Un dispositif d'appui antivibratoire pour rails de
voie ferrée La présente invention concerne un dispositif d'appui anti-vibratoire pour rails de voie ferrée .
Les roues de véhicules roulant sur rails créent dans ceux-ci un champ de contraintes fort complexe qui se traduit par des effets vibratoires gênants pour le confort des voyageurs. La complexité du champ de contraintes créé dans un rail résulte de différents facteurs:efforts transmis au rail par de très petites surfaces de contact, efforts verticaux et horizontaux excentrés par rapport aux axes d'inertie du rail, profil du rail qui se compose de trois parties (champignon, âme, semelle) ayant des inerties très différentes. De cette complexité résulte pour une part importante
le caractère empirique des connaissances actuelles en ce qui concerne les sollicitations dynamiques des rails de voies ferrées.
Le problème qui se pose est celui d'isoler les rails contre les effets dynamiques des véhicules roulants de manière à augmenter le confort des voyageurs et des équipements (véhicule et rail). Ce problème est résolu grâce à l'invention par un dispositif d'appui antivibratoire assurant un amortissement optimal des effets vibratoires du rail.
Le dispositif selon l'invention se caractérise par plusieurs coussins amortissants répartis le long des rails et supportant les rails, lesdits coussins ayant des raideurs dynamiques alternées, la raideur dynamique des coussins amortissants d'ordre impair (A) étant supérieure à la raideur du rail et la raideur dynamique des coussins amortissants d'ordre pair (B) étant inférieure
à la raideur du rail.
Grâce à l'invention, les vibrations du rail se trouvent amorties en un laps de temps très court de sorte que
les résonances entre le rail et le véhicule roulant se trouvent évitées.
L'invention est exposée dans ce qui suit dans un exemple de réalisation avec référence aux dessins ci-annexés dans lesquels:
. la figure 1 montre la courbe de déformation d'un rail type R50 en fonction de la fréquence, . la figure 2 montre la courbe du facteur d'amortissement pour un rail type R50, . la figure 3 montre la constante de temps d'amortissement mesurée pour un rail type R50 sur appuis classiques. . la figure 4 montre la constante de temps d'amortissement mesurée pour un rail R50 sur appuis amortissants selon l'invention. . la figure 5 illustre schématiquement le dispositif d'appui anti-vibratoire selon l'invention. . la figure 6 est une coupe suivant la ligne VI-VI de la figure 5 au droit d'un appui amortissant selon l'invention.
L'inventeur a effectué une étude dynamique des rails couramment utilisés pour le métro léger et le métro lourd (rail type R50 et rail type NP4). Cette étude
a permis de déterminer la déformation en fonction de la fréquence et l'amortissement du rail. La courbe de déformation en fonction de la fréquence pour le rail type R50 est montrée à la figure 1 et la courbe du facteur d'amortissement de ce rail en fonction du facteur d'amortissement critique est montrée à la figure 2. Les courbes de déformation telle que celle de la figure 1 montrent une série de crêtes qui sont à l'origine de vibrations qui s'amortissent avec une constante de
temps dépassant largement 1 milliseconde et s'approchant même en fait de 2 millisecondes (voir figure 3). Cette constante de temps étant plus longue que le laps de temps entre deux sollicitations dynamiques successives appliquées par les roues du véhicule (laps de temps lié
à la distance entre axes des roues), il en résulte des résonances entre les vibrations du rail du véhicule luimême.
L'inventeur a cherché une solution pour réduire la constante de temps d'amortissement des déformations du rail de manière à éviter les effets de résonance gênants pour le confort des voyageurs et équipements
(véhicule et rails). Suivant l'invention, les rails
sont posés sur des appuis amortissants comme montré à la figure 4. Celle-ci représente schématiquement un tronçon de rail 1 posé sur des appuis A et B alternés. Les appuis A sont des appuis amortissants ayant une raideur dynamique prédéterminée K1 supérieure à celle du rail et les appuis B sont des appuis amortissants ayant une raideur dynamique K2 inférieure à celle du rail. Les appuis A et B sont alternés à distance régulière et seront appelés respectivement appuis rigides
et appuis souples. La distance entre appuis est déterminée en fonction du type de rail et de la raideur dynamique des appuis. Avec un écartement de 1500 mm entre eux , les appuis A sont par exemple des appuis ayant une raideur dynamiques K = 2 x 109 N/m environ et les appuis B sont par exemple des appuis ayant une raideur dynamique K = 2 x 107 N/m environ. La figure 5
montre une coupe transversale verticale du rail au
droit d'un appui. La semelle du rail 1 repose sur un coussin de matière anti-vibratoire 2 placé dans un logement formé dans une dalle de béton 3 constituant
la chaise de rail encastrée dans le sol et sur laquelle
le rail 1 est fixé à l'aide de clames 4.
Au droit d'un appui rigide A, le coussin anti-vibratoire es par exemple un bloc amortissant Pronouvo type D P-PD-2 ayant une raideur K = 2 x 109 N/m environ; au droit
d'un appui souple B, le coussin anti-vibratoire est par exemple un bloc amortissant Pronouvo type D P-PS-R
<EMI ID=1.1>
ne contribuent pas à la raideur du système mais lui confèrent un amortissement. Le rail se comporte alors comme un système ancré rigidement au droit des appuis rigides A et ayant une déformation maximale au droit des appuis souples B.-Le rail ainsi fixé sur appuis amortissants présente une fréquence propre qui est supérieures aux fréquences propres principales du matériel roulant.
La déformation d'un rail sur appuis selon l'invention
a été calculée pour le rail type R50 pour un effort F de
36.000 N correspondant à une voiture de métro léger en charge.
Appuis amortissants :
<EMI ID=2.1>
Le calcul de la flèche au droit d'un appui souple se fait en ne tenant compte que de la raideur du rail puisque celle-ci est largement supérieure à celle des appuis souples. On obtient :
<EMI ID=3.1>
La flèche obtenue est acceptable: elle est à peine plus grande que celle que l'on obtient avec des appuis rigides classiques (X = 0,67 mm).
Par contre, le facteur d'amortissement critique Cc pour
<EMI ID=4.1>
à la valeur suivante:
<EMI ID=5.1>
Il en résulte une fréquence propre du système rail/appui supérieure à 40 Hz. La constante de temps d'amortissement est ainsi de l'ordre de 0,25 ms seulement, ce qui est sensiblement plus court que le laps de temps entre deux sollicitations dynamiques successives (100 ms environ à'une vitesse de croisière de 80 km/h).
Il en résulte que les vibrations du rail , produites
par le passage d'une roue, se trouvent amorties avant
le passage de la seconde roue. Les résonances entre
le rail et le véhicule roulant sont ainsi évitées.
REVENDICATIONS
1. Dispositif d'appui anti-vibratoire pour rails de voie ferrée, caractérisé par plusieurs coussins amortissants répartis le long des rails et supportant les rails, lesdits coussins ayant des raideurs dynamiques alternées, la raideur dynamique des coussins amortissants d'ordre impair (A) étant supérieure à la raideur du rail et la raideur dynamique des coussins amortissants d'ordre
pair (B) étant inférieure à la raideur du rail.
An anti-vibration support device for rails
The present invention relates to an anti-vibration support device for rail tracks.
The wheels of vehicles running on rails create in them a very complex stress field which results in annoying vibratory effects for the comfort of the travelers. The complexity of the stress field created in a rail results from various factors: forces transmitted to the rail by very small contact surfaces, vertical and horizontal forces offset relative to the inertia axes of the rail, profile of the rail which is made up of three parts (fungus, core, sole) with very different inertias. This complexity results in large part
the empirical nature of current knowledge regarding the dynamic stresses of rail tracks.
The problem which arises is that of isolating the rails against the dynamic effects of rolling vehicles so as to increase the comfort of the passengers and of the equipment (vehicle and rail). This problem is solved thanks to the invention by an anti-vibration support device ensuring optimal damping of the vibratory effects of the rail.
The device according to the invention is characterized by several damping cushions distributed along the rails and supporting the rails, said cushions having alternating dynamic stiffnesses, the dynamic stiffness of the odd order damping cushions (A) being greater than the stiffness of the rail and the dynamic stiffness of the even-order cushioning cushions (B) being less
the stiffness of the rail.
Thanks to the invention, the vibrations of the rail are damped in a very short period of time so that
resonances between the rail and the rolling vehicle are avoided.
The invention is set out in the following in an exemplary embodiment with reference to the accompanying drawings in which:
. FIG. 1 shows the deformation curve of a rail type R50 as a function of the frequency,. FIG. 2 shows the curve of the damping factor for a rail type R50,. FIG. 3 shows the damping time constant measured for a rail type R50 on conventional supports. . FIG. 4 shows the damping time constant measured for a rail R50 on damping supports according to the invention. . FIG. 5 schematically illustrates the anti-vibration support device according to the invention. . Figure 6 is a section along line VI-VI of Figure 5 to the right of a damping support according to the invention.
The inventor carried out a dynamic study of the rails commonly used for light and heavy metro (type R50 rail and type NP4 rail). This study
allowed to determine the deformation according to the frequency and the damping of the rail. The deformation curve as a function of the frequency for the rail type R50 is shown in Figure 1 and the curve of the damping factor of this rail as a function of the critical damping factor is shown in Figure 2. The deformation curves such as that of FIG. 1 show a series of crests which are at the origin of vibrations which are damped with a constant of
time greatly exceeding 1 millisecond and even approaching in fact 2 milliseconds (see Figure 3). This time constant being longer than the time between two successive dynamic stresses applied by the wheels of the vehicle (linked time
at the distance between the axes of the wheels), this results in resonances between the vibrations of the rail of the vehicle itself.
The inventor sought a solution to reduce the time constant for damping rail deformations so as to avoid annoying resonance effects for the comfort of passengers and equipment.
(vehicle and rails). According to the invention, the rails
are placed on damping supports as shown in FIG. 4. This schematically represents a section of rail 1 placed on alternating supports A and B. The supports A are damping supports having a predetermined dynamic stiffness K1 greater than that of the rail and the supports B are damping supports having a dynamic stiffness K2 less than that of the rail. The supports A and B are alternated at regular distance and will be called respectively rigid supports
and flexible supports. The distance between supports is determined according to the type of rail and the dynamic stiffness of the supports. With a spacing of 1500 mm between them, the supports A are for example supports having a dynamic stiffness K = 2 x 109 N / m approximately and the supports B are for example supports having a dynamic stiffness K = 2 x 107 N / m approx. Figure 5
shows a vertical cross section of the rail at
support right. The sole of the rail 1 rests on a cushion of anti-vibration material 2 placed in a housing formed in a concrete slab 3 constituting
the rail chair embedded in the ground and on which
the rail 1 is fixed using clamps 4.
In line with a rigid support A, the anti-vibration cushion is for example a Pronouvo type D P-PD-2 damping block having a stiffness K = 2 × 109 N / m approximately; to the right
with a flexible support B, the anti-vibration cushion is for example a Pronouvo type D damping block P-PS-R
<EMI ID = 1.1>
do not contribute to the stiffness of the system but confer damping on it. The rail then behaves like a system rigidly anchored at the right of the rigid supports A and having a maximum deformation at the right of the flexible supports B.-The rail thus fixed on damping supports has a natural frequency which is higher than the main natural frequencies of the rolling stock .
The deformation of a rail on supports according to the invention
has been calculated for the rail type R50 for a force F of
36,000 N corresponding to a light metro car in charge.
Damping supports:
<EMI ID = 2.1>
The deflection at the right of a flexible support is calculated by taking into account only the stiffness of the rail since it is much greater than that of the flexible supports. We obtain :
<EMI ID = 3.1>
The deflection obtained is acceptable: it is barely larger than that obtained with conventional rigid supports (X = 0.67 mm).
On the other hand, the critical damping factor Cc for
<EMI ID = 4.1>
to the following value:
<EMI ID = 5.1>
This results in a natural frequency of the rail / support system greater than 40 Hz. The damping time constant is thus of the order of only 0.25 ms, which is significantly shorter than the period of time between two stresses. successive dynamics (approximately 100 ms at a cruising speed of 80 km / h).
As a result, the vibrations of the rail, produced
by the passage of a wheel, are damped before
the passage of the second wheel. The resonances between
the rail and the rolling vehicle are thus avoided.
CLAIMS
1. Anti-vibration support device for rail tracks, characterized by several damping cushions distributed along the rails and supporting the rails, said cushions having alternating dynamic stiffnesses, the dynamic stiffness of damping cushions of odd order (A ) being greater than the stiffness of the rail and the dynamic stiffness of the order cushioning cushions
even (B) being less than the stiffness of the rail.