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La présente invention concerne un système de flxation pour rails de ~oie ferr~e assurant l'isolation vibra-toire et acoustique des ~oies ferrées.
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Les roues de véhicules roulant sur rails créent dans ceux-ci des vibratlons qui produisent des d~formations.
et une usure des rail~. De plus, les vibrations du rall se transmettent aux véhlcule~ et en réduisent la durée de vie.
Enfin, les vibrations des rails se trans~ettent d~recte ment dans l'environnement. Les rames de métro, en : particuller, constituent la source ~aJeure de v1brations qui nuisent à l'environnement urbain. Pour la plupart des rames de ~tro en clrculation, des analyses dynamiques indiquent des modes rigides 9 des modes de ~lexion et des modes de torsion du premier ordre en dessous de 15 Hz.
Le~ vibrations qui sont créées dans le rail s'amortissent avec une constante de temps dépassant largement une milliseconde et s'approchant m~me en fait de deux milli-secondes généralement. Ce~te constante de temps est plus longue que le laps de temps entre deux sollicitations dynamiques successives appliquées par les roues'd'u~
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The present invention relates to an attachment system for rails of ~ goose ferr ~ e ensuring vibration isolation-roof and acoustics of ~ railroad geese.
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The wheels of vehicles running on rails create in these vibratlons which produce deformation.
and wear of the rails ~. In addition, the vibrations of the rall are transmitted to vehicles ~ and reduce their duration of life.
Finally, the vibrations of the rails are trans ~ ettent straight in the environment. Subway trains, in : particuller, constitute the source ~ aJeure de v1brations that harm the urban environment. For the majority oars of tro in clrculation, dynamic analyzes indicate rigid modes 9 modes of ~ lexion and first order torsion modes below 15 Hz.
The ~ vibrations that are created in the rail absorb with a time constant largely exceeding one millisecond and even approaching in fact two milli-seconds generally. This constant time is more long as the time lapse between two solicitations successive dynamics applied by the wheels ., ~.
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2 ~ 3 ~ 7 vehicule (laps de temps lié à la distance entre les axes des roues) et il en résulte des résonances entre les vibrations ; du rail et les vibrations du v~hicule lui-même. Ces résonances constituent un risque pour la stabilité des véhicules et une gêne pour le confort des voyageurs.
Le problème de l'isolation anti-vibratoire des rails de voie ferrée, en particulier les voies de métro, pose le problème du dimensionnement optimal d'un dispositiE d'isolation anti-vibratoire car il est important de ne par créer de - superposition des fréquences de vibrations des véhicules et d'une fréquence de ~ésonance du dispositif d'isola-tion anti-vibratoire lui-même.
La présente invention résout ce problème grâce à un système de supports anti-vibratoires pour voie ferrée qui assure une absorption optimale des vibrations du rail tout en évitant tout effe-t de résonance superpoe~e.
Suivant un second aspect, l'invention a également pour objet un système de supports anti-vibratoires pour voie ferrée qui assure en outre une protection efficace contre la transmission des vibrations du rail dans l'environnement.
Selon la présente invention, il-est prévu un système anti-vibratoire de supports de rails de voie ferrée dans lequel chaque rail repose à intervalles réguliers sur un support amortissant, caractérisé en ce que chaque support inclut un élément amortissant qui est disposé dans un logement formé
dans une selle en béton, le rail étant par ailleurs ~ixé sur la selle, et en ce que chaque élément amortissant a une raideur dynamique telle que le rail soit supporté alternati-vement sur un support relativement rigide et sur un support relativement souple adjacent, de manière que lors du passage .. .
~L32~97 ;-d'un bogie sur le rail, un signal vibratoire engendré par une première roue du bogie passant sur un support relative-ment rigide soit amorti lorsqu'une deuxième roue du bogie passe sur ledit support relativement rigide, les vibrations générées étant très localisées avec une très faible trans-mission le long du rail.
Dans un mode de réalisation préférentiel chaque élément amortissant est un coussin en matière amortissante ayant la lo raideur dynamique voulue.
Les selles de rail en béton peuvent être fixées dans le sol, éventuellement avec interposition d'une semelle anti-vibratoire, ou être fixées sur une dalle de béton reposant sur des appuis anti-vibratoires.
De préférence, la raideur des supports amortissants est comprise entre 2 x 106 Newton/m et 2 x 107 Newton/m lorsqu'ils sont utilisés comme supports souples et entre 2 x 10~ Newton/m et 2 x 109 Newton/m lorsqu'ils sont utilisés cornme supports rigides.
Le système de support de rails selon l'invention est décrit ci-après à l'aide des dessins ci-annexés dans lesquels:
. Les figures 1, ~ et 3 illustrent schématiquement trois modes d'exécution exemplaires du système de supports anti-vibratoires selon l'invention, . La figure 4 est un diagramme qui illustre le mode vibratoire d'un rail fix~ sur supports anti-vibratoires selon l'invention, . La figure 4A est une transposition de la figure 4, illus-trant schématiquement l'agencement des supports consécutifs A et B, selon l'invention, .
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- ~ 132~97 . La figure 5 est un diagramme qui illustre le mode vibratoire d'un rail fixé selon la -tecllnique connuer . Les figures 6A et 6B sont deux diagrammes qui représentent le signal vibratoire mesuré sur un rail :Eixe sur suppor-ts anti-vibratoires selon l'invention, pendant le passage d'un véhicule, le signal représenté dans la figure 6A étant mesuré au droit d'un support souple e-t le signal représenté
dans la figure 6B étant mesuré au droit d'un support rigide, . Les figures 7A et 7B sont deux diagrammes qui représenten-t le signal vibratoire mesuré sur un rail ~ixé sur traverses en bois pendant lç passage d'un véhicule, le signal représenté dans la figure 7A étant mesuré au droit d'une traverse et le signal représenté dans la figure 7B étant mesuré à 0,75 mètre de ladite traverse.
Dans les figures 1, 2 et 3 sont montrés deux rails l de voie ferrée, vus dans le plan médian d'un des supports sur lesquels chaque rail est fixé à intervalles réguliers. A
chaque support, la semelle du rail 1 repose sur un coussin 2 en mat.ière anti-vibratoire placé dans un logement formé
dans une dalle de béton ou selle 3 et le rail est fixé sur la selle 3 au moyen de clames 4, elles-mêmes fixées par des boulons 5. Dans le mode d'exécution illustré dans la figure 1, la selle de béton 3 est fixée dans le sol au moyen de . 25 boulons 6 avec interposition d'une fourrure anti-corroyage 7. Le coussin de matière anti-vibratoire 2 dans chaque support de rail est choisi, suivant l~invention, de telle sorte que le rail repose alternativement sur un support à
haut degré d'amortissement et sur un support relativement rigideO Les valeurs de rigidité et d'amortissement des supports sont déterminées en fonction des conditions locales .
132~97 4a (vitesse de roulement maximale, type de rail, écartement entre les supports etc.). Ces valeurs de ri~idité et d'amortissement sont obtenues par l'utilisation pour les coussins 2, de matériaux composites très résistants dont la composition est adaptée aux besoins.
Selon la présente invention on définit une configuration structurelle de support de rail dans laquelle est imposée une relation déterminée entre la raideur dynamique de chacun lo des supports amortissants consécutifs répartis le long d'un rail et la raideur dynamique de chacun des supports amortis-sants adjacents.
Le rail est supporté alternativement sur un support relativement rigide (support A) et un support relativement souple (support B). Comme le montre les figure 4 et 4A, le long de chaque rail on dispose successivement un support A, un support B, un support A, un support B et ainsi de suite.
Deux supports adjacents doivent, conformément à
l'invention, toujours être l~un un support A (support relativement rigide) et l'autre un support B (support relativement souple). Chaque support A est un support incluant un élément amortissant ayant une raideur dynamique élevée, c'est-à-dire une raideur dynamique supérieure à
celle du rail; chaque support B est un support incluant un élément amortissant ayant une raideur dynami~ue faible, c'est-à-dire une raideur dynamique inférieure à celle du rail et un coefficient d'amortissement élevé.
La solutions proposée par l'invention a pour effet d'éviter les résonances gênantes.
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1328~7 4b En ~aisant reposer les rails sur des supports comportant des éléments amortissants consécutifs de raideurs dynamiques alternées et ayant un écartement voulu entre eux, la vibration du rail engendrée par le passage d'une roue d'un bogie de wagon se trouve limitée au tronçon du rail qui est compris entre les deux supports rigides (supports A) entre lesquels se déplace la roue. La vibration engendrée dans le tronçon de rail concerné se trouve alors complètement amortie pendant le temps nécessaire pour qu'une seconde roue lo du bogie puisse venir s'engager sur le tronçon de rial en vibration.
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De cette ~manière est évitée la possibilité que se super-posent les vibrations du rail engendrées par deux roues d'un bogie. Les vibrations du rail ne sont donc actives que très localement et les vibrations engendrées par le passage d'une roue sont toujours amorties avant que ne puisse venir s'y superposer les vibrations engendrées par une deuxième roue.
Une optimisation de l'isolation anti-vibratoire est obtenue avec des coussins anti-vibratoires de 10 à 30 mm d'épaisseur lorsque la raideur des supports souples varie entre 2 x 106 Newton/m et 2 x 107 Newton/m et lorsque la raideur des supports rigides varie entre 2 x lo Newton/m et 2 x lo9 Newton/m. L'espacement entre support souple et support rigide est par exemple de 750 mm.
Les caractéristiques dynamiques d'un rail fixé selon l'invention et d'un rail en pose traditionnelle sur ballast ont été comparées. Dans chaque cas ont ~té déterminées la première fréquence de résonance et le mode vibratoire associé. La figure 4 représente le mode vibratoire d'un rail fixé sur supports anti-vibratoires selon l'invention.
Ce mode vibratoire présente des noeuds pr~s des supports .... . . . .
~3~8~97 rigides A et des flèches d~amplitude maximale près des supports souples B. L'amplitude maximale est atteinte dans le support souple voisin de la roue d'un véhicule.
La zone d'influence est de 1,50 mètre. La première fr~-quence de résonance mesurée est de ~03 Hz avec un taux d'amortissement de 8 %. La zone d'influence limitée et le taux d'amortissement élevé ~vitent la superposition de vibrations lors du passage de la seconde roue du bogie à
une vitesse inférieure à 80 km/h~
Il est intéressant de comparer le mode vibratoire montré
dans la figure 4 avec le mode vibratoire d'un rail en pose traditionnelle sur traverses en bois illustré dans la figure 5. Ce mode présente une simple flexion du rail avec une distance entre deux noeuds S d'environ 10 mètres.
La première fréquence de résonance mesurée est de 105 Hz avec une constante de temps d'amortissement élevée. ~ -~
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Pendant le passage d'un véhicule, on a observé des défor- - , -mées vibratoires semblables aux modes vibratoires indiqués ci-dessus. Les mesures des niveaux vibratoires engendrés dans le rail pendant le passage d'un bogie à une vitesse de 10 km/h ont do~né les résultats suivants :
Rail fixé suivant 1'invention :
39 m/S2 au support souple et 13 m/S2 au support r~gide.
Rail sur traverses en bois traditio~nelles : 64 m/~2 On observe que les niveaux vibratoires sont de deux à cinq --- fois plus faibles dans le rail fix~ sur supports anti-vibratoires selon l'invention par comparaison avec le rail fixé sur traverses en bois (ballast).
Les figures 6A et 6B montrent un signal vibratoire mesuré
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6 ~328~97 sur un rail fixé sur supports anti-vibratoires conformé-ment à l'lnvention pendant le passage d'un bogie. La figure 6A montre le signal mesuré au droit d'un support souple et la figure 6B montre le ~ignal mesur~ au droit d'un support rigide. On peut observer que le signal vibratoire au niveau d'un support rigide est retardé par rapport au signal vibratoire mesuré au niveau du support souple voisin. Le délai correspond au temp~ de passage de la roue du support souple au support rigide. Les vibrations générées sont très localisées avec une très faible trans-mission le long du rail. Un tel résultat ne peut être obtenu lorsque les rails sont fixés sur des supports qui sont tous ldentiques.
Le signal vibratoire montr~ dans les ~igures 6A et 6B
est à comparer au signal v.ibratoire mesuré sur un rail fixé sur traver~es en bois suivant 11art antérieur (figures 7A et 7B). La ~igure 7A montre le signal mesuré
au niveau d'une traverse (point de mesure T) et la ~lgure 7B montre le signal mesuré à 0,75 mètre du point de mesure T. On observe que les ~ibration~ se transmettent ~ci le long du rail de façon très importante 9 ce qui produit les e~fets de résonance nuisibles évoqués pr~cédemment à
propos de la technlque antérieure connue.
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Lorsque la protection acoustlque revêt une importance primordiale, il est possible de mettre en oeuvre le mode d'exécution illustré dans la figure 2. Dans ce mode d'exécution, les selles de rail en béton ~ portant les coussins anti-vibratoires 2 sont fixées dans le sol avec interposition de semelles anti-vibratoires 8 constituées d'un matériau composite similaire à celui dont sont constitués les coussins anti-v$bratoires 2. La r~érence 9 désigne des intercalaires pour la mise à n$veauO Avec c.e , .. .
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7 1 32 8 ~g7 mode d'exécution on obtient avantageusement une réduction des bruits rayonnés dans l'environnement de l'ordre de 25 dBA.
Un développement du système de supports selon l'invention est illustré dans la figure 3. Dans ce mode d'exécution les selles de rail en béton 3 portant les coussins anti-vibratoires 2 se trouvent flx~es sur une dalle de béton 10 posee sur des appuis amortissants 11. Ce mode d'exécution constitue un compromis entre la stabilité de la voie et 1'isolation anti-vibratoire et appara~t comme une solution optimale pour assurer à la fois une réduction et un amortissement efficaces des vibrations du rail et une excellente réduction de la transmission des vibra-tions dans 1'environnement. La réduction des bruitsrayonnés dans 1'environnement atteint également plus de 25 dBA avec ce mode d'exécution.
L'invention constitue ains~ une solut~on peu co~teuse qui assure un amortissement efficace de la vibration engendrée dans le rail gri~ce à une flexion dynamique du rail. En outre, cette solution diminue 1'usure du rail ainsi que le bruit de contact entre les roues des v~hicules et le rail. Ce système pr~sente encore l'avantage de s'adapter à la plupart des syst~mes de ~ixation ex~stants et de se combiner aisément à un syst~me d'isolation anti-vibratoire primaire (dalle flottants).
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. 2 ~ 3 ~ 7 vehicle (time related to the distance between the axes of the wheels) and this results in resonances between vibrations ; of the rail and the vibrations of the vehicle itself. These resonances constitute a risk for the stability of vehicles and discomfort for the comfort of travelers.
The problem of anti-vibration insulation of track rails rail, especially metro tracks, poses the problem optimal sizing of an anti-insulation device vibratory because it is important not to create - superimposition of vehicle vibration frequencies and a frequency of ~ resonance of the anti-isolation device vibratory itself.
The present invention solves this problem by means of a system anti-vibration supports for railways which provide optimal absorption of rail vibrations while avoiding any superpoe resonance effect ~ e.
According to a second aspect, the invention also relates to a system of anti-vibration supports for railways which also provides effective protection against transmission of rail vibrations into the environment.
According to the present invention, an anti-system is provided.
vibration of railway track supports in which each rail rests at regular intervals on a support cushioning, characterized in that each support includes a damping element which is arranged in a formed housing in a concrete saddle, the rail also being ixed on the saddle, and in that each cushioning element has a dynamic stiffness such that the rail is supported alternately on a relatively rigid support and on a support relatively flexible adjacent, so that when passing ...
~ L32 ~ 97; -a bogie on the rail, a vibratory signal generated by a first bogie wheel passing over a relative support-rigidly damped when a second bogie wheel passes over said relatively rigid support, the vibrations generated being very localized with very low trans-mission along the rail.
In a preferred embodiment each element cushioning is a cushion of cushioning material having the lo desired dynamic stiffness.
Concrete rail saddles can be fixed in the ground, possibly with the interposition of an anti-sole vibratory, or be fixed on a concrete slab resting on anti-vibration supports.
Preferably, the stiffness of the damping supports is between 2 x 106 Newton / m and 2 x 107 Newton / m when used as flexible supports and between 2 x 10 ~ Newton / m and 2 x 109 Newton / m when used as rigid supports.
The rail support system according to the invention is described below using the attached drawings in which:
. Figures 1, ~ and 3 schematically illustrate three exemplary modes of execution of the anti support system vibratory according to the invention, . Figure 4 is a diagram which illustrates the mode vibration of a fixed rail ~ on anti-vibration supports according to the invention, . FIG. 4A is a transposition of FIG. 4, illus-schematically trent the arrangement of consecutive supports A and B, according to the invention, .
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- ~ 132 ~ 97 . Figure 5 is a diagram which illustrates the mode vibration of a rail fixed according to the connu -tecllnique . Figures 6A and 6B are two diagrams which represent the vibration signal measured on a rail: Eixe sur suppor-ts anti-vibration according to the invention, during the passage of a vehicle, the signal shown in Figure 6A being measured at the right of a flexible support and the signal represented in FIG. 6B being measured in line with a rigid support, . Figures 7A and 7B are two diagrams which represent t the vibration signal measured on a rail ~ fixed on crosspieces wooden during the passage of a vehicle, the signal represented in FIG. 7A being measured in line with a crosses and the signal shown in Figure 7B being measured at 0.75 meters from said sleeper.
In Figures 1, 2 and 3 are shown two rails l of track rail, seen in the median plane of one of the supports on which each rail is fixed at regular intervals. AT
each support, the sole of rail 1 rests on a cushion 2 in anti-vibration material placed in a formed housing in a concrete slab or saddle 3 and the rail is fixed on the saddle 3 by means of clamps 4, themselves fixed by bolts 5. In the embodiment illustrated in the figure 1, the concrete saddle 3 is fixed in the ground by means of . 25 bolts 6 with interposition of an anti-wrinkle fur 7. The cushion of anti-vibration material 2 in each rail support is chosen, according to the invention, such so that the rail rests alternately on a support to high degree of damping and relatively support rigidO The stiffness and damping values of supports are determined according to local conditions .
132 ~ 97 4a (maximum rolling speed, rail type, gauge between supports etc.). These values of ri ~ idity and depreciation are obtained through the use for cushions 2, of very resistant composite materials, the composition is adapted to needs.
According to the present invention, a configuration is defined.
structural rail support in which is imposed a determined relationship between the dynamic stiffness of each lo consecutive shock absorbing supports distributed along a rail and the dynamic stiffness of each of the damped supports adjacent sants.
The rail is supported alternately on a support relatively rigid (support A) and a relatively support flexible (support B). As shown in Figures 4 and 4A, the along each rail there is successively a support A, a support B, a support A, a support B and so on.
Two adjacent supports must, in accordance with the invention, always be there a support A (support relatively rigid) and the other a support B (support relatively flexible). Each support A is a support including a damping element having a dynamic stiffness high, i.e. a dynamic stiffness greater than that of the rail; each support B is a support including a damping element having a weak stiffness ~ ue, that is to say a dynamic stiffness lower than that of the rail and a high damping coefficient.
The solution proposed by the invention has the effect of avoiding annoying resonances.
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1328 ~ 7 4b In ~ easy to rest the rails on supports comprising consecutive damping elements of dynamic stiffness alternating and having a desired spacing between them, the rail vibration generated by the passage of a wheel of a wagon bogie is limited to the section of the rail which is between the two rigid supports (supports A) between which moves the wheel. The vibration generated in the section of rail concerned is then completely amortized for the time necessary for a second wheel lo du bogie can come and engage on the stretch of rial in vibration.
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In this way the possibility that super-pose the vibrations of the rail generated by two wheels of a bogie. The vibrations of the rail are therefore only very active locally and the vibrations generated by the passage of a wheel are always damped before it can come in superimpose the vibrations generated by a second wheel.
Optimization of anti-vibration insulation is obtained with anti-vibration pads 10-30 mm thick when the stiffness of the flexible supports varies between 2 x 106 Newton / m and 2 x 107 Newton / m and when the stiffness of rigid supports varies between 2 x lo Newton / m and 2 x lo9 Newton / m. The spacing between flexible support and support rigid is for example 750 mm.
The dynamic characteristics of a rail fixed according to the invention and a rail in traditional installation on ballast were compared. In each case have been determined the first resonant frequency and vibrational mode associated. FIG. 4 represents the vibratory mode of a rail fixed on anti-vibration supports according to the invention.
This vibratory mode has nodes near the supports ..... . . .
~ 3 ~ 8 ~ 97 rigid A and arrows of maximum amplitude near the flexible supports B. The maximum amplitude is reached in the flexible support next to the wheel of a vehicle.
The area of influence is 1.50 meters. The first fr ~ -measured resonance quence is ~ 03 Hz with a rate 8% amortization. The limited area of influence and the high depreciation rate ~ live the superposition of vibrations when switching from the second bogie wheel to a speed of less than 80 km / h ~
It is interesting to compare the vibrational mode shown in figure 4 with the vibratory mode of a rail in traditional installation on wooden sleepers illustrated in figure 5. This mode presents a simple bending of the rail with a distance between two nodes S of approximately 10 meters.
The first measured resonance frequency is 105 Hz with a high depreciation time constant. ~ - ~
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During the passage of a vehicle, deformations were observed -, -vibration mimics similar to the indicated vibration modes above. Measurements of the vibration levels generated in the rail during the passage of a bogie at a speed 10 km / h have produced the following results:
Rail fixed according to the invention:
39 m / S2 with flexible support and 13 m / S2 with rigid support.
Rail on traditional wooden sleepers: 64 m / ~ 2 We observe that the vibratory levels are from two to five -- times lower in the fixed rail ~ on anti-according to the invention by comparison with the rail fixed on wooden sleepers (ballast).
Figures 6A and 6B show a measured vibration signal ... .
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6 ~ 328 ~ 97 on a rail fixed on anti-vibration supports conform-ment to the invention during the passage of a bogie. The figure 6A shows the signal measured in front of a support flexible and Figure 6B shows the ~ ignal measur ~ to the right a rigid support. We can observe that the signal vibration at a rigid support is delayed by relation to the vibration signal measured at the support flexible neighbor. The delay corresponds to the passage time of the wheel from the flexible support to the rigid support. Vibrations generated are very localized with very low trans-mission along the rail. Such a result cannot be obtained when the rails are fixed on supports which are all identical.
The vibratory signal shown in Figures 6A and 6B
is to be compared to the v.ibratory signal measured on a rail fixed on wooden travers ~ es according to the prior art (Figures 7A and 7B). The ~ igure 7A shows the measured signal at a crossbar (measurement point T) and the ~ lgure 7B shows the signal measured 0.75 meters from the measurement point T. We observe that the ~ ibration ~ are transmitted ~ this along the rail very significantly 9 which produces the e ~ harmful resonance effects previously mentioned ~
About the known prior art.
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When acoustic protection matters paramount, it is possible to implement the execution mode illustrated in figure 2. In this mode of execution, the concrete rail saddles ~ carrying the anti-vibration pads 2 are fixed in the ground with interposition of anti-vibration soles 8 formed of a composite material similar to that of which are constituted the anti-v $ bratory cushions 2. The reference 9 designates dividers for updating n $ calfO With this , ...
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7 1 32 8 ~ g7 mode of execution a reduction is advantageously obtained radiated noise in the environment on the order of 25 dBA.
Development of the support system according to the invention is illustrated in Figure 3. In this embodiment the concrete rail saddles 3 carrying the anti-cushions vibratory 2 are flx ~ es on a concrete slab 10 placed on damping supports 11. This embodiment is a compromise between the stability of the track and anti-vibration isolation and appears as a optimal solution to ensure both reduction and effective damping of rail vibrations and an excellent reduction in the transmission of vibra-environment. Reduction of radiated noise in the environment also reaches more than 25 dBA with this execution mode.
The invention thus constitutes a solut on little cost which provides effective vibration damping generated in the gri ~ ce rail at dynamic bending of the rail. In addition, this solution reduces wear rail and the contact noise between the wheels vehicles and rail. This system still has the advantage of adapting to most systems ~ ixation ex ~ stants and easily combine with a primary anti-vibration isolation system (slab floating).
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