EP0819078B1 - Einrichtung zur kompensation von auf ein schienenfahrzeug wirkenden querkräften - Google Patents

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EP0819078B1
EP0819078B1 EP96908143A EP96908143A EP0819078B1 EP 0819078 B1 EP0819078 B1 EP 0819078B1 EP 96908143 A EP96908143 A EP 96908143A EP 96908143 A EP96908143 A EP 96908143A EP 0819078 B1 EP0819078 B1 EP 0819078B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
transverse
cylinder
valve
pressure
damping
Prior art date
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Expired - Lifetime
Application number
EP96908143A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0819078A1 (de
Inventor
Gundolf Birkhahn
Manfred DÜSING
Karl Lengl
Yvan LÜ
Wolfgang Schäfer
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Talbot & Co KG GmbH
Bosch Rexroth AG
Original Assignee
Talbot & Co KG GmbH
Talbot & Co KG GmbH
Mannesmann Rexroth AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Talbot & Co KG GmbH, Talbot & Co KG GmbH, Mannesmann Rexroth AG filed Critical Talbot & Co KG GmbH
Publication of EP0819078A1 publication Critical patent/EP0819078A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0819078B1 publication Critical patent/EP0819078B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B61—RAILWAYS
    • B61F—RAIL VEHICLE SUSPENSIONS, e.g. UNDERFRAMES, BOGIES OR ARRANGEMENTS OF WHEEL AXLES; RAIL VEHICLES FOR USE ON TRACKS OF DIFFERENT WIDTH; PREVENTING DERAILING OF RAIL VEHICLES; WHEEL GUARDS, OBSTRUCTION REMOVERS OR THE LIKE FOR RAIL VEHICLES
    • B61F5/00—Constructional details of bogies; Connections between bogies and vehicle underframes; Arrangements or devices for adjusting or allowing self-adjustment of wheel axles or bogies when rounding curves
    • B61F5/02—Arrangements permitting limited transverse relative movements between vehicle underframe or bolster and bogie; Connections between underframes and bogies
    • B61F5/22—Guiding of the vehicle underframes with respect to the bogies
    • B61F5/24—Means for damping or minimising the canting, skewing, pitching, or plunging movements of the underframes
    • B61F5/245—Means for damping or minimising the canting, skewing, pitching, or plunging movements of the underframes by active damping, i.e. with means to vary the damping characteristics in accordance with track or vehicle induced reactions, especially in high speed mode

Definitions

  • the invention enters a device for compensating for a rail vehicle acting transverse forces according to the preamble of claim 1.
  • the compensation device described therein against centrifugal forces in the following transverse compensation device called, comprises two, mounted in a rail vehicle chassis frame, each other opposite double-acting cylinders, the working chambers of which cross each other are connected. Both system branches are connected to a common air pressure reservoir Can be connected via switchable reusable valves.
  • the facility provides the car body when driving through bends in the middle of the chassis, if centrifugal forces Attempt to push car body to the outside of the bow and works in dependence from the measured amount of lateral displacement.
  • the cross suspension is in one pneumatic variant due to the compressibility of the cylinder filling, in hydraulic or electromotive variants with additional air or gas cushions. Consequently the transverse suspension hardens with every lateral deflection because of it system pressure then inevitably increases.
  • Another cross compensation device known from DE-OS 40 40 047 is used, among other things, in wagons and power cars of railway trains.
  • the above-mentioned version has a hydraulic or pneumatic cylinder, which with its an effective section, for example the cylinder, engages the bogie during the other effective section, in this case the piston, is articulated on the car body.
  • the effective axis of the cylinder is transverse to the longitudinal axis of the rail vehicle arranged.
  • such trains are equipped with a body inclination system, via which the body can be inclined in an arc depending on the radius of curvature of the curve and the driving speed in such a way that as little lateral forces act on the passenger. Based on the maximum possible lateral acceleration on the passenger without sacrificing driving comfort, this technology therefore enables significantly higher bow speeds than with trains that are equipped with a conventional chassis.
  • the body can be actively moved laterally relative to the bogie by a transverse compensation device.
  • the roll compensation of the car body can be set to a predetermined (target) position with the transverse compensation device.
  • the roll axis is the virtual axis of rotation running parallel to the longitudinal direction of the vehicle, about which the car body rotates when traveling on bends due to the centrifugal force acting on it and possibly due to the effect of the car body inclination system.
  • the aim is to set the roll position approximately at the seat height or, more precisely, at the stomach level of the passenger. This ensures that the wellbeing of the passenger is not adversely affected by centrifugal forces, even at high bow speeds.
  • the invention has for its object a device for compensation the transverse forces acting on a rail vehicle with a transverse suspension create a one with minimal device engineering effort even when traveling through bends high driving comfort guaranteed and a controlled deflection of the car body the chassis center enables.
  • the car body is inclined to the outside of the arc essentially only because of the quasi-static centrifugal forces.
  • An additional inclination caused by the dynamic vibrations is largely prevented by the cross spring system.
  • the clearance profile, which determines the maximum inclination of the car body, is not violated by the deflection effect of the dynamic vibrations.
  • the transverse suspension thus allows driving at higher cornering speeds without violating the clearance profile. In addition, excessively high lateral accelerations are effectively buffered.
  • the transverse suspension is designed as a passive system with a hydraulic accumulator, preferably a gas accumulator.
  • a hydraulic accumulator For certain driving conditions, for example when driving straight ahead, it may be advantageous to switch off the transverse suspension.
  • the connection to it can be designed to be shut off.
  • both accumulators can be temporarily connectable to one another.
  • the transverse compensator is designed with at least one cylinder, preferably two cylinders, one cylinder chamber of which can be controlled via a hydraulic circuit, while the other cylinder chamber is connected to a hydraulic accumulator.
  • Driving comfort can be further increased if the transverse suspension has a damping device is assigned, preferably as a throttle valve with a variable orifice cross section is trained. Through this training can be at separate transverse vibration dampers required in conventional systems will. It is particularly advantageous to use the characteristic curve of the damping device mentioned depending on the acting lateral acceleration, the momentary Vehicle speed, route or track quality and / or vehicle loading to make changeable.
  • a bypass line with a check valve is provided, which build up pressure in Cylinder bypassing the damping device of a cylinder allowed, so that Damping valve only works in one flow direction.
  • the effective area in the cylinder space can be varied by the measure of forming a reduction body in the cylinder space, which plunges into a correspondingly shaped piston recess when the piston moves.
  • the piston surface in the cylinder space and the piston surface in the annular space are thus matched to one another. It is possible to use a pump with a comparatively high system pressure, which is required anyway, for example, to control the active body tilt system.
  • a single pump can thus be used for different hydraulic systems of the rail vehicle; it can e.g. B. also supply the hydraulic accumulator. With a pressure reducing valve between the pump and the hydraulic cylinder, a predetermined pressure can be set in a supply line to the hydraulic cylinder.
  • a cross section of a rail vehicle 1 is shown, which is in the curve.
  • This has a car body 2, which is supported by a suspension with air springs 3 on two bogies 4, of which only one is visible here.
  • Wheels 6 or wheel groups are guided in each bogie 4 and roll on the rails 8 of a track.
  • the car body 2 tilts due to the centrifugal forces and possibly due to the corresponding actuation of the car body inclination system (not shown), the maximum inclination angle ⁇ being predetermined by an envelope curve of the so-called clearance profile 10, which is not in any driving state by the rail vehicle 1 may be injured.
  • the right side of the rail vehicle 1 would be the outside of the arc, too towards the body 2 tends due to centrifugal forces. In this state it is 1 air spring 3 on the right is compressed, while that on the opposite side (left) lying air spring 3 'is partially relieved.
  • the chassis of the rail vehicle 1 and its driving speed are to be designed such that even under limit conditions the clearance profile 10 is not violated, so that, for example, when driving through Tunnels do not collide with the tunnel wall or with the side of the track outside arranged components can occur in said envelope.
  • a transverse compensator 12 is provided, by means of which the car body with Reference to the bogie 4 can be moved in the horizontal transverse direction (y direction).
  • the body 2 could by means of the cross compensator 12 are shifted to the left in the direction of arrow Z from the center position shown, where a virtual roll pole P of the car body from a position in the amount of Bogie 4 is raised to a position P 'at the level of the car body.
  • a virtual roll pole P of the car body from a position in the amount of Bogie 4 is raised to a position P 'at the level of the car body.
  • a transverse suspension 14 is assigned to the transverse compensator 12 shown in FIG. 1, the structure of which is shown schematically in FIG. 2 .
  • the transverse compensator has two double-acting cylinders 16, 17, the cylinder housings of which are each articulated on the frame of the bogie 4, while the pistons 18 are fastened to the car body 2 with their oppositely arranged piston rods (possibly via a driving pin).
  • the orientation of the cylinders 16, 17 could also be kinematically reversed, so that the piston rods extend toward the bogie while the cylinder housings are attached to the body.
  • the cylinder spaces 20 of both cylinders 16, 17 are connected via working lines 22, 23 to a hydraulic circuit 24, which will be explained in more detail below.
  • a hydraulic accumulator 28 or 29 is connected to an annular space 26, 27 of each cylinder 16, 17, preferably designed as a gas accumulator, so that the piston 18 moves against the spring action of the hydraulic accumulator 28 or 29.
  • These two system branches are normally not connected to the two system branches connected to the hydraulic circuit 24, so that a uniform, i.e. motion-neutral pressure increase in the cylinder spaces 20 of the two cylinders 16, 17 cannot have a direct effect on the pressures in the gas stores 28, 29.
  • the already mentioned additional buffers to achieve an even higher elasticity on the hydraulic side can be connected to the lines 22, 23 separately according to system branches.
  • To increase the mechanical elasticity one could mount the bearing eyes of the piston rods and / or cylinders in rubber, provide the driving pin with a defined elasticity, etc. These advantageous options are not shown here.
  • each hydraulic accumulator 28, 29 are designed as proportional valves Damping valves 32, 33 switched. In a first end position (shown in Fig. 2) shut off the feed lines 30, 31. In the second end position and the transition positions allow the pressurization of the associated annular space 26, 27 via the associated hydraulic accumulator 28, 29 with variable flow cross sections. If both damping valves are completely shut off, the connection between the Annular spaces 26, 27 interrupted to the hydraulic accumulators and is the cross compensation device hydraulically blocked in its current position.
  • Each damping valve 32, 33 comprises a measuring orifice with a variable cross section.
  • the connections 30, 31 to the hydraulic accumulators 28, 29 are variably controlled via the orifice plate. Dynamic vibrations in the system or in the cross compensator through the damping valves intercepted, undesirable car body movements are dampened.
  • a controller 34 controls the damping valves 32, 33 while the cross compensator 12 is controlled by a further controller 36. Both systems are independent controllable from each other; however, they can depend on one and the same Measurand, e.g. B. the measured lateral acceleration of the rail vehicle or Car body, are influenced.
  • transverse suspension 14 and Cross compensator 12 are shown as a unit, both systems can if necessary can also be arranged separately.
  • the two cylinder spaces 20 of the transverse compensator 12 are supplied with hydraulic fluid via a pump P.
  • a pump line 38 branches off from the pump and branches into branch lines 38a and 38b. These are each led to the inlet connections of a pressure reducing valve 40, 41. From the outlet of the respective pressure reducing valve, the two pump lines are led to the input of a 4/2-way valve 44, which in its switching position shown blocks the two pump lines 38a, 38b from the working lines 22, 23, but connects the latter to one another.
  • each branch line 38a, 38b is connected to a working line 22, 23, so that the two cylinder spaces 20 can be supplied with hydraulic fluid or can flow out again
  • the working lines 22, 23 can optionally be connected to the tank T (return) in the second switching position of the directional valve 44.
  • a z. B. cylinder chamber can be pressurized by the pump P, while the hydraulic fluid in the other cylinder chamber is discharged into the tank by the piston movement.
  • the valve spool of the damping valves 32, 33 is shown by a spring in the biased end position. It acts on the other control side of the valve spool a control pressure proportional to the difference between the accumulator pressure and the annulus pressure, so that when the pressure in the annular space 26 (27) increases, the damping valve 33 (32) opens while it is controlled when the pressure drops.
  • the damping valves are controlled so that practically always one Connection to the respective hydraulic accumulators 28, 29 exists.
  • a bypass line 46, 47 is provided parallel to the respective damping valve 32, 33, in each of which a check valve 48 is arranged, which a flow of the hydraulic fluid from the hydraulic accumulator 28, 29 to the corresponding annular space 26, 27 bypassing the Damping valve allows.
  • a tank line 50, 51 branches off from each supply line 30, 31, in each of which a pressure-limiting valve 52 is arranged. If the pressure rises above an approved limit pressure in the feed line 30, 31, the hydraulic fluid is automatically discharged into the tank.
  • the two hydraulic accumulators 28, 29 are connected to one another via a short-circuit line 54, in which a switching valve 56 is arranged. In its basic position shown, it locks the short-circuit line 54. In its second switching position, it opens the short-circuit line 54.
  • a pressure line 58 branches off from the latter and can be connected to the pump line 38 is.
  • There is another one between the pump line and the pressure line Switching valve 63 is provided, the connection in its spring-loaded basic position interrupts and in its second switching position the connection between the pressure line and pump line enables.
  • the pump is a constant pressure pump that for example, can deliver a pressure of about 200 bar. This is therefore due to line pressure losses apart from in front of the pressure reducing valves 40, 41.
  • a reduction body 62 is provided in the cylinder space 20 of each cylinder 16, 17, which is designed as a tube in the embodiment shown.
  • the reduction body 62 protrudes towards the piston in the axial direction of the cylinder into the cylinder chamber 20 in.
  • the piston head has a blind hole shape Recess 64, in which the reduction body can dip fluid-tight. Of the between the walls of the recess 64 and the end face of the reduction body 62 enclosed space is vented.
  • the reduction body 62 which replaces a second piston rod with the advantage that it does not require any movement space outside the cylinder, reduces the piston area by the cross-sectional area of the reduction body, so that an effective piston area A K results. This corresponds approximately to the effective piston area A R in the annular space, so that the forces acting on the piston at the same pressures are approximately the same on both sides of the piston or differential forces across the piston are negligibly small.
  • This cylinder construction thus enables the supply of hydraulic fluid via the high pressure pump.
  • Fig. 4 shows an embodiment for a damping valve 32 or 33.
  • This has a valve spool 67 which is guided in a valve bore 68 of a valve housing 70.
  • the valve spool 67 has a cup-shaped structure, with a pilot valve being assigned to it, the control needle 72 of which plunges into the space formed by the valve spool 67.
  • an outlet opening 74 formed in the bottom of the valve slide can be opened or closed, which opens into the valve bore.
  • the control needle 72 is biased in the closing direction by means of an actuating spring 76 and can be actuated by means of a magnet coil 78.
  • an inlet bore 78 is provided in the bottom of the valve slide 67, which connects the inlet line 30, 31 to the control chamber 80 of the pilot valve.
  • valve slide 67 In its basic position, the valve slide 67 rests on its valve seat, so that the connection between the hydraulic accumulator 28 and the feed line 30 is interrupted.
  • the hydraulic fluid in the feed line 3 ⁇ acts on the end face A 0 of the valve spool and reaches the control chamber 80 via the inlet throttle 78, so that a rear side A 2 of the valve spool is pressurized. Furthermore, a step surface A 1 of the control needle 72 is applied.
  • the control needle 72 is moved upward against the pretension of the actuating spring 76, so that the drain opening 74 is opened and a control volume flow Q i which causes a pressure drop in the control chamber 80 bie on the valve slide rear side A 2 force is equal to the force acting on the valve spool end face A 0 .
  • the valve slide 67 is raised, so that the connection to the hydraulic accumulator 28 is opened.
  • damping valves 32 can also be used, in which a predetermined one Number of discrete intermediate stages can be called up, in which case instead of a proportional valve a solution with multiple switching valves can be used that the Allow setting of three intermediate levels, for example.
  • the switching valve 56, the brought further switching valve 60 and the directional valve 44 in their open positions and the Hydraulic accumulator 28, 29 and the cylinder spaces 20 of the cylinders 16, 17 are supplied with hydraulic fluid.
  • the annular spaces of the pistons are also bypass lines 46, 47 the pump pressure. Then the hydraulic accumulators are at their operating pressure brought and the piston 18 of the cylinder clamped in its central position.
  • the hydraulic system Since the hydraulic system is charged when it is cold, it can be used when the temperature rises pressure rises occur during the operation of the rail vehicle. This are in the tank via the pressure relief valves 52 used as safety valves T relaxable.
  • the body 2 When traveling through bends, the body 2 can be moved laterally with respect to the bogie 4 by, for example, the right cylinder chamber 20 in FIG. 3 via the pressure reducing valve 41 and the directional valve 44 is pressurized while the left cylinder chamber connected to the tank T via the directional valve 44 and the pressure reducing valve 40 is what the pressure reducing valve 40 is activated accordingly by its controller 36.
  • the transverse suspension When the transverse suspension is activated, the two damping valves 32, 33 are in the bend travel switched into a through position while the switching valve 56 is closed. Vibrations are damped by the throttling action of the damping valves 32, 33.
  • the two bypass lines 46, 47 ensure that only that damping valve 32 or 33 is effective, via which a pressure build-up towards the hydraulic accumulator 28, 29 happens.
  • the other damping valve 33 or 32 is then from the backflow from the associated hydraulic accumulator 28, 29 via the bypass line 46, 47 and bypassed the check valve 48.
  • the damping effect can be adjusted accordingly Activation of the damping valves 32, 33 via the transverse damping control 34 influence, so that different degrees of damping are adjustable.
  • the damping valves 32, 33 In the event that the control of the damping valves 32, 33 fails, they will automatically brought into a state in which a maximum Throttling effect is present and the hardest damping level is set. Furthermore, the system can be provided with an emergency spring, which should the Hydraulic circuit takes over the transverse suspension. If the control fails, it will Directional valve 44 brought into its position shown, in which the two cylinder spaces 20th are interconnected. Then there is a balance between those on the end faces the piston 18 acting forces. The transverse movements of the car body will then no longer influenced by the active cross compensator. Furthermore, the switching valve 56 brought into its closed position in the event of control failure, so that the hydropneumatic suspension remains effective. This changes the driving comfort insignificant in some driving conditions, but driving safety is increased.
  • FIG. 5 finally shows a simulation model with which the driving dynamics of a chassis provided with the transverse compensation device according to the invention can be simulated.
  • the car body mass on which the pistons 18 of the cylinders 16, 17 act is designated by m.
  • the cylinder spaces 20 of the cylinders 16, 17 can be connected either to the pump P or to the tank T via the pressure reducing valves 40, 41.
  • the annular spaces 26, 27 of the cylinders 16, 17 are each connected to the hydraulic accumulators 28, 29, the damping valve 32, 33 being provided in the feed line 30, 31, respectively.
  • the (secondary) air springs 3 are arranged, which form the vertical and in part also transverse support of the body 2. Desired driving conditions can be simulated by applying forces to the car body 2 and / or the bogie, which simulate the centrifugal force F (t) and the forces F '(t) caused by track position disturbances etc.
  • the pressure reducing valves 40, 41 and the damping valves 32, 33 are controlled via their controls 34, 36.
  • the transverse compensator is preferably hydropneumatic Acting transverse suspension assigned, which optionally depending on the route, the carriageway and the condition of the carriageway can be activated.
  • the Cross spring can also with a preferably active damping system can be combined to effectively dampen high-frequency vibrations.
  • the invention System can control the quasi-static lateral force through active pressure control the cylinders are held.
  • the dynamic transverse vibrations are caused by the Secondary air springs and the transverse suspension added.

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Description

Die Erfindung betritt eine Einrichtung zur Kompensation von auf ein Schienenfahrzeug wirkenden Querkräften gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Die Gattungsmerkmale sind bekannt aus EP-A-0 592 950. Die darin beschriebene Kompensationseinrichtung gegen Fliehkräfte, im folgenden Querkompensationseinrichtung genannt, umfaßt zwei in einem Schienenfahrzeug-Fahrwerkrahmen gelagerte, einander gegenüberliegende doppeltwirkende Zylinder, deren Arbeitskammern überkreuz miteinander verbunden sind. Beide Systemzweige sind an ein gemeinsames Luftdruckreservoir über schaltbare Mehrwegventile anschließbar. Die Einrichtung stellt den Wagenkasten beim Durchfahren von Gleisbögen in die Fahrwerkmitte zurück, wenn Fliehkräfte den Wagenkasten zur Bogenaußenseite zu schieben trachten, und arbeitet in Abhängigkeit vom gemessenen Betrag der seitlichen Verlagerung. Die Querfederung wird in einer rein pneumatischen Variante durch die Kompressibilität der Zylinderfüllung, in hydraulischen oder elektromotorischen Varianten durch zusätzliche Luft- oder Gaspolster realisiert. Infolgedessen verhärtet sich die Querfederung bei jeder seitlichen Auslenkung, weil der sie beaufschlagende Systemdruck dann unvermeidlich ansteigt.
Eine andere, aus der DE-OS 40 40 047 bekannte Querkompensationseinrichtung wird unter anderem bei Waggons und Triebköpfen von Eisenbahnzügen eingesetzt. Dabei ist in der Regel ein Wagenkasten über eine Luftfederung in vertikaler und horizontaler Richtung auf zwei Drehgestellen abgestützt und ist zusätzlich zwischen dem Wagenkasten und den Drehgestellen die Querkompensationseinrichtung vorgesehen. Die vorgenannte Ausführung hat einen Hydraulik- oder Pneumatikzylinder, der mit seinem einen Wirkabschnitt, beispielsweise dem Zylinder, am Drehgestell angreift, während der andere Wirkabschnitt, in diesem Fall der Kolben, am Wagenkasten angelenkt ist. Die Wirkachse des Zylinders ist dabei quer zur Längsachse des Schienenfahrzeugs angeordnet.
Üblicherweise sind derartige Züge mit einem Wagenkasten-Neigungssystem ausgerüstet, über das der Wagenkasten bei einer Bogenfahrt in Abhängigkeit vom Krümmungsradius der Kurve und der Fahrgeschwindigkeit derart nach bogeninnen geneigt werden kann, daß auf den Fahrgast möglichst wenig Seitenkräfte einwirken. Diese Technologie erlaubt somit bei Zugrundelegung einer maximal möglichen Seitenbeschleunigung auf den Fahrgast ohne Fahrkomforteinbuße wesentlich höhere Bogengeschwindigkeiten als mit Zügen, die mit einem herkömmlichen Fahrgestell ausgerüstet sind.
Unabhängig davon, ob ein Schienenfahrzeug mit dem Wagenkasten-Neigungssystem ausgerüstet ist, läßt sich der Wagenkasten gegenüber dem Drehgestell durch eine Querkompensationseinrichtung aktiv seitlich verschieben. Durch die Querkompensationseinrichtung wird der Wagenkasten entgegen der auf ihn einwirkenden Fliehkraft etwa in seiner Mittelstellung gehalten, so daß die Querfederung des Schienenfahrzeugs bei Geradeausfahrt und bei Bogenfahrt etwa im gleichen Bereich ihrer Kennlinie arbeitet, in dem eine weichere Federung erzielt wird als in einem Bereich, bei dem der Wagenkasten stark seitlich verschoben ist und an Gummipuffern mit einer steilen Kennlinie (=harte Federung) anliegt. Darüberhinaus läßt sich mit der Querkompensationseinrichtung der Wankpol des Wagenkastens auf eine vorbestimmte (Soll-)Position einstellen. Als Wankpol wird die virtuelle, parallel zur Fahrzeuglängsrichtung verlaufende Drehachse bezeichnet, um die der Wagenkasten bei der Bogenfahrt aufgrund der einwirkenden Fliehkraft und ggf. aufgrund der Wirkung des Wagenkasten-Neigungssystems dreht. Üblicherweise wird angestrebt, den Wankpol etwa auf Sitzhöhe oder, genauer gesagt, auf Magenhöhe des Fahrgasts einzustellen. Damit kann man auch bei hohen Bogengeschwindigkeiten gewährleisten, daß das Wohlbefinden des Fahrgasts nicht durch Fliehkraftwirkungen negativ beeinträchtigt wird.
Aus EP-A 0 592 387 ist eine Querfederungeinrichtung bekannt, bei der in einer hydraulischen Variante zwei gegenläufig angeordnete Hydraulikzylinder zur bedarfsweisen Erhöhung der von der Sekundärfederung erzeugten Querfederkräfte bei quasistatischen Querverschiebungen des Wagenkastens vorgesehen und ansteuerbar sind.
Beim Einsatz der vorgenannten Systeme hat es sich gezeigt, daß sie bei Bogenfahrt durchaus dazu geeignet sind, die durch die Zentrifugalbeschleunigung verursachten quasistatischen Fliehkräfte abzufangen bzw. deren negative Einwirkungen auf den Fahrgast zu minimieren. Die quasistatischen Fliehkräfte sind jedoch regelmäßig durch dynamische Kräfte überlagert, die beispielsweise durch Gleisunebenheiten oder durch sogenannte Passivkräfte, d. h. vom Schienenfahrzeug selbst erzeugte Schwingungen, auf den Wagenkasten übertragen werden.
Diese Schwingungen können bei schnell ansprechenden Querkompensationssystemen zu entsprechenden Reaktionen im Regelkreis führen, so daß es bei bestimmten Fahrzuständen, insbesondere bei der Bogenfahrt, zu ständigen Änderungen der Wagenkastenposition quer zum Fahrgestell kommen kann, so daß die Laufruhe des Schienenfahrzeugs im Bogen nicht den geltenden hohen Ansprüchen genügen kann. Legt man aber die Regelung so träge aus, daß sie auf die dynamischen Schwingungen nicht reagiert, so läßt sich ebenfalls nicht der gewünschte Fahrkomfort erzielen.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Einrichtung zur Kompensation der auf ein Schienenfahrzeug wirkenden Querkräfte mit einer Querfederung zu schaffen, die bei minimalem vorrichtungstechnischem Aufwand auch bei Bogenfahrt einen hohen Fahrkomfort gewährleistet und ein gesteuertes Auslenken des Wagenkastens aus der Fahrwerkmitte ermöglicht.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst. Durch die Maßnahme, der Querkompensationseinrichtung neben der normalen Federung und dem Querkompensator noch eine Querfederung zuzuordnen, können die in Querrichtung auf das Schienenfahrzeug wirkenden dynamischen Schwingungen im wesentlichen durch Zusammenwirken der Sekundärfederung des Wagenkastens und der zusätzlichen Querfederung aufgefangen werden, so daß die Laufruhe des Schienenfahrzeugs gegenüber herkömmlichen Lösungen ganz erheblich verbessert wird.
Des weiteren wird durch die erfindungsgemäße Einrichtung erreicht, daß der Wagenkasten im wesentlichen nur aufgrund der quasistatischen Fliehkräfte nach bogenaußen geneigt wird. Eine durch die dynamischen Schwingungen verursachte zusätzliche Neigung wird weitestgehend durch das Querfedersystem unterbunden. Das Lichtraumprofil, welches die maximale Neigung des Wagenkastens bestimmt, wird durch die Auslenk-Wirkung der dynamischen Schwingungen nicht verletzt.
Die Querfederung erlaubt somit ein Fahren mit höheren Kurvengeschwindigheiten ohne Verletzung des Lichtraumprofils. Darüber hinaus werden übermäßig hohe Querbeschleunigungen wirksam gepuffert.
Als ganz besonders vorteilhaft hat es sich erwiesen, wenn die Querfederung als passives System mit einem Hydrospeicher, vorzugsweise einem Gasspeicher, ausgebildet ist. Für bestimmte Fahrzustände, beispielsweise bei der Geradeausfahrt, kann es vorteilhaft sein, die Querfederung abzuschalten. Beim Einsatz eines Hydrospeichers kann die Verbindung zu diesem absperrbar gestaltet sein. Beim Einsatz zweier paralleler Hydrospeicher, die jeweils einem Zylinder zugeordnet sind, können beide Speicher vorübergehend miteinander verbindbar sein.
Ein besonders einfach aufgebautes und zuverlässig arbeitendes System erhält man, wenn der Querkompensator mit zumindest einem Zylinder, vorzugsweise zwei Zylindern ausgebildet ist, deren einer Zylinderraum über einen Hydraulikkreislauf ansteuerbar ist, während der andere Zylinderraum jeweils an einen Hydrospeicher angeschlossen ist.
Sollte sich eine solche Konfiguration noch als zu hart erweisen, so kann man durch Einbringen größerer Elastizität entweder mechanisch (elastische Auflagerung bzw. Aufhängung der Zylinder im Dreh- oder Untergestell) oder auf der hydraulischen Seite durch Einbau von kleinen zusätzlichen Hydraulikspeichern mit Gasfedervolumen (hydropneumatische Elemente) zwischen der Druckversorgung und den Zylindern (pro Systemzweig) Abhilfe schaffen.
Der Fahrkomfort läßt sich weiter erhöhen, wenn der Querfederung eine Dämpfungseinrichtung zugeordnet ist, die vorzugsweise als ein Drosselventil mit veränderbarem Blendenquerschnitt ausgebildet ist. Durch diese Weiterbildung kann auf den bei herkömmlichen Systemen erforderlichen separaten Querschwingungsdämpfer verzichtet werden. Ganz besonders vorteilhaft ist es, die Kennlinie der genannten Dämpfungseinrichtung in Abhängigkeit von der einwirkenden Querbeschleunigung, der momentanen Fahrzeuggeschwindigkeit, der Strecken- oder Gleisqualität und/oder Fahrzeugbeladung veränderbar zu machen.
In einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung ist parallel zur Dämpfungseinrichtung eine Bypaßleitung mit einem Rückschlagventil vorgesehen, die einen Druckaufbau im Zylinder unter Umgehung der Dämpfungseinrichtung eines Zylinders erlaubt, so daß das Dämpfungsventil nur in einer Durchflußrichtung wirkt.
Durch die Maßnahme, im Zylinderraum einen Reduktionskörper auszubilden, der bei einer Kolbenbewegung in eine entsprechend ausgeformte Kolbenausnehmung eintaucht, kann die wirksame Fläche im Zylinderraum variiert werden. Damit werden die Kolbenfläche im Zylinderraum und die Kolbenfläche im Ringraum einander angeglichen. Die Verwendung einer Pumpe mit vergleichsweise hohem Systemdruck wird möglich, der zum Beispiel ohnehin für die Ansteuerung der aktiven Wagenkasten-Neigesystems benötigt wird. Somit kann eine einzige Pumpe für unterschiedliche hydraulische Systeme des Schienenfahrzeugs eingesetzt werden; sie kann z. B. auch die Versorgung der Hydrospeicher leisten.
Mit einem Druckreduzierventil zwischen der Pumpe und dem Hydraulikzylinder kann in einer Zuleitung zum Hydraulikzylinder ein vorbestimmter Druck eingestellt werden.
Die weiteren Unteransprüche betreffen weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung werden im folgenden anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert.
Es zeigen:
Fig. 1
einen Querschnitt durch ein Schienenfahrzeug mit einer erfindungsgemäßen Einrichtung zur Kompensation von Querkräften,
Fig. 2
eine schematische Darstellung eines Querkompensators mit einer Querfederung,
Fig. 3
einen Hydraulikschaltplan für ein Ausführungsbeispiel einer Einrichtung zum Kompensation von Querkräften,
Fig. 4
ein in einer Schaltung gemäß Fig. 3 verwendetes Dämpfungsventil und
Fig. 5
ein Simulationsmodell für die Simulation der Fahrdynamik eines Schienenfahrzeugs mit einer Querfederung.
In Fig. 1 ist ein Querschnitt eines Schienenfahrzeugs 1 dargestellt, das sich in der Bogenfahrt befindet. Dieses hat einen Wagenkasten 2, der über eine Federung mit Luftfedern 3 auf zwei Drehgestellen 4 abgestützt ist, von denen hier nur eines sichtbar ist. In jedem Drehgestell 4 sind Räder 6 oder Radgruppen geführt, die auf den Schienen 8 eines Gleises rollen. Bei der Bogenfahrt neigt sich der Wagenkasten 2 aufgrund der Fliehkräfte und ggf. aufgrund der entsprechenden Ansteuerung des Wagenkasten-Neigungssystems (nicht dargestellt), wobei der maximale Neigungswinkel α durch eine Hüllkurve des sogenannten Lichtraumprofils 10 vorgegeben ist, die durch das Schienenfahrzeug 1 in keinem Fahrzustand verletzt werden darf.
Für den Fall, daß das Wagenkasten-Neigungssystem in der Darstellung nach Fig. 1 nicht wirksam ist, wäre die rechte Seite des Schienenfahrzeugs 1 die bogenäußere Seite, zu der hin sich der Wagenkasten 2 aufgrund der Fliehkräfte neigt. In diesem Zustand ist die in Fig. 1 rechts liegende Luftfeder 3 komprimiert, während die auf der Gegenseite (links) liegende Luftfeder 3' anteilig entlastet ist. Das Fahrgestell des Schienenfahrzeugs 1 und dessen Fahrgeschwindigkeit sind derart auszulegen, daß auch unter Grenzbedingungen das Lichtraumprofil 10 nicht verletzt wird, so daß beispielsweise beim Durchfahren von Tunnels keine Kollision mit der Tunnelwandung oder mit seitlich des Gleiskörpers außerhalb der besagten Hüllkurve angeordneten Bauteilen vorkommen kann.
Bei modernen Hochgeschwindigkeitszügen wird im Bereich zwischen Wagenkasten und Drehgestell ein Querkompensator 12 vorgesehen, mittels dessen der Wagenkasten mit Bezug zum Drehgestell 4 in horizontaler Querrichtung (y-Richtung) verschiebbar ist.
Im dargestellten Fahrzustand könnte der Wagenkasten 2 mittels des Querkompensators 12 in Pfeilrichtung Z aus der dargestellten Mittelposition nach links verschoben werden, wobei ein virtueller Wankpol P des Wagenkastens aus einer Position in Höhe des Drehgestells 4 in eine Position P' in Höhe des Wagenkastens angehoben wird. Durch die gesteuerte seitliche Auslenkung des Wagenkastens 2 wird einerseits erreicht, daß -bei dem in Fig. 1 dargestellten Fahrzustand- die rechte Seite des Wagenkastens einen größeren Abstand zum Lichtraumprofil 10 erhält, so daß eine größere Fahrgeschwindigkeit möglich ist, andererseits wird der Wankpol durch die Querverschiebung in den Sitzbereich der Fahrgäste verschoben, so daß deren subjektiver Fahrkomfort wesentlich verbessert wird.
Dem in Fig. 1 dargestellten Querkompensator 12 ist eine Querfederung 14 zugeordnet, deren Aufbau in Fig. 2 schematisch dargestellt ist. Der Querkompensator hat zwei doppelt wirkende Zylinder 16, 17, deren Zylindergehäuse jeweils am Rahmen des Drehgestells 4 angelenkt ist, während die Kolben 18 mit ihren gegenläufig angeordneten Kolbenstangen am Wagenkasten 2 (ggf. über einen Mitnehmerzapfen) befestigt sind. Selbstverständlich könnte die Lageorientierung der Zylinder 16, 17 auch kinematisch umgekehrt sein, so daß sich die Kolbenstangen zum Drehgestell hin erstrecken, während die Zylindergehäuse am Wagenkasten befestigt sind.
Die Zylinderräume 20 beider Zylinder 16, 17 sind über Arbeitsleitungen 22, 23 an eine Hydraulikschaltung 24 angeschlossen, die im folgenden noch näher erläutert werden wird. An einen Ringraum 26, 27 jedes Zylinders 16, 17 ist je ein Hydrospeicher 28 bzw. 29 angeschlossen, vorzugsweise als Gasspeicher ausgeführt, so daß die Bewegung der Kolben 18 gegen die Federwirkung der Hydrospeicher 28 bzw. 29 erfolgt.
Diese beiden Systemzweige sind mit den beiden an die Hydraulikschaltung 24 angeschlossenen Systemzweigen normalerweise nicht verbunden, so daß sich eine gleichmäßige, also bewegungsneutrale Druckerhöhung in den Zylinderräumen 20 der beiden Zylinder 16, 17 nicht unmittelbar auf die Drücke in den Gasspeichern 28, 29 auswirken kann.
Die bereits erwähnten zusätzlichen Puffer zum Erzielen einer noch höheren Elastizität auf der hydraulischen Seite können an die Leitungen 22, 23 getrennt nach Systemzweigen angeschlossen werden.
Zum Erhöhen der mechanischen Elastizität könnte man die Lageraugen der Kolbenstangen und/oder Zylinder in Gummi lagern, den Mitnehmerzapfen mit einer definierten Elastizität versehen etc. Diese vorteilhaften Optionen sind hier nicht dargestellt.
In Zuleitungen 30, 31 zu jedem Hydrospeicher 28, 29 sind als Proportionalventile ausgeführte Dämpfungsventile 32, 33 geschaltet. In einer ersten Endstellung (dargestellt in Fig. 2) sperren sie die Zuleitungen 30, 31 ab. In der zweiten Endstellung und den Übergangsstellungen erlauben sie die Druckbeaufschlagung des jeweils zugeordneten Ringraums 26, 27 über den zugehörigen Hydrospeicher 28, 29 mit variablen Durchfluß-Querschnitten. Sind beide Dämpfungsventile vollständig abgesperrt, so ist die Verbindung zwischen den Ringräumen 26, 27 zu den Hydrospeichern unterbrochen und ist die Querkompensationseinrichtung in ihrer momentanen Stellung hydraulisch blockiert.
Jedes Dämpfungsventil 32, 33 umfaßt eine Meßblende mit veränderbarem Querschnitt. Durch entsprechende Ansteuerung können die Verbindungen 30, 31 zu den Hydrospeichern 28, 29 über die Meßblende variabel aufgesteuert werden. Dynamische Schwingungen im System bzw. im Querkompensator werden durch die Dämpfungsventile abgefangen, unerwünschte Wagenkastenbewegungen werden dadurch gedämpft. Eine Steuerung 34 steuert die Dämpfungsventile 32, 33, während der Querkompensator 12 von einer weiteren Steuerung 36 beherrscht wird. Beide Systeme sind unabhängig voneinander ansteuerbar; sie können jedoch in Abhängigkeit von ein und derselben Meßgröße, z. B. der gemessenen Querbeschleunigung des Schienenfahrzeugs bzw. Wagenkastens, beeinflußt werden.
Obwohl beim hier beschriebenen Ausführungsbeispiel die Querfederung 14 und der Querkompensator 12 als Baueinheit dargestellt sind, können beide Systeme bei Bedarf auch getrennt voneinander angeordnet werden.
Weitere Einzelheiten der hydraulischen Schaltung sind dem in Fig. 3 dargestellten Schaltplan entnehmbar.
Demgemäß werden die beiden Zylinderräume 20 des Querkompensators 12 über eine Pumpe P mit Hydraulikfluid versorgt. Dazu geht von der Pumpe eine Pumpenleitung 38 ab, die in Zweigleitungen 38a und 38b verzweigt. Diese sind jeweils zu Eingangsanschlüssen eines Druckreduzierventils 40, 41 geführt. Vom Ausgang des jeweiligen Druckreduzierventils sind die beiden Pumpenleitungen zum Eingang eines 4/2-Wegeventils 44 geführt, das in seiner gezeigten Schaltstellung die beiden Pumpenleitungen 38a, 38b gegenüber den Arbeitsleitungen 22, 23 absperrt, jedoch letztere miteinander verbindet. In der zweiten Schaltstellung des Wegeventils 44 ist jede Zweigleitung 38a, 38b mit einer Arbeitsleitung 22, 23 verbunden, so daß die beiden Zylinderräume 20 mit Hydraulikfluid versorgbar sind bzw. dieses auch wieder abfließen kann
   Indem in der ersten Schaltstellung des Wegeventils 44 die beiden Arbeitsleitungen 22, 23 und damit die Zylinderräume 20 miteinander verbunden sind, wird bei einer von außen aufgeprägten Bewegung der Kolben 18 nur Hydraulikfluid zwischen den Zylinderräumen 20 hin- und her gepumpt. Durch entsprechende Ansteuerung der elektromagnetisch betätigbaren Druckreduzierventile 40, 41 lassen sich die Arbeitsleitungen 22, 23 wahlweise in der zweiten Schaltstellung des Wegeventils 44 mit dem Tank T (Rücklauf) verbinden. So kann ein z. B. Zylinderraum mit Druck von der Pumpe P beaufschlagt werden, während das Hydraulikfluid im anderen Zylinderraum durch die einsetzende Kolbenbewegung in den Tank abgeführt wird.
Der Ventilschieber der Dämpfungsventile 32, 33 ist durch eine Feder in die dargestellte sperrende Endstellung vorgespannt. Auf die andere Steuerseite des Ventilschiebers wirkt ein zur Differenz zwischen Speicherdruck und Ringraumdruck proportionaler Steuerdruck, so daß bei einer Druckerhöhung im Ringraum 26(27) das Dämpfungsventil 33(32) aufgesteuert wird, während es bei Druckabsenkung zugesteuert wird. Beim gezeigten Ausführungsbeispiel werden die Dämpfungsventile so gesteuert, daß praktisch immer eine Verbindung zu den jeweiligen Hydrospeichern 28, 29 besteht.
In jeder Zuleitung 30, 31 ist parallel zum jeweiligen Dämpfungsventil 32, 33 eine Bypaßleitung 46, 47 vorgesehen, in der jeweils ein Rückschlagventil 48 angeordnet ist, das eine Strömung des Hydraulikfluids vom Hydrospeicher 28, 29 hin zum korrespondierenden Ringraum 26, 27 unter Umgehung des Dämpfungsventils zuläßt.
Des weiteren zweigt von jeder Zuleitung 30, 31 eine Tankleitung 50, 51 ab, in der jeweils ein Druckbegrenzungsventil 52 angeordnet ist. Bei einer Drucküberhöhung über einen zugelassenen Grenzdruck in der Zuleitung 30, 31 hinaus wird das Hydraulikfluid selbsttätig in den Tank abgeführt.
Die beiden Hydrospeicher 28, 29 sind über eine Kurzschlußleitung 54 miteinander verbunden, in der ein Schaltventil 56 angeordnet ist. In seiner gezeigten Grundstellung sperrt es die Kurzschlußleitung 54 ab. In seiner zweiten Schaltstellung öffnet es die Kurzschlußleitung 54. Von letzterer zweigt eine Druckleitung 58 ab, die mit der Pumpenleitung 38 verbindbar ist. Dazu ist zwischen der Pumpenleitung und der Druckleitung ein weiteres Schaltventil 63 vorgesehen, das in seiner federvorgespannten Grundstellung die Verbindung unterbricht und in seiner zweiten Schaltstellung die Verbindung zwischen Druckleitung und Pumpenleitung ermöglicht.
Wie bereits eingangs erwähnt wurde, ist die Pumpe eine Konstantdruckpumpe, die beispielsweise einen Druck von etwa 200 bar liefern kann. Dieser liegt demnach, von Leitungsdruckverlusten abgesehen, vor den Druckreduzierventilen 40, 41 an. Um eine entsprechende Dämpfungswirkung im Ringraum 26, 27 zu ermöglichen, und die vom Hydrospeicher 28, 29 aufzubringenden Drücke auf ein zugelassenes Niveau zu verringern, ist im Zylinderraum 20 jedes Zylinders 16, 17 ein Reduktionskörper 62 vorgesehen, der beim gezeigten Ausführungsbeispiel als Rohr ausgebildet ist. Der Reduktionskörper 62 ragt in Axialrichtung des Zylinders auf den Kolben gerichtet in den Zylinderraum 20 hinein. Um die Kolbenbewegung zu ermöglichen, hat der Kolbenboden eine sacklochförmige Ausnehmung 64, in die der Reduktionskörper fluiddicht eintauchen kann. Der zwischen den Wänden der Ausnehmung 64 und der Stirnseite des Reduktionskörpers 62 eingeschlossene Raum ist entlüftet.
Durch den Reduktionskörper 62, der eine zweite Kolbenstange mit dem Vorteil ersetzt, daß er außerhalb des Zylinders keinen Bewegungsraum benötigt, wird die Kolbenfläche um die Querschnittsfläche des Reduktionskörpers verringert, so daß sich eine wirksame Kolbenfläche AK ergibt. Diese entspricht etwa der wirksamen Kolbenfläche AR im Ringraum, so daß die auf den Kolben wirkenden Kräfte bei gleichen Drücken beidseits des Kolbens etwa gleich sind bzw. Differenzkräfte über den Kolben vernachlässigbar klein sind. Diese Zylinderkonstruktion ermöglicht somit das Zuführen von Hydraulikfluid über die Hochdruckpumpe.
Die gegenläufig angeordneten Kolbenstangen der Kolben 18 sind gemeinsam am Wagenkasten 2 angelenkt. Zum Erfassen der Wagenkastenquerverschiebung ist ein (induktiver) Wegaufnehmer 66 vorgesehen.
Fig. 4 zeigt ein Ausführungsbeispiel für ein Dämpfungsventil 32 oder 33. Dieses hat einen Ventilschieber 67, der in einer Ventilbohrung 68 eines Ventilgehäuses 70 geführt ist. Über den Ventilschieber 67 läßt sich die Verbindung zwischen der Zuleitung 30, 31 und dem Hydrospeicher 28, 29 unterbrechen oder mit variablem Öffnungsquerschnitt einstellen. Der Ventilschieber 67 hat einen tassenförmigen Aufbau, wobei ihm ein Pilotventil zugeordnet ist, dessen Steuernadel 72 in den vom Ventilschieber 67 gebildeten Raum eintaucht. Mit dieser ist eine im Boden des Ventilschiebers gebildete Ablauföffnung 74 auf- oder zusteuerbar, die in die Ventilbohrung mündet. Die Steuernadel 72 ist über eine Stellfeder 76 in Schließrichtung vorgespannt, und über eine Magnetspule 78 ansteuerbar. Im Boden des Ventilschiebers 67 ist schließlich noch eine Zulaufbohrung 78 vorgesehen, welche die Zuleitung 30, 31 mit dem Steuerraum 80 des Pilotventils verbindet.
In seiner Grundstellung ruht der Ventilschieber 67 auf seinem Ventilsits, so daß die Verbindung zwischen dem Hydrospeicher 28 und der Zuleitung 30 unterbrochen ist. Das Hydraulikfluid in der Zuleitung 3β beaufschlagt die Stirnfläche A0 des Ventilschiebers und gelangt über die Zulaufdrossel 78 in den Steuerraum 80, so daß eine Rückseite A2 des Ventilschiebers mit Druck beaufschlagt wird. Ferner wird eine Stufenfläche A1 der Steuernadel 72 beaufschlagt. Bei einem entsprechenden Druck P0 des Hydraulikfluids wird die Steuernadel 72 gegen die Vorspannung der Stellfeder 76 nach oben bewegt, so daß die Ablauföffnung 74 freigegeben wird und ein Steuervolumenstrom Qi einsetzt, der einen Druckabfall im Steuerraum 80 bewirkt, bie die auf die Ventilschieberrückseite A2 wirkende Kraft gleich der auf die Ventilschieberstirnfläche A0 wirkenden Kraft ist. Bei einem weiteren Ansteigen des Drucks in der Zuleitung 30 wird der Ventilschieber 67 angehoben, so daß die Verbindung zum Hydrospeicher 28 geöffnet wird. Die hydraulische Kopplung des Hauptventils mit dem Ventilschieber 67 an das Pilotventil gewährleistet eine Funktion, die sich vorteilhaft gegen äußere Störungen wie Reibungs- und Strömungskräfte selbst stabilisiert. Bei Verwendung eines derartigen Dämpfungsventils 32 ergibt sich ein lineare Kennlinie, d. h. eine proportionale Abhängigkeit des Durchflußstroms von der Druckdifferenz. Durch entsprechende Ansteuerung über die Magnetspule 78 lassen sich Kennlinien mit unterschiedlicher Neigung vorgeben, so daß im Optimalfall ein stufenlos einstellbarer Kennlinienbereich erzielbar ist, mit dem die Dämpfungscharakteristik in weiten Bereichen variierbar wird.
Es können jedoch auch Dämpfungsventile 32 eingesetzt werden, bei denen eine vorgegebene Anzahl diskreter Zwischenstufen abrufbar ist, wobei dann anstelle eines Proportionalventils eine Lösung mit mehreren Schaltventilen Verwendung finden kann, die die Einstellung von beispielsweise drei Zwischenstufen erlauben.
Bei der Inbetriebnahme des Gesamtsystems werden zunächst das Schaltventil 56, das weitere Schaltventil 60 und das Wegeventil 44 in ihre Durchlaßstellungen gebracht und die Hydrospeicher 28, 29 und die Zylinderräume 20 der Zylinder 16, 17 mit Hydraulikfluid versorgt. Gleichzeitig werden über die Bypaßleitungen 46, 47 die Ringräume der Kolben mit dem Pumpendruck beaufschlagt. Danach sind die Hydrospeicher auf ihren Betriebsdruck gebracht und die Kolben 18 der Zylinder in ihrer Mittelstellung eingespannt.
Da die Hydraulikanlage im kalten Zustand geladen wird, kann es bei Temperaturerhöhung während des Betriebs des Schienenfahrzeugs zu Drucküberhöhungen kommen. Diese sind über die als Sicherheitsventile eingesetzten Druckbegrenzungsventile 52 in den Tank T entspannbar.
Bei Bogenfahrt läßt sich der Wagenkasten 2 mit Bezug zum Drehgestell 4 seitlich versetzen, indem beispielsweise der in Fig. 3 rechte Zylinderraum 20 über das Druckreduzierventil 41 und das Wegeventil 44 mit Druck beaufschlagt wird, während der linke Zylinderraum über das Wegeventil 44 und das Druckreduzierventil 40 mit dem Tank T verbunden ist, wozu das Druckreduzierventil 40 von seiner Steuerung 36 entsprechend aktiviert wird. Bei aktivierter Querfederung sind bei der Bogenfahrt die beiden Dämpfungsventile 32, 33 in eine Durchgangsstellung geschaltet, während das Schaltventil 56 geschlossen ist. Schwingungen werden durch die Drosselwirkung der Dämpfungsventile 32, 33 gedämpft. Durch die beiden Bypaßleitungen 46, 47 ist sichergestellt, daß lediglich dasjenige Dämpfungsventil 32 oder 33 wirksam ist, über das ein Druckaufbau in Richtung zum Hydrospeicher 28, 29 geschieht. Das jeweils andere Dämpfungsventil 33 oder 32 wird dann von der Rückströmung aus dem zugehörigen Hydrospeicher 28, 29 über die Bypaßleitung 46, 47 und das Rückschlagventil 48 umgangen. Die Dämpfungswirkung läßt sich durch entsprechende Ansteuerung der Dämpfungsventile 32, 33 über die Querdämpfungssteuerung 34 beeinflussen, so daß unterschiedliche Dämpfungsgrade einstellbar sind.
Durch Ansteuerung des Schaltventils in seine Durchgangsstellung kann die Kurzschlußleitung 54 zwischen den beiden Hydrospeichern 28, 29 geöffnet werden. Bei geöffneten Dämpfungsventilen wird das Hydraulikfluid dann lediglich zwischen den Ringräumen 26, 27 hin und her gepumpt; die Querfederung ist dann praktisch wirkungslos.
Durch entsprechende Ansteuerung der Druckreduzierventile 40, 41 läßt sich in dem sich verkleinernden Zylinderraum 20 ein entsprechender Vordruck einstellen, der ebenfalls eine Dämpfung der Querkompensatorbewegung bewirkt.
Für den Fall, daß die Ansteuerung der Dämpfungsventile 32, 33 ausfällt, werden diese durch die Federwirkung selbsttätig in einen Zustand gebracht, in der eine maximale Drosselwirkung vorliegt und somit die härteste Dämpfungsstufe eingestellt ist. Des weiteren kann das System mit einer Notfeder versehen werden, die bei Ausfall des Hydraulikkreislaufs die Querfederung übernimmt. Bei Ausfallen der Ansteuerung wird das Wegeventil 44 in seine gezeigte Stellung gebracht, in der die beiden Zylinderräume 20 miteinander verbunden sind. Dann stellt sich ein Gleichgewicht zwischen den auf die Stirnseiten der Kolben 18 wirkenden Kräfte ein. Die Querbewegungen des Wagenkastens werden dann durch den aktiven Querkompensator nicht mehr beeinflußt. Des weiteren wird das Schaltventil 56 beim Ausfall der Steuerung in seine Schließstellung gebracht, so daß die hydropneumatische Federung wirksam bleibt. Dadurch verändert sich zwar der Fahrkomfort bei einigen Fahrzuständen unwesentlich, die Fahrsicherheit aber wird erhöht.
Zur Drucküberwachung sind im hydraulischen System mehrere Druckaufnehmer vorgesehen, deren Signale den Steuerungen zugeführt werden.
In Fig. 5 ist schließlich ein Simulationsmodell dargestellt, mit dem die Fahrdynamik eines mit der erfindungsgemäßen Querkompensationseinrichtung versehen Fahrgestells simulierbar ist.
Dabei ist mit m die Wagenkastenmasse bezeichnet, an der die Kolben 18 der Zylinder 16,17 angreifen. Die Zylinderräume 20 der Zylinder 16, 17 sind über die Druckreduzierventile 40, 41 wahlweise mit der Pumpe P oder mit dem Tank T verbindbar. Die Ringräume 26, 27 der Zylinder 16, 17 sind jeweils mit den Hydrospeichern 28, 29 verbunden, wobei in der Zuleitung 30, 31 jeweils das Dämpfungsventil 32, 33 vorgesehen ist.
Parallel zum Querkompensator 12 mit der Querfederung 14 sind die (Sekundär-) Luftfedern 3 angeordnet, die die Vertikal- und zum Teil auch Querabstützung des Wagenkastens 2 bilden.
Gewünschte Fahrzustände lassen sich simulieren, indem der Wagenkasten 2 und/oder das Drehgestell mit Kräften beaufschlagt werden, die die Fliehkraft F(t) und die durch Gleislagestörungen usw. verursachten Kräfte F'(t) simulieren. Die Druckreduzierventile 40, 41 und die Dämpfungsventile 32, 33 werden über ihre Steuerungen 34, 36 angesteuert.
Mit dem erfindungsgemäßen System wird dem Querkompensator eine vorzugsweise hydropneumatisch wirkende Querfederung zugeordnet, die wahlweise in Abhängigkeit von der Fahrstrecke, der Fahrbahn und den Fahrbahnbeschaffenheit zuschaltbar ist. Die Querfeder kann darüber hinaus noch mit einem vorzugsweise aktiven Dämpfungssystem kombiniert werden, um hochfrequente Schwingungen wirksam zu dämpfen. Durch das erfindungsgemäße System kann die quasistatische Querkraft durch aktive Druckregelung in den Zylindern gehalten werden. Die dynamischen Querschwingungen werden durch die Sekundärluftfedern und die Querfederung aufgenommen.
Bei Geradeausfahrt federn die Sekundärluftfedern dynamische Schwingungen alleine ab. Damit wird eine sehr weiche effektive Querfedersteifigkeit realisiert. Die hydropneumatische Zusatzfederung kann abgeschaltet werden, während die Dämpfung des Querkompensators stets wirksam bleibt. Dieser fungiert dann wie ein konventioneller hydraulischer Querdämpfer.

Claims (15)

  1. Einrichtung zur Kompensation von auf ein Schienenfahrzeug (1) wirkenden Querkräften, dessen Wagenkasten (2) über eine Federung (3, 3') auf zumindest einem Fahrgestell (4) abgestützt ist, mit einem über einen Steuerkreis (24) ansteuerbaren Querkompensator (12) mit zwei Zylindern (16, 17) zum Verschieben des Wagenkastens quer zum Fahrgestell, wobei dem Querkompensator (12) eine Querfederung (14) zur Abfederung dynamischer Schwingungen zugeordnet ist und die Zylinder (16, 17) jeweils zwei Zylinderräume (20; 26, 27) aufweisen,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß jeweils ein Zylinderraum (20) der Zylinder (16, 17) des Querkompensators (12) mit einer Druckquelle (P) und der jeweils andere Zylinderraum (26, 27) mit jeweils einem Hydrospeicher (28, 29) verbindbar ist.
  2. Einrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,
    daß die Querfederung (14) mindestens einen insbesondere als Gasspeicher ausgeführten Hydrospeicher (28, 29) hat.
  3. Einrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet,
    daß eine Zuleitung (30, 31) zu dem Hydrospeicher (28 , 29) absperrbar ist.
  4. Einrichtung nach einem der vorstehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß zwischen den beiden Hydrospeichern (28, 29) eine von einem Schaltventil (56) aufund zuschaltbare Verbindung (54) vorgesehen ist.
  5. Einrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet,
    daß in die Zuleitung (30, 31) zwischen Hydrospeicher (28, 29) und Zylinder (16, 17) eine Dämpfungseinrichtung (32, 33) geschaltet ist.
  6. Einrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet,
    daß der Dämpfungsgrad der Dämpfungseinrichtung (32, 33) in Abhängigkeit von Fahrparametern des Schienenfahrzeugs (1) veränderbar ist.
  7. Einrichtung nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet,
    daß die Dämpfungseinrichtung ein Proportionalventil (32, 33) mit veränderbarem Blendenquerschnitt ist.
  8. Einrichtung nach einem der Ansprüche 5 bis 7,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß zur Überbrückung der Dämpfungseinrichtung (32, 33) eine mit einem Rückschlagventil (48) versehene Bypaßleitung vorgesehen ist.
  9. Einrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,
    daß jeder Zylinder (16, 17) des Querkompensators einen in einen Zylinderraum (20) ragenden Reduktionskörper (62) hat, der in eine entsprechende Ausnehmung (64) des Kolbens (18) eintaucht.
  10. Einrichtung nach Anspruch 1 oder 9, dadurch gekennzeichnet,
    daß der Kolben (18) jedes Zylinders am Wagenkasten (2) angelenkt ist.
  11. Einrichtung nach einem der vorstehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß zwei einander entsprechende Zylinderräume (20) der Zylinder (16, 17) über ein Wegeventil (44) in einer ersten Schaltstellung miteinander verbindbar und in einer zweiten Schaltstellung an eine Druckleitung (38) anschließbar sind.
  12. Einrichtung nach einem der vorstehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß in einer Zuleitung (22, 23) zu jedem Zylinder (16, 17) ein Druckreduzierventil (40, 41) zum Aufbau eines vorbestimmten Zylinderdrucks vorgesehen ist, über das der Zylinderraum (20) wahlweise mit einer Pumpe (P) oder mit einem Rücklauf/Tank (T) verbindbar ist.
  13. Einrichtung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet,
    daß die Pumpe eine Konstantdruckpumpe ist.
  14. Einrichtung nach den Ansprüchen 2 und 13,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Pumpe (P) sowohl den Querkompensator (12) als auch den Hydrospeicher (28, 29) versorgt.
  15. Einrichtung nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, kombiniert mit einer Vorrichtung zum aktiven Steuern der Seitenneigung des Wagenkastens.
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