte an den Triebgestellen nicht frei wählbar, sondern unterliegen gewissen Bedingungen, die durch die Zahl der Trieb- achsen pro Drehgestell, durch die Art des Antriebs - z.
B. reinen Drehmomentenantrieb oder Antrieb mit Drehmomentenstützen -, durch die Art der Ab- stützung des Kastens auf den Drehgestellen und durch die Art der Federabstützung zwischen den Achsen und den Drehgestellrahmen bestimmt sind. Es zeigt sich, dass die mit der Erfindung beabsichtigte Wirkung erreicht wird, wenn jeweils mindestens zwei Achsen am vorlaufenden und mindestens eine Achse am nach- laufenden Gestell um den gleichen Wert entlastet werden.
Aus den entsprechenden drei gleichen Achsent- lastungen, die dann den Minimalwert der Achsent- lastungen darstellen, lassen sich die verschiedenen Höhenabstände für die wirksamen Angriffspunkte der Kräfte an den beiden Drehgestellen berechnen, wie später gezeigt wird.
Weitere Merkmale sowie die genauen mathe- matischen Zusammenhänge für die Berechnung der Höhenabstände erzeben sich aus nachfolgender Be- schreibung einiger Ausführungsbeispiele der Erfin- dung im Zusammenhang mit den Zeichnungen.
Fig. 1 und 2 zeigen in schematischer Darstellung zwei verschiedene Ausführungsbeispiele der Erfindung an einer mit zwei zweiachsigen Triebgestellen ausgerü- steten Maschine.
Fig. 3 und 4. geben in der gleichen Weise zwei verschiedene Ausführungsformen der Erfindung an einer mit zwei dreiachsigen Triebgestellen ausgerüste- ten Maschine wieder.
Fig. 5 a bis d zeigt die vier gebräuchlichsten Arten der Primärfederung für die federnde Abstüt- zung eines Drehgestellrahmens auf seinen Achsen für ein dreiachsiges Gestell.
Fia. 6 a bis c dient zur Erläuterung der - zur Berechnung der Höhenabstände, bei denen die mini- malen Achsdruckentlastungen auftreten, notwendigen - reduzierten Federsteifigkeiten, während Fig. 7 a bis i die verschiedenen Möglichkeiten für die Motorenanordnungen in einem dreiachsigen Ge- stell wiedergibt, wobei i das Verhältnis der vom An- trieb hervorgerufenen direkten Achsdruckänderung B
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Die erwähnte Arbeit ist als paper 7 der Conven tion on Adhesions am 28. November 1963 vertöffent- licht worden.
Die Convention ist von der Railway Engineering Group der Institution of Mechanical Engineers durchgeführt worden. zur Zugkraft Z bedeutet und somit durch die Be- ziehung definiert ist.
In Fia. 8 schliesslich wird eine Tabelle gezeigt, aus der fur ein Triebfahrzeug mit zwei dreiachsigen Gestellen, in Abhängigkeit von der Antriebsart und von der Primärfederung, die verschiedenen Achsen bestimmt werden können, bei denen mindestens die Achsdruckentlastungen gleich sein müssen. Aus ihnen können dann für die Angriffspunkte der Kräfte am vorlaufenden und am nachlaufenden Drehgestell die verschiedenen Höhenabstände, bei denen die Achs- druckentlastungen ein Minimum werden, berechnet werden, wobei die Bedeutung der einzelnen Grössen l, t, 7, A, U und V später ausführlich erklärt wird.
Unter Hinzuziehung aller Figuren soll nun zuerst beschrieben werden, auf welche Weise die Werte der Höhenabstände h' und h" für die wirksamen Angriffs- punkte W' und W" der Kräfte an den beiden Dreh- gestellen bestimmt werden können.
Dabei seien zunächst folgende Symbole durch- gehend für die Berechnung und die Figuren fest- gelegt: Alle einfach gestrichenen Grössen beziehen sich beim Fahren mit Zugkraft auf das vorlaufende Trieb- gestell, während alle zweifach gestrichenen Grössen für das nachlaufende Gestell gelten. Weiterhin sind die Achsen an jedem Drehgestell von aussen nach innen mit i = 1, 2 und 3 numeriert. Ferner ist in allen Figuren die Fahrtrichtung von links nach rechts angenommen und durch einen Pfeil gekennzeichnet.
Erfindungsgemäss sollen zur Verwirklichung des durch Minimalentlastungen gekennzeichneten Mini- malzustandes mindestens die Achsen k und in des vorlaufenden Drehgestelles D' und die Achse p des nachlaufenden Drehgestelles D" die gleichen Achs- druckentlastungen -1 Q erfahren.
Aus dieser Bedingung für die Achsen k und in des vorlaufenden Gestelles und p des nachlaufenden Gestelles ergeben sich die beiden Gleichungen d 0-k'- J Qm = 0 (1) i Qk' - d Op" - 0 Ausgehend von einer Arbeit von Dr. G. Borgeaud lassen sich im vorliegenden Fall für die ._1 Qi explizit die nachfolgenden Beziehungen ableiten In den Gleichungen (3) und (4) besitzen die ein- zelnen Symbole nachstehende Bedeutung:
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nt <SEP> = <SEP> Anzahl <SEP> der <SEP> Triebachsen <SEP> pro <SEP> Drehgestell,
<tb> 2! <SEP> = <SEP> Abstand <SEP> der <SEP> Kastenabstützun\aen <SEP> der <SEP> beiden
<tb> Drehgestelle <SEP> (s. <SEP> Fig. <SEP> 1),
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h' <SEP> = <SEP> Höhenabstand <SEP> des <SEP> wirksamen <SEP> Angriffspunktes
<tb> W' <SEP> der <SEP> Zugkraft <SEP> von <SEP> der <SEP> Schienenoberkante
<tb> für <SEP> das <SEP> vorlaufende <SEP> Drehgestell <SEP> D',
<tb> h" <SEP> = <SEP> der <SEP> entsprechende <SEP> Höhenabstand <SEP> für <SEP> das <SEP> nach laufende <SEP> Drehgestell <SEP> D",
<tb> H <SEP> = <SEP> Höhe <SEP> des <SEP> Zughakens <SEP> am <SEP> Fahrzeugkasten <SEP> Liber
<tb> der <SEP> Schienenoberkante.
Die Grössen xi und wi sind allgemein gegeben durch die Beziehungen Zi = %i (2l + a01) -,51 (5) Vi = di - a01- xi (6) wobei a01 = der horizontale Abstand der ersten Achse vom Kastenstützpunkt am Drehgestell (s. Fi-. 1) ist.
Die Grössen xi und di sind Abkürzungen für fol- gende Ausdrücke:
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Hier und auch später bedeuten alle Summenzei- chen dabei eine Summierung über die Gesamtheit aller Radsätze des einzelnen Triebgestelles, wobei j bei dieser Summierung anstelle von i tritt und von 1 bis n läuft. Das Zeichen E hat also die Bedeutung
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Ferner ist aj die Entfernung der Achse j von der ersten Achse eine Drehgestelles, womit sich insbeson- dere a1 zu 0 ergibt.
Die in den Gleichungen (7) und (8) auftretenden cxi und c,; sind auf die Achsen bezogene, reduzierte Federsteifigkeiten der Primärfederung, die für die Berechnungen der .J Qi die Federkonstanten der tat- sächlichen Federung ersetzen.
Der Rahmen des Drehgestelles lässt sich entspre- chend Fig.6 in jede beliebige Stellung überführen durch: 1. eine Verschiebung y parallel zu sich selbst, 2. eine Drehung a um die erste Achse. Ordnen wir jeder Achse eine diesen beiden Teil- bewegungen entsprechende Federsteifigkeit cyi bzw. cai zu, so führen sic zur Lagerdruckänderung APi=Cαiα-Cyiy (9)
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Diese Lagerdruckänderung muss gleich sein, wie die bei der gegebenen Federanordnung tatsächlich auftretende Lagerdruckänderung. Aus dieser Bedin- gung lassen sich die Werte von c.,; und c,.; ermitteln.
Für ein dreiachsiges Drehgestell sind die wichtig- sten Anordnungen der Primärfederung in Fi-. 5 a bis d für ein vorlaufendes Drehgestell D' gezeigt. Die Fig. 5 a und b zeigen ein Drehgestell, bei dem zwei Achsen ausgeglichen sind. In Fi-. 5 a sind dies, bei der angenommenen Fahrtrichtung, die beiden vorde- ren und in Fia. 5 b die beiden hinteren Achsen. Fia. 5 c zeigt eine Abstützung des Rahmens durch Einzelfedern, deren Federkonstanten im allgemeinen Fall verschieden und mit c,, c. und c3 bezeichnet sind. Die beim Commonwealth-Triebgestell zur Anwendung kommende Federung ist in Fi-. 5 d dargestellt.
Bei dieser Federanordnung sind die drei Achsen durch zwei horizontal liegende Balken miteinander verbun- den, auf denen der Rahmen an Punkten zwischen den Achsen Liber zwei Federn, die die Federkonstanten c i und cl, besitzen, abgestützt ist.
Für die Primärfederung an einem zweiachsigen Gestell werden in den meisten Fällen Anordnungen, die sinngemäss Fig. 5 c und 5 d entsprechen, also die Einzelfederung und die Commonwealth-Federung, verwendet.
Fi-. 6 zeigt als Beispiel die Bestimmung von cyi und cαi an einem, als vorlaufend angenommenen, dreiachsigen Drehgestell mit Commonwealth-Fede- rung. Die tatsächlichen Federn der Commonwealth- Federung sollen die Federkonstanten c, und ci, haben; in gestrichelten Linien ist eine beliebige Stellung des Drehgestellrahmens angedeutet.
Wie in den Fig. 6 b und 6 c gezeigt, kann diese beliebige Stellung auf- gelöst werden in eine Parallelverschiebung y (Fia. 6 b) und in eine Drehung um die erste Achse (Fig. 6 c), wobei dann in den beiden letzten Figuren die tatsäch- lichen Federn durch zwischen den Achsbüchsen und dem Rahmen wirkend gedachte Federn mit den Federkonstanten cyi und c ai ersetzt sind. Für jede beliebige Federanordnung 113t sich nun bei vorgegebenen a und y die Lagerdruckänderung - das ist die Änderung der zwischen Achsbüchse und Achsstummel wirkende Kraft - berechnen.
Mit den in Fia. 6 a angegebenen Bezeichnungen für den geometrischen Aufbau des dort gezeigten Drehgestelles berechnen sich diese Lagerdruckände- rungen .J Pi für die drei Achsen des als Beispiel ge- wühlten Drehaestelles zu: Die Werte für cαi und cyi erhält man aus diesen Glei- chungen (10), (11) und (12) durch einfachen Koeffi- zientenvergleich mit Gleichung (9). So erhält man z. B. für die erste Achse:
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Weiter tritt in den Gleichungen (3) und (4) die Grösse Ai auf.
Sie ist definiert durch die Gleichung Ai<I>-</I> ;ci _:_. /:i (13) Durch die Ai wird der sich im Drehgestell selbst abspielende Einfluss der Antriebsart auf die Achs- druckänderung berücksichtigt.
Die in obiger Bezie- hung (13) aufgeführte Grösse ;.i berücksichtigt, wie schon vorher erwähnt, den Einfluss der Motoren- anordnung. Ihr absoluter Wert ï hängt von der An- triebsart ab und ist daher für einen reinen Dreh- momentenantrieb, z. B. Hohlwellenantrieb oder Jac- quemin-Antrieb, und Antriebe, bei denen sich die Motoren über Bine sogenannte Drehmomentenstütze am Rahmen abstützen, z. B.
Antrieb durch Tatzlager- motoren oder Secheron-Lamellenantrieb, verschieden.
Für reinen Drehmomentenantrieb, der in Fig. 7 a symbolisch dargestellt ist, ergibt sich ï zu 0.
Bei Tatzlagermotoren gilt A, = r/b (14) wobei r den Triebradradius und b den Hebelarm der
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definiert ist.
Setzt man die Beziehungen (3) und (4) in die beiden Bedingungen (1) und (2) ein, so erhält man die
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Beim zweiachsigen Gestell ergibt sich die kleinste Achsdruckverminderung, wenn diese gleichzeitig bei den drei vorlaufenden Achsen auftritt, wenn also k = 1, iii - 2 und p = 2 gesetzt werden. Mit diesen
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Drehmomentenstützkraft B gegenüber der Achsmitte bezeichnen.
Beim Secheron-Lamellenantrieb, BBC-Scheiben- antrieb und ähnlichen Antrieben, bei denen der Motor fest im Drehgestellrahmen sitzt und über eine Kardan- welle ein Ritzel treibt, welches unmittelbar in das Grossrad des Radsatzes eingreift und in einem Ge- triebekasten sitzt, der sich seinerseits mittels viner ver- tikalen Drehmomentenstütze am Rahmen und auf der anderen Seite direkt auf die Achse abstützt. gilt:
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wobei u die Übersetzung Grossrad/Ritzel ist.
Nebst dem Absolutwert i. gilt für i.; das positive Vorzeichen, wenn die Reaktionsstütze im vorlaufenden Gestell in Fahrtrichtung vor der betreffenden Achse liegt. In allen anderen Fällen gilt das negative Vorzeichen. Dementsprechend ergeben sich für die verschiedenen Motoranordnungen eines dreiachsigen Gestelles z. B. die in den Fi-. 7 a bis i angegebenen Vorzeichen.
Für alle zweiachsigen Drehgstelle ergibt sich Ai grundsätzlich zu 0. Beim dreiachsigen Drehgestell er- hält man die einzelnen Ai am einfachsten aus den Gleichungen .e11 = (a3-a2)r; A2 = a3I; .13= a2I (16) wobei T eine Zwischengrösse darstellt, die durch die Beziehung folgenden, allgemein gültigen Ausdrücke für die zum Minimalzustand führenden Achsen h' und /i" Bedingungen sowie mit Ai = 0 vereinfachen sich die obigen Beziehungen (18) und (19) für das zweiachsige Gestell zu:
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lm Spezialfall Bines symmetrischen zweiachsigen Gestelles, bei dem
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(Fig. 2) wird, reduzieren sich obige Gleichungen auf h' = 0 (20a)
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Beim dreiachsigen Gestell hingegen kann nicht von vornherein ermittelt werden, welche Achsen im Minimalzustand gleich entlastet sind, das heisst, mit welchen Werten die Indizes k, m und p einzusetzen sind. Um dies zu bestimmen, muss zunächst zwischen Drehgestellen unterschieden werden, bei denen I'= 0 und bei denen 1- =t= O est.
Für alle Fille, bei denen I= O est, ergibt sich der Minimalzustand, wenn die Achsentlastungen J 0'1 und .J 0_':3 der beiden äusseren Achsen des vorlaufen- den Gestelles und die Achsentlastung _9 Q";3 der vor- laufenden Achse des nachlaufenden Drehgestelles gleich sind. Hierfür gilt also k = 1 und in = p - 3.
Eine weitere Unterscheidung est notwendig für l'- 0. Für diesen Fall muss zunächst der Ausdruck U, der in der Tabelle der Fig. 8 explizit dargestellt est. ausgerechnet werden. Ist sein Wert negativ, dann treten die in Fig. 8 für die verschiedenen Federanord- nungen angegebenen Gruppenwerte für k, m und p für den Minimalzustand auf.
Dementsprechend erhält man minimale Achsent- lastungen bei einem Triebgestell, bel dem die beiden vorderen Achsen ausgeglichen sind (Fig. 5 a) mit dem Ansatz. dass die Achsentlastungen J V_> und J Q'3 der beiden inneren Achsen 2' und 3' des vorlaufenden Drehgestelles und die Achsentlastung J Q";3 der inner- sten Achse 3" des nachlaufenden Drehgestelles gleich sind.
Für die anderen Arten der Primärfederung (Fia. 5 b bis d) lautet die entsprechende Bedingung, dass die Achsentlastungen J O'1 und A O'2 der beiden vorderen Achsen l' und 2' des vorlaufenden Dreh- gestelles und die Achsentlastung J Q":3 der innersten Achse 3" des nachlaufenden Drehgestelles gleich sind.
Fällt dagegen U positiv aus, dann muss ein zweiter Ausdruck V, der ebenfalls in der Tabelle der Fi-. 8 angegeben est, zunächst zahlenmässig bestimmt wer- den. Je nachdem, ob V positiv, null oder negativ aus- fällt, treten die ebenfalls in Fig. 8 für jede Feder- anordnung angegebenen Werte für k, :n und p auf.
Fier ein Drehgestell, bei dem z. B. die beiden hin- teren Achsen ausgeglichen sind (Fig. 5 6), ergibt sich somit der Zustand der minimalen Achsentlastungen bei U > 0 und V > 0, wenn entsprechend k - 1, in = 3 und p = 2 die Achsentlastungen J Q'1, J Q':3 und Q''2 gleich sind. Für die Federungen nach Fil(. 5 a, 5 c und 5 d erhält man bei U > 0 und V > 0 den Zustand der minimalen Achsentlastungen mit dem Gruppenwert k = 1 und in - p = 3.
Wird V < 0, so ergeben sich die günstigen Werte von h' und h" für die Federungen nach Fig. 5b bis d ebenfalls aus den gerade genannten Werten k = 1.
:n = 3, p = 2, während sich bei der Federung nach Fig. 5 a der Minimalzustand bei k = 1 und ire = p = 3 einstellt.
Zum Abschluss der allgemeinen Betrachtungen sei noch erwähnt, dass andere Gruppenwerte für k. :n und p, als diejenigen die in Fi-. 8 angegeben sind, unter Umständen zu Achsentlastungen führen, die gleich oder nur geringfügig grösser ausfallen.
Als Beispiel hierfür sei erwähnt, dass für l' = 0 bei der Federanordnung nach Fia. 5 a der Minimal- zustand ebenfalls für k = 2, ni = 3 und p = 3 erreicht wird, das heisst also, wenn die Achsentlastungen J Q'2, _J0'; und _1 0" 3 gleich sind. Ein weiteres Beispiel da- für, dass unter Umständen ein anderer Gruppenwert als der in Tabelle 8 angegebene zu Achsentlastungen führen kann, die nur geringfügig höher ausfallen, est für die Primärfederung nach Fi-. 5 d und die Moto- renanordnung gemäss Fig. 7 i gegeben, wenn bei U > 0 und V < 0 anstelle des Gruppenwertes k = 1, in = 3 und P=2 der Gruppenwert k = 1 und :n = p = 3 tritt.
Für Bine solche Wahl eines anderen Grup- penwertes, bei dem sich nur eine kleine Vergrösserung der Achsentlastungen gegenüber dem Zustand der minimalen Achsentlastungen ergibt, können eventuell konstruktive Gründe massgebend sein.
Die Anwendung der Erfindung für Triebfahrzeuge mit zwei zweiachsigen Drehgestellen est in den Fig. 1 und 2 an zwei Ausführungsbeispielen verdeutlicht.
Der Fahrzeugkasten 7, an dem voraussetzungs- gemäss der Zughaken 4 befestigt ist, ist durch Federn 15 in einer Punktabstützung auf den beiden Dreh- gestellrahmen 6' und 6" abgestützt. In den Fia. 1 und 2 sind keine Primärfederungen für die Drehgestell- rahmen und keine Motorenanordnungen gezeichnet, um die Figuren nicht zu überlasten. Die schematisch angedeuteten Achsen sind mit l' und 2' für das vor- laufende und mit 1" und 2" für das nachlaufende Drehgestell bezeichnet.
Die Übertragung der Kräfte zwischen Fahrzeug- kasten 7 und Drehgestellrahmen 6' bzw. 6" erfolgt in dem Beispiel nach Fig. 1 über die gegen die Hori zontale geneigt verlaufende Zugstange 8, wobei die bei der Vorwärtsfahrt mit Zugkraft zur Wirkung kom- menden Zugstangen mit 8',. und 8",- und die bei der Rückwärtsfahrt die Kräfte übertragenden Stangen mit 8'r und 8", bezeichnet sind. In bekannter Weise sind die Zugstangen 8 am Fahrzeugkasten 7 mittels Bolzen 9 angelenkt. An ihrem anderen Ende laufen die Zug- stangen 8 in Langlochösen 10 aus, in die an den Drehgestellrahmen befestigte Zapfen eingreifen.
Diese Zapfen 12 sind mit den Rahmen 6 über Ansatzstücke 11 verbunden.
Durch die Ausführung der Ösen 10 als Langloch wird erreicht, da13 nach einem zusâtzliclien Gedanken der Erfindung aile Längsverbindungen zwischen dem Fahrzeugkasten 7 und den Drehgestellrahmen 6 mit Spiel ausgebildet sind. Eine derartige Anordnung er- laubt, dass sich bei Änderung der Fahrtrichtung von Vorwärts- auf Rückwärtsfahrt die massgebenden Höhenabstände h' und h" selbsttätig einstellen.
Zum gleichen Zweck zeigen die Fahrzeuge in den Fi-. 1 bis s einen zur Fahrzeugmitte spiegelsymmetrischen Auf- bau der Übertragungsmittel für die Kräfte.
Wie die Fiz. 1 zeigt, befinden sich bei der ange- nommenen Fahrtrichtung die Zugstangen 8, über- haupt nicht in Verbindung mit den Drehgestellen 6, was auch dadurch verdeutlicht ist, dass der Zapfen 12 für diese Stangen in der Mitte der Langlochösen 10 gezeichnet ist.
Die Zugstangen 8' jedes Triebgestelles weisen gegenüber der Schienenoberkante 5 erfindungsgemäss eine andere Lage auf als die Zugstangen 8", wobei die Stangen 8' oder 8" jeweils den gleichen Neigungswin- kel gegen die Horizontale besitzen. Dieser Neigungs- winkel wird entsprechend den beschriebenen Berech- nungen so gewählt, dass der Höhenabstand la' des wirksamen Angriffspunktes W' der Zugkraft für das in der jeweiligen Fahrtrichtung vorlaufende Dreh- gestell dem gewünschten Wert entspricht.
In der glei- chen Weise sind die Zugstangen 8",- und 8", so ge- neigt, dass der Angriffspunkt IV" des nachlaufenden Triebgestelles den errechneten Abstand la" von der Schienenoberkante besitzt.
Bei dem Triebfahrzeug nach Fi-. 2 sind gegenüber dem ersten Beispiel die Zugstangen 8" für das jeweils nachlaufende Drehgestell D" durch Drehzapfen 13" ersetzt, die zur Übertragung der Kräfte von dem nach- laufenden Drehgestell D" auf den Fahrzeugkasten 7 an Anschlägen anliegen können, die als elastische Elemente 16 ausgebildet sind.
Die elastischen Elle- mente 16 sind dabei relativ zu den Drehzapfen 13 derart in den Drehgestellrahmen 6 gelagert, dass durch den Drehzapfen an dem jeweils vorlaufenden Dreh- gestell D' keine Kraftübertragung stattfindet. Weiter- hin sind die Verbindungen zwischen den beiden ver- bliebenen Zugstangen 8',- und 8', über weitere ela- stische Elemente 16 ebenfalls federnd ausgeführt.
Die Elemente 16 ersetzen die Ösen 10 und haben bei der Umkehr der Fahrtrichtung die gleiche Wirkung, wie sie im Zusammenhang mit den Ösen 10 bereits be- schrieben worden ist.
Fig. 3 und 4 zeigen je ein Ausführungsbeispiel der Erfindung an einem Fahrzeug mit zwei dreiachsigen Triebgestellen. Um die Zeichnungen wiederum nicht zu überlasten, ist auch hier auf die Darstellung einer bestimmten Primärfederung und einer bestimmten Motorenanordnung verzichtet worden. Es sind dafür theoretisch alle in Fig. 5 und 7 gezeigten Möglichkei- ten anwendbar. Die Fig. 3 zeigt die gleichen Übertra- gungsmittel für die Kräfte wie Fig. 1, während in Fil,. 4 alle Zugstangen 8 durch Drehzapfen 13 ersetzt sind, die in Verbindung mit Anschlägen 14 zur Wir- kung kommen.
Alle Drehzapfen 13 weisen zwischen den zugehörigen Anschlägen 14 ein Spiel auf, um da- durch, ebenso wie durch dis Langlochösen 10, eine selbsttätige Einstellung der richtungen Höhenabstände /i' und fi" bei Fahrtrichtungswechsel zu erreichen.
Die durch die Erfindung erzielten und für die Vorwärts- und Rückwärtsfahrt beschriebenen Wir- kungen treten sinngemäss in gleicher Weise auch auf, wenn bei einer bestimmten Fahrtrichtung mit Brems- kraft gefahren wird, sofern diese Bremskraft durch die Motoren erzeugt wird.
In den beschriebenen Berechnungs- und Ausfüh- rungsbeispielen sind immer Triebfahrzeuge voraus- gesetzt worden, bei denen die Abstützung zwischen dem Fahrzeugkasten 7 und dem Drehgestellrahmen 6 punktförmig erfolgt. Selbstverständlich lässt sich die erfindungsgemässe Massnahme zur Erreichung mini- maler Achsdruckentlastungen auch bei Fahrzeugen mit Basisabstützung anwenden.
Schliesslich sei noch erwähnt, dass die Erfindung prinzipiell auch bei Triebfahrzeugen mit zwei vier- oder mehrachsigen Drehgestellen Anwendung finden kann. Desgleichen ist es auch möglich, Drehgestelle dabei mit zusätzlichen Laufachsen auszurüsten. Aller- dings werden die Bedingungen für die Bestimmung der Höhenabstände h in allen diesen Fällen so kom- pliziert, dass sie nur sehr schwer allgemein angegeben werden können. Derartige Fälle müssen daher für jeden Spezialfall besonders berechnet werden. Das gleiche gilt auch für Fahrzeuge mit mehr als zwei Drehgestellen.
The invention relates to a device for transmitting the tensile force from the motor bogies to the vehicle body of a motor vehicle with two identical, symmetrically to the vehicle center angeord designated motor bogies.
The invention is based on the object of reducing the axle pressure relief on the engine frames due to the boom moment caused by the pulling force, since it is known that a traction vehicle can transfer the pulling force to the rail all the better without exceeding the friction limit, the lower the axle pressure reliefs are.
If one assumes the same law of friction for all wheelsets and the same tractive force, then the locomotive can transfer the greatest tractive force to the rails if the relieved axles are relieved by the smallest possible amount, i.e. minimally. This condition is called minimal axle pressure relief.
A number of measures and devices are already known in order to achieve a certain compensation of the axle pressure relief. Examples include the so-called deep linkage, the pneumatic compensating device and the vertical coupling between the two drive frames.
The invention makes it possible to testify for a group of particularly frequent and important types of motor vehicles, in a very simple manner to achieve at least an approaching minimum axle pressure relief without the need for the additional measures just mentioned to compensate for the axle pressure relief. The invention is characterized in that, in order to achieve at least approximately minimal axle pressure relief as a result of the pulling force, the effective point of application of the forces on the individual bogies has different height distances from the top edge of the rails, these heights being determined so that at least two when driving with pulling force Axes of the preceding frame and at least one axis of the trailing frame are relieved of at least approximately the same amount.
The effective point of application of the forces is understood to be the point at which the vertical axis through the box support intersects with the tensile force direction determined by the traction device.
The invention can be used in drive vehicles in which the draw hook is attached to the vehicle box. The two- or multi-axle motor bogies must be arranged in the same way and symmetrically to the center of the vehicle. The inven tion can be used particularly advantageously in traction vehicles in which the vehicle body is supported by a point support on the drive frames. Advantageously, the transmission of the forces - from the drive units to the vehicle box - take place in a manner known per se via tie rods and / or pivot pins.
In order to enable driving with traction in both directions and in the same way to keep the Achsdruckentlastun conditions as small as possible, it is useful if each individual longitudinal connection of the vehicle box with the motor frame is resilient and / or is provided with a game, such that when driving with tensile force on the leading frame the height h 'and on the trailing frame the height h "adjusts automatically.
A very simple constructive solution for this results when the transmission means for the forces are arranged mirror-symmetrically to the center plane of the drive vehicle, which is perpendicular to the longitudinal axis. As already mentioned, the height distances for the effective point of application of the forces on the drive frames are not freely selectable, but are subject to certain conditions that are determined by the number of drive axles per bogie, the type of drive - e.g.
B. pure torque drive or drive with torque supports - are determined by the type of support of the box on the bogies and by the type of spring support between the axles and the bogie frame. It turns out that the effect intended with the invention is achieved when at least two axles on the leading frame and at least one axle on the trailing frame are relieved by the same amount.
From the corresponding three identical axle loads, which then represent the minimum value of the axle loads, the different height distances for the effective points of application of the forces on the two bogies can be calculated, as will be shown later.
Further features as well as the exact mathematical relationships for the calculation of the height spacings emerge from the following description of some exemplary embodiments of the invention in connection with the drawings.
1 and 2 show a schematic representation of two different exemplary embodiments of the invention on a machine equipped with two biaxial drive frames.
3 and 4 show, in the same way, two different embodiments of the invention on a machine equipped with two three-axle drive frames.
5 a to d shows the four most common types of primary suspension for the resilient support of a bogie frame on its axles for a three-axle frame.
Fig. 6 a to c serve to explain the reduced spring stiffnesses required to calculate the height distances at which the minimum axial pressure relief occurs, while FIGS. 7 a to i show the various options for the motor arrangements in a three-axis frame, with i the ratio of the direct change in axle pressure B caused by the drive
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The work mentioned was published as Paper 7 of the Convention on Adhesions on November 28, 1963.
The convention was carried out by the Railway Engineering Group of the Institution of Mechanical Engineers. for tensile force Z and is thus defined by the relationship.
In Fig. Finally, a table is shown from which, for a traction vehicle with two three-axle frames, depending on the type of drive and the primary suspension, the various axles can be determined, for which at least the axle pressure reliefs must be the same. From these, the different height distances at which the axle pressure relief is a minimum can be calculated for the points of application of the forces on the leading and trailing bogies, with the significance of the individual variables l, t, 7, A, U and V later is explained in detail.
With reference to all the figures, it will now be described first how the values of the height distances h 'and h "for the effective points of application W' and W" of the forces on the two bogies can be determined.
First of all, the following symbols should be defined for the calculation and the figures: All single crossed-out values refer to the leading drive frame when driving with traction, while all double crossed-out parameters apply to the trailing frame. Furthermore, the axles on each bogie are numbered from the outside to the inside with i = 1, 2 and 3. Furthermore, the direction of travel is assumed from left to right in all figures and is indicated by an arrow.
According to the invention, at least the axles k and in of the leading bogie D 'and the axis p of the trailing bogie D ″ should experience the same axle pressure reliefs -1 Q in order to achieve the minimum state characterized by minimum relief.
From this condition for the axes k and in of the leading frame and p of the following frame result the two equations d 0-k'- J Qm = 0 (1) i Qk '- d Op "- 0 Based on a work by Dr G. Borgeaud, the following relationships can be explicitly derived for the ._1 Qi in the present case. In equations (3) and (4), the individual symbols have the following meanings:
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nt <SEP> = <SEP> number <SEP> of <SEP> drive axles <SEP> per <SEP> bogie,
<tb> 2! <SEP> = <SEP> Distance <SEP> of the <SEP> box supports <SEP> of the <SEP> two
<tb> Bogies <SEP> (see <SEP> Fig. <SEP> 1),
EMI0003.0000
h '<SEP> = <SEP> Height distance <SEP> of the <SEP> effective <SEP> point of application
<tb> W '<SEP> the <SEP> tensile force <SEP> of <SEP> the <SEP> upper edge of the rail
<tb> for <SEP> the <SEP> leading <SEP> bogie <SEP> D ',
<tb> h "<SEP> = <SEP> the <SEP> corresponding <SEP> height distance <SEP> for <SEP> the <SEP> after the running <SEP> bogie <SEP> D",
<tb> H <SEP> = <SEP> Height <SEP> of the <SEP> towing hook <SEP> on the <SEP> vehicle body <SEP> Liber
<tb> the <SEP> rail top.
The quantities xi and wi are generally given by the relationships Zi =% i (2l + a01) -, 51 (5) Vi = di - a01- xi (6) where a01 = the horizontal distance of the first axis from the box support point on the bogie ( see Fig. 1).
The quantities xi and di are abbreviations for the following expressions:
EMI0003.0003
Here and also later, all of the total signs mean a summation over the entirety of all wheel sets of the individual drive frame, with j taking the place of i in this summation and running from 1 to n. So the character E has the meaning
EMI0003.0006
Furthermore, aj is the distance of the axis j from the first axis of a bogie, which results in a1 in particular as 0.
The cxi and c, appearing in equations (7) and (8); are reduced spring stiffnesses of the primary suspension related to the axles, which replace the spring constants of the actual suspension for the calculation of the .J Qi.
The frame of the bogie can be converted into any position according to FIG. 6 by: 1. a displacement y parallel to itself, 2. a rotation a about the first axis. If we assign a spring stiffness cyi or cai corresponding to these two partial movements to each axis, then they lead to a bearing pressure change APi = Cα i α-Cyiy (9)
EMI0003.0015
This change in bearing pressure must be the same as the change in bearing pressure that actually occurs with the given spring arrangement. From this condition the values of c.,; and c,.; determine.
For a three-axle bogie, the most important arrangements of the primary suspension are in Fi-. 5 a to d for a leading bogie D '. FIGS. 5 a and b show a bogie in which two axes are balanced. In Fi-. 5a, in the assumed direction of travel, these are the two in front and in FIG. 5 b the two rear axles. Fig. 5 c shows the frame being supported by individual springs, the spring constants of which are generally different and are denoted by c ,, c. and c3 are designated. The suspension used in the Commonwealth power unit is shown in FIG. 5 d shown.
In this spring arrangement, the three axes are connected to one another by two horizontally positioned bars on which the frame is supported at points between the axes by means of two springs which have the spring constants c i and c1.
For the primary suspension on a two-axle frame, arrangements are used in most cases which correspond to FIGS. 5 c and 5 d, that is, the individual suspension and the Commonwealth suspension.
Fi-. 6 shows, as an example, the determination of cyi and cαi on a three-axle bogie with Commonwealth suspension assumed to be preliminary. The actual springs of the Commonwealth suspension are said to have spring constants c, and ci; any position of the bogie frame is indicated in dashed lines.
As shown in FIGS. 6 b and 6 c, this arbitrary position can be resolved into a parallel displacement y (FIG. 6 b) and a rotation about the first axis (FIG. 6 c), in which case both In the last figures the actual springs are replaced by springs with the spring constants cyi and c ai acting between the axle sleeves and the frame. For any spring arrangement 113, given a and y, the change in bearing pressure - that is, the change in the force acting between the axle bushing and the stub axle - can be calculated.
With the in Fig. 6a for the geometrical structure of the bogie shown there, these bearing pressure changes are calculated. J Pi for the three axles of the rotary table chosen as an example: The values for cαi and cyi are obtained from these equations ( 10), (11) and (12) by simple comparison of coefficients with equation (9). So you get z. B. for the first axis:
EMI0004.0004
The quantity Ai also occurs in equations (3) and (4).
It is defined by the equation Ai <I> - </I>; ci _: _. /: i (13) The Ai takes into account the influence of the drive type on the change in axle pressure, which occurs in the bogie itself.
The quantity; .i listed in the above relation (13) takes into account, as already mentioned, the influence of the motor arrangement. Its absolute value ï depends on the type of drive and is therefore essential for a pure torque drive, e.g. B. hollow shaft drive or jacquemin drive, and drives in which the motors are supported on the frame by means of so-called torque supports, z. B.
Driven by cradle bearing motors or Secheron lamellar drive, various.
For a pure torque drive, which is shown symbolically in FIG. 7 a, ï results in 0.
For pivot bearing motors, A, = r / b (14), where r is the drive wheel radius and b is the lever arm of
EMI0004.0022
is defined.
If the relationships (3) and (4) are inserted into the two conditions (1) and (2), one obtains the
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In the case of a two-axle frame, the smallest axle pressure reduction occurs when this occurs simultaneously on the three leading axles, i.e. when k = 1, iii - 2 and p = 2 are set. With these
EMI0004.0024
Designate torque support force B opposite the center of the axle.
With the Secheron lamellar drive, BBC disk drive and similar drives, in which the motor sits firmly in the bogie frame and drives a pinion via a cardan shaft, which engages directly in the large wheel of the wheelset and sits in a gear case that is located in turn supported by a vertical torque arm on the frame and directly on the axle on the other side. applies:
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where u is the gear / pinion ratio.
In addition to the absolute value i. applies to i .; the positive sign if the reaction support in the leading frame is in front of the relevant axis in the direction of travel. In all other cases the negative sign applies. Accordingly, for the various motor arrangements of a three-axle frame z. B. those in the Fi-. 7 a to i specified sign.
For all two-axle bogies, Ai is always 0. With a three-axle bogie, the easiest way to get the individual Ai is from the equations .e11 = (a3-a2) r; A2 = a3I; .13 = a2I (16) where T represents an intermediate quantity, the generally valid expressions following the relationship for the axes h 'and / i "conditions leading to the minimum state and with Ai = 0 simplify the above relationships (18) and ( 19) for the two-axis frame to:
EMI0005.0000
In the special case of a symmetrical biaxial frame in which
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(Fig. 2), the above equations are reduced to h '= 0 (20a)
EMI0005.0003
In the case of a three-axis frame, however, it cannot be determined from the outset which axes are equally relieved in the minimum state, i.e. the values with which the indices k, m and p are to be used. To determine this, a distinction must first be made between bogies where I '= 0 and where 1- = t = O est.
For all cases where I = O est, the minimum state results when the axle reliefs J 0'1 and .J 0 _ ': 3 of the two outer axles of the preceding frame and the axle relief _9 Q "; 3 of the front- axis of the following bogie are the same, so k = 1 and in = p - 3.
A further distinction is necessary for l'-0. For this case, the expression U, which is explicitly shown in the table in FIG. 8, must first be used. can be calculated. If its value is negative, then the group values given in FIG. 8 for the various spring arrangements for k, m and p for the minimum state occur.
Accordingly, minimal axle relief is obtained with a drive frame in which the two front axles are balanced (FIG. 5 a) with the approach. that the axle relief J V_> and J Q'3 of the two inner axles 2 'and 3' of the leading bogie and the axle relief J Q "; 3 of the innermost axle 3" of the following bogie are the same.
For the other types of primary suspension (FIGS. 5 b to d) the corresponding condition is that the axle relief J O'1 and A O'2 of the two front axles 1 'and 2' of the leading bogie and the axle relief JQ " : 3 of the innermost axle 3 "of the following bogie are the same.
If, on the other hand, U turns out positive, then a second expression V, which is also in the table of FIG. 8 must first be determined numerically. Depending on whether V is positive, zero or negative, the values for k,: n and p also indicated in FIG. 8 for each spring arrangement occur.
Fier a bogie where z. If, for example, the two rear axles are balanced (Fig. 5 6), the result is the state of the minimum axle unloading at U> 0 and V> 0, if k − 1, in = 3 and p = 2, the axle unloading J Q'1, J Q ': 3 and Q''2 are the same. For the suspensions according to Fil (. 5 a, 5 c and 5 d, for U> 0 and V> 0, the state of the minimum axle relief is obtained with the group value k = 1 and in - p = 3.
If V <0, the favorable values of h 'and h "for the suspensions according to FIGS. 5b to d also result from the values k = 1 just mentioned.
: n = 3, p = 2, while in the suspension according to FIG. 5 a, the minimum state occurs at k = 1 and ire = p = 3.
To conclude the general considerations, it should be mentioned that other group values for k. : n and p, than those in Fi-. 8 may lead to axle reliefs that are the same or only slightly greater.
As an example, it should be mentioned that for l '= 0 in the spring arrangement according to FIG. 5 a the minimum state is also reached for k = 2, ni = 3 and p = 3, that is, when the axle reliefs J Q'2, _J0 '; and _1 0 "3 are the same. Another example of the fact that under certain circumstances a group value other than that specified in Table 8 can lead to axle reliefs that are only slightly higher, est for the primary suspension according to Fig. 5d and the Motor arrangement according to FIG. 7 i is given if, with U> 0 and V <0, the group value k = 1 and: n = p = 3 occurs instead of the group value k = 1, in = 3 and P = 2.
For Bine such a choice of a different group value, at which there is only a small increase in the axle relief compared to the state of the minimum axle relief, design reasons may possibly be decisive.
The application of the invention for traction vehicles with two two-axle bogies est illustrated in FIGS. 1 and 2 using two exemplary embodiments.
The vehicle body 7, to which the towing hook 4 is attached, is supported by springs 15 in point support on the two bogie frames 6 'and 6 ". In FIGS. 1 and 2, there are no primary springs for the bogie frames and no motor arrangements have been drawn in order not to overload the figures. The schematically indicated axes are denoted by 1 'and 2' for the leading bogie and 1 "and 2" for the trailing bogie.
The transmission of the forces between the vehicle body 7 and the bogie frame 6 'or 6 "takes place in the example according to FIG. 1 via the drawbar 8 which is inclined to the horizontal, with the drawbars that come into effect when driving forward with tensile force 8 ',. And 8 ", - and the rods which transmit the forces when reversing are designated 8'r and 8". In a known manner, the tie rods 8 are hinged to the vehicle body 7 by means of bolts 9. At their other end, the Tie rods 8 in elongated eyelets 10 into which pins attached to the bogie frame engage.
These pins 12 are connected to the frame 6 via extension pieces 11.
By designing the eyelets 10 as an elongated hole, it is achieved that, according to an additional concept of the invention, all longitudinal connections between the vehicle body 7 and the bogie frame 6 are formed with play. Such an arrangement makes it possible that when the direction of travel is changed from forwards to backwards travel, the decisive height distances h 'and h "are set automatically.
For the same purpose, the vehicles in the Fi-. 1 to s a structure of the transmission means for the forces that is mirror-symmetrical to the center of the vehicle.
Like the Fiz. 1 shows, in the assumed direction of travel, the tie rods 8 are not at all in connection with the bogies 6, which is also illustrated by the fact that the pin 12 for these rods is drawn in the center of the elongated eyelets 10.
According to the invention, the tie rods 8 'of each drive frame have a different position than the tie rods 8 ″ with respect to the top edge 5 of the rails, the rods 8 ′ or 8 ″ each having the same angle of inclination from the horizontal. This angle of inclination is selected according to the calculations described so that the height distance la 'of the effective point of application W' of the tensile force for the bogie leading in the respective direction of travel corresponds to the desired value.
In the same way, the tie rods 8 ″, 8 ″ and 8 ″ are inclined in such a way that the point of application IV ″ of the trailing drive frame has the calculated distance I ″ from the upper edge of the rail.
In the locomotive according to Fig. 2, compared to the first example, the tie rods 8 ″ for the respectively trailing bogie D ″ are replaced by pivot pins 13 ″ which, in order to transfer the forces from the trailing bogie D ″ to the vehicle body 7, can rest against stops that act as elastic elements 16 are trained.
The elastic elements 16 are mounted in the bogie frame 6 relative to the pivot pins 13 in such a way that no power transmission takes place through the pivot pin on the respectively leading bogie D '. Furthermore, the connections between the two remaining tie rods 8 ′, 8 ′ and 8 ′ are also designed to be resilient via further elastic elements 16.
The elements 16 replace the eyelets 10 and, when the direction of travel is reversed, have the same effect as has already been described in connection with the eyelets 10.
3 and 4 each show an exemplary embodiment of the invention on a vehicle with two three-axle drive units. In order not to overload the drawings, a specific primary suspension and a specific engine arrangement have also been omitted here. In theory, all of the possibilities shown in FIGS. 5 and 7 can be used for this. FIG. 3 shows the same transmission means for the forces as FIG. 1, while in Fil,. 4, all tie rods 8 have been replaced by pivot pins 13 which come into effect in conjunction with stops 14.
All pivot pins 13 have a play between the associated stops 14 in order to achieve an automatic setting of the directions height distances / i 'and fi "when changing direction of travel, as well as through the elongated hole eyelets 10.
The effects achieved by the invention and described for forward and reverse travel also occur in the same way when driving with braking force in a certain direction of travel, provided that this braking force is generated by the motors.
In the calculation and exemplary embodiments described, locomotives have always been assumed in which the support between the vehicle body 7 and the bogie frame 6 is punctiform. It goes without saying that the measure according to the invention for achieving minimal axle pressure relief can also be used in vehicles with basic supports.
Finally, it should also be mentioned that the invention can in principle also be used in traction vehicles with two four-axle or multi-axle bogies. It is also possible to equip bogies with additional running axles. However, the conditions for determining the height distances h are so complicated in all of these cases that it is very difficult to give them general information. Such cases must therefore be calculated separately for each special case. The same applies to vehicles with more than two bogies.