DE1809135C3 - - Google Patents
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- DE1809135C3 DE1809135C3 DE19681809135 DE1809135A DE1809135C3 DE 1809135 C3 DE1809135 C3 DE 1809135C3 DE 19681809135 DE19681809135 DE 19681809135 DE 1809135 A DE1809135 A DE 1809135A DE 1809135 C3 DE1809135 C3 DE 1809135C3
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- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B61—RAILWAYS
- B61G—COUPLINGS; DRAUGHT AND BUFFING APPLIANCES
- B61G9/00—Draw-gear
- B61G9/04—Draw-gear combined with buffing appliances
- B61G9/08—Draw-gear combined with buffing appliances with fluid springs or fluid shock-absorbers; Combinations thereof
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Fluid-Damping Devices (AREA)
Description
Flüssigkeit vom Ringraum zum Zylinderraum erzielte Drosselwirkung bei Zugbeanspruchung beeinträchtigt
würde.
Zwar ist es aus der US-PS 32 15 283 schon bekannt,
die Kolbenstange eines hydraulischen Dämpfers bei einem hydraulischen Langhubstoßdämpfer für Eisenbahnfahrzeuge
hohl auszubilden, jedoch weicht dieser bekannte Langhubstoßdämpfer schon gattungsmäßig
grundlegend von der eingangs vorausgesetzten Zug- und Stoßvorrichtung ab, da bei ihm ein federbelastetes
Rückschlagventil für Drosselbohrungen des Kolbens nicht vorgesehen ist
Aus der GB-PS 9 89 732 ist ferner auch schon eine Zug- und Stoßvorrichtung für Schienenfahrzeuge
bekannt, die einen hydraulischen Dämpfer und eine hierzu konzentrisch angeordnete Ringfedersäule aufweist
Auch diese bekannte Zug- und Stoßvorrichtung ist indessen schon gattungsmäßig nicht mit der eingangs
vorausgesetzten Ausbildung vergleichbar, da bei dieser bekannten Vorrichtung eine Rückschlagventilanordnung
im Bereich des Kolbens des hydraulischen Dämpfers ebenfalls nicht vorhanden ist. Im übrigen
ergibt die Ringiedersäuie dieser bekannten Vorrichtung im Gegensatz zu der erfindungsgemäßen Lösung nur
eine linear ansteigende Federkennlinie.
Außerdem ist es aus der DE-AS 12 22 529 auch bereits bekannt eine Zug- und Stoßvorrichtung für
Schienenfahrzeuge mit zwei Federsäulen zu versehen, die bei Stoßbeanspruchungen eine geknickte, progressiv
ansteigende Federkennlinie ergeben. Diese bekannte Vorrichtung weist indessen in grundlegender gattungsmäßiger
Abweichung vom Gegenstand der Erfindung keinen hydraulischen Stoßdämpfer auf.
Zweckmäßige Ausgestaltungen der Erfindung sind den Unteransprüchen entnehmbar.
In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung dargestellt, und zwar zeigen:
Fig. 1 eine Zug- und Stoßvorrichtung nach der Erfindung im Längsschnitt.
Fig. 2 bis 4 Kraft-Weg-Diagramme der Zug- und Stoßvorrichtung nach F i g. 1 für verschiedene Belastungsfälle.
Wie aus F i g. I ersichtlich, ist ein Kupplungsschaft 1 einer Mittelpufferkupplung mittels eines Gele.ikbolzens
2 an einem Kopfstück 3 einer Zug· und Stoßvorrichtung A schwenkbar gelagert. Die Zug- und Stoßvorrichtung
A stellt eine montagefertige Einbaueinheit dar, deren Abmessungen denen eines am Untergestell eines
Schienenfahrzeugs vorgesehenen Einbauraumes entsprechen.
Die Zug- und Stoßvorrichtung A ist von einem
Gehäusemantel 4 umschlossen, der linksseitig durch einen Drucktopf 5 verschlossen ist und in dem
rechtsseitig in einem als Zugtopf 6, ausgebildeten Endabschnitt größerer Wanddicke ein Gleitstück 7
verschiebbar gelagert ist, über das von dem Kopfstück 3 her die Zug und Stoßkräfte auf ein Federsystem Fder
Zug· und Stoßvorrichtung übertragen werden. Das Gleitstück 7 bildet in seinem mittleren Bereich eine
Halterung für einen Zylinder 8 eines hydraulischen Stoßdämpfers //und besitzt außen einen ringförmigen
Randsteg 9, der mil dem Federsystem F zusammenwirkt Der; linksseitige Drucklopf 5 bildet in seinem
mittleren Bereich eine Halterung für eine rohrförrnige
Kolbenstange 10, die in den Zylinder 8 hineinragt und in die ein Kolben 11 fest eingesetzt ist.
Um den hydraulischen Stoßdämpfer H herum sind mehrere das Federsystem Fbildende Ringfedersäuten I,
II und Ul abgestuften Federungsvermögens in einer Weise angeordnet, daß sie mit dem Anwachsen der
Stoß- oder Zugkräfte stufenweise nacheinander in Wirkung treten. Das stufenweise Ansprechen dtr
Ringfedersäulen I, II und III wird durch entsprechende Bemessung der Ringfederelemente jeder einzelnen
Ringfedersäule erreicht Die Ringfedersäule I ist aus den stärksten Ringfederelementen aufgebaut Es folgen die
Ringfedersäule II und schließlich die Ringfedersäule III,
ίο die aus den vergleichsweise schwächsten Ringfederelementen
besteht jedoch den längsten Federweg hat
Zwischen der innenliegenden Ringfedersäule III und den beiden außenliegenden Ringfedersäulen I und II ist
ein Zwischenrohr 12 angeordnet, das rechtsseitig einen T-förmigen Flansch 13 besitzt dessen äußerer Rand ein
an dem Gleitstück 7 befestigtes Rohrstück 14 hintergreift und dessen innerer Rand in einen auf dem
Zylinder 8 verschiebbaren Gleitring 15 eingreift Auf das
dem Drucktopf 5 zugewandte Ende des Zwischenrohres 12 ist eine Schraubhülse 16 geschraubt die ebenfalls
einen T-förmigen Flansch 17 aufweist, mit dessen äußerem Rand sie einen der ^'.lgfedersäule II
zugeordneten Ring 18 hintergreift ^nH mit dessen
innerem Rand sie einen Ringkörper 19 übergreift, der auf einen endseitig zylindrisch ausgebildeten Mittelansatz
20 des Drucktopfes 5 anschlagbegrenzt verschiebbar aufgesetzt ist und eine Anschlagschulter 21 für die
innenliegende Ringfedersäule III aufweist Bei Stoßbelastung werden von dem Kupplungsschaft
jio 1 über den Gelenkbolzen 2 auf das Kopfstück 3 ausgeübte Stoßkräfte einerseits über den Randsteg 9
des Gleitstücks 7, einen auf dem Zwischenrohr 12 sitzenden Gleitring 22, die Ringfedersäule I, einen auf
dem Zwischenrohr 12 verschiebbaren Zwischenring 23, die Ringfedersäule II. den Ring 18, die Schraubhülse 16,
das Zwischenrohr 12, den Gleitring 15, die Ringfedersäule III und den Ringkörper 19 mit dem Anschlagring
21 und andererseits über den hydraulischen Stoßdämpfer H auf den Drucktopf 5 übertragen, wobei bei
langsamer Bewegung der vom Stoßdämpfer H übernommene Kraftanteil klein ist.
Die in Fig. 2 und 4 dargestellten Diagramme veranschaulichen das stufenweise aufeinanderfolgende
Wirksamwerden der verschiedenen Ringfedersäuien bei Stoßbelastung. Nach einem angenommenen Hub des
Kopfstückes 3 von etwa 80 mm trifft der Flansch 17 der Schraubhülse 16 auf einen als Anschlag dienenden
Randflansch 24 des Drucktopfes 5. Die Ringfederelemente der Ringfedersäule III werden bei dieser
Verschiebebewegung des Zwischenrohres 12 zwischen dem Gleitring 15 und der Anschlagschulter 21 des
Ringkörpers 19 zusammengedrückt. Da die Ringfedersäule III dann nicht weiter zusammengedrückt werden
kann, wird der weitere Verlauf der Federkennlinie allein durch '.'.ic Ringfedersäulen H und I bestimmt Nach etwa
90 mm Hub des Kopfstückes 3 wird auch die Ringfedersäule II dl rch Anschlagen des Zwischenringes
23 an das Ende der Schraubhülse 16 ausgeschaltet. Nach 110 mm Hub ist schließlich auch das Federungsvermögen
der Ringfedersäule I erschöpft, indem sich dann deren Innenringe au ihren Stirnflächen berühren.
Insbesondere bei dynamischer Stoßbelastung (F i g. 4)
tritt noch die zusätzliche hydraulische Bremskraft durch den Stoßdämpfer H in Erscheinung, die über den
Kolben 11 und die Kolbenstange 10 vom Drucktopf 5 aufgenommen wird. Die in einem Zylinderraum 8a des
beweglichen Zylinders 8 eingeschlossene Flüssigkeit wird durch den feststehenden Kolben 11 verdrängt und
durch im Kolben 1 ί vorhandene Drosselbohrungcn 25
gedruckt, die durch ein federbelastetes Rückschlagventil 26 Verschlossen sind. Außerdem besitzt der Kolben 11
an seinem Umfang noch eine Durchflußnut 27 zu einem Ringraum Sb auf der anderen Seite des Kolbens 11
zwischen dem Zylinder 8 und der Kolbenstange 10, wobei dieser Ringraum 8b endseitig durch eine
Bewegungsdichtung 33 abgedichtet ist. Durch geeignete Festlegung des Querschnittes der Drosselbohrungen 25
und der Kennlinie der Feder des Rückschlagventils 26 kann der in Fig.4 gezeigte Verlauf der hydraulischen
Bremskraft erreicht werden. Bei der Rückfederung gibt ein zentral im Kolben 11 angeordnetes Rückschlagventil
28 eine Rückströmbohrung 29 frei, so dall der
hydraulische Arbeitsverzehr, wie aus der schraffierten Fläche 30 in F i g. 4 zu erkennen ist, hierbei verhältnismäßig
klein und ein genügend rasches Rückfedern der Vorrichtung gewährleistet ist.
Bei Zugbelastung werden von dem Kupplungsschaft 1 über den Gelenkbolzen 2 auf das Kopfstück 3 ausgeübte
Zugkräfte über das Gleitstück 7, dessen Randsteg 9, das daran befestigte Rohrstück 14, das Zwischenrohr 12, die
Schraubhülse 16, den Ring 18, die Ringfedersäule H, den Zwischenring 23, die Ringfedersäule 7 und den Gleitring
22 auf das als Anschlag ausgebildete innere Ende des Zugtopfes 6 übertragen.
Das stufenweise nacheinander erfolgende Wirksamwerden der beiden Ringfedersäulen 11 und I bei
Zugbelastung ist in Fi g. 3 veranschaulicht. Nach einem angenommenen Hub des Kopfstücks 3 von etwa 40 mm
in Zugrichlung trifft die Schraubhülse 16 auf den Zwischenring 23, so daß der weitere Verlauf der
Federkennlinie bis zum Anschlag des Kopfstückes 3 an strichpunktiert angedeutete Zughubbegrenzungsstücke
B nur noch durch die Ringfedersäule I bestimmt ist. Die im Zwischenrohr 12 untergebrachte Ringfedersäule III
wird während des Zughubes ohne zusätzliche Beaufschlagung mitgenommen.
Da auch der mit dem Gleitstück 7 fest verbundene Zylinder 8 während des Zughubes mitgenommen wird,
wird die im Zylinderraum 8a vor dem Kolben 11 befindliche Hydraulikflüssigkeit unter einen Unterdruck
gesetzt, wodurch sich das im N.oiben 1 i angeordnete
Rückschlagventil 28 öffnet und Flüssigkeit aus einem Innenraum 10a der Kolbenstange 10 durch die
Rückströmbohrung 29 nachströmen läßt Die Flüssigkeit wird aus einem Hydraulikflüssigkeit enthaltenden
Flüssigkeitsausgleichsbehälter 31 entnommen, der über eine Leitung 32 mit dem Innenraum 10a verbunden ist.
Der Flüssigkeitsausgleichsbehälter 31 hat somit die Aufgabe, die beim Stoßhub verdrängte Flüssigkeit
aufzunehmen und für den Zughub vorrätig zu hallen.
Die durch Lufltemperaturschwankungen und durch Erwärmung bei einer Arbeitsaufnahme durch den
Stoßdämpfer bedingte Volumenänderung der Flüssigkeit wirkt sich nur in einem Heben oder Senken des
Flüssigkeitsspiegels im Flüssigkeitsausgleichsbehälter 31 aus. Außerdem wird durch die in diesem vorhandene
Flüssigkeit ein gewisser Leckverlust im Stoßdämpfer ersetzt, so daß die Wartungsfreiheit der Zug- und
Stoßvorrichtung auf lange Zeit gewährleistet ist.
Zu den in Fig. 2 und 3 dargestellten Federdiagrammen
sei darauf verwiesen, daß die Federkennlinien sowohl bei den Zug- als auch bei den Stoßbelastungen
geknickt verlaufen, wobei ausgehend von einer bestimmten Vorlast anfänglich ein flacher Kraftanstieg
erzielt wird. Bei entsprechender konstruktiver Auslegung der erfindungsgemäßen Zug· und Stoßvorrichtung
läßt sich bei statischer Zugbelastung (Flg.3) beispielsweise
bei einem Hub von 50 mm eine Endkraft von 70 Mp erzielen, wobei die Dämpfung bei 67% liegt. Bei
statischer Druckbelastung (Fig.2) und einem Hub von
110 mm beträgt beispielsweise die Endkraft 85 Mp, wobei eine Energieaufnahme Ef von 2880 kpm bei einer
Dämpfung von 67% erzielt wird.
Das in Fig.4 dargestellte Kraft-Weg-Diagramm
zeigt das Verhalten der erfindungsgemäßen Zug- und Stoßvorrichtung unter dynamischer Stoßbelastung beim
Auflauf von zwei 40 Tonnen schweren Wagen mit einer Geschwindigkeit von 15 km/h. Zur Federkraft addiert
sich hier eine hydraulische Bremskraft. Die gesamte Energieaufnahme £Ί setzt sich zusammen aus der
Energieaufnahme £> der Ringfedern und der Energieaufnahme
Ehugs Stoßdämpfers. Sie beträgt
Ei = EF + En = 8850 kpm
und beträgt somit ein mehrfaches der statischen Energieaufnahme.
Die bei der Rückfederung freiwerdende Energie Ei
beträgt nur
E2 = 680 kpm.
Der prozentuale Arbeitsverzehr liegt also bei
Der prozentuale Arbeitsverzehr liegt also bei
^Z-= 92%.
Hierzu 3 Blatt Zeichnungen
Claims (3)
- Patentansprüche:U Zug- und Stoßvorrichtung für eine Mittelpufferkupplung an Schienenfahrzeugen zur Aufnahme der auf die Mittelpufferkupplung wirkenden Zug- und Stoßkräfte, mit einem hydraulischen Stoßdämpfer, der einen Zylinder und einen in diesem verschiebbaren Kolben mit einer Kolbenstange aufweist, und einem den Stoßdämpfer konzentrisch umgebenden, »o parallel zu diesem geschalteten Federsystem, wobei in dem Kolben des Stoßdämpfers Drosselbohrungen vorgesehen sind, die mittels eines federbelaste;ten Rückschlagventils verschließbar sind, wobei die Federbelastung des Rückschlagventils derart beniessen ist, daß dieses erst öffnet, wenn der Flüssigkeitsdruck in dem an die der Kolbenstange abgewandte Stirnfläche des Kolbens grenzenden Zylinderraum des Zylinders eine vorbestimmte Größe überschreitet, dadurch gekennzeichnet, daß das Hen hydraulische" Stoßdämpfer (H) umgebende Federivstem (F) uus mehreren hintereinandergeschaltelen, wegabhängig nacheinander zu- bzw. abschalibaren Ringfedersäulen (i, II und III) besteht, daß das federbelastete Rückschlagventil (26) für die Drosselbohrungen (25) im Kolben (11), die den Zylmderraum (Sa) des Zylinders (8) mit einem innerhalb der Kolbenstange (10) gebildeten Innenraum (Wa) verbinden, nur bei der Aufnahme von Stoßkräften öffnet, daß der Kolben (11) ein; den Innenraum (tOa) m der Kolbenstange (10) mit dem Zylinderraum [Sa) des Zylinders (8) verbindende Rückströmbohrung (29) aufweist, die durch ein weiteres, nur bei der Aufnahme von Zugkräften bzw oeim Rückhub nach der Aufnahme von StoCkrllten öffnendes Riick- J5 Schlagventil (28) verschließbar st, und daß der Kolben (U) an seiner Umfangsfläche mindestens eine Durchflußnut (27) aufweist, die den Zylinderraum (Sa) des Zylinders (8) mit dem zwischen der inneren Umfangsfläche des Zylinders (8) und der äußeren Umfangsfläche der Kolbenstange (10) gebildeten Ringraum (Sb) verbindet.
- 2. Zug- und Stoßvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Federsysten (Fj aus drei Ringfedersäulen (I. Il und III) unterschied!!- 4> eher Federcharakteristik besteht, von denen eine (III) innerhalb und die beiden anderen (I und II) außerhalb eines konzentrischen Zwischenrohres (12) derart angeordnet sind, daß bei der Aufnahme von Stoßkräften in Parallelschaltung zu dem hydiauiisehen Stoßdämpfer (H) a\\e drei Ringfedersäuleri (I, II und III) hintereinandergeschaltet sind, wobei nacheinander zunächst die innenliegende Ringfuclersäule (111) und anschließend die außenliegenden Ringfedersäulen (II und I) abschaltbar sind, während ί5 bei der Aufnahme von Zugkräften von dem F<?dersystem (F) lediglich die außenliegenden Ringfedersäulen (I und II) in Hintereinanderschaltung wirksam sind, wobei die eine (II) der außenliegenden Ringfedersäulen (I und II) nach einem vorbestimm- eo ten Hub abschaltbar ist
- 3. Zug^ und Stoßvorrichtung nach Anspruch 1 öder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Innenraum (lO'aJder Kolbenstange (10) mit einem Flüssigkeiten ausgleichsbehäller(31)in Verbindung steht; Die Erfindung bezieht sich auf eine Zug- und Stoßvorrichtung für eine Mittelpufferkupplung an Schienenfahrzeugen gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs I.Bei Schienenfahrzeugen mit Mittelpufferkupplungen müssen die während des Fahrbetriebes im Zugverband und beim Rangieren auftretenden Zug- und Stoßkräfte über die Mittelpufferkupplungen mit einem geeigneten Maß an Federung und Dämpfung auf die Fahrzeuge übertragen werden. Dabei wird im allgemeinen gefordert, daß die im normalen Fahrbetrieb auftretenden Zug- und Stoßkräfte mit einer verhältnismäßig weich ansteigenden Federkennlinie aufgenommen werden, während es im rauhen Rangierbetrieb zum Schutz der Fahrzeuge gegen Beschädigungen vor allem darauf ankommt, daß eine möglichst große Stoßarbeit von der Zug- und Stoßvorrichtung aufgenommen wird.Bei einer aus der US-PS 31 50 782 bekannten Zug- und Stoßvorrichtung der eingangs genannten Art werden diese Forderungen nur unvollkommen verwirklicht. Dies liegt daran, daß als Federn Schraubenfedern verwendet werden, die eine linear ansteigende Federkennlinie aufweisen und keine Eigendämpfung besitzen, so daß die Federn selbst keine Stoßarbeit aufnehmen bzw. verzehren können. Dies wird ausschließlich dem hydraulischen Stoßdämpfer überlassen, der ein dementsprechend hohes Arbeitsaufnahmevermögen haben muß. Durch die Verwendung von Schraübenfedem mit linear ansteigender Kennlinie ist es auch nicht möglich. diese Kennlinie den verschiedenen Beanspruchungen anzupassen, sondern sie muß entsprechend den auftretenden Rangiwrbelastungen ausgelegt sein und ergibt dann für den normalen Fahrbetrieb eine zu steife Federung.Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Zug- und Stoßvorrichtung der eingangs genannten Art zu schaffen, die die vorstehend erläuterten Nachteile der bekannten Vorrichtung vermeidet und eine solche Federkennlinie in Verbindung mit einer entsprechenden Kennlinie des hydraulischen Stoßdämpfers aufweist, daß sich einerseits ein günstiger Keni.Iinienverlauf für den normalen Fahrbetrieb ergibt und andererseits ein großes Arbeitsaufnahmevermögen im Rangierbetrieb gegeben ist.Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.Durch die erfindungsgemäße Ausbildung des Feder systems als in Reihe zu- bzw. abschaltbare Ringfeder· säulen erreicht man eine geknickte, progressiv ansteigende Federkennlinie, die mit der degressiven Kennlinie des hydraulischen Stoßdämpfers so zusammenwirkt, daß über den Hub eine etwa waagerechte KraftWeg-Kennlinie der Zug- und Stoßvorrichtung entsteht. Die erfindungsgemäße Ausbildung des hydraulischen Stoß dämpfers bringt den Vorteil mit sich, daß auch bei dynamischen Belastungen in Zugrichtung eine erhebli ehe hydraulische Drosselwirkung erzeugt wird, die jedoch bei kleinen Relativgeschwindigkeiten stark abnimmt, so daß eine Schwingungserregung im Fahrbetrieb des Zugverbandes unterdrückt wird. Die erfindungsgemäße Bauweise ergibt ferner eine geringe Störanfälligkeit und damit Weitgehende Warlungsfreitieit des hydraulischen Stößdämpfers, da durch die im Kolben befindliche Durchflußnut ein Fernhalten des bei Stoßbeartspruchung auftretenden Drucks von der beweglichen Dichtungseinrichtung des Stoßdämpfers erreicht wird, ohne daß die durch Vefdfängung von
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