DE3218088C2 - - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein Drehgestell mit zwei Radpaaren für gleisgebundene Fahrzeuge gemäß dem Gattungsbegriff des An­ spruchs 1.

Es ist bekannt, daß gleisgebundene Fahrzeuge wegen der tor­ sionssteifen Verbindung zwischen dem rechten und linken Rad eines Radsatzes, der durch den Verschleiß sich einstellenden Profilform der einzelnen Radreifen und des in Umfangsrichtung des Radreifens wirkenden Kraftschlusses zwischen dem Rad und der Schiene ein selbsterregungsfähiges Schwingungssystem bil­ den. Die Radsätze des Fahrzeuges führen eine annähernd harmo­ nische 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.

Durch die Massenkräfte, die der Sinuslauf im Radsatz hervor­ ruft, wird die Dämpfung der Sinuslaufbewegung mit wachsender Geschwindigkeit immer geringer und wird bei der sogenannten kritischen Geschwindigkeit Null. Oberhalb der kritischen Ge­ schwindigkeit 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 ge­ waltsamen seitlichen Verschiebung des Gleisrostes.

Es sind bereits verschiedene Maßnahmen vorgeschlagen worden, durch welche eine hohe kritische Geschwindigkeit und damit eine hohe Einsatzgeschwindigkeit der spurgeführten Fahrzeuge er­ reicht werden sollen.

Da es bekannt ist, daß die Wellenlänge der Sinusbewegung im Gleis umso größer wird, je kleiner der Kegelwinkel des kegeli­ gen Radreifenprofils ausgebildet ist, sind zunächst die Kegel­ winkel der Radreifen verkleinert worden. Durch Verschleiß bil­ det sich jedoch in kurzer Zeit ein hohlkehlenförmiges Profil am Radreifen aus, so daß infolge einer sich zunehmend ver­ größernden Rollradiendifferenz und eines zunehmenden Schlupfes der Räder hohe Kräfte in waagerechter Richtung zwischen Rad und Schiene sowie hohe waagerechte Beschleunigungen im Fahr­ zeugkasten auftreten, was eine beträchtliche Verschlechterung der Laufruhe zur Folge hat. Mit der vorgeschlagenen Maßnahme läßt sich daher die kritische Geschwindigkeit nur solange er­ höhen, wie die Radreifenprofile relativ neu sind, so daß diese Maßnahme einem dauerhaften praktischen Fahrbetrieb nicht ge­ recht wird.

Bei den heutigen Eisenbahnfahrzeugen werden aufgrund der vor­ genannten Erkenntnisse von vornherein Radreifen mit ver­ schleißangepaßten Profilierungen verwendet, so daß sich im Laufe der Abnutzung des Radreifens zwar eine Raddurchmesser­ verringerung, jedoch keine Änderung der Form des Profils er­ gibt. Dies hat den Vorteil, daß das Führungsverhalten des Drehgestells vom Verschleißzustand der Laufflächen der Räder unabhängig ist. Um allerdings die durch die größeren Kegelwin­ kel verschleißangepaßter Profile bedingten vorbeschriebenen Nachteile zu vermeiden, sind verschiedene Maßnahmen vorge­ schlagen worden.

So ist es z. B. bekannt, die Drehgestelle mit sogenannten passiven und/oder aktiven Drehhemmungen zu versehen, die den Gierneigungen des Drehgestells 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 Sinuslauffrequenz des Rad­ satzes bei kritischer Geschwindigkeit abgestimmt ist und die­ ser Energie entzieht. Wie weiter unten erläutert wird, hat die Sinus-Lauffrequenz bei kritischer Geschwindigkeit jedoch kei­ nen festen Wert, so daß die Tilgerfrequenz nur einen unter vielen möglichen Zuständen der Instabilität eliminieren kann.

Bei aktiven Drehhemmungen, die z. B. von aktiven Stabilisatoren gebildet sein können, wie sie aus der Luft- und Raumfahrt be­ kannt sind, ist ein umfangreiches elektronisch-hydraulisches Regelsystem erforderlich, das wegen des hohen Leistungsbedarfs, des hohen Anschaffungspreises sowie der ungelösten Probleme der Überwachung und Wartung für den Einsatz unter eisenbahn­ üblichen Bedingungen nicht geeignet erscheint.

Es ist ferner bekannt, (DE-PS 9 50 011, DE-AS 28 48 398) zur Erzielung eines stabilen Laufes und einer hohen kritischen Fahrgeschwindigkeit sogenannte schlupfgeregelte Radsätze mit verschleißangepaßten Radreifen­ profilen vorzusehen. So ist z. B. in der DE-AS 28 48 398 ein Regelsystem beschrieben, mit welchem proportional zur Dreh­ zahldifferenz und umgekehrt proportional zur Fahrzeugge­ schwindigkeit ein Regel betätigt wird, der seinerseits beim Steuern des Schlupfes einer Kupplung einen stabilisierenden Kupplungs-Momentenanteil berücksichtigt. Die Kupplung hat die Funktion, beim Lauf längs des Gleises im Falle eines Rollra­ dienunterschiedes der Räder eine Differenzdrehzahl im Sinne einer Stabilisierung des Radsatzes zuzulassen, also den Längs­ schlupf der Räder zu vermindern.

Der konstruktionstechnische und kostenmäßige Aufwand der vor­ beschriebenen Schlupfsteuerungseinrichtung ist erheblich.

Außerdem setzt die Funktionsfähigkeit der vorgeschlagenen Schlupfregelung voraus, daß Unterschiede der Winkelgeschwin­ digkeiten beider Räder von höchstens 0,5% gemessen werden, wobei die Auflösung des Meßsignals <0,5 Promille sein muß. 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 Be­ trieb nicht gewachsen ist.

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 Profilierung, 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 verschleißange­ paßten Radreifenprofilen bei der Auslegung des Fahrzeuges für hohe Geschwindigkeiten richtig zu berücksichtigen, offensicht­ lich die in der Praxis tatsächlich auftretenden Einbauparamter der Schiene unberücksichtigt läßt. Untersuchungen haben ge­ zeigt, daß die Schieneneinbautoleranzen einen erheblichen Ein­ fluß auf die wirks. Kegelneigung tan γ_e besitzen. Je nach den Maßabweichungen des Schienenfußes, der Schwelle und der Schienenbefestigung, der Ausschöpfung der Toleranzen beim Gleisbau und dem Material der verwendeten Schwellen, sowie be­ dingt durch bleibende Verschiebung der Schiene in der Schie­ nenbefestigung sowie Verschleiß des Schienenprofils durch die Verkehrsbelastung können derartige Schwankungen der effektiven Konizität tan γ_e auftreten, daß deren Größtwert etwa um den Faktor 30 größer ist als ihr Kleinstwert. Die effektive Koni­ zität wird dadurch ermittelt, daß der Radsatz, dessen Räder ein gegebenes Radreifenprofil besitzen, mit einer bestimmten Anfangsamplitude in ein Gleis mit einem definierten Schienen­ profil und einer vorgegebenen Spur sowie einer vorgegebenen Schieneneinbauneigung gesetzt wird. Durch ein theoretisches kine­ matisches 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 tan γ ermitteln. Dabei bedeuten:

L = Wellenlänge
r = Laufradhalbmesser
s = halbe Spurseite
γ = Kegelwinkel.

Bei nichtkegeligen Radreifenprofilen ist die wirks. Kegelneigung abhängig von der Anfangsamplitude.

Der Einfluß der Einbauparameter der Schiene auf die wirksame Kegelneigung verschleißangepaßter Radreifenprofile ist erheb­ lich. Die üblichen herstellungs- und unterhaltungsbedingten Toleranzen bewirken Schwankungen der wirksamen Kegelneigung im Bereich von 0,02<tan γ<0,60. Demgegenüber schwankt sie allein aufgrund des Verschleißes kegeliger Radreifenpro­ file, aber bei gleichbleibenden Einbauparametern der Schiene (Nennmaße) im Bereich 0,025<tan γ<0,20, so daß die bisher bekannten Lösungen demgemäß einen erheblich zu geringen Be­ reich der tatsächlich auftretenden wirksamen Kegelneigungen berücksichtigen und damit nicht zu einem befriedigenden Fahr­ verhalten bei extrem hohen Geschwindigkeiten, wie sie im heu­ tigen modernen Eisenbahnbau angestrebt werden, führen.

Ein weiterer Nachteil z. B. der passiven Drehhemmungen bei Fahrzeugen mit verschleißangepaßten Radreifenprofilen be­ steht darin, daß zwar das Niveau der kritischen Geschwindig­ keiten insgesamt angehoben wird, jedoch die Empfindlichkeit des dynamischen Verhaltens dieser Fahrzeuge gegenüber Schwankungen der Einbauparameter der Schiene verstärkt werden. Soll durch Verwendung einer passiven Drehhemmung in Fahrzeu­ gen mit verschleißangepaßten Radreifenprofilen eine hohe kri­ tische Geschwindigkeit erzielt werden, so dürfen die Einbau­ parameter der Schiene nur geringe Toleranzen aufweisen, was der Forderung nach Wirtschaftlichkeit von Fahrwegbau und -unterhaltung entgegensteht.

Demgegenüber liegt die Erfindung der neue Aufgabe zugrunde, ein Drehgestell der eingangs genannten Art mit verschleißan­ gepaßten Radreifenprofilen mit einfachen technischen Mitteln derart auszugestalten, daß nicht nur die vorbeschriebenen, mit der Ausgestaltung der verschleißangepaßten Radreifenpro­ file zusammenhängenden Nachteile beseitigt, sondern auch gleichzeitig die Empfindlichkeit des dynamischen Verhaltens gegenüber Schwankungen der Einbauparameter der Schiene besei­ tigt werden, so daß die kritische Geschwindigkeit im Vergleich zu den bekannten Drehgestellen erhöht und damit eine höhere Einsatzgeschwindigkeit der Fahrzeuge erzielt werden können.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im kennzeichnen­ den Teil von Patentanspruch 1 angegebenen Merkmale gelöst, wobei zweckmäßige Ausgestaltungen in den Unteransprüchen an­ gegeben sind.

Nach Maßgabe der Erfindung, wie sie durch die Merkmale des Anspruchs 1 gekennzeichnet ist, wird erreicht, daß die Ab­ klingkonstante der Sinuslaufbewegung proportional zur wirk­ samen Kegelneigung zunimmt, wodurch sich ein von der Berüh­ rungsgeometrie nahezu unabhängiges Stabilitätsverhalten ein­ stellt. Darüberhinaus wird vorteilhaft erreicht, daß die Wel­ lenlänge 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 Schalteinrichtungen des Drehge­ stells eine Steuereinrichtung vorgesehen. Die Räder können auf Hohlwellen befestigt sein, welche mit den als Achsen ausgebil­ deten Radträgern drehbar verbunden sind. Die Hohlwellen können ihrerseits geteilt und über kraftschlüssig arbeitende Schalt­ kupplungen 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 Schalt­ kupplung 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 ge­ sorgt, daß die Schaltkupplungen derart angeordnet und ausge­ legt sind, daß die Einleitung von Axialkräften infolge der Kupplungskräfte in die Achslager vermieden wird und daß bei geschlossener Schaltkupplung kein Spiel der Räder relativ zu­ einander in Umfangsrichtung möglich ist. Da die Eisenbahnfahr­ zeuge im allgemeinen gleiche Laufwege in beiden Fahrtrichtun­ gen zurücklegen, ist ein gleicher Verschleiß der Radreifen­ profile an beiden Achsen zu erwarten.

Im Vergleich zu konventionellen Drehgestellen mit passiver Drehhemmung und verschleißangepaßten Radreifenprofilen wird die kritische Geschwindigkeit bei dem erfindungsgemäßen Dreh­ gestell 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 tre­ ten geringere Kräfte zwischen Rad und Schiene auf. Gegenüber den bekannten Lösungsvorschlägen, bei denen aktive Elemente der Regeltechnik Anwendung finden, weist das erfindungsge­ mäße 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. Die zusätzliche Entwicklung eines den ganzen Zug umfassenden Diagnosesystems ist nicht erforderlich. Da lediglich zur Be­ tätigung der Schaltkupplungen Energie aufzuwenden ist, ist darüberhinaus der gesamte Energieaufwand vernachlässigbar klein.

Durch die Maßnahmen gemäß Unteransprüch 6, die durch die Un­ teransprüche 7 bis 14 ausgestaltet werden, wird eine selbst­ tätige Steuerung der Schalteinrichtung in Abhängigkeit von der Drehrichtung der Räder des Schienenfahrzeugs erreicht. Verwirklicht wird dies mit konstruktiv einfachen Bauteilen, die einen zuverlässigen und dauerhaften Betrieb gewährleisten. Da die Sperrfunktion der Klemmbacken nur während der relativ kurzen Anfahrphase benötigt wird, also hohe Flächenpressungen in den Klemmbacken und den Innenring nur für kurze Zeit und während eines im Vergleich zur Lebensdauer des Drehgestells sehr geringen Zeitraumes auftreten, sind durch den Einsatz der gegenüber einem konventionellen Radsatz zusätzlichen Bau­ teile keinerlei Probleme mit Hinsicht auf die Zeitfestigkeit zu erwarten. Vorteilhaft ist weiter, daß den Schalteinrichtun­ gen 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 ar­ beiten unabhängig für sich. Das Fahrzeug oder den ganzen Zug umfassende Steuer-, Energiezufuhr- oder Kontrolleinrichtungen sind nicht erforderlich.

Nachfolgend sind die Kräfteverhältnisse sowie Ausführungsbei­ spiele des zweiachsigen Drehgestells beispielsweise darge­ stellt. In der Zeichnung zeigt

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 verschleißangepaßtem Profil, bei dem sich infolge von Einbautoleranzen der Schiene unterschiedliche Berührpunkte einstellen,

Fig. 4 eine Teilschnittansicht durch das Drehgestell gemäß der Erfindung,

Fig. 5 und 6 eine schematische Darstellung der Kräftever­ hältnisse an einem konventionellen Drehgestell (Fig. 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 Klemmbacke und Innen­ ring.

In Fig. 1 zeigt ein Rad 1 mit einem kegeligen Radreifenpro­ fil 2 und einem Spurkranz 3. Das Rad 1 läuft auf der Schiene 4, wobei zwischen der Schienenoberfläche und dem Kegel der Kegelwinkel γ gebildet wird. Dieser Kegelwinkel γ ist verhält­ nismäßig klein und bleibt trotz eines durch Querkräfte be­ dingten möglichen Spurversatzes, bei welchem sich der Rollra­ dius vergrößert oder verkleinert, konstant. Allerdings treten die in der Fig. 1 dargestellten Zustände nur bei verhältnis­ mäßig neuen Radreifen auf.

Die Fig. 2 zeigt ein Ausführungsbeispiel dafür, wie sich der in Fig. 1 dargestellte neue Reifen mit dem kegeligen Radrei­ fenprofil 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 ab­ rollt, verändert.

Die Fig. 3 zeigt ein Rad 5, welches von vornherein 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 unterschied­ liche Berührungspunkte A und B mit unterschiedlichen Kegel­ winkel γ_A und γ_B einstellen. Die effektive Konizität tan γ_e 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 kritische Ge­ schwindigkeit und damit eine hohe Einsatzgeschwindigkeit bei heutigen 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 Einbauver­ hältnisse erlassen und befolgt werden, da der arbeitstechnische und kostenmäßige Aufwand erheblich wäre.

Die Fig. 4 zeigt nun ein Drehgestell 8, bei welchem die Ach­ sen 9, 10 in Längs- und Querrichtung steif am Drehgestellrah­ men 11 angelenkt sind. Auf den starren Achsen sind die Räder 12, 13, 14, 15 als Losräder gelagert, und die sich an die Rä­ der 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 da­ von ausgeht, daß sich das Drehgestell in Richtung des Pfeiles 22 bewegt. Die Schaltung der Kupplungen erfolgt über eine nicht dargestellte Steuereinrichtung, welche ein Eingangssig­ nal 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 torsions­ steif verbunden sind, während die Räder der nachlaufenden Achse gelöst sind, so daß sich diese mit unterschiedlichen Winkelgeschwindigkeiten drehen können. Da durch diese Schal­ tung der Räder an dem zweiachsigen Drehgestell die Abkling­ konstante der Sinuslaufbewegung proportional zur wirksamen Kegelneigung zunimmt, stellt sich ein von der Berührungsgeo­ metrie 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% er­ höht, 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 Momenten­ gleichgewichts an einem konventionellen Drehgestell und an dem erfindungsgemäßen Drehgestell, bei dem die Räder des vor­ laufenden 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 ψ relativ zu der durch den Geschwindigkeitsvektor V angegebenen Fahrtrichtung 30 ein, so daß dadurch die Seitenkräfte Fy entstehen.

Als Folge der profilierten Radreifen entstehen Durchmesserun­ terschiede 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, wo­ bei die Kräfte jeweils die Größe Fx besitzen.

Bei dem in der Fig. 5 dargestellten Drehgestell mit konven­ tionellen Radsätzen heben sich die Momente aus den Kräften Fx und Fy bezüglich des Schwerpunktes S auf. Dagegen hat das er­ findungsgemäße Drehgestell gemäß der Anordnung und der Schal­ tungsweise der Radsätze nach Fig. 4 das Bestreben, unter der Wirkung des Momentes 2 Fx·s, welches nur am vorderen tor­ sionssteifen Radsatz wirkt, wieder die ungestörte Ausgangsla­ ge einzunehmen. Selbstverständlich sind die Kräfteverhält­ nisse an der Paarung Rad - Schiene wesentlich komplizierter als in den Fig. 5 und 6 sehr schematisiert dargestellt, es hat sich jedoch gezeigt, daß bei dem in den Fig. 4 und 6 ge­ zeigten Ausführungsbeispiel des Drehgestells eine gewisse Dämpfung der Sinuslaufbewegung erfolgt, die das durch die vergrößerte Konizität bedingte schlechtere Stabilitätsverhal­ ten kompensiert.

Bei der Ausführungsform nach Fig. 7 besitzen die Schaltkupp­ lungen sowie die Steuereinrichtungen, die sie einrücken bzw. 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 Klemm­ backen 27 sind in radialer Richtung elastisch gelagert, wobei die Lagerung der Übersichtlichkeit 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 be­ sitzt, 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 auf­ genommen ist. Die Hohlwelle 19 ist an ihrem freien Ende auf­ geweitet und übergreift mit diesem Ende das Spannelement 26, welches sich somit im Ringraum zwischen der Hohlwelle 19 und der Hohlwelle 18 befindet.

Wenn das Fahrzeug anfährt, dreht sich die Hohlwelle 18 rela­ tiv zur Achse 9. Hierbei hat sie das Bestreben, die Spann­ mutter 25 in Drehrichtung mitzunehmen. Dadurch legen sich die Klemmbacken 27 an dem auf der Achse 9 angeordneten Innen­ ring 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 Hohl­ welle 18 und der Spannmutter 25 eine Bewegung der Spannmutter in axialer Richtung nach links relativ zur Hohlwelle 18, wo­ durch das Spannelement 26 zusammengedrückt wird. Dadurch wird das Spannelement 26 in radialer Richtung aufgeweitet und wer­ den die Hohlwellen 18 und 19 durch das aufgeweitete Spannele­ ment 26 torsionsstarr miteinander verbunden.

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 Vorspann­ kraft Pv, wodurch die Klemmbacken 27 auf dem Innenring 28 abrollen können und die Sperrung der Spannmutter 25 freigeben. 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 Spann­ mutter 25 ist gewährleistet, daß die Verspannung der Hohlwel­ len 18 und 19 durch das Spannelement 26 und damit die kraft­ schlüssige Verbindung zwischen den beiden Hohlwellen erhalten bleibt.

Wenn das Fahrzeug anhält und anschließend seine Bewegungs­ richtung umkehrt, wird das bislang vorlaufende Radpaar zum nachlaufenden Radpaar und umgekehrt. Die oben beschriebene Schalteinrichtung bewirkt jetzt am nunmehr nachlaufenden Rad­ paar, daß sich die Spannmutter 25 nach rechts bewegt und da­ bei das Spannelement 26 entlastet. Dadurch löst sich die kraftschlüssige Verbindung zwischen den Hohlwellen 18 und 19, so daß die Räder des nachlaufenden Radpaares mit unterschied­ licher Drehzahl laufen können. Der Verschiebeweg der Spann­ mutter 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 Klemmbacken 27 wirkende Drehmoment, so daß dann die Vorspankraft Pv über­ wunden wird und die Klemmbacken 27 am Innenring abrollen kön­ nen. Dadurch dreht sich die Spannmutter 25 mit der gleichen Drehzahl wie die Hohlwelle 18.

In einem Drehgestell sind das vorlaufende und das nachlaufen­ de Radpaar einschließlich Schaltkupplung und Steuereinrich­ tung baugleich, aber zueinander seitenverkehrt eingebaut, so daß eine Änderung der Fahrtrichtung am jeweils vorlaufenden Radpaar das linke und rechte Rad kraftschlüssig miteinander verbindet, während sie die kraftschlüssige Verbindung der Rä­ der am jeweils nachlaufenden Radpaar löst.

Claims (16)

1. Drehgestell mit zwei Trägern für je ein vorlaufendes und ein nachlaufendes Radpaar für gleisgebundene Fahrzeuge, wobei die Verbindung der Räder mit verschleißangepaßter Profilierung jeweils eines Radpaares mittels einer Schalteinrichtung beeinflußt ist, dadurch gekennzeichnet, daß der Träger (9, 10) eines jeden Radpaares in Längs- und Querrichtung steif am Drehgestellrahmen (11) angelenkt ist, und daß die Räder (14, 15) des vorlaufenden Radpaares (23) torsionssteif miteinander verbunden sind, während gleichzeitig die Räder (12, 13) des nachlaufenden Radpaares (24) voneinander gelöst sind, wobei die Schalteinrichtung (20, 21) diese Verbindung bei Fahrtrichtungswechsel umkehrt.

2. Drehgestell nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Räder (12, 13; 14, 15) auf Hohlwellen (16, 17; 18, 19) befestigt sind, welche mit den als Achsen ausgebildeten Radträgern (9, 10) drehbar verbunden sind.

3. Drehgestell nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Hohlwellen (16, 17; 18, 19) geteilt, und daß die Schalteinrichtungen (20, 21) von kraftschlüssig arbeitenden Schaltkupplungen gebildet sind, mit denen die Hohlwellenteile (16, 17; 18, 19) torsionssteif verbindbar sind.

4. Drehgestell nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Schalteinrichtungen (20, 21) von kraftschlüssig arbeiten­ den Schaltkupplungen gebildet sind, wobei wenigstens eine Schaltkupplung zwischen einem Rad und dem als Welle ausgebildeten Radträger des jeweiligen Radpaares ange­ ordnet ist.

5. Drehgestell nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaltkupplungen (20, 21) derart ange­ ordnet und ausgelegt sind, daß die Kupplungskräfte in radialer Richtung parallel zur Fahrtrichtung (22) wirken, so daß eine Einleitung von Axialkräften in die Losräder sowie ein Spiel der Räder in Umfangsrichtung vermieden werden.

6. Drehgestell nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Schalteinrichtung von mindestens einem der Radpaare (23, 24) ein mit einem Spannelement (26) zur torsionssteifen Verriegelung der Räder (12, 13; 14, 15) der Achse zusammenwirkendes Spannglied besitzt, das mit Drehung der Räder relativ zum Spannelement (26) derart verschiebbar ist, daß bei vorlaufendem Radpaar (23) die beiden Räder durch das Spannelement miteinander durch Kraftschluß torsionssteif verbindbar und bei nachlaufendem Radpaar (24) das Spannele­ ment aus dieser Sperrstellung ausrückbar ist.

7. Drehgestell nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das als Spannmutter (25) ausgebildete und mit einer der Hohl­ wellen (16, 17; 18, 19) des Radpaars über ein Schraubgewinde verbundene Spannglied durch mindestens ein gegenüber dem Rad­ träger (9, 10) vorgespanntes Klemmglied mit dem Radträger kraftschlüssig verbunden ist.

8. Drehgestell nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Klemmglieder durch vorzugsweise mindestens drei Klemmbacken (27) gebildet sind, die an der Spannmutter gelagert sind und mit einem Innenring (28) zusammenwirken, der drehfest und axial verschiebbar auf dem Radträger (9; 10) angeordnet ist.

9. Drehgestell nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Spannelement (26) auf der Mantelflä­ che einer (18) der Hohlwellen des Radpaares sitzt und mit einem Ende an einer Schulter der Hohlwelle und mit dem anderen Ende an der Spannmutter (25) anliegt, die auf das freie Ende der Hohlwelle (18) aufgeschraubt ist.

10. Drehgestell nach einem der Ansprüche 6 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Verschiebeweg des Spannmutter (25) in die Richtung weg vom Spannelement (26) durch einen Anschlag (29) begrenzt ist.

11. Drehgestell nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Anschlag (29) am freien Ende der die Spannmutter (25) aufnehmenden Hohlwelle (18) angeordnet ist.

12. Drehgestell nach einem der Ansprüche 6 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die andere Hohlwelle (19) des Radpaars sich mit ihrem freien Ende teleskopartig über das Spannelement (26) erstreckt.

13. Drehgestell nach einem der Ansprüche 6 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Spannelement (26) unter Einwirkung der Spannmutter (25) radial aufweitbar ist.

14. Drehgestell nach einem der Ansprüche 6 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Radpaare (23, 24) des Drehgestells baugleich, jedoch seitenverkehrt eingebaut sind.

15. Drehgestell nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Schalteinrichtung eine Steuereinrich­ tung mit einem auf die Drehrichtung der Räder (12, 13; 14, 15) ansprechenden Sensor besitzt, der ein der Drehrichtung ent­ sprechendes Signal abgibt, so daß die Steuereinrichtung die Schaltkupplung des vorlaufenden Radpaares einrückt bzw. des nachlaufenden Radpaares löst.

16. Drehgestell nach einem der Ansprüche 1 bis 14, mit bei jedem Radpaar bei der Anfahrt torsionssteif verbundenen Los­ rädern, dadurch gekennzeichnet, daß die Schalteinrichtung eine Steuereinrichtung mit einem auf die Fahrgeschwindigkeit ansprechenden Sensor aufweist, der bei einer bestimmten Fahr­ geschwindigkeit, die unterhalb der niedrigsten, anhand der Drehgestell- und Gleisdaten errechenbaren kritischen Fahrge­ schwindigkeit liegt, ein Signal abgibt, so daß die Steuerein­ richtung die Schaltkupplung (20) des nachlaufenden Radpaares (24) löst.