DE689962C - Lokomotive, insbesondere Brennkraftlokomotive, mit unmittelbar auf die Treibachsen wirkenden Zylindern - Google Patents

Description

Es ist durch das Patent 632 499 ein Parallelkurbelgetriebe für Lokomotiven mit zwei Gruppen von je drei Zylindern an jedem Lokomotivende bekannt, bei welchem zwei Gegenkurbelpaare, ein kurzes .und ein langes, vorhanden sind. Die Stellungen der an diesen " Gegenkurbeln angebrachten Kuppelzapfen rechts gegen links schließen einen Winkel γ = 90° ein, so daß die Verbindungs-

to kuppelstangen unter 90⁰ gegenseitig versetzt sind, während die Treibkurbelzapfen innerhalb jedes der beiden Dreizylindertriebwerke untereinander um 120⁰, die Treibkurbelzapfen des vorderen gegenüber den entsprechenden des hinteren Triebwerkes bei dem Innenzylinder vorn gegen hinten um o° und beim Außenzylinder rechts vorn gegen Außenzylinder links hinten um I2O° versetzt sind. Demgemäß beträgt der Winkel zwischen den Kuppelzapfen an einem Radsatz γ = I2o°—2ε = 90⁰, wobei der Winkel zwischen Treibzapfen an der Gegenkurbel und Kuppelzapfen für die Verbindungsstangen an der Gegen-

, , , 120° — 8 120° — 00° _o ,

kurbel ε = = — = I5 be-

2 2-25

trägt.

Zur Vereinfachung des Parallelkurbelgetriebes wird nun erfindungsgemäß für den Winkel γ, d._r h. für den Winkel zwischen den Kuppelzapfen für die Verbindungsstangen an einem Radsatz, der Wert von 120° gewählt. Für diesen Fall ist ε = o°, d. h. an einem

Radsatz ist überhaupt kein Gegenkurbelpaar mehr notwendig, während am anderen ein Gegenkurbelpaar mit der Kurbellänge L = 2 r sin 6o° = r. 1,732 vorhanden sein muß, wenn die Kraftwirkung gemäß Patent 632 499 dieselbe bleiben soll.

Die Lokomotive weist also überhaupt nur ein Gegenkurbelpaar auf. Dies ist in baulicher Hinsicht gegenüber den zwei Kurbelpaaren nach Patent 632 499 ein nicht unerheblicher Vorteil, der sich besonders dann günstig auf die Triebwerksanordnung auswirkt, wenn die gegenüber Kurbeln für 90⁰ Stangenversetzung langer gewordenen Gegenkurbeln nicht stärker beansprucht werden, wobei gleiche Triebwerksverhältnisse bei gleicher Fahrgeschwindigkeit vorausgesetzt sind, was nachstehend nachgewiesen wird.

In der Zeichnung sind einige schematische »ο Darstellungen und Kraftverteilungspläne für ein Parallelkunbelgetriebe nach der Erfindung dargestellt, und zwar zeigen

Abb. ι die Aufteilung der Umfangskraft am Parallelkurbelgetriebe,

Abb. 2 Schema eines 2X3 Zylinderparallelkurbelgetriebes mit beliebigem Stangenversetzungswinkel,

Abb. 3 Schema eines 2X3 Zylinderparallelkurbelgetriebes mit einem Stangenver-3" setzungswinkel von 12o°,

Abb. 4 eine zeichnerische Darstellung -der Aufteilung einer dreiperiodischen Umfangskraft bei Parallelkurbelgetrieben,

Abb. 5 eine zeichnerische Darstellung der Zusammensetzung zweier um 6o° gegeneinander versetzter dreiperiodischer Umfangskräfte,

Abb. 6 Draufsicht auf ein Lokomotivkurbelgetriebe entsprechend dem Schema nach Abb. 2,

Abb. 7 Seiten-und Stirnansicht der Kuppelachsen zu Abb. 6,

Abb. 8 Schema eines Lokomotivkurbelgetriebes mit 120° Stangenversetzung und Endachsenantrieb,

Abb. 9 Seitenansicht des Kurbelgetriebes nach Abb. 8,

Abb. 10 Draufsicht auf das Kurbelgetriebe der Mittelzylinder mit gemeinsamer Treibachse.

Die Kräfteverteilung an einem Parallelkurbelgetriebe nach Abb. 1 ergibt sich wie folgt:

Das von der treibenden auf die getriebene Achse durch die Stangen e und e' zu übertragende Drehmoment ist

M_d — fi_ku · r = M_dr + M_di= ftr-Y ₊ pt_t ■ r, d. h.

film = fitr Λ-fiH-

Da jeder >der beiden Werte pt_T und pt_t innerhalb der Summe p_ku unendlich viele Größen annehmen kann, ist diese Gleichung statisch unbestimmt. Zur Bestimmung'der Stangenkräfte K_T und K₁ des Parallelkurbelgetriebes bzw. ihrer Komponenten pt_r und pi% wird die Voraussetzung der tangentialen Formänderung an der rechten und linken Kurbel des treibenden Getriebeteils gemacht, in Gestalt einer tangentialen, elastischen Verdrehung des Kurbelpaares b-o-b gegenüber seiner Achse um den Betrag x. Für die rechte Stange folgt hieraus eine Verlängerung durch Zug um den Betrag m = χ · sin α',-für die linke Stange eine Verkürzung durch Dr<uck um den Betrag η = χ · sin ß'.

Die Stangenkräfte K₁. und Ki sind verhältnisgleich der Formänderung, also

K_r

K₁

sin α' sin ß'

Von den Stangenkräften ausgehend, ist das Drehmoment an den treibenden Kurbeln

Führt man in diese Gleichung

sin a'

Md — K₁. ■ r · sin a' ₊ Ki · r · sin ß' = ^, · r = ^i,- · r

bzw.

= K_r

sin

sin α'

ein, so erhält man

bzw.

inV_\ sin²q^/+sm-;3·

sin ß'

-i-rim- _sm2_a>_+sin^ ·

und da die Teildrehmomente

= ptr· r = K_r· r · sin α'.. .pt,- = K_r>sw.a',. = ptl · r = Ki -r-sinß'... pt_t = Kj · sin ß',

fitr= film

sin² a' ₊ sin² β

ir.2 Ol '

fitl= film - · 20,

sin² ß' + sin² ß' '

Die Teilumfangskräfte am Parallelkurbelgetriebe sind somit statisch bestimmt durch

pt_r sin² a!

~pTi~ sin² ß' ' ' ^W

ptr + Ph = plcu > (2)

d. h. die Umfangskraft p_ka am treibenden Teil, deren Größe bei Kolbenmaschinen während einer Umdrehung veränderlich ist, ist

sin² ix¹
im Verhältnis zu teilen. Da a' + ß' = γ,

ist dieses Verhältnis für jeden Winkel γ bestimmt z. B. wie beim Patent 632 499

_o pt_r sin² α'

Bei dieser Ausführung ist außerdem die Halbierungslinie des Winkels j/ gleichzeitig Halbierungslinie des Zapfenwinkels a-o-a' = 120⁰ bzw. c-o-c' mit Rücksicht auf gleiche Kurbeln rechts und links. Behält man diesen Grundsatz, d.h. s = 6o°—yJ2 auch für beliebige Winkel γ bei, so ist das 2X3 Zylindertriebwerk nach dem Patent 632 499 für einen beliebigen Winkel γ durch Abb. 2 dargestellt. Bei γ — I2O°, ε = o° schrumpfen die Kurbeln a-b, a'-V zu einem mit α bzw. a! gleichachsigen Kuppelzapfen zusammen, so daß das Triebwerk nur zwei Kurbeln (Abb. 3) c-d und c'-d' erhält. Da Winkel γ ' nicht Null werden kann, so ist γ = I2O° in baulicher Beziehung die einfachste Versetzung der Stangen e und e'. Wenn angesichts der Kurbellänge L_max=c — d=c'—d'=2r· sin y/2 = r· y~3~= 1,732·?- auch noch die an d und d' angreifenden Kräfte kleiner werden als bei γ < 120°, so wäre der Vorteil dieser Triebwerksanordnung vollkommen.

Zur Beurteilung dieser Kräfte wird ausgegangen von der />i₃-Linie, d. h. von dem Verlauf der Urnfangskraft von den Zylindern i, 2 und 3, die in Abb. 4 in rechtwinkeligen Koordinaten und in Abb. 5 desgleichen für nur eine Periode aufgezeichnet ist. Diese Umfangskraftlinie setzt sich mit der mit der gleichförmigen, ihr gegenüber aber versetzten Umfangskraftlinie der hinteren Zylinder 1', 2', 3' zu der Umfangskraftlinie pt_e, wie in Abb. 5 dargestellt, zusammen. Das gesamte die Zugkraft Z am Treibradumf ang erzeugende Drehmoment von sechs Zylindern ist daher

Md =pt_e-r=Z· — (D=Triebraddurchmesser).

Bei gleichen Reibungsverhältnissen zwischen Rad und Schiene an jedem Treibrad entfällt auf jede Achse, wenn i Achsen vorhanden sind, das gleiche Teildrehmoment

= Md₂ · · · Mai = —— =

Md _ pt.

Z. B. bei i = vier Treibachsen, wie in Abb. 2 und 3 dargestellt, entfällt auf jede Achse ¹Z₄ pt₆. Von dem Drehmoment Mg = pt₃ der Zylinder 1, 2 und 3 gelangt also zur Weiterleitung an die Zapfen b und b' durch die Stangen e und e' an die Kuppelzapfen d und d' der langen Kurbeln nur das Drehmoment

plcu ⁼ pt₃ — 2 · 0,25 ■ pt_a = pt₃ — 0,5 pt,,

d. h. von der einen "Triebwerkshälfte gelangt durch das Parallelkurbelgetriebe hindurch zur anderen Triebwerkshälfte jeweils der Unterschied zwischen pt₃ und -^, wie in Abb. 5 dargestellt.

Je mehr Achsen sich also vor und hinter dem Parallelkurbelgetriebe befinden, desto kleiner werden die auf die Kurbeln a-b, a'-b', c-d und c'-d' wirkenden Kräfte.

Nun wird sicherheitshalber vorausgesetzt, daß die Reibungsverhältnisse nicht an allen Rädern dieselben sind, und der unwahrscheinliche Fall angenommen, daß die vor dem Kurbeigetriebe befindlichen Achsen, z. B. in Abb. 2 und 3 die Achsen I und II, sich überhaupt nicht an der Zugkraft beteiligen. In diesem Fall ist p_ka = pt_3l d. h. die 3 Zylinderumfangskraft vorn geht in voller Größe durch das Parallelkurbelgetriebe hindurch und setzt sich erst hinter demselben mit der Umfangskraft der hinteren drei Zylinder zu der pt₆-Linie zusammen, deren Wirkung nur an den Achsen III und IV auftritt, wobei voraussichtlich schon die Reibungsgrenze überschritten wird, also Schleudern auftritt.

Nun ist für diesen Grenzfall, wo pt_r + pti — pt₃ ist, die Änderung der an den langen Kurbeln wirkenden Kräfte mit der Änderung des Stangenversetzungswinkels γ festzustellen. Hierzu ist in der Teilungsgleichung (1) der Winkel«' in Beziehung zu setzen mit dem Winkel α der ^i₃-Linie nach Abb. 4. Da nach Abb. 2 der Zapfen α dem Zapfen & um den Winkel ε voreilt, ist

ß' = γ — a' = — cc + 60° + γΐ2 und damit > ■

pt_r _ sin² [y/2 + (α — 6o⁰)] ~ph~ sin²[_y/₂_(_a_6o°)]

Ist also in Abb. 4 z. B. für <x .= 45° der Wert pt₃ = pti -f- pt_r — 16 kg/cm² = 80 mm, so ist diese Strecke im Verhältnis

pt_r _ sin²(y/2 —15⁰)

pti sin² (7/2+ 15°)

zu teilen.

Es sollen bei der Untersuchung die Winkel γ == i2o°, 90⁰, 6o° und 45⁰ zugrunde gelegt werden, womit sich folgende Verhältnisse ergeben:

120" 90°

6o°

45"

sin² a

Ph

Für den Totpunkt α' = ο des
Zapfens b

pt_r zzz O, ptl zzz pt%

Für den Totpunkt ß' =o des
Zapfeiis b'

ptl =o, pt_r=pt₃

Für-¥y-zzz ι .,

sin² (120" — α) sin² (α—15°)
sin²(io5° — α)

sin² (α—30°)
sin² (90° — et)

sin² (a82V₂ ⁰ — ^a)

sin α = ο t = o und 180° sin (α— i5°)=:o
0=15 und 195°

sin (α—30°)=ο
210⁰

sm{i20° — a)=o et= 120 und 300° sin(iO5°—a)=o
α= 105 und 285°

sin (90° — a)=o
α—go und 27ο⁰

sin (82V₂ ⁰ — α) — ο

sin α

= sin(i20° — α)

α= 6o°

_I50°

240° 330° sin (α— 15°)
=sin(io5°—α)

sin (α — 30°)
= sin (90⁰ — α)

sin(a-37V₂°) = sin (82V₂ —' «J

Hieraus und aus den Kuppelkurbelbildern in Abb. 4 unten geht hervor, daß sich mit der Veränderung des Winkels γ nur die Totpunktlagen α' und ß' = o° gegenüber dem Winkel-« ändern, während in den Punkten a = 6o°, 150⁰, 240⁰ und 330° bei allen Winkeln γ der Wert pt_s , halbiert wird, entsprechend den Symmetriestellungen von b und b' zu der Waagerecht-und Senkrechtachse.

In Abb. 4 ist die Teilungslinie —'- für die

vier gewählten Winkel γ für die zur £i₃-Linie gehörigen Winkel a° unterhalb letzterer aufgezeichnet.

Die vier zweiperiodischen Linien in Abb. 4 unten stellen die Teilungsmaßstäbe für die darübergezeichnete £f_s-Linie dar. Um die Werte pf_r und pt_x für einen beliebigen Winkel a° zu erhalten, ist der zugehörige Wert pt₃ entsprechend dem Teilungsmaß stab zu teilen. Die Teilabschnitte sind alsdann die Umfangskräfte pt_r und pt_h bzw. die Verbindungslinie

α= 6o° α= 6o° a= 6o°

150⁰ 150⁰ 150°

240° 240° 240°

33°° 33°° 33°°

sämtlicher Teilpunkte stellt die Trennungslinie von ^i₃ in pt_r und pt_t dar. Von der />i₃- Linie der Abszissenachse zu gemessen bis zur Trennungslinie ergibt sich pt_T und von da bis zur Abszissenachse pt_t.

Aus Abb. 4 geht hervor, daß pt_r seinen Höchstwert für alle Winkel γ innerhalb der dritten positiven Spitze der pt_s-L.inie annimmt und ptl seinen Höchstwert innerhalb der ersten positiven Spitze, und da für alle drei Spitzen gemäß einem bei Zweitaktzylindern anzunehmenden Mindestmaß von hin und her gehenden Massen für 1 cm² Kolbenfläche und einem für Lokomotivbetrieb zulässigen Höchstmaß der Drehzahl w/min pt_max = 25 kg/cm² Kolbenfläche beträgt, so ergeben sich aus der Teilung dieser zwei Spitzen auch die Höchstwerte von pt_T und pt_h wie man sich auch durch Ausmessen der Abb. 4 oben davon überzeugen kann.

Das Rechnungsergebnis hierfür ist wie folgt:

	120°	90°	60°	,-Ο 45
Reihenfolge der +-Spitzen der pt3 -Linie in Abb. 4.. Kurbelwinkel derSpitzena0 Teilungsverhältnis ptr In die ji>£3~Linie übertragen für Spitze^ = 25 kg/cm2 max · ptr in kg/cm2 max · pti in kg/cm2	12 3 1/ 1/ 4/ Ii Ii /1 5 12,5 20 20 12,5 5	χ 2 3 300 1500 2700 ι 'l 0,07411 1,725 12,5 23,275 23,275 12,5 1,725	ι 2 3 0V 1I τ Ii Io O 12,5 25 25 12,5 O	ι 23 300 1500 2700 0,0271 j, ι ι 0,0271 0,66 12,5 0,66 24,34 12,5 24,34
Ph	25 25,-25	25,- 25 25,-	25 25,— 25	25,— 25,— 25Γ—

Unter den gemachten Voraussetzungen wird also der kleinste Höchstwert von pt_r und Pt₁ bei einem Stangenversetzungswinkel von γ = 120° erreicht mit pt_t (für <x° = 30°) = pt_r (für <x° = 270⁰) = 20 kg je cm² nutzbare Kolbenfläche.

Zur Beurteilung des Maßes und der Art der Kurbelbeanspruchung werden die längeren Kurbeln c-d und c'-d' der Abb. 2 und 3 be-ο trachtet, in den Zapfen c und c' eingespannt gedacht und durch die waagerechten KräfteÄ"_r und Ki der Stangen e und e' belastet. Da nur bei <x° = 30⁰ und 270⁰ Kurbelweg des vorderen rechten Zapfens α die Kräfte pt_t bzw. pt_r den Höchstwert erreichen, wobei pt_rmax — ptl _max, sind die hinteren Kurbeln mit den hieraus folgenden Höchstwerten Ki_max=K_{r max} belastet, nämlich nach den gemachten Voraussetzungen der elastischen Formänderung des treibenden Kurbelgetriebes durch

K₁ =

ptl max

sin ß'

hinten links bei «° = 30⁰ vorn rechts,

Ph· max

-"■ r max — "

•sin α

hinten rechts bei a° = 27p⁰ vorn rechts, und weil

α' — α — ε = α + — — 6ο° = 2ΐο° + —

2 2

und

_ ν

Ol Il

β = γ — α = α

ergibt sich

ft-1 max —

sin (210⁰ -f- γ /2)

ptl max

sin (30⁰ + 7/2)

Maßgebend für die Beanspruchung der Kurbeln ist die Kurbellänge

L = 2f-sin (30 + γ/4)
(Zentriwinkel c—0—d=c'— ο—ά'=γ+ε=6ο°+γ/2)

und die Richtung, die die Kurbelmittellinie d', d' bzw. c, d mit der Achse der Stangen e und e' in den vorbezeichneten Stellungen bei K_rmax und K_lmax innehat.

Bezeichnet man laut Abb. 3 den Winkel der Senkrechten zu c-d bzw. c'-d' mit der Waagerechten a-d bzw. a'-d' mit φ, so ist bei α = o° vorn rechts und hinten links:

., . . „ ., f P = i8o°. Mit

/8 = γ/2 —α + 6o° wird φ = 30⁰ — <x + y/4. Bei α = 3o° wird φ = y/4.

Hinten rechts:

φ + «' + 6o° — y/4 = 90⁰

mit α' = α -f- γ/2—6o° wird<p = 90⁰—a—γ/4. Bei ac = 270⁰ wird φ = — (i8o° + y/4), d.h. der Winkel 99 = y/4 ist bei α = 3o° von der •horizontalen Stangeninittelachse aus nach unten, bei « = 270⁰ nach oben abzutragen, so daß in beiden Fällen die Tangentialkomponente von K

Pb = K · cos φ — K · cos γ/4
und die Normalkomponente

ps = K· sin γ/4 bei a = 30° in Richtung cf'-c'

wirkend (Druck),.
p_z = K' sin 99 = — Ä"siny/4bei α = 270⁰

in Richtung c-d wirkend (Zug).

Aus der Zusammenstellung der K-, p_B- und />_Z-Werte nach diesen Beziehungen läßt sichschon erkennen, daß für γ = I2o° p_B den kleinsten Wert annimmt und daß damit das Drehmoment von K um den Zapfen c und c'

M_d = K-s =p_B - L

trotz der längeren Kurbel am kleinsten wird, so daß schon hieraus die Überlegenheit der γ = 120° Kurbel Versetzung ersichtlich ist

!L	120°	90°	6o°	45°
φ = v/4	3o°		D
a° = 300 und 2700 pti — ptr kg/cm2. Ki — Kr kg/cm2 Pb = K · cos 7/4 kg/cm2 7«-faches von pB 1200 ..	20 20 0 —20 sin 90 17,32 I	23,275 23,275	25 ^ — oR S.-7	24,34
Pz= K sin 7/4 kg/cm2 L = 2 r sin (300 + 7/4) wi-faches von Md 1200..	IO τ/732 r 30 r I	SUi75 0 "4' 22,26 1,285	sin 6o° ^0''y 27,88 1,61	30,09 · i>737
9,221 1,587 r 35,32 f	7,47i 1,414 r ■ 39,43 r	5,986 1,319 r 39,68 r 1,323

Werden entgegen den Abb. 6 und 7 der Patentschrift 632 499 nicht die Mittelachsen, sondern die Endachsen Treibachsen für Innen- und Außenzylinder entsprechend Abb. 6 und 7, so lassen sich die drei Ges.täingeebenen einer Triebwerksseite in zwei Gestängeebenen vermindern, dadurch, daß die Zapfen c und c' an Stelle der Zapfen d und d' als freie Zapfen der Kurbeln treten, an denen die Zylindertreibstangen unmittelbar angreifen.

An der Teilung der Umfangskraft/>i₃, die genau wie vorher in rechte und linke Kuppelstangenkraft K₁. und Ki erfolgt, ändert sich zahlenmäßig nichts, da nach Abb. 3 vorn, Achse I mit Achse II bzw. Zapfen 1 mit Zapfen α, Zapfen 3 mit Zapfen a' und hinten Achse IV mit Achse III bzw. Zapfen 3' mit Zapfen c' und Zapfen i' mit Zapfen c zusammenfallen. Dagegen verändert sich das Kräftebild für die Zapfen c und c' und somit auch das Beanspruchungsbild für die Kurbeln c, d und c\ d' insofern, als nicht mehr wie in Abb. 3 in die Zapfen α und a' bzw. c und c' die bereits in K₁. und Ki geteilten, von der Dreizylinderumfängskraft pt₃ herrührenden und stets waagerecht gerichteten Stangenkräfte gelangen, sondern an denselben unmittelbar die Zylindertreibstangenkräfte in zur Waagerechten veränderlichen Richtungen angreifen.

Im ganzen ist also nur der Kraftrichtungswechsel größer, in der Beanspruchung der Kurbel tritt keine größere Änderung ein. Eine weitere Vereinfachung des Triebwerks läßt sich dabei nach Abb. 10 noch dadurch erzielen, daß an Stelle der beiden Endkuppelachsen eine einzige gekröpfte Innenachse gewählt wird, auf welche die beiden schräg zu legenden Innenzylinder arbeiten,

Es können natürlich auch .noch weitere Kuppelachsen zwischen oder außerhalb der Treibachsen in Abb. 8 und 9 vorgesehen werden.

Claims (3)

Patentansprüche:

1. Lokomotive, insbesondere Brennkraftlokomotive, mit unmittelbar auf die Treibachsen wirkenden. Zylindern, mit zwei Gruppen von je drei Zylindern an jedem Lokomotivende und einer Treibkurbelversetzung nach Patent 632 499, dadurch' gekennzeichnet, daß das Parallelkurbelgetriebe zwischen dem vorderen und dem hinteren Dreizylindertriebwerk nur aus einem Gegenkurbelpaar mit 120⁰ Versetzungswinkel zwischen den Kuppelzapfen für die Verbindungskuppelstangen eines Radsatzes besteht. . . .

2. Lokomotive nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der freie Zapfen (c) der Gegenkurbel unmittelbar Angriffspunkt der Treibstange für den zugehörigen Zylinder bildet (Abb. 8 und 9).

3. Lokomotive nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenzylmder auf eine gemeinsame Achse wirken.

Hierzu 2 Blatt Zeichnungen