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Drehmaschine zur Bearbeitung der Bremsscheiben eines Radsatzes von
Schienenfahrzeugen Die Erfindung bezieht sich auf eine Drehmaschine zur Bearbeitung
der Bremsscheiben eines zwischen Körnerspitzen in der Drehmaschine eingespannten
Radsatzes von Schienenfahrzeugen, bei der die Räder des Radsatzes durch Antriebsreibrollen
angetrieben werden und die Bearbeitung der Brenisseheiben durch in wenigstens angenähert
der Höhe der Körnerspitzen angeordnete Drehwerkzeuge durchgeführt wird.
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Mit Hilfe einer derartigen Drehmaschine sollen die an Radsätzen von
Schienenfahrzeugen auf der Radwelle selbst oder an den Radsätzen fest angeordneten
Bremsscheiben bearbeitet werden. Bei bekannten Drehmaschinen ähnlicher Art, mit
denen die Achsschenkel von Radsätzen überdreht und anschließend glattgewalzt werden,
wird jedes Rad des Radsatzes durch eine unterhalb der horizontalen Ebene durch die
Körnerspitzen angeordnete Reibrolle, welche mit der Lauffläche jedes Rades in Reibkontakt
steht, angetrieben. Eine Maschine mit einem derartigen Reibradantrieb ist beispielsweise
dargestellt in dem Prospekt Axle journal returning and burnishing lathe" der Firma
Craven Bros.
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vom 17.10.1936. An solchen Maschinen sind die mit der Reibrolle übertragenen
Umfangskräfte sehr klein, weil an den Achsschenkeln nur ein sehr geringer Schlichtspan
abgedreht werden muß und außerdem das Durchmesserverhältnis zwischen zu überdrehendem
Achsschenkel und Rad des Radsatzes, welches in der Größenordnung 1:5 bis 1:10 sein
kann, die erforderlichen Umfangskräfte
weiter verringert. Sollen
nun auf einer solchen Maschine beispielsweise die Bremsscheiben von z.B. 1000 kp
wiegenden Radsätzen plangedreht werden und hierbei ein Spanquerschnitt von etwa
1 mm2 abgehoben werden, so entsteht ein Anordnungs- und Kräftesystem, wie es zur
Erläuterung in Fig. 8 der Zeichnung dargestellt ist. Bei einem Radsatzgewicht von
1000 kp lasten auf jeder Körnerspitze 500 kp.
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Das Rad a eines Radsatzes wird von der Antriebsreibrolle c, welche
in der bereits genannten Weise angeordnet ist, über Reibschluß angetrieben und eine
Bremsscheibenseite von dem Drehwerkzeug b plangedreht. Bei dem genannten abzuhebenden
Querschnitt wird eine Schnittkraft von 250 kp und eine Drehwerkzeugvorschubkraft
von etwa 80 kp erforderlich. Die von der Reibrolle c zu übertragende Umfangskraft
muß daher mindestens 250 kp betragen, was, einen üblichen Reibfaktor u = 0,3 vorausgesetzt,
bedeutet, daß die Antrieb#reibrolle c mit einer radialen Kraft von 830 kp gegen
den Radsatz gepreßt werden muß. Es ist also sofort zu ersehen, daß die den Radsatz
aufnehmende Pinole schon aus der Anpreßkraft des Antriebsreibrades c mit 330 kp
vertikal aufwärts belastet wird. Hierzu addiert sich noch die Umfangs- bzw. Schnittkraft
(bei Betrachtung des Drehwerkzeuges b als Momentanpol) von 250 kp. Die Pinole wird
also insgesamt mit 580 kp vertikal aufwärts belastet. Sollen nun gar 2 Bremsscheiben
je Rad gleichzeitig plangedreht werden, werden die dargestellten Kräfte und Belastungsverhältnisse
noch erheblich ungünstiger. Die aus den Anpreßkräften und Schnittkräften resultierenden,
vertikal aufwärts gerichteten Kräfte sind also wesentlich größer als das Radsatzgewicht.
Daher werden die den Radsatz aufnehmenden Pinolen dieser bekannten Achsschenkeldreh-
und -glattwalzmaschinen bei der Bear-#beitung von Bremsscheiben aufwärts belastet
und somit das die Pinolen tragende und sich am Maschinenbett
abstützende
Reitstockgehäuse aus dem Maschinenbett ausgehoben. Der Nachteil einer solchen Belastungsrichtung
ist offensichtlich. Weiter kann gesagt werden, daß die Antriebsrollen dieser bekannten
Maschinen bei ihrer Lage bei der Bremsscheibenbearbeitung durch herabfallende Späne
gefährdet würden. Um einem durch die Drehspäne beschleunigten Verschleiß dieser
Antriebsrollen entgegenzuwirken, würde es erforderlich, diese zu härten. Hierdurch
aber wird nachteiligerweise der ausnutzbare Reibungskoeffizient verkleinert, wodurch
die übertragbaren und für die zerspanende Bearbeitung erforderlichen Umfangskräfte
in nicht tragbarer Weise abnehmen. Eine Erhöhung der Umfangskräfte könnte nur über
eine Erhöhung der Anpreßkraft der Reibrollen erzielt werden. Diese Anpreßkräfte
sind aber aufgrund der ungünstigen Belastungsrichtung auf die Pinole nicht beliebig
zu steigern, so daß es nachteiligerweise unumgänglich ist, die Zerspanungsleistung
entsprechend niedrig anzusetzen.
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Aus Wirtschaftlichkeitsgründen ist es aber zweckmäßig, bei Radsätzen
mit Bremsscheiben alle vier Bremsscheibenseiten gleichzeitig zu bearbeiten. Da während
des Drehens einer Bremsscheibe aufgrund der vorhandenen "Freßriefen" mit stark schwankenden
Spanquerschnitten und wegen der durch die Bremsungen entstandenen Hartstellen mit
stoßartigen Belastungsänderungen zu rechnen ist, muß die zur Verfügung stehende
Anpreßkraft der Reibrolle ausreichen, um eine Umfangskraft aufzubringen, die auch
bei Belastungsstößen den Radsatz mit Sicherheit nahezu schlupffrei durchdreht.
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Um dies zu gewährleisten, darf also der tatsächlich eingestellte und
abzunehmende Spanquerschnitt nur ein Bruchteil des Querschnittes sein, der aufgrund
der durch die Anpreßkraft zur Verfügung stehenden Umfangskraft abgenommen werden
könnte. Es bleibt also ein großer Teil der zur Verfügung stehenden Umfangskraft
aus Sicherheitsgründen für auftretende Stoßbelastung ungenutzt. Obwohl also die
zur
Verfügung stehende Umfangskraft nicht ausgenutzt wird, muß die Reibrolle stets mit
der möglichen Maximalkraft angepreßt werden. Dies aber bedeutet eine ständige und
unnötige hohe Belastung sämtlicher beteiligter Maschinenteile.
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Aus diesen Ausführungen ist zu ersehen, daß diese bekannten Maschinen,
würden sie für die Radsatzbremsscheibenbearbeitung umgebaut, für die Einreihung
in den Produktionsablauf von Radsatzaufarbeitungswerkstätten aufgrund des zu erwartenden
hohen Verschleißes und der ungenügenden Produktionsleistung denkbar ungeeignet wären.
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Der Erfindung liegt somit die Aufgabe zugrunde, eine Drehmaschine
der eingangs angegebenen Art zu schaffen, bei der die Antriebsverhältnisse für den
Radsatz so gestaltet sind, daß für die gleichzeitige Bearbeitung aller am Radsatz
befindlichen zu bearbeitenden Bremsscheibenseiten stets ein genügend großes Drehmoment
übertragen wird, und zwar unter Vermeidung der für die Reitstöcke so ungünstigen
Belastungsrichtung. Weiterhin sollen die Verschleiß- und Reibungsverhältnisse verbessert
sowie die dauernde Maximalbelastung vermieden werden.
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Diese Aufgabe wird nach der Erfindung dadurch gelöst, daß für jedes
Rad eines Radsatzes zwei oberhalb einer durch die Körnerspitzen gehenden horizontalen
Ebene angeordnete Antriebsreibrollen vorgesehen sind, wobei die eine Antriebsreibrolle
an der Lauffläche und die andere Antriebsreibrolle an einer Stirnseite des Rades
eines Radsatzes angreift.
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Durch den Einsatz von zwei Antriebsrollen je Rad eines Radsatzes in
der beschriebenen Anordnung ist es möglich, die erforderliche Anpreßkraft für den
Antrieb des Radsatzes
zu halbieren bzw. die übertragbare Umfangskraft
zu verdoppeln, wobei gleichzeitig die Pinolen und damit die Reitstockgehäuse in
einer maschinengerechten Richtung belastet werden. Da bei der erfindungsgemäßen
Anordnung der Antriebsreibrollen nur je Rad eine Antriebsreibrolle mit ihrer Anpreßkraft
in radialer Richtung nach unten oder ungefähr nach unten wirkt, bleibt die Biegebelastung
der Pinole trotz Verdoppelung der übertragenen Umfangskraft verhältnismäßig klein,
wobei noch zu beachten ist, daß bei geeigneter Lage des Drehwerkzeuges oder des
Antriebssupportes die Reaktionskräfte der Schnittkräfte bei Betrachtung des Drehwerkzeuges
als Momentanpol der radialen Belastung der Antriebsreibrolle entgegenwirken und
damit die Pinole entlasten. Die zweite Antriebsrolle je Rad, deren Anpreßkraft in
axialer Richtung wirkt, verhindert gleichzeitig wenigstens teilweise eine Durchbiegung
der Radsatzachse infolge der radialen Anpreßkraft der anderen Antriebsreibrolle.
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Infolge der erfindungsgemäß erzielten enormen Steigerung der übertragbaren
Umfangskräfte ist es möglich, gleichzeitig mindestens vier Bremsscheibenseiten von
an Radsätzen angeordneten Bremsscheiben gleichzeitig mit einer erfindungsgemäßen
Maschine zu bearbeiten, ohne die Maschine in nachteiliger , nicht konstruktionsgerechter
Weise zu belasten, und zwar gleichzeitig unter Vermeidung überhöhten Verschleißes
der Antriebs- und Abstützeinheiten.
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Vorteilhafterweise kann eine Steigerung der übertragbaren Umfangskräfte
dadurch erzielt werden, daß die Antriebsreibrollen aus ungehärtetem Werkstoff, Gummi
oder Kunststoff gefertigt werden.
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Eine solche Werkstoffauswahl wird ermöglicht durch die erfindungsgemäße
Anordnung der Antriebsreibrollen.
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Der Reibungskoeffizient ist bei diesen Werkstoffen ein Vielfaches
des Reibungskoeffizienten von gehärtetem Stahl. Entsprechend der Vervielfachung
des Reibungskoeffizienten kann somit ohne zusätzliche Biegebelastung der Pinole
die übertragbare Umfangskraft entsprechend vervielfacht werden. Weiterhin ermöglicht
die erfindungsgemäße Anordnung der Antriebsreibrollen die für den Einsatz in Radsatzaufarbeitungsstraßen
besonders vorteilhafte Portalbauart der Drehmaschine mit evtl. auch hängend angeordneten
Supporten. Hierdurch befinden sich einerseits die Führungsbahnen der Supporte nicht
mehr im Spänebereich der Maschine und bedürfen somit keiner Abdeckung und weisen
einen geringeren Verschleiß auf, andererseits wird durch diese Portalbauart ein
prohlcmloses Durchrollen der Radsätze ermöglicht, was in den genannten Radsatzaufarbeitungs
straßen 1u icannterr Ißen von besonderem Vorteil ist.
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Eine besonders vorteilhafte Ausführungsform dieser Erfindung ist dadurch
gekennzeichnet daß jede der beiden jeweils einem Rad eines Radsatzes zugeordneten
Antriebsreibrollen je in einem schwingbaren Hebel gelagert ist und die Schwingebene
jedes Hebels zur Schwingebene des nnderen Hebels wenigstens angenähert senkrecht
steht, wobei eine der beiden Schwingebenen wenigstens angenähert senkrecht zur Radsatzradscheibenebene
liegt, und daß die Strecken, begrenzt einerseits durch den Schwenkpunkt des schwingbaren
Hebels und andererseits durch den Antriebsreibrollenmittelpunkt bzw. einerseits
durch den Antriebsreibrollenmittelpunkt und andererseits durch den Berührungspunkt
der Antriebsreibrolle, mit der Radscheibe einen entgegengesetzt zur Drehrichtung
des angetriebenen
Radsatzes, betrachtet an der Berührungsstelle
einer Radscheibe mit einem Antriebsreibrad, geöffneten stumpfen Winkel bildet.
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Hierdurch wird vorteilhafterweise erreicht, daß sich die jeweilige
Anpreßkraft der Antriebsreibrolle und somit die übertragbare Leistung jeweils nach
dem augenblicklichen Zerspanungsbedarf richtet, so daß sowohl die Antriebsreibrollen
als auch die den Radsatz aufnehmende gesamte Maschine geringstmöglich belastet werden
bei höchstmöglicher Leistung. Wird bei der Bearbeitung infolge wachsenden Spanquerschnittes
eine wachsende Umfangskraft verlangt, so hat die Antriebsreibrolle das Bestreben,
den schwingbaren Hebel, in welchem sie gelagert ist, so zu bewegen, daß der beschriebene
stumpfe Winkel vergrößert wird. Da dies aber aufgrund der Zuordnung der Bauteile
und des Werkstückes zueinander nicht möglich ist, erhöht sich lediglich die Anpreßkraft
der Antriebsreibrolle und damit die übertragbare Umfangskraft. Da von der Antriebsreibrolle
zur Steigerung der Anpreßkraft und damit zur Vergrößerung der übertragbaren Umfangskraft
kein Weg zurückgelegt werden muß, erfolgt die Reaktion auf eine wachsende oder auch
sprunghaft ansteigende Schnittkraft absolut verzögerungsfrei. Es erfolgt somit als
Reaktion auf eine steigende Schnittkraft ohne die geringste Phasenverschiebung eine
Steigerung der Anpreßkraft der Antriebsreibrolle. Zur Erreichung dieses so vorteilhaften
Effektes sind also nicht etwa hochkomplizierte und empfindliche elektronische Steuerungen
erforderlich, sondern nur einfache mechanische Bauelemente in der erfindungsgemäßen
Anordnung.
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Zweckmäßig werden in weiterer Ausbildung der Erfindung sämtliche Antriebsreibrollen
durch einen gemeinsamen
Antriebsmotor angetrieben. Es kann daher
die gesamte Antriebseinheit auf einem gemeinsamen Support angeordnet werden.
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Wie bereits mehrfach erwähnt worden ist, wird bei der Drehmaschine
nach der Erfindung besonderer Wert darauf gelegt, daß sich die Maschine den wechselnden
Belastungen während der Bremsscheibenbearbeitung schnell anpassen kann. Bei den
bisher beschriebenen erfindungsgemäßen Ausführungsformen der Bremsscheibendrehmaschine
wurde die verzögerungsfreie Variation der Antriebsreibradanpreßkräfte durch den
mehrfach beschriebenen "stumpfen Winkel" und die hierdurch auftretende Keil- oder
Klemmwirkung erreicht. Diese besondere Anpassungsfähigkeit der Radsatzbremsscheibendrehmaschine
bei höchstmöglicher Belastung wird in weiterer Ausbildung der Erfindung, wie später
erläutert wird, auch dadurch erreicht, daß das Übersetzungsverhältnis r1 : r2 zwischen
dem jeweils letzten Antriebsglied vor der zugehörigen Antriebsreibrolle und dem
Antriebsglied der Antriebsreibrolle selbst wenigstens angenähert entsprechend der
folgenden Gleichung gewählt ist
wobei A der Abstand zwischen dem Anlenkpunkt des zugehörigen Schwenkhebels und der
Antriebsreibrollenmitte, oa der Winkel zwischen der auf dem zugehörigen Schwinghebel
errichteten Senkrechten und der Tangente am Umfang der Antriebsreibrolle im Berührungspunkt
mit dem Rad, der Ribungskoeffizient zwischen Antriebsreibrolle und Rad und rR der
Radius der Antriebsreibrolle ist.
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Mit einer derartigen Ausbildung des Antriebssystems der Antriebsreibrollen
wird es ermöglicht, daß die Antriebsreibrolle ohne jedes Durchrutschen mit dem Rad
des Radsatzes zusammenarbeitet und die Anpreßkräfte der Antriebsreibrollen verzögerungsfrei
auf alle Belastungsschwankungen reagieren.
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Weitere Merkmale, Vorteile und vorteilhafte Wirkungen der Erfindung
ergeben sich aus den Ansprüchen und der folgenden Beschreibung von Ausführungsbeispielen
der Erfindung anhand der Zeichnungen. Die Zeichnungen geben nur die jeweils zur
Erläuterung der Erfindung wesentlichen Teile einer Radsatzbremsscheibendrehmaschine
wieder.
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Es zeigen Fig. 1 die Draufsicht auf eine erste Ausführungsform der
Drehmaschine nach der Erfindung, Fig. 2 die Draufsicht auf eine zweite Ausführungsform
der Drehmaschine nach der Erfindung, Fig. 3 eine Seitenansicht der Drehmaschine
nach Fig. 1, Fig. 4 eine Seitenansicht der Drehmaschine nach Fig. 2, Fig. 5a-c Schaubilder
zur Erläuterung der erfindungsgemäßen Bemessung des übertragungssystems für die
Antriebsrollen, Fig. 6 eine weitgehend schematisch gehaltene Vorderansicht einer
Drehmaschine nach der Erfindung in Portalbauweise, Fig. 7 eine Schnittansicht entlang
der Linie A-B in Fig. 6 Fig. 8 eine im Prinzip dargestellte, bekannte Anordnung
von Radsatz, Antriebsreibrad und Werkzeug.
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In den Fig. 1 bis 4. der Zeichnung sind die Räder 1 des jeweils zu
bearbeitenden Radsatzes strichpunktiert schematisch wiedergegeben. Da es zur Erläuterung
der Erfindung lediglich auf die Antriebsvorrichtung der Drehmaschine für die Räder
des Radsatzes ankommt, sind die Bremsscheiben und die Bearbeitungswerkzeuge nicht
dargestellt. Es zeigen lediglich Fig. 3 und Fig. 4 schematisch angedeutet das Drehwerkzeug
2, das wenigstens angenähert in der Höhe der nicht dargestellten Körnerspitzen angeordnet
ist, in denen der zu bearbeitende Radsatz gespannt ist.
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Wie die Ausführungsform nach Fig. 1 und 3 zeigt, sind für jedes Rad
1 des Radsatzes oberhalb der durch die Körnerspitzen, also durch die Radsatzmitte
3 verlaufenden horizontalen Ebene, zwei Antriebsrollen 4 und 5 angeordnet.
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Von diesem Antriebsrollenpaar greift die Antriebsrolle 4 an der Lauffläche
des Rades und die zweite Antriebsrolle 5 an der inneren Stirnseite des Rades an.
Jede Antriebsrolle 4 und 5 ist in einem zugehörigen schwingbaren Hebel 6 bzw. 7
gelagert. Der Schwinghebel 6 für die an der Lauffläche angreifende Antriebsrolle
4 ist in einer zur Radebene parallelen Ebene schwingbar bei 8 gelagert. Der Schwinghebel
7 für die an der Stirnseite angreifende Antriebsrolle 5 ist in einer zur Radebene
senkrechten Ebene schwingbar bei 9 gelagert.
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Der Drehantrieb für die einzelnen Antriebsrollen erfolgt über ein
geeignetes Vorgelege von einem einzigen gemeinsamen Antriebsmotor 10 her. Von den
Obert-ragungsgliedern, hier den Obertragungszahnrädern, ist das jeweils zur Antriebsrolle
selbst gehörende Antriebsglied mit 11 und das jeweils letzte Antriebsglied vor der
zugehörigen
Antriebsrolle mit 12 bezeichnet. Die weiteren Obertragungssysteme
sind der Einfachheit wegen lediglich gemeinsam mit i5 bezeichnet.
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Sämtliche beschriebenen Antriebsbauteile der Drehmaschine sind bei
dem vorliegenden Ausführungsbeispiel in einem gemeinsamen Support 14 untergebracht.
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Bei der dargestellten Ausführung, bei der die Spanfläche durch die
Drehrichtung bedingt nach unten angeordnet werden muß, wird die Pinole zwar konstruktionsgerecht,
aber mit den aus den Schnittkräften resultierenden Kräften zusätzlich belastet.
Allerdings ergibt sich bei dieser Werkzeuganordnung ein besonders günstiger Spänefluß.
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Soll die Pinole von den aus den Schnittkräften resultierenden Kräften
entlastet werden, so konstruiert man die Maschine so, daß bei gleicher Drehrichtung
des Werkstückes z.B. das Drehwerkzeug in zur dargestellten Lage gegenüberliegender
Lage angeordnet ist und dabei die Spanflächen nach oben zeigen.
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Eine weitere Variationsmöglichkeit zur Erreichung dieses Zieles liegt
darin, bei dem dargestellten Drehsupport die Drehwerkzeuge so zu befestigen, daß
die Spanflächen nach oben zeigen'und den gesamten Antriebssupport um 1800 um eine
vertikale Achse durch die Radsatzachse zu schwenken.
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Jeder schwingbare Hebel 6 für die an der Lauffläche angreifende# Antriebsrolle
4 bildet mit der Verbindungslinie Radsatzmitte-Antriebsrollenmitte einerseits, und
jeder schwingbare Hebel 7 für die an der Stirnseite angreifende Antriebsrolle 5
bildet mit der durch die Antriebsrollenmitte gelegten Normalen zur Radstirnfläche
andererseits jeweils einen stumpfen Winkel# P » Dieser Winkel# ist
betrachtet
an den Berührungsstellen der jeweiligen Antriebsrolle mit dem Rad, entgegengesetzt
zur durch die Pfeile angedeuteten Drehrichtung des Rades geöffnet.
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Hierdurch ergibt sich, wie eingangs im einzelnen geschildert, die
selbsttätige und augenblickliche Anpassung der jeweiligen Anpreßkräfte der Antriebsrollen
gegen das zugehörige Rad an die wechselnden Belastungen.
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Jede Erhöhung der z.B. durch verstärkten Spanquerschnitt erzeugten
Reaktionskraft führt augenblicklich zu einer verstärkten Klemmwirkung zwischen dem
jeweiligen schwingbaren Hebel der zugehörigen Antriebsrolle und der berührten Radfläche.
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Bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 und 3 ist der stumpfe Winkel
ß verhältnismäßig groß gewählt. Hierdurch aber könnte es bei nicht sorgfältiger
Einstellung des Antriebssupportes verbunden mit Breiten- oder Durchmesserschwankungen
eines zu bearbeitenden Radsatzes zu einer ungewollten Vergrößerung des Winkels und
damit zu einer ungewollt großen Anpreßkraftsteigerung bei wachsenden Schnittkräften
kommen. Dies kann vermieden werden mit einer Antriebs gestaltung gemäß Ausführungsbeispiel
nach Fig. 2 und 4.
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Das Ausführungsbeispiel der Drehmaschine nach der Erfindung gemäß
Fig. 2 und 4 entspricht im Grundaufbau vollständig dem anhand Fig. 1 und 3 beschriebenen
Aufbau. Es sind lediglich die Verhältnisse innerhalb der Obertragungsglieder, insbesondere
innerhalb der Übertragungsglieder 9 und 11, verändert, und es ist vor allem der
hier mit/3' bezeichnete stumpfe Winkel zwischen dem jeweiligen schwingbaren Hebel
und der jeweiligen Verbindungslinie bzw.
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Normalen bedeutend geringer gewählt Er kann im Grenzfall sogar zum
rechten Winkel werden. Hierdurch wird erreicht, daß der Winkel ' sich nur geringfügig
mit Durchmesser-oder Abstandsschwankungen der Eisenbahnräder verändert.
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Damit wird die Einstellung des Antriebssupportes auf die Radsatzabmessungen
erleichtert.
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Es hat sich gezeigt, daß durch die erfindungsgemäß gekennzeichnete
bestimmte Bemessung des übersetzungsverhältnisses zwischen dem jeweils letzten Antriebsglied
9 vor der zugehörigen Antriebsrolle und dem Antriebsglied 11 dieser Antriebsrolle
selbst trotz des stark verkleinerten Winkels ß ' die genannten Vorteile der verzögerungslosen
Anpassung der Anpreßkräfte an alle Belastungsschwankungen erhalten bleiben. Dies
wird in folgenden anhand der schematischen Darstellungen in Fig. 5a, b und c bewiesen.
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Der Fig. 5a sind die geometrischen Verhältnisse und die verwendeten
Bezeichnungen zu#entnehmen. Die Fig. 5a zeigt eine Ansicht ähnlich Fig. 1 und 3
der beschriebenen Ausführungsformen. Die entsprechenden Ausführungen gelten auch
für die jeweils an der Lauffläche angreifende Antriebsrolle 4 sinngemäß.
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Die Kraft P' wirkt offensichtlich immer senkrecht auf den Hebelarm
von der Länge A und ist abhängig vom Drehmoment Md: p, = Md (2) A (2) nach Md aufgelöst
ergibt Md = P' ~ A (3) Unter der Bedingung, daß zwischen Radsatzrad und Antriebsrolle
5 kein Durchrutschen auftritt, kann das Drehmoment offensichtlich auch wie folgt
ausgedrückt werden (Fig. 5a):
Die Linie L in Fig. 5a bildet mit der Radinnenstirnseite den Winkel
$. Dieser Winkel ist der Winkel zwischen der auf dem zugehörigen schwingbaren Hebel
(7) errichteten Senkrechten und der Tangente am Umlauf der Antriebsrolle (5) im
Berührungspunkt mit dem Rad. Der Hebel H von der Länge A steht auf der Linie L immer
senkrecht. Die Wirklinie der Kraft P' liegt somit immer parallel zur Linie L und
bildet daher mit der Radinnenstirnseite auch den Winkel 05.
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In Fig. 5b ist die Situation und die Lage der Kraft p' noch einmal
vergrößert dargestellt.
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Wie aus Fig. 5a und b zu erkennen ist, ist die Kraft P in ihrer Größe
offensichtlich nicht nur von der Kraft P', sondern auch noch vom Keilwinkel ac abhängig.
Da die Kraft PT aber parallel zu einer Keillinie (in diesem Fall "L"} verläuft,
wird sie umgerechnet in eine Kraft Pz', deren Wirklinie mit der Winkelhalbierenden
des Keilwinkels α zusammenfällt.
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Aus Fig. 5b ist zu entnehmen
Die Kraft P11 ist die Resultierende der beiden Kräfte P, von denen die eine senkrecht
auf der Radinnenstirnseite steht und die andere (Reaktionskraft) senkrecht zu L
steht, und dabei durch den Gelenkpunkt des Hebels H geht, in welchem das Drehmoment
Md eingeleitet wird. In Fig. 5c ist der dazugehörige Kräfteplan gezeichnet. Aus
ihm ist zu entnehmen
Gleichung (5) eingesetzt in (6) ergibt
Gleichung (7) nach P aufgelöst ergibt
Gleichung (2) eingesetzt in (8) ergibt p Md Ud (9) 2A sinα/2 ~ cosMU/2 Gleichung
(9) aufgelöst nach Md ergibt Md = 2 PA sinα/2 ~ cosα/2 (10) Die Aussage
der Gleichung (10) ist offensichtlich richtig, denn sie kann unter Berücksichtigung
der Gleichung (12) auch sofort aus Fig. 5a abgelesen werden.
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Um aber eine Gleichung zu erlangen, die lediglich die konstruktiven
Abmessungen berücksichtigt derart, daß mit Sicherheit kein Durchrutschen der Antriebsrolle
auftritt, müssen die Faktoren Md und P eliminiert werden. Dies kann erreicht werden
durch eine Division der Gleichungen (4) und (10)
(4) : (10)
2 sind/2 ~ cosOQ/2 = sin 2#/2 (12) (t2) eingesetzt in (11) und (11) aufgelöst nach
ergibt
Mit Gleichung (13) ist somit eine Gleichung gegeben, in der die Abhängigkeit des
Antriebsübersetzungsverhältnisses r1 von den übrigen geometrischen und physikalischen
r2 Bedingungen für den Fall, daß niemals ein Durchrutschen des Antriebsreibrades
auftritt, angegeben ist.
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In Fig. 6 und 7 ist eine vollständige Drehmaschine nach der Erfindung
zur Bearbeitung aller Bremsscheiben eines zwischen Körnerspitzen in dieser Maschine
eingespannten Radsatzes von Schienenfahrzeugen dargestellt. Die anhand der vorhergehenden
Figuren der Zeichnung beschriebenen Bauteile sind mit gleichen Bezugszeichen versehen.
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Fig. 6 und 7 zeigen die Gesamtanordnung der vorher beschriebenen Drehmaschine
innerhalb einer Gesamtmaschine in Portalbauweise. Die durch die Erfindung beeinflußten
beschriebenen Bauteile der Maschine sind an dem Support 14' in dem Portal der Maschine
angeordnet. Der Support 14 t
ist in senkrechter Richtung verfahrbar
und trägt seinerseits die geschilderten Bauteile der Erfindung.
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Auf den mit Sw bezeichneten Supporten sind die Werkzeuge 2 mit ihren
einzelnen Vorschub- und Zustelleinrichtungen angeordnet und können in der in der
Zeichnung dargestellten Weise aus dem Arbeitsbereich des Portals seitlich verfahren
werden, um so' einerseits evtl. das vorteilhafte Durchrollen des Radsatzes zu ermöglichen
oder um die Drehsupporte auf unterschiedliche seitliche Lagen der Bremsscheiben
z.B. bei Spurwechsel oder Lage der Bremsscheiben auf der Radsatzwelle einstellen
zu. können. Aus Fig. 6 und 7 wird die vorteilhafte Portalbauweise mit dem besonders
vorteilhaften Antrieb des Radsatzes nach der Erfindung deutlich, wobei auch klar
erkennbar ist, in welch vorteilhafter Bauweise sämtliche Bremsscheiben des Radsatzes
gleichzeitig bearbeitet werden können.
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Wird die in den Fig. 6 und 7 dargestellte,in das Maschinenfundament
eingelassene Radsatzhebeeinrichtung für das Anheben des Radsatzes bis in Pinolenhöhe
verwendet, so ist ein Auseinanderfahren der Drehsupporte, um den Radsatz durchrollen
zu lassen, nicht erforderlich. Die Drehsupporte könnten dann bei immer gleicher
seitlicher Lage der Bremsscheiben starr angeordnet werden, was die Konstruktion
der Maschine erheblich vereinfachen würde.