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Drehgestell mit zwei Radpaaren für gleisgebundene
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Fahrzeuge Beschreibung Die Erfindung betrifft ein Drehgestell mit
zwei Radpaaren für gleisgebundene Fahrzeuge gemäß dem Gattungsbe4riff"des Anspruchs
1.
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Es ist bekannt, daß gleisgebundene Fahrzeuge wegen der torsionssteifen
Verbindung zwischen dem rechten uhd linken Rad eines Radsatzes, der durch den Verschleiß
sich einstellenden Profilform der einzelnen Radreifen und des in tmfangsrichtung
des Radreifens wirkenden Kraftschlusses zwischen dem Rad und der Schiene ein selbsterregungsfähiges-SchwingUngssystem
bilden. Die Radsätze des Fahrzeuges führen eine annähernd harmonische Bewegung im
Gleis aus, den sogenannten Sinuslauf, deren Wellenlänge desto größer ist, je kleiner
die wirksame Kegel neigung der Berührung zwischen Rad und Schiene ist.
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Durch die Massenkräfte, die der Sinuslauf im Radsatz hervorruft, wird
die Dämpfung der Sinuslaufbewegung mit wachsender Geschwindigkeit immer geringer
und wird bei der sogenannten kritischen Geschwindigkeit Null. Oberhalb der kritischen
Geschwindigkeit nimmt die Radsatzbewegung große Amplituden an und bewirkt unzulässig
große waagerechte Kräfte zwischen Rad und Schiene. Dies vergrößert die Laufunruhe
des Fahrgestells und führt zu einem erhöhten Verschleiß der Spurkränze, der Radreifen
sowie des Fahrzeugaufbaues,-sowie u.U.zu einer gewaltsamen seitlichen Verschiebung
des Gleisrostes.
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Es sind bereits verschiedene Maßnahmen vorgeschlagen worden, durch
welche eine hohe kritische Geschwindigkeit und damit eine hohe Einsatzgeschwindigkeit
der spurgeführten Fahrzeuge erreicht werden sollen.
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Da es bekannt ist, daß die Wellenlänge der Sinusbewegung im Gleis
umso größer wird, je kleiner der Kegelwihkel des kegeligen Radreifenprofils ausgebildet
ist, sind zunächst die Kegelwinkel der Radreifen verkleinert worden. Durch Verschleiß
bildet sich jedoch in kurzer Zeit ein hohlkehlenförmiges Profil am Radreifen aus,
so daß infolge einer sich zunehmend vergrößernden Rollradiendifferenz und eines
zunehmenden Schlupfes der Räder hohe Kräfte in waagerechter Richtung zwischen Rad
und Schiene sowie hohe waagerechte Beschleunig4ngen im Fahrzeugkasten auftreten,
was eine beträchtliche Verschlechterung der Laufruhe zur Folge hat. Mit der vorgeschlagenen
Maßnahme läßt sich daher die kritische Geschwindigkeit nur solange erhöhen, wie
die Radreifenprofile relativ neu sind, so daß diese Maßnahme einem dauerhaften praktischen
Fahrbetrieb nicht gerecht wird.
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Bei den heutigen Eisenbahnfahrzeugen werden aufgrund der vorgenannten
Erkenntnisse von vorneherein Radreifen mit verschleißangepaßten Profilierungen verwendet,
so daß sich im Laufe der Abnutzung des Radreifens zwar eine Raddurchmesserverringerung,
jedoch keine Änderung der Form des Profils ergibt. Dies hat den Vorteil, daß das
Führungsverhalten des Drehgestells vom Verschleißzustand der Laufflächen der Räder
unabhängig ist. Um allerdings die durch die größeren Kegelwinkel verschleißangepaßter
Profile bedingten vorbeschriebenen Nachteile zu vermeiden, sind verschiedene Maßnahmen
vorgeschlagen worden.
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So ist es z.B. bekannt, die Drehgestelle mit sogenannten passiven
und/oder aktiven Drehhemmungen zu versehen, die den
Gierneigungen
des-Drehgestelles entgegenwirken sollen. Bei den Drehhemmungen handelt es sich um
Hilfssysteme. Die passiven Hilfssysteme bestehen im wesentlichen aus Federn, Massen
und Dämpfern, d.h. Elementen ohne äußere Energiezufuhr, die wenig aufwendig und
damit auch wenig störanfällig sind. Passive Hilfssysteme können z.B. von einem Tilger
gebildet werden, dessen Eigenfrequenz genau auf die Sinusiaufftequenz des Radsatzes
bei kritischer Geschwindigkeit abgestimmt ist und dieser Energie entzieht. Wie weiter
unten erläutert wird, hat die Sinus-Lauffrequenz bei kritischer Geschwindigkeit
jedoch keinen festen Wert, so daß die Tilgerfrequenz nur.einen unter vielen möglichen
Zuständen der Instabilität eliminieren kann.
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Bei aktiven Drehhemmungen, die z.B. von aktiven Stabilisatoren gebildet
sein können, wie sie aus der Luft- und Raumfahrt bekannt sind, ist ein umfangreiches
elektronisch-hydraulisches Regelsystem erforderlich, das wegen des hohen Leistungsbedarfs,
des hohen Anschaffungspreises sowie der ungelösten Probleme der Uberwachung und
Wartung für den Einsatz unter eisenbahnüblichen Bedingungen nicht geeignet erscheint.
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Es ist ferner bekannt, zur Erzielung eines stabilen Laufes und einer
hohen kritischen Fahrgeschwindigkeit sogenannte schlupfgeregelte Radsätze mit verschleißangepaßten
Radreifenprofilen vorzusehen. So ist z.B. in der DE-AS 28 48 398 ein Regelsystem
beschrieben, mit welchem proportional zur Drehzahldiffercnz und umgekehrt proportional
zur Fahrzeuggeschwindigkeit ein Regler betätigt wird, der seinerseits beim Steuern
des Schlupfes einer Kupplung einen stabilisicrenden Kupplungs-Momentenanteil berücksichtigt.
Die Kupplung hat die Funktion, beim Lauf längs des Gleises im Falle eines Rollradienunterschiedes
der Räder eine Differenzdrehzahl im Sinne einer Stabilisierung des Radsatzes zuzulassen,
also den Längsschlupf der Räder zu vermindern.
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Der konstruktionstechnische und kostenmäßige Aufwand der vorbeschriebenen
Schlupfsteuerungseinrichtung ist erheblich.
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Außerdem setzt die Funktionsfähigkeit der vorgeschlagenen.
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Schlupfregelung voraus, daß Unterschiede der Winkelgeschwindigkeiten
beider Räder von höchstens 0,5 % gemessen werden, wobei die Auflösung des Meßsignals
<0,5 Promille sein muß.
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Dies ist derzeit nicht möglich. Die regelbare Schlupfkupplung zwischen
den Rädern einer Achse ist außerdem ein unerwünschtes Verschleißelement, das ständig
überwacht und gewartet werden muß, so daß es dem in der Praxis auftretenden robusten
Betrieb nicht gewachsen ist.
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Den bekannten Lösungen für die Erzielung eines verbesserten stabilen
Fahrverhaltens und damit einer erhöhten kritischen Fahrgeschwindigkeit ist gemeinsam,
daß die Maßnahmen lediglich die Verhältnisse am Radreifen berücksichtigen, d.h.
die Form der Profilierung, die Änderung der Profllierung, den Schlupf in Längs-
und Querrichtung und dgl. Bei diesen Betrachtungen ist man von idealen Gleisbedingungen
ausgegangen, so daß das Problem, die dynamischen Eigenschaften von verschleißangepaßten
Radreifenprofilen bei der Auslegung des Fahrzeuges für hohe Geschwindigkeiten richtig
zu berücksichtigen, offensichtmilch die in der Praxis'tatsächlich auftretenden Einbauparameter
der Schiene.unberücksichtigt läßt. Untersuchungen haben gezeigt, daß die Schicnencinbautoleranzen
einen crheblicXIen Einfluß auf die wirks. Kegelneigung tan re besitzen. Je nach
den Naßabweichungen des Schienenfusses, der Schwelle und der Schienenbefestigung,
der Ausschöpfung der Toleranzen beim Gleisbau und dem Material der verwendeten Schwellen,
sowie bedingt durch bleibende Ve.rschiebung der Schiene in der Schienenbefestigung
sowie Verschleiß des Schienenprofils durch die Verkehrsbelastung können derartige
Schwankungeh der effektiven Konizität tan T e auftreten, daß deren Größtwert etwa
um den Faktor 30 größer ist als ihr Kleinstwert. Die effektive Konizität wird dadurch
ermittelt, daß der Radsatz, dessen Räder ein gegebenes Radreifenprofil besitzen,
mit einer bestimmten Anfangsamplitude in ein Gleis mit einem definierten Schienenprofil
und einer vorgegebenen Spur sowie einer vorgegebenen Schieneneinbauneigung gesetzt
wird. Durch ein theoretisches kinematisches
Abrollen des Radsatzes
in dem vorgegebenen Gleis kann eine sinusähnliche Bewegung ermittelt werden, die
eine bestimmte Wellenlänge besitzt. Aus der Gleichung:
läßt sich die effektive Konizität durch Auflösung der Gleichung nach tanr ermitteln.
Dabei bedeuten: L = Wellenlänge r = Laufradhalbmesser s = halbe Spurseite t = Kegelwinkel.
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Bei nichtkegeligen Radreifenprofilen ist die wirks. Kegelneigung abhängig
von der Anfangsamplitude.
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Der Einfluß der Einbauparameter der Schiene auf die wirksame Kegelneigung
verschleißangepaßter Radreifenprofile ist erheblich. Die üblichen herstellungs-
und unterhaltungsbedingten Toleranzen bewirken Schwankungen der wirksamen Kegelneigung
im Bereich von 0,02 C tan g < 0,60. Demgegenüber schwankt sie allein aufgrund
des Verschleißes kegeliger Radreifenprofile, aber bei gleichbleibenden Einbauparametern
der Schiene (Nennmaße) im Bereich 0,025 < tan t C 0,20, so daß die bisher bekannten
Lösungen demgemäß einen erheblich zu geringen Bereich der tatsächlich auftretenden
wirksamen Kegelneigungen berücksichtigen und damit nicht zu einem befriedigenden
Fahrverhalten bei extrem hohen Geschwindigkeiten, wie sie im heutigen modernen Eisenbahnbau
angestrebt werden, führen.
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Ein weiterer Nachteil z.B. der passiven Drehhemmungen bei Fahrzeugen
mit verschleißangepaßten Radreifenprofilen besteht darin, daß zwar das Niveau der
kritischen Geschwindigkeiten insgesamt angehoben wird, jedoch die Empfindlichkeit
des dynamischen Verhaltens dieser Fahrzeuge gegenüber Schwankungen der Einbauparameter
der Schiene verstärkt werden.
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Soll durch Verwendung einer passiven Drehhemmung in Fahrzeugen
mit
verschleißangepaßten Radreifenprofilen eine hohe kritische Geschwindigkeit erzielt
werden, so dürfen die Einbauparameter der Schiene nur geringe Toleranzen aufweisen,
was der Forderung nach Wirtschaltlichkeit von Fahrwegbau und -unterhaltung entgegensteht.
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Demgegenüber liegt der Erfindung die neue Aufgabe zugrunde, ein Drehgestell
der eingangs genannten Art mit verschleißangepaßten Radreifenprofilen mit einfachen
technischen Mitteln derart auszugestalten, daß nicht nur die vorbeschriebenen, mit
der Ausgestaltung der verschleißangepaßten Radreifenprofile zusammenhängenden Nachteile
beseitigt, sondern auch gleichzeitig die Empfindlichkeit des dynamischen Verhaltens
gegenüber Schwankungen der Einbauparameter der Schiene beseitigt werden, so daß
die kritische Geschwindigkeit im Vergleich zu den bekannten Drehgestellen erhöht
ünd damit eine höhere Einsatzgeschwindigkeit der Fahrzeuge erzielt werden können.
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Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im kennzeichnenden Teil
von Patentanspruch 1 angegebenen Merkmale gelöst, wobei zweckmäßige Ausgestaltungen
in den Unteransprüchen angegeben-sind.
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Nach Maßgabe der Erfindung, wie sie durch die Merkmale des Anspruchs
1 gekennzeichnet ist, wird erreicht, daß die Abklingkonstante der Sinuslaufbewegung
proportional zur wirksamen Kegelneigung zunimmt, wodurch sich ein von der Berührungsgeometrie
nahezu unabhängiges Stabilitätsverhalten einstellt. Darüberhinaus wird vorteilhaft
erreicht, daß die Wellenlänge des Sinuslaufes sich gegenüber demjenigen Wert, der
sich bei konventionellen Radsatz-Drehgestellen mit gleichen technischen Daten einstellt
um ca. 30 bis 35% erhöht, so daß die kritische Geschwindigkeit zu größeren Werten
verschoben wird Zweckmäßigerweise ist für jedes Radpaar wenigstens eine Schalteinrichtung
und für die Schalteinrichtunten des Drehgestells
eine Steuereinrichtung
vorgesehen. Die Räder können auf Hohlwellen befestigt sein, welche mit den als Achsen
ausgebildeten Radträgern drehbar verbunden sind. Die Hohlwellen können ihrerseits
geteilt und über kraftschlüssig arbeit.ende Schaltkupplungen miteinander verbindbar
sein, so daß die Losräder bei der jeweils vorlaufenden Achse torsionssteif miteinander
verbunden sind, während sich die Losräder der nachlaufenden Achse mit unterschiedlichen
Winkelgeschwindigkeiten drehen können. Es kann auch vorgesehen sein, daß jeweils
eine Schaltkupplung zwischen einem Rad und dem als Welle ausgebildeten Radträger
des jeweiligen Radpaares angeordnet ist, so daß die Schaltkupplungen direkt dafür
sorgen, daß die Räder mit der in dem Drehgestell gelagerten Welle gekuppelt oder
gegenüber dieser frei drehbar sind. In allen Fällen ist jedoch dafür gesorgt, daß
die Schaltkupplungen derart angeordnet und ausgelegt sind, daß die Einleitung von
Axialkräften infolge der Kupplungskräfte in die Achslager vermieden wird und daß
bei geschlossener Schaltkupplung kein Spiel der Räder relativ zueinander in Umfangsrichtung
möglich ist. Da die Eisenbahnfahrzeuge im allgemeinen gleiche Laufwege in beiden
Fahrtrichtungen zurücklegen, ist ein gleicher Verschleiß der Radreifenprofile an
beiden Achsen zu erwarten.
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Im Vergleich zu konventionellen Drehgestellen mit passiver Drehhemmung
und verschleißangepaßten Radreifenrofilen wird die kritische Geschwindigkeit bei
dem erfindungsgemäßen Drehgestell erhöht, und das Fahrverhalten ist gleichzeitig
nahezu unempfindlich gegenüber Schwankungen der Einbauparameter der Schiene. Das
Drehgestell reagiert ferner weniger empfindlich gegenüber Herstellungsungenauigkeiten,
und im Gleisbogen treten geringere Kräfte zwischen Rad und Schiene auf. Gegenüber
den bekannten Lösungsvorschlägen, bei denen aktive Elemente der Regeltechnik Anwendung
finden, weist das erfindungsgemäße Drehgestell den Vorteil auf, daß der Bauaufwand
geringer ist, so daß unter Bedingungen des Eisenbahnbetriebes eine zuverlässige
Funktion zu erwarten ist. Darüberhinaus ist der Herstellungsaufwand und damit der
Selbstkostenpreis niedrig.
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Die zusätzliche Entwicklung eines den ganzen Zug umfassenden Diagnosesystems
ist nicht erforderlich. Da lediglich zur Betätigung der Schaltkupplungen Energie
aufzuwenden ist, ist darüberhinaus der gesamte Energieaufwand vernachlässigbar klein.
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Durch die Maßnahmen gemäß Unteranspruch 6, die durch die Unteransprüche
7 bis 14 ausgestaltet werden, wird eine selbsttätige Steuerung der Schalteinrichtung
in Abhängigkeit von der Drehrichtung der Räder des Schienenfahrzeugs erreicht.
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Verwirklicht wird dies mit konstruktiv einfacheh Bauteilen, die einen
zuverlässigen und dauerhaften Betrieb gewährleisten.
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Da die Sperrfunktion der Klemmbacken nur während der relativ kurzen
Anfahrphase benötigt wird, also hohe Fläthenpressungen in den Klemmbacken und den
Innenring nur für kutze Zeit und während eines im Vergleich zur Lebensdauer des
brehgestells sehr geringen Zeitraumes auftreten, sind durch den. Einsatz der gegenüber
einem konventionellen Radsatz zusätzlichen Bauteile keinerlei Probleme mit Hinsicht
auf die Zeitfestigkeit zu erwarten. Vorteilhaft ist weiter, daß den schalteinrichtungen
nur während der Anfahrphase nach einem Richtungswechsel Energie zugeführt werden
muß, welche ohne Hilfseinrichtungen der Drehbewegung des Radpaares entnommen werden
kann. Die Steuereinrichtungen und Schaltkupplungen an jedem Radpaar arbeiten unabhängig
für sich. Das Fahrzeug oder den ganzen Zug umfassende Steuer-, Energiezufuhr- oder
Kontrolleinrichtungen sind nicht erforderlich.
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Nachfolgend sind die Kräfteverhältnisse sowie Ausführungsheispiele
des zweiachsigen Drehgestells beispielsweise dargestellt. In der Zeichnung zeigen:
Fig. 1 eine konventionelle Ausführungsform eines RadreifenS mit einem kegeligen
Profil und kleinem Kegelwinkel, Fig. 2 einen Radreifen mit verschleißangepaßtem
Profil,
Fig. 3 den Radreifen mit verschleißangepaßterfl Profil,
bei dem sich infolge von Einbautoleranzen der Schiene unterschiedliche Berührpunkte
einstellen, >'ig. 4 eine Teilschnittansicht durch das Drehgestell gemäß der Erfindung,
Fig 5 und 6 eine schematische Darstellung der Kräfteverhältnisse an einem konventionellen
Drehgestell (Fig.
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5) und dem erfindungsgemäßen Drehgestell (Fig. 6), Fig. 7 eine Schnittansicht
durch ein Radpaar einer weiteren Ausführungsform des Drehgestells, wobei rechts
in Fig. 7 eine Hälfte der Stirnansicht dargestellt ist sowie Fig. 8 eine schematische
Darstellung der Kräfteverhältnisse an der Kontaktfläche zwischen Klemmbadke und
Innenring.
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Die Fig. 1 zeigt ein Rad 1 mit einem kegeligen Radreifenprofil 2 und
einem Spurkranz 3. Das Rad 1 läuft adf der Schiene 4, wobei zwischen der Schienenoberfläche
und dem Kegel der Kegelwinkel g gebildet wird. Dieser Kegelwinkel t ist verhältnismäßig
klein und bleibt trotz eines durch Querkräfte bedingten möglichen Spurversatzes,
bei welchem sich der Rollradius vergrößert oder verkleinert, konstant. Allerdings
treten die in der Fig. 1 dargestellten Zustände nur bei verhältnismäßig neuen Radreifen
auf.
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Die Fig. 2 zeigt ein Ausführungsbeispiel dafür, wie sich der in Fig.
1 dargestellte neue Reifen mit dem kegeligen Radreifenprofil nach längerer Laufzeit
durch Verschleiß verändern kann. Es ist zu erkennen, daß der Kegelwinkel wesentlich
größer als bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 ist und sich, abhängig davon,
auf welchem Raddurchmesser das Rad abrollt,
verändert.
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Die Fig. 3 zeigt ein Rad 5, welches von vorneherein mit einem verschleißangepaßten
Profil 6 ausgestattet ist. Der Verschleiß eines solchen Rades 5 bewirkt daher keine
Veränderung der Profilform des Radreifens, sondern nur eine Verkleinerung des Raddurchmessers,
so daß sich etwa nach längerer Laufzeit das Profil 7 einstellt. Es ist deutlich
zu erkennen, daß bei Einbautoleranzen der Schiene um den Wert x sich unterschiedliche
Berührungspunkte A und B mit unterschiedlichën Kegelwinkel tA und gB einstellen.
Die effektive Konizität tan je kann in Abhängigkeit von den Schieneneinbautoleranzen
x um den Faktor 30 verändert werden. Es ist daher erkenntlich, daß die Einbautoleranzen
x der Schiene erheblichen Einfluß auf das Fahrverhalten haben, so daß eine hohe
krittsche Geschwindigkeit und damit eine hohe Einsatzgeschwindigkeit beiheutigen
Hochgeschwindigkeitsfahrzeugen nur dann erzielbar ist, wenn diese schädlichen Einflüsse
beseitigt werden. Dies läßt sich allerdings praktisch nicht dadurch erreichen, daß
entsprechende Vorschriften zur Einhaltung gewisser inbauverhältnisse erlassen und
befolgt werden, da der arbeitstechnische und kostenmäßige Aufwand erheblich wäre.
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Die Fig. 4 zeigt nun ein Drehgestell 8, bei weichem die Achsen 9,
10 in Längs- und Querrichtung steif am Drehgestellrahman 11 angelenkt sind. Auf
den starren Achsen sind die Räder 12, 13, 14, 15 als Losräder gelagert, und die
sich an die Räder anschließenden Achsbuchsen 16, 17 bzw. 18, 19 sind über kraftschlüssig
arbeitende Schaltkupplungen 20 bzw, 21 derart kuppelbar, daß bei der vorlaufenden
Achse 10 die Räder 14, 15 mittels der Schaltkupplung 21 torsionssteif verbunden
sind, während die Räder 12, 13 der nachlaufenden Achse 9 mittels der Schaltkupplung
20 voneinander gelöst sind, wenn man davon ausgeht, daß sich das Drehgestell in
Richtung des Pfeiles 22 bewegt. Die Schaltung der Kupplungen erfolgt über eine
nicht
dargestellte Steuereinrichtung, welche ein Eingangssignal von einem auf die Drehrichtung
der Räder ansprechenden Sensor erhalten kann bzw. von einem auf die Fahrgeschwindig-Keit
ansprechenden Sensor, wobei jedoch in jedem Falle dafür gesorgt ist, daß die Räder
der vorlaufenden Achse torsionssteif verbunden sind, während die Räder der nachlaufenden
Achse gelöst sind, so daß sich diese mit unterschiedlichen Winkelgeschwindigkeiten
drehen können. Da durch diese Schaltung der Räder an dem zweiachsigen Drehgestell
die Abklingkonstante der Sinuslaufbewegung proportional zur wirksamen Kegelneigung
zunimmt, stellt sich ein von der Berührungsgeometrie nahezu unabhängiges Stabilitätsverhalten
ein, während die Wellenlänge des Sinuslaufes sich gegenüber demjenigen Wert, der
sich bei konventionellen Radsatzdrehgestellen mit gleichen technischen Daten einstellt,
um ca. 30 bis 35% erhöht, so daß die kritische Geschwindigkeit des Drehgestells
8 zu größeren Werten verschoben wird. Anhand der Fig. 5 und 6 erfolgt nun eine Betrachtung
des quasi statischen Momentengleichgewichts an einem konventionellen Drehgestell
und an dem erfindungsgemäßen Drehgestell, bei dem die Räder des vorlaufenden Radpaares
23 torsionssteif miteinander verbunden sind, während die Räder des nachlaufenden
Radpaares 24 gelöst sind. Das konventionelle Drehgestell nach Fig. 5 nimmt infolge
einer Störung den Schräglaufwinkel )0 relativ zu der durch den Geschwindigkeitsvektor
V angegebenen Fahrtrichtung 30 ein, so daß dadurch die Seitenkräfte Fy entstehen.
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Als Folge der profilierten Radreifen entstehen Druchmesserunterschiede
am linken und rechten Rad. Das Rad mit dem momentan größeren Durchmesser bringt
in Längsrichtung eine Treibkraft, das Rad mit dem kleineren Durchmesser eine Bremskraft
auf, wobei die Kräfte jeweils die Größe Fx besitzen.
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Bei dem in der Fig. 5 dargestellten Drehgestell mit konventionellen
Radsätzen heben sich die Momente aus den Kräften Fx und Fy bezüglich des Schwerpunktes
S auf. Dagegen hat das erfindungsgemäße Drehgestell gemäß der Anordnung und der
Schaltungsweise
der Radsätze nach Fig. 4 das Bestreben, unter
der Wirkung des Momentes 2 Fx s, s, welches nur am Vorderen torsionssteifen Radsatz
wirkt, wieder die ungestörte Ausgangslage einzunehmen. Selbstverständlich sind die
Kräfteverhältnisse an der Paarung Rad - Schiene wesentlich komplizierter als in
den Fig. 5 und 6 sehr schematisiert dartestellt, es hat sich jedoch gezeigt, daß
bei dem in den Fiq. 4 und 6 gezeigten Ausführungsbeispiel des Drehgestells eine
gewisse Dämpfung der Sinuslaufbewegung erfolgt, die das durch die vergrößerte Konizität
bedingte schlechtere Stabilitätsverhalten kompensiert.
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Bei der Ausführungsform nach Fig. 7 besitzen die Schaltkupplungen
sowie die Steuereinrichtungen, die sie einrücken bzw.
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lösen, eine Spannmutter 25, die auf ein Schraubgewinde auf der Außenseite
am freien Ende der Hohlwelle 18 aufgeschraubt ist, ein Spannelement 26 sowie vorzugsweise
mindestens drei an der Spannmutter 25 befestigte Klemmbacken 27. Die Klemmbacken
27 sind in radialer Richtung elastisch gelagert, wobei die Lagerung der Ubersichtlichkeit
halber nicht dargestellt ist. Die Klemmbacken 27 sind mit der Kraft Pv gegen die
Achse 9 vorgespannt. Wie Fig. 7 recht deutlich zu entnehmen ist, liegt das Spannelement
26 mit einem Ende an einer Schulter an, die auf der Hohlwelle 18 ausgebildet ist.
Das andere Ende des Spannelements 26 liegt an der Stirnseite der Spannmutter 25
an, welche auf der anderen Stirnseite einen Ringflansch besitzt, an dem die Klemmbacken
27 aufgenommen sind. Wie der rechts in Fig. 7 enthaltenen Stirnansicht zu entnehmen
ist, wirken die Klemmbacken 27 mit einem Innenring 28 zusammen, der auf der Achse
9 drehfest, jedoch axial verschiebbar aufgenommen ist. Die Hphlwelle 19 ist an ihrem
freien Ende aufgeweitet und übergreift mit diesem Ende das Spannelement 26, welches
sich somit im Ringraum zwischen der Hohlwelle 19 und der Hohlwelle 18 befindet.
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Wenn das Fahrzeug anfährt, dreht sich die Hohlwelle 18 relativ zur
Achse 9. Hierbei hat sie das Bestreben, die Spannmutter
25 in
Drehrichtung mitzunehmen. Dadurch legen sich die Klemmbacken 27 an dem auf der Achse
9 angeordneten Innenring 28 an und verhindern, daß sich die Spannmutter 25 mit der
Hohlwelle 18 dreht. Da das Schraubgewinde am freien Ende der Hohlwelle 18 bei der
Ausführungsform nach Fig. 7 ein Links-Gewinde ist, bewirkt die Drehbewegung zwischen
der Hohlwelle 18 und der Spannmutter 25 eine Bewegung der Spannmutter in axialer
Richtung nach links relativ zur Hohlwelle 18, wodurch das Spannelement 26 zusammengedrückt
wird. Dadurch wird das Spannelement 26 in radialer Richtung aufgeweitet und werden
die Hohlwellen 18 und 19 durch das aufgeweitete Spannelement 26 torsionsstarr miteinander
verbunden.
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Aus Fig. 8 ergeben sich recht deutlich die Kräfteverhältnisse zwischen
Innenring 28 und Klemmbacke 27. Wenn das für die kraftschlüssige torsionsstarre
Verbindung der Hohlwellen 18 und 19 (vorlaufendes Radpaar) notwendige Spannmoment
erreicht ist, überwindet die radial wirkende Klemmkraft P die Vorspannkraft Pv,
wodurch die Klemmbacken 27 auf dem Innenring 28 abrollen können und die Sperrung
der Spannmutter 25 freigeben.
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Die Spannmutter 25 dreht sich dann mit der gleichen Drehzahl wie die
Hohlwelle 18. Aufgrund der Selbsthemmung innerhalb des Schraubgewindes zwischen
der Hohlwelle 18 und der Spannmutter 25 ist gewährleistet, daß die Verspannung der
Hohlwellen 18 und 19 durch das Spannelement 26 und damit die kraftschlüssige Verbindung
zwischen den beiden Hohlwellen erhalten bleibt.
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Wenn das Fahrzeug anhält und anschließend seine Bewegungsrichtung
umkehrt, wird das bislang vorlaufende Radpaar zum nachlaufenden Radpaar und umgekehrt.
Die oben beschrEebene Schalteinrichtung bewirkt jetzt am nunmehr nachlaufenden Radpaar,
daß sich die Spannmutter 25 nach rechts bewegt und dabei das Spannelement 26 entlastet.
Dadurch löst sich die kraftschlüssigc Verbindung zwischen den Hohlwellen 18 und
19, so daß die Räder des nachlaufenden Radpaares mit anterschiedlicher Drehzahl
laufen können. Der Verschiebeweg der Spannmutter
25 in die Richtung
weg vom Spannelement 26 wird durch einen Anschlag 29 erhöht. Sobald die Spannmutter
25 gegen den Anschlag 29 läuft, erhöht sich das auf die Klegmbacken 27 wirkende
Drehmoment, so daß dann die Vorspannkraft Pv überwunden wird und die Klemmbacken
27 am Innenring abrollen können. Dadurch dreht sich die Spannmutter 25 mit der gleichen
Drehzahl wie die Hohlwelle 18.
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In einem Drehgestell sind das vorlaufende und das nachlaufende Radpaar
einschließlich Schaltkupplung und Steuereinrichtung baugleich, aber zueinander seitenverkehrt
eingebaut, so daß eine Änderung der Fahrtrichtung am jeweils vor laufenden Radpaar
das linke und rechte Rad kraftschlüssig miteinander verbindet, während sie die kraftschlüssige
Verbindung der'Räder am jeweils nachlaufenden Radpaar löst.
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Bezugszeichenliste zu B 4371 1 Rad 2 kegeliges Radprofil 3 Spurkranz
4 Schiene Kegelwinkel 5 Rad 6 verschleißangepaßtes Profil 7 Profil nach langer Laufzeit
x Einbautoleranz A, B Berührungspunkt tA, tB Kegelwinkel 8 Drehgestell 9, 10 Achse
11 Drehgestellrahmen 12,13,14,15 Rad 16,17,18,19 Achsbuchse 20,21 Schaltkupplung
22 Bewegungsrichtung 23 vorlaufendes Radpaar 24 nachlaufendes Radpaare Schräglaufwinkel
V Geschwindigkeitsvektor Fy Scitenkräfte Fx Treibkraft, Bremskraft S- Schwerpunkt
25 Spannmutter 26 Spannelement 27 Klemmbacke 28 Innenring 29 Anschlag 30 Fahrtrichtung
P Klemmkraft Pv Vorspannkraft
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