EP4176131A1 - Maschine und verfahren mit einem stopfaggregat - Google Patents

Maschine und verfahren mit einem stopfaggregat

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EP4176131A1
EP4176131A1 EP21731088.7A EP21731088A EP4176131A1 EP 4176131 A1 EP4176131 A1 EP 4176131A1 EP 21731088 A EP21731088 A EP 21731088A EP 4176131 A1 EP4176131 A1 EP 4176131A1
Authority
EP
European Patent Office
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tamping
machine
eccentric
tamping units
units
Prior art date
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EP21731088.7A
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English (en)
French (fr)
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EP4176131C0 (de
EP4176131B1 (de
Inventor
Thomas Philipp
Josef HOFSTÄTTER
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Plasser und Theurer Export Von Bahnbaumaschinen GmbH
Original Assignee
Plasser und Theurer Export Von Bahnbaumaschinen GmbH
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Publication date
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Publication of EP4176131A1 publication Critical patent/EP4176131A1/de
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Publication of EP4176131C0 publication Critical patent/EP4176131C0/de
Publication of EP4176131B1 publication Critical patent/EP4176131B1/de
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    • E01—CONSTRUCTION OF ROADS, RAILWAYS, OR BRIDGES
    • E01B—PERMANENT WAY; PERMANENT-WAY TOOLS; MACHINES FOR MAKING RAILWAYS OF ALL KINDS
    • E01B27/00—Placing, renewing, working, cleaning, or taking-up the ballast, with or without concurrent work on the track; Devices therefor; Packing sleepers
    • E01B27/12—Packing sleepers, with or without concurrent work on the track; Compacting track-carrying ballast
    • E01B27/13—Packing sleepers, with or without concurrent work on the track
    • E01B27/16—Sleeper-tamping machines
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E01—CONSTRUCTION OF ROADS, RAILWAYS, OR BRIDGES
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    • E01B27/00—Placing, renewing, working, cleaning, or taking-up the ballast, with or without concurrent work on the track; Devices therefor; Packing sleepers
    • E01B27/12—Packing sleepers, with or without concurrent work on the track; Compacting track-carrying ballast
    • E01B27/13—Packing sleepers, with or without concurrent work on the track
    • E01B27/16—Sleeper-tamping machines
    • E01B27/17—Sleeper-tamping machines combined with means for lifting, levelling or slewing the track
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E01—CONSTRUCTION OF ROADS, RAILWAYS, OR BRIDGES
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    • E01B2203/00—Devices for working the railway-superstructure
    • E01B2203/12—Tamping devices
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E01—CONSTRUCTION OF ROADS, RAILWAYS, OR BRIDGES
    • E01B—PERMANENT WAY; PERMANENT-WAY TOOLS; MACHINES FOR MAKING RAILWAYS OF ALL KINDS
    • E01B2203/00—Devices for working the railway-superstructure
    • E01B2203/12—Tamping devices
    • E01B2203/122—Tamping devices for straight track

Definitions

  • the invention relates to a machine with a tamping unit for the simultaneous tamping of several sleepers of a track positioned directly one behind the other by means of several tamping units arranged directly behind one another in relation to a machine longitudinal direction, each tamping unit comprising a height-adjustable tool carrier on which opposing tamping tools are stored are coupled to a vibration drive arranged on the tool carrier via auxiliary cylinders.
  • the invention also relates to a method for operating the machine.
  • tracks with ballast bedding are regularly processed by means of a tamping machine.
  • the tamping machine drives along the track and uses a lifting / straightening unit to raise the track grid, which is made up of sleepers and rails, to a target level.
  • the new track position is fixed by tamping under the sleepers using a tamping unit.
  • the tamping unit comprises tamping tools with tamping tines which, when subjected to a tamping process, dip into the ballast bed and are placed next to each other.
  • the ballast is compacted below the respective threshold.
  • stretch tamping machines use tamping units for tamping several sleepers at the same time.
  • the high processing speed achieved in this way enables a track to be worked through in short breaks.
  • Modern tamping machines are also characterized by low wear effects on both the tamping unit and the ballast.
  • AT 513034 A1 a generic machine with at least two tamping units arranged one behind the other is known. Each tamping unit is arranged in a height-adjustable manner in a common assembly carrier.
  • a tamping cycle begins with the common lowering of the tamping units. This joint lowering of adjoining tamping units for tamping under sleepers that are adjacent in the longitudinal direction of the machine takes place with a time delay. This in particular facilitates the immersion of immediately adjacent tamping tines that immerse into a common threshold compartment.
  • the invention is based on the object of improving a machine of the type mentioned at the outset in such a way that, in addition to a reduced wear effect, low noise emissions are achieved.
  • the respective vibration drive comprises an eccentric shaft with a first eccentric disk and a second eccentric disk, the axes of symmetry of which span two eccentric planes with a common axis of rotation that enclose a relative angle to one another, a first auxiliary cylinder being mounted on the first eccentric disk, with a second opposite
  • the auxiliary cylinder is mounted on the second eccentric disk and the cylinder axes of the opposite auxiliary cylinder enclose a position angle which approximates the relative angle of the eccentric planes.
  • the angular positions of the eccentric disks and the auxiliary cylinders are matched to one another in order to achieve a mass balance in the assembly parts that are set in vibration.
  • the inertial forces of the synchronously vibrating tamping tools cancel each other out. This means that the tamping unit runs more smoothly.
  • the additional cylinders are not aligned horizontally, which means that the
  • Relative angle is not equal to 180 °.
  • the arrangement according to the invention causes the tamping tools to oscillate optimally in a synchronous counter-blow. Specifically, the vibrations of the two opposite tamping tools are subject to a phase shift that causes the respective reversal points to be reached at the same time. The acceleration and deceleration forces of the vibrating masses of the tamping tools and the vibrating partial masses of the auxiliary cylinders cancel each other out.
  • Tamping tines arranged at the lower free ends of the tamping tools swing in opposite directions and synchronously with a maximum relative movement. This results in maximum energy input into the ballast bed without causing the tool carrier and an associated unit suspension to cause disruptive reaction vibrations. This results in a low level of vibration stress on the unit and the machine. This protects both the components of the tamping unit and the ballast grains of the ballast bed to be compacted. Together, the targeted introduction of vibrations into the ballast bed and the mass balancing result in a reduction in noise emissions compared to known designs of tamping units.
  • each tamping unit comprises at least one additional cylinder, the cylinder axis of which is oriented obliquely downward, in particular with an angle of inclination greater than 20 ° with respect to a horizontal.
  • the respective eccentric shaft is connected to a flywheel.
  • the eccentric shaft is driven together with the flywheel at a specified speed.
  • the flywheel has a stabilizing effect on the speed. Specifically, the retroactive moments of the auxiliary cylinders and tamping tools set in vibration during an oscillation cycle are compared with the in the Balance mass cached kinetic energy.
  • the vibration amplitude of the tamping tools remains independent of the rigidity of the ballast bed.
  • the rotation unit formed from the eccentric shaft and the flywheel is designed so that a common center of mass with respect to the axis of rotation lies opposite the axes of symmetry of the two eccentric disks. In this way, the rotation unit acts as a balancing mass for the set in motion mass of the auxiliary cylinders of the opposite tamping tools.
  • the tamping unit comprises - in relation to the longitudinal direction of the machine - front and rear tamping units with asymmetrically arranged auxiliary cylinders and middle tamping units with symmetrically arranged auxiliary cylinders.
  • the middle tamping units have a particularly narrow design, so that even sleepers with small sleeper spacings can be tamped at the same time.
  • the front and rear tamping units also have a narrow design on a half facing the middle tamping units.
  • the halves of the front and rear tamping units facing away from the middle tamping units use a wider construction in order to achieve a larger opening width between the opposite tamping tools.
  • the front and rear tamping units each have an eccentric shaft with different eccentricities. Different lever ratios of the opposite tamping tools and the different eccentricities are coordinated so that the vibration amplitudes of the freely swinging tamping tine ends are the same.
  • the respective opposite tamping tools of the front and rear tamping units are advantageously mounted on the associated tool carrier with vertically spaced pivot bearings.
  • the bearings are preferably those facing the middle tamping units
  • the tamping tools are located lower in order to achieve a narrower design with the same lever ratio.
  • the front and rear tamping units each have a half facing the middle tamping units, which is constructed in accordance with a symmetry half of the middle tamping units. This simplifies the structure of the tamping unit and facilitates the control of the individual tamping units. In addition, the number of different spare parts is reduced.
  • the middle tamping units and the halves of the front and rear tamping units facing the middle tamping units are each connected to a first auxiliary pressure system and the halves of the front and rear tamping units facing away from the middle tamping units are each connected to a second auxiliary printing system.
  • the different auxiliary pressure systems enable the same static and dynamic ordering forces on all tamping tools.
  • Another improvement provides that a half of the respective front or rear tamping unit facing away from the middle tamping units comprises an ordering cylinder with a larger stroke in order to tamp double sleepers. In this way, the tamping unit can be used universally and all sleeper arrangements occurring on a track can be processed.
  • the vibration drive and the ordering cylinder of the respective tamping unit are controlled in such a way that the position angle of the auxiliary drives fluctuates in a range around the relative angle of the eccentric planes of the associated eccentric shaft. That way stays during of a stuffing process, the current position angle approximates the relative angle.
  • the position angle corresponds to the relative angle.
  • the masses of the respective tamping unit, which are set in vibration, then oscillate in opposite directions, synchronously, whereby a mass balance is effected. This minimizes the stress on the unit and the generation of noise.
  • each eccentric shaft is driven by means of an associated vibration drive motor and that all vibration drive motors are controlled for synchronous operation by means of a common control device.
  • the vibratory movements of the tamping units are coordinated with one another in order to optimize the smoothness of the entire tamping unit.
  • the respective eccentric shaft is driven at a variable speed depending on a height position of the associated tamping unit.
  • all tamping units are in an initial position above the track. In this position, the speed of the respective eccentric shaft remains reduced in order to further reduce the development of noise. Only when the height position is changed in the course of a lowering process does it increase to a working speed that is greater during an immersion process than during a provision process.
  • Another improvement provides that additional groups arranged side by side at right angles to the machine's longitudinal direction are controlled with a common control signal. In this way, a uniform compression process takes place along a threshold.
  • the middle tamping units and the halves of the front and rear tamping units facing the middle tamping units are each subjected to a first supply pressure, the halves of the front and rear tamping units facing away from the central tamping units each being subjected to a second supply pressure.
  • the different additional pressures enable the same static and dynamic additional forces on all tamping tools.
  • Fig. 1 machine with tamping unit
  • Fig. 2 tamping unit for the simultaneous tamping of three sleepers in a side view
  • FIG. 3 middle tamping unit in side view.
  • FIG. 4 kinematics according to FIG. 3
  • FIG. 7 kinematics according to FIG. 6
  • FIG. 8 kinematics according to FIG. 6 in several working positions.
  • the machine 1 shown in FIG. 1 is designed as a track tamping machine for the simultaneous tamping of three sleepers 4 stored in a ballast bed 2 of a track 3.
  • the machine 1 comprises a machine frame 6 which is supported on rail bogies 5 and on which a tamping unit 7 is fastened.
  • the machine 1 comprises a lifting / straightening unit 8 for lifting and straightening the track grid formed from sleepers 4 and rails 9. A current rail position is recorded with a measuring system 10.
  • the tamping unit 7 is fastened to the machine frame 6 by means of an adjusting device 11. It comprises an assembly frame 12 with guides 13 and several tamping units 14. In a variant not shown, each tamping unit 14 is assigned its own assembly frame 12. Each tamping unit 14 comprises a tool carrier 15, the is mounted on the associated guides 13 in a height-adjustable manner by means of a height adjustment drive 16. On the respective tool carrier 15, opposing tamping tools 18 are pivotably mounted in a machine longitudinal direction 17.
  • a vibration drive 19 is arranged on the respective tool carrier 15, with which the tamping tools 18 are coupled via auxiliary cylinders 20.
  • Each tamping tool 18 comprises a pivot lever 21 with an upper and a lower lever arm.
  • the pivot lever 21 is supported by a pivot bearing 22 on the associated tool carrier 15, the upper lever arm being connected to the associated auxiliary cylinder 20.
  • Two tamping tines 23 are usually attached to the free lower lever arm.
  • the opposing tamping tines 23 of the respective tamping unit 14 are at the same distance from a central vertical plane 24 in an initial position (FIG. 2).
  • the distance between the central vertical planes 24 of the tamping units 14 arranged one behind the other corresponds to the smallest sleeper pitch t of the sleepers 4 to be tamped under.
  • the dimensioning of the tamping units 14 in the machine longitudinal direction 17 is thus based on this smallest sleeper pitch t.
  • a middle tamping unit 14 arranged between a front and a rear tamping unit 14 has a narrow design in the machine longitudinal direction 17. This requirement is achieved by auxiliary cylinders 20 which are oriented obliquely downwards. In the front and rear tamping unit 14, only the half facing the central tamping unit 14 is designed accordingly. The other half has an additional cylinder 20 aligned approximately horizontally. In this way, a larger pivoting range of the associated tamping tool 18 is given.
  • the enlargement of the opening width that can be achieved between the opposite tamping tines 23 enables an adaptation to larger sleeper pitches t or to double sleepers to be tamped under.
  • FIG. 4 shows a kinematic model of the one in FIG. 3 shown tamping unit 14.
  • FIG. 5 the kinematic model 3 is shown in three working positions.
  • An eccentric shaft 25 of the vibration drive 19 is mounted on the tool carrier 15. During operation, the eccentric shaft 25 rotates about an axis of rotation 26.
  • the eccentric shaft 25 comprises two eccentric disks 27, 28 offset from one another, the axes of symmetry 29, 30 of which have a respective eccentricity ei, b2 with respect to the axis of rotation 26.
  • the axes of symmetry 29, 30 span two eccentric planes 31, 32 with the axis of rotation 26, which include a relative angle d to one another.
  • Cylinder axes 33 of the auxiliary cylinders 20 enclose a position angle ⁇ .
  • the opposing additional cylinders 20 are arranged symmetrically.
  • the respective cylinder axis 33 is inclined obliquely downward at an angle of inclination ⁇ with respect to a horizontal.
  • the angle of inclination a is at least 20 °.
  • the angle of inclination a is set in a range between 30 ° and 50 ° in order to ensure optimal power transmission in addition to the narrow design.
  • the angle of inclination ⁇ and the angle of position ⁇ change slightly during a stuffing process as a result of the vibration movements and the positioning movements.
  • the various positions of the auxiliary cylinders 20 with the eccentric shaft 25 at a standstill are shown in FIG. 5.
  • the solid lines show a provided position of the tamping tools 18.
  • the cylinder axes 33 lie in the eccentric planes 31, 32, so that the position angle ⁇ is equal to the relative angle d.
  • the eccentricities ei, b2 are shown disproportionately large compared to the remaining dimensions.
  • the circular movement of the articulations of the auxiliary cylinders 20 resulting during one revolution of the eccentric shaft 25 are not taken into account in the illustration.
  • FIGS. 6-8 Corresponding kinematic relationships for the front and rear tamping units 14 are shown in FIGS. 6-8.
  • the auxiliary cylinders 20 and tamping tools 18 are arranged asymmetrically here.
  • the pivot lever 21 assigned to the different auxiliary cylinders 20 is adapted accordingly.
  • the cylinder axis 33 of the auxiliary cylinder 20 is oriented obliquely downward with respect to a horizontal with the angle of inclination ⁇ .
  • Fig. 8 it can be seen that the middle positions of the two auxiliary cylinders 20 do not occur simultaneously with respect to the respective pivoting range.
  • the shorter additional cylinder 20 is in the middle position and the longer additional cylinder 20 is in a downwardly pivoted end position.
  • the minimum position angle ß min occurs in this position.
  • the longer auxiliary cylinder 20 passes through its central position, in which the position angle ⁇ corresponds to the value of the relative angle d of the eccentric shaft 25. After the reset has taken place, the position angle ß has the greatest value ßmax.
  • the value of the position angle ⁇ thus fluctuates during an ordering and return movement in the range ⁇ min- ⁇ max around the value of the relative angle d of the eccentric planes 31, 32.
  • the pivot bearings 22 are arranged on the tool carrier 15 at a vertical distance. The longer design of the approximately horizontally aligned additional cylinder 20 enables a greater additional travel. As a result, the position angle ß fluctuates in a larger value range ßmin-ßmax.
  • FIGS. 9 and 10 the eccentric shaft 25 for the front or rear tamping unit 14 is shown in detail.
  • the first eccentric disk 27 is arranged centrally along the eccentric shaft 25.
  • the shorter auxiliary cylinder 20, which is oriented obliquely downward, is mounted on this first eccentric disk 27, the shorter auxiliary cylinder 20, which is oriented obliquely downward, is mounted.
  • the second eccentric disk 28 is divided into two parts, the partial eccentric disks being arranged on both sides of the first eccentric disk 27.
  • the longer auxiliary cylinder 20 is mounted thereon with a fork-shaped end.
  • the two auxiliary cylinders 20 are shown in FIGS. 9, 10 with dot-dash lines.
  • the cylinder axes 33 of the auxiliary cylinders 20 fall into the eccentric planes 31, 32.
  • the vibrational oscillations of the two auxiliary cylinders 20 simultaneously reach an external reversal point.
  • the ends of the auxiliary cylinders 20 mounted on the eccentric disks 27, 28 are moved in an opposite direction. Due to the synchronous vibration oscillations, the oscillating masses largely balance each other out. This applies in particular to the tamping tines 23, which vibrate synchronously.
  • the mass balance is reinforced with a flywheel 34 which rotates with the eccentric shaft 25 about the same axis of rotation 26.
  • the eccentric shaft and the flywheel 34 form a rotation unit, the center of mass 35 of which lies approximately on a plane of symmetry 36 of the two eccentric planes 31, 32.
  • the center of mass 35 is spaced from the axis of rotation 26 and lies opposite the axes of symmetry 29, 30 of the two eccentric disks 27, 28.
  • the dimensioning of the Inertia mass 34 is matched to the mass of the auxiliary cylinder 20.
  • the flywheel 34 is designed as a disk which is flattened at one point or has a groove in order to achieve the eccentric center of gravity 35.
  • the differently large eccentricities ei, b2 cause the same amplitudes at the free ends of the tamping pimples 23. Due to the symmetrical arrangement, the two eccentricities ei, b2 in the eccentric shaft 25 for the middle tamping unit 14 of the same size.
  • each rail 9 of the track 3 is assigned two separately lowerable tamping units 14.
  • the tamping unit 7 thus comprises four tamping units 14 arranged next to one another in a row.
  • the associated eccentric shaft 25 is driven by a vibration drive motor 37.
  • All vibration drive motors 37 are controlled by means of a common control device 38 in order to ensure synchronous running. In this way, the vibrations of the individual tamping units 14 cancel each other out, as a result of which vibrations transmitted from the tamping unit 7 to the machine frame 6 are minimized.
  • each rail 9 is assigned a combined tamping unit 14 with tamping tools 18 on the inside of the rail and tamping tools 18 on the outside of the rail.
  • the tamping unit 7 comprises two combined tamping units 14 arranged next to one another in a row.
  • the tamping units 14 arranged next to one another form additional groups, the tamping tines 23 of which are lowered together and provided together (two additional groups per row).
  • a tamping unit 7 with four rows of tamping units 14 arranged directly one behind the other is shown in FIG. There are eight additional groups, each of which is controlled together.
  • the supplementary groups of the middle tamping units 14 and the supplementary groups of the front and rear tamping units 14 facing them are supplied by means of a first auxiliary printing system 39.
  • the foremost provision group and the rearmost auxiliary group are supplied by means of a second auxiliary pressure system 40.
  • auxiliary groups are subjected to different auxiliary pressures during a provision process.
  • the additional pressures are coordinated with one another in such a way that the same static and dynamic additional forces are set at all tamping tines 23.
  • the respective provision group is controlled with a common control signal.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Maschine (1) mit einem Stopfaggregat (7) zum gleichzeitigen Unterstopfen von mehreren unmittelbar hintereinander positionierten Schwellen (4) eines Gleises (3) mittels mehrerer in Bezug auf eine Maschinenlängsrichtung (17) hintereinander angeordneter Stopfeinheiten (14), wobei jede Stopfeinheit (14) einen höhenverstellbaren Werkzeugträger (15) umfasst, auf dem gegenüberliegende Stopfwerkzeuge (18) gelagert sind, die über Beistellzylinder (20) mit einem am Werkzeugträger (15) angeordneten Vibrationsantrieb (19) gekoppelt sind. Dabei umfasst der jeweilige Vibrationsantrieb (19) eine Exzenterwelle (25) mit einer ersten Exzenterscheibe (27) und einer zweiten Exzenterscheibe (28), deren Symmetrieachsen (29, 30) mit einer gemeinsamen Rotationsachse (25) zwei Exzenterebenen (31, 32) aufspannen, die zueinander einen Relativwinkel (δ) einschließen, wobei ein erster Beistellzylinder (20) an der ersten Exzenterscheibe (27) gelagert ist, wobei ein gegenüberliegender zweiter Beistellzylinder (20) an der zweiten Exzenterscheibe (30) gelagert ist und wobei Zylinderachsen (33) der gegenüberliegenden Beistellzylinder (20) einen Stellungswinkel (β) einschließen, der dem Relativwinkel (δ) der Exzenterebenen (31, 32) angenähert ist.

Description

Beschreibung
Maschine und Verfahren mit einem Stopfaggregat
Technisches Gebiet
[01] Die Erfindung betrifft eine Maschine mit einem Stopfaggregat zum gleichzeitigen Unterstopfen von mehreren unmittelbar hintereinander positionierten Schwellen eines Gleises mittels mehrerer in Bezug auf eine Maschinenlängsrichtung unmittelbar hintereinander angeordneter Stopfeinheiten, wobei jede Stopfeinheit einen höhenverstellbaren Werkzeugträger umfasst, auf dem gegenüberliegende Stopfwerkzeuge gelagert sind, die über Beistellzylinder mit einem am Werkzeugträger angeordneten Vibrationsantrieb gekoppelt sind. Zudem betrifft die Erfindung ein Verfahren zum Betreiben der Maschine.
Stand der Technik
[02] Zur Wiederherstellung bzw. Erhaltung einer vorgegebenen Gleislage werden Gleise mit Schotterbettung regelmäßig mittels einer Stopfmaschine bearbeitet. Dabei befährt die Stopfmaschine das Gleis und hebt den aus Schwellen und Schienen gebildeten Gleisrost mittels eines Hebe- /Richtaggregats auf ein Sollniveau. Eine Fixierung der neuen Gleislage erfolgt durch Unterstopfen der Schwellen mittels eines Stopfaggregats. Das Stopfaggregat umfasst Stopfwerkzeuge mit Stopfpickeln, die bei einem Stopfvorgang mit einer Schwingung beaufschlagt in das Schotterbett eintauchen und zueinander beigestellt werden. Dabei wird der Schotter unterhalb der jeweiligen Schwelle verdichtet.
[03] Insbesondere Strecken-Stopfmaschinen nutzen Stopfaggregate zum gleichzeitigen Unterstopfen mehrerer Schwellen. Die damit erreichte hohe Bearbeitungsgeschwindigkeit ermöglicht die Durcharbeitung eines Gleises in kurzen Sperrpausen. Moderne Stopfmaschine zeichnen sich zudem durch geringe Verschleißwirkungen sowohl auf das Stopfaggregat als auch auf den Schotter aus. [04] Aus der AT 513034 A1 ist eine gattungsgemäße Maschine mit zumindest zwei hintereinander angeordneten Stopfeinheiten bekannt. Jede Stopfeinheit ist höhenverstellbar in einem gemeinsamen Aggregatträger angeordnet. Ein Stopfzyklus beginnt mit dem gemeinsamen Absenken der Stopfeinheiten. Diese gemeinsame Absenkung von aneinandergrenzenden Stopfeinheiten zum Unterstopfen von in Maschinenlängsrichtung benachbarten Schwellen erfolgt dabei zeitverzögert. Damit wird insbesondere das Eintauchen von unmittelbar benachbarten, in ein gemeinsames Schwellenfach eintauchenden Stopfpickel erleichtert.
Darstellung der Erfindung
[05] Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Maschine der eingangs genannten Art dahingehend zu verbessern, dass zusätzlich zu einer reduzierten Verschleißwirkung eine geringe Lärmemission erzielt wird.
Zudem soll ein entsprechendes Verfahren zum Betreiben der verbesserten Maschine angegeben werden.
[06] Erfindungsgemäß werden diese Aufgaben gelöst durch die Merkmale der unabhängigen Ansprüche 1 und 12. Abhängige Ansprüche geben vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung an.
[07] Dabei umfasst der jeweilige Vibrationsantrieb eine Exzenterwelle mit einer ersten Exzenterscheibe und einer zweiten Exzenterscheibe, deren Symmetrieachsen mit einer gemeinsamen Rotationsachse zwei Exzenterebenen aufspannen, die zueinander einen Relativwinkel einschließen, wobei ein erster Beistellzylinder an der ersten Exzenterscheibe gelagert ist, wobei ein gegenüberliegender zweiter Beistellzylinder an der zweiten Exzenterscheibe gelagert ist und wobei Zylinderachsen der gegenüberliegenden Beistellzylinder einen Stellungswinkel einschließen, der dem Relativwinkel der Exzenterebenen angenähert ist. Auf diese Weise sind die Winkelstellungen der Exzenterscheiben und der Beistellzylinder aufeinander abgestimmt, um bei den in Vibration versetzten Aggregatteilen einen Massenausgleich zu erzielen. Insbesondere heben sich die Trägheitskräfte der synchron schwingenden Stopfwerkzeuge auf. Das Stopfaggregat läuft dadurch ruhiger. [08] Die Beistellzylinder sind nicht horizontal ausgerichtet, wodurch der
Relativwinkel ungleich 180° ist. Bei den schräg angelenkten Beistellzylindern bewirkt die erfindungsgemäße Anordnung ein optimales Schwingen der Stopfwerkzeuge im synchronen Gegenschlag. Konkret unterliegen die Schwingungen der beiden gegenüberliegenden Stopfwerkzeuge einer Phasenverschiebung, die ein zeitgleiches Erreichen der jeweiligen Umkehrpunkte bewirkt. Die Beschleunigungs- und Verzögerungskräfte der schwingenden Massen der Stopfwerkzeuge und der schwingenden Teilmassen der Beistellzylinder heben sich gegenseitig auf.
[09] An den unteren freien Enden der Stopfwerkzeuge angeordnete Stopfpickel schwingen zueinander gegengleich synchron mit einer maximalen Relativbewegung. Damit erfolgt ein maximaler Energieeintrag ins Schotterbett, ohne den Werkzeugträger und eine zugeordnete Aggregataufhängung in störende Reaktionsschwingungen zu versetzen. Somit ergibt sich eine geringe Schwingungsbeanspruchung des Aggregates und der Maschine. Das schont sowohl die Komponenten des Stopfaggregats als auch die Schotterkörner des zu verdichtenden Schotterbetts. Gemeinsam bewirken die zielgerichtete Vibrationseinbringung in das Schotterbett und der Massenausgleich eine Verringerung der Lärmemission gegenüber bekannten Bauformen von Stopfaggregaten.
[10] Vorteilhafterweise umfasst jede Stopfeinheit zumindest einen Beistellzylinder, dessen Zylinderachse schräg nach unten ausgerichtete ausgerichtet ist, insbesondere mit einem Neigungswinkel größer 20° gegenüber einer Horizontalen. Auf diese Weise ist eine besonders schmale Bauweise der einzelnen Stopfeinheiten in Maschinenlängsrichtung möglich, wodurch auch Gleise mit geringer Schwellenteilung mit allen Stopfeinheiten gleichzeitig bearbeitbar sind.
[11] In einer vorteilhaften Weiterbildung ist die jeweilige Exzenterwelle mit einer Schwungmasse verbunden. Im Betrieb wird die Exzenterwelle gemeinsam mit der Schwungmasse mit einer vorgegebenen Drehzahl angetrieben. Die Schwungmasse wirkt dabei stabilisierend auf die Drehzahl. Konkret werden die während eines Schwingzyklus rückwirkenden Momente der in Schwingung versetzten Beistellzylinder und Stopfwerkzeuge mit der in der Schwungmasse zwischengespeicherten kinetische Energie ausgeglichen.
Die Vibrationsamplitude der Stopfwerkzeuge bleibt dabei unabhängig von der Steifigkeit des Schotterbetts erhalten.
[12] Für eine weitere Verbesserung des Massenausgleiches ist die aus Exzenterwelle und Schwungmasse gebildete Rotationseinheit so ausgestaltet, dass ein gemeinsamer Massenschwerpunkt bezüglich der Rotationsachse gegenüber den Symmetrieachsen der beiden Exzenterscheiben liegt. Auf diese Weise wirkt die Rotationseinheit als Ausgleichsmasse zu der in Bewegung versetzten Masse der Beistellzylinder der gegenüberliegenden Stopfwerkzeuge.
[13] Bei einer vorteilhaften Ausprägung der Erfindung umfasst das Stopfaggregat - in Bezug auf die Maschinenlängsrichtung - vordere sowie hintere Stopfeinheiten mit asymmetrisch angeordneten Beistellzylindern und mittlere Stopfeinheiten mit symmetrisch angeordneten Beistellzylindern. Die mittleren Stopfeinheiten weisen dabei eine besonders schmale Bauweise auf, sodass auch Schwellen mit geringen Schwellenabständen gleichzeitig unterstopft werden können. Die vorderen und hinteren Stopfeinheiten weisen auf einer den mittleren Stopfeinheiten zugewandten Hälften ebenfalls eine schmale Bauweise auf. Die den mittleren Stopfeinheiten abgewandten Hälften der vorderen und hinteren Stopfeinheiten nutzen eine breitere Bauweise, um eine größere Öffnungsbreite zwischen den gegenüberliegenden Stopfwerkzeugen zu erzielen.
[14] Bei dieser Erfindungsausprägung ist es sinnvoll, wenn die vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten jeweils eine Exzenterwelle mit unterschiedlichen Exzentrizitäten aufweisen. Dabei sind unterschiedliche Hebelverhältnisse der gegenüberliegenden Stopfwerkzeuge und die unterschiedlichen Exzentrizitäten aufeinander abgestimmt, damit die Vibrationsamplituden der frei schwingenden Stopfpickelenden gleich groß sind.
[15] Die jeweils gegenüberliegenden Stopfwerkzeuge der vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten sind vorteilhafterweise mit vertikal beabstandeten Schwenklagern auf dem zugeordneten Werkzeugträger gelagert. Vorzugsweise sind die Lager der den mittleren Stopfeinheiten zugewandten Stopfwerkzeuge tiefer angeordnet, um bei gleichbleibendem Hebelverhältnis eine schmälere Bauweise zu erreichen.
[16] Des Weiteren ist es sinnvoll, wenn die vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten jeweils eine den mittleren Stopfeinheiten zugewandte Hälfte aufweisen, die entsprechend einer Symmetriehälfte der mittleren Stopfeinheiten aufgebaut ist. Das vereinfacht den Aufbau des Stopfaggregats und erleichtert die Ansteuerung der einzelnen Stopfeinheiten. Zudem reduziert sich die Anzahl unterschiedlicher Ersatzteile.
[17] Dabei sind vorteilhafterweise die mittleren Stopfeinheiten und die den mittleren Stopfeinheiten zugewandten Hälften der vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten jeweils mit einem ersten Beistelldrucksystem verbunden und die den mittleren Stopfeinheiten abgewandten Hälften der vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten sind jeweils mit einem zweiten Beistelldrucksystem verbunden. Die unterschiedlichen Beistelldrucksysteme ermöglichen gleiche statische und dynamische Bestellkräfte an allen Stopfwerkzeugen.
[18] Eine weitere Verbesserung sieht vor, dass eine den mittleren Stopfeinheiten abgewandte Hälfte der jeweiligen vorderen oder hinteren Stopfeinheit einen Bestellzylinder mit größerem Hub umfasst, um Doppelschwellen zu unterstopfen. Auf diese Weise ist das Stopfaggregat universell einsetzbar und es können alle auf einer Gleisstrecke auftretenden Schwellenanordnungen bearbeitet werden.
[19] Zudem ist es von Vorteil, wenn quer zur Maschinenlängsrichtung mehrere nebeneinander angeordnete Stopfwerkzeuge samt zugeordneter Beistellzylinder eine gemeinsam ansteuerbare Beistellgruppe bilden. Das betrifft die nebeneinander angeordneten Stopfeinheiten, die eine Schwelle beidseits der beiden Schienen des Gleises unterstopfen. Im Betrieb erfolgt eine gemeinsame Ansteuerung der Beistellgruppen, um entlang einer Schwelle einen gleichmäßigen Verdichtungsvorgang sicherzustellen.
[20] Beim erfindungsgemäßen Verfahren zum Betreiben der beschriebenen Maschine werden der Vibrationsantrieb und die Bestellzylinder der jeweiligen Stopfeinheit in der Weise angesteuert, dass der Stellungswinkel der Beistellantriebe in einem Bereich um den Relativwinkel der Exzenterebenen der zugeordneten Exzenterwelle schwankt. Auf diese Weise bleibt während eines Stopfvorgangs der aktuelle Stellungswinkel dem Relativwinkel angenähert. Insbesondere in einer mittleren Schwenkstellung der Beistellantriebe entspricht der Stellungswinkel dem Relativwinkel. Die in Vibration versetzten Massen der jeweiligen Stopfeinheit schwingen dann gegengleich synchron, wodurch ein Massenausgleich bewirkt wird. Das minimiert die Beanspruch des Aggregats und die Lärmentwicklung.
[21] Eine Weiterbildung des Verfahrens sieht vor, dass jede Exzenterwelle mittels eines zugeordneten Vibrationsantriebsmotors angetrieben wird und dass alle Vibrationsantriebsmotoren für einen synchronen Betrieb mittels einer gemeinsamen Steuerungseinrichtung angesteuert werden. Damit werden die Schwingungsbewegungen der Stopfeinheiten untereinander abgestimmt, um die Laufruhe des gesamten Stopfaggregats zu optimieren.
[22] Zudem ist es von Vorteil, wenn die jeweilige Exzenterwelle in Abhängigkeit einer Höhenstellung der zugeordneten Stopfeinheit mit einer variablen Drehzahl angetrieben wird. Vor einem Stopfvorgang befinden Sich alle Stopfeinheiten in einer Ausgangsstellung über dem Gleis. In dieser Stellung bleibt die Drehzahl der jeweiligen Exzenterwelle reduziert, um die Lärmentwicklung weiter zu verringern. Erst wenn die Höhenstellung im Zuge eines Absenkvorgangs verändert wird, erfolgt eine Erhöhung auf eine Arbeitsdrehzahl, die während eines Eintauchvorgangs größer als während eines Beistellvorgangs ist.
[23] Eine weitere Verbesserung sieht vor, dass quer zur Maschinenlängsrichtung nebeneinander angeordnete Beistellgruppen mit einem gemeinsamen Steuerungssignal angesteuert werden. Auf diese Weise erfolgt entlang einer Schwelle ein gleichmäßiger Verdichtungsvorgang.
[24] Vorteilhafterweise werden während eines Beistellvorgangs die mittleren Stopfeinheiten und die den mittleren Stopfeinheiten zugewandten Hälften der vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten jeweils mit einem ersten Beistelldruck beaufschlagt, wobei die den mittleren Stopfeinheiten abgewandten Hälften der vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten jeweils mit einem zweiten Beistelldruck beaufschlagt werden. Die unterschiedlichen Beistelldrücke ermöglichen gleiche statische und dynamische Beistellkräfte an allen Stopfwerkzeugen. Kurze Beschreibung der Zeichnungen
[25] Die Erfindung wird nachfolgend in beispielhafter Weise unter Bezugnahme auf die beigefügten Figuren erläutert. Es zeigen in schematischer Darstellung:
Fig. 1 Maschine mit Stopfaggregat
Fig. 2 Stopfaggregat zum gleichzeitigen Unterstopfen von drei Schwellen in Seitenansicht
Fig. 3 mittlere Stopfeinheit in Seitenansicht Fig. 4 Kinematik gemäß Fig. 3
Fig. 5 Kinematik gemäß Fig. 3 in mehreren Arbeitsstellungen
Fig. 6 vordere sowie hintere Stopfeinheit in Seitenansicht
Fig. 7 Kinematik gemäß Fig. 6
Fig. 8 Kinematik gemäß Fig. 6 in mehreren Arbeitsstellungen Fig. 9 Exzenterwelle in Seitenansicht
Fig. 10 Exzenterwelle in Draufsicht
Fig. 11 Stopfaggregat in Vorderansicht
Fig. 12 Stopfaggregat zum gleichzeitigen Unterstopfen von vier Schwellen Beschreibung der Ausführungsformen
[26] Die in Fig. 1 dargestellte Maschine 1 ist als Streckenstopfmaschine zum gleichzeitigen Unterstopfen von drei in einem Schotterbett 2 eines Gleises 3 gelagerten Schwellen 4 ausgebildet. Die Maschine 1 umfasst einen auf Schienenfahrwerken 5 gestützten Maschinenrahmen 6, auf dem ein Stopfaggregat 7 befestigt ist. Zudem umfasst die Maschine 1 ein Hebe- /Richtaggregat 8 zum hieben und Richten des aus Schwellen 4 und Schienen 9 gebildeten Gleisrostes. Mit einem Messsystem 10 wird eine aktuelle Schienenlage erfasst.
[27] Das Stopfaggregat 7 ist mittels einer Justiervorrichtung 11 am Maschinenrahmen 6 befestigt. Es umfasst einen Aggregatrahmen 12 mit Führungen 13 und mehrere Stopfeinheiten 14. In einer nicht dargestellten Variante ist jeder Stopfeinheit 14 ein eigener Aggregatrahmen 12 zugeordnet. Jede Stopfeinheit 14 umfasst einen Werkzeugträger 15, der mittels eines Höhenstellantriebs 16 höhenverstellbar auf den zugeordneten Führungen 13 gelagert ist. Am jeweiligen Werkzeugträger 15 sind in einer Maschinenlängsrichtung 17 gegenüberliegende Stopfwerkzeuge 18 schwenkbar gelagert.
[28] Zudem ist am jeweiligen Werkzeugträger 15 ein Vibrationsantrieb 19 angeordnet, mit dem die Stopfwerkzeuge 18 über Beistellzylinder 20 gekoppelt sind. Jedes Stopfwerkzeug 18 umfasst einen Schwenkhebel 21 mit einem oberen und einem unteren Hebelarm. Der Schwenkhebel 21 ist mit einem Schwenklager 22 am zugeordneten Werkzeugträger 15 gelagert, wobei der obere Hebelarm mit dem zugeordneten Beistellzylinder 20 verbunden ist. Am freien unteren Hebelarm sind gewöhnlich zwei Stopfpickel 23 befestigt.
[29] Die gegenüberliegenden Stopfpickel 23 der jeweiligen Stopfeinheit 14 weisen in einer Ausgangsstellung (Fig. 2) gegenüber einer mittigen Vertikalebene 24 den gleichen Abstand auf. Der Abstand zwischen den mittigen Vertikalebenen 24 der hintereinander angeordneten Stopfeinheiten 14 entspricht der geringsten Schwellenteilung t der zu unterstopfenden Schwellen 4. Die Dimensionierung der Stopfeinheiten 14 in Maschinenlängsrichtung 17 richtet sich somit nach dieser geringsten Schwellenteilung t.
[30] Eine zwischen einer vorderen und einer hinteren Stopfeinheit 14 angeordnete mittlere Stopfeinheit 14 weist in Maschinenlängsrichtung 17 eine schmale Bauweise auf. Erreicht wird diese Anforderung durch schräg nach unten ausgerichtete Beistellzylinder 20. Bei der vorderen und hinteren Stopfeinheit 14 ist nur die der mittleren Stopfeinheit 14 zugewandte Hälfte entsprechend ausgeführt. Die andere Hälfte weist einen annähernd waagrecht ausgerichtet Beistellzylinder 20 auf. Auf diese Weise ist ein größerer Schwenkbereich des zugeordneten Stopfwerkzeugs 18 gegeben. Die damit erzielbare Vergrößerung der Öffnungsweite zwischen den gegenüberliegenden Stopfpickel 23 ermöglicht eine Anpassung an größere Schwellenteilungen t bzw. an zu unterstopfende Doppelschwellen.
[31] Anhand der Figuren 3-5 wird der Aufbau der mittleren Stopfeinheit 14 näher erläutert. Dabei zeigt Fig. 4 ein kinematisches Modell der in Fig. 3 dargestellten Stopfeinheit 14. In Fig. 5 ist das kinematische Modell 3 in drei Arbeitsstellungen dargestellt. Am Werkzeugträger 15 ist eine Exzenterwelle 25 des Vibrationsantriebs 19 gelagert. Im Betrieb dreht sich die Exzenterwelle 25 um eine Rotationsachse 26. Die Exzenterwelle 25 umfasst zwei zueinander versetzte Exzenterscheiben 27, 28, deren Symmetrieachsen 29, 30 eine jeweilige Exzentrizität ei, b2 gegenüber der Rotationsachse 26 aufweisen.
[32] Zudem spannen die Symmetrieachsen 29, 30 mit der Rotationsachse 26 zwei Exzenterebenen 31 , 32 auf, die zueinander einen Relativwinkel d einschließen. Zylinderachsen 33 der Beistellzylinder 20 schließen einen Stellungswinkel ß ein. Bei der mittleren Stopfeinheit 14 sind die gegenüberliegenden Beistellzylinder 20 symmetrisch angeordnet. Die jeweilige Zylinderachse 33 ist mit einem Neigungswinkel a gegenüber einer Horizontalen schräg nach unten geneigt. Der Neigungswinkel a beträgt dabei zumindest 20°. Idealerweise ist der Neigungswinkel a in einem Bereich zwischen 30° und 50° festgelegt, um neben der schmalen Bauweise eine optimale Kraftübertragung sicherzustellen.
[33] Der Neigungswinkel a und der Stellungswinkel ß verändern sich geringfügig während eines Stopfvorgangs infolge der Vibrationsbewegungen und der Beistellbewegungen. Zur besseren Veranschaulichung sind in Fig. 5 die verschiedenen Stellungen der Beistellzylinder 20 bei stillstehender Exzenterwelle 25 dargestellt. Die durchgezogenen Linien zeigen eine beigestellte Position der Stopfwerkzeuge 18. In der dargestellten Stellung liegen die Zylinderachsen 33 in den Exzenterebenen 31 , 32, sodass der Stellungswinkel ß gleich dem Relativwinkel d ist. Ebenfalls zur besseren Veranschaulichung sind die Exzentrizitäten ei, b2 gegenüber den restlichen Abmessungen unverhältnismäßig groß dargestellt. Die sich während einer Umdrehung der Exzenterwelle 25 ergebende kreisförmige Bewegung der Anlenkungen der Beistellzylinder 20 bleiben in der Darstellung unberücksichtigt. Deren Einfluss auf die Lageänderungen der Zylinderachsen 33 ist gegenüber dem Einfluss der durch eine Kolbenverschiebung bewirkten Beistellbewegungen vernachlässigbar. [34] Sobald sich die Exzenterwelle 25 im Betrieb zu drehen beginnt, drehen sich auch die Exzenterebenen 31 , 32 mit unverändertem Relativwinkel d mit. Der Stellungswinkel ß variiert innerhalb eines Bereiches ßmin-ßmax, der von der kinematischen Gestaltung der Stopfeinheit 14 und vom Kolbenhub abhängt. Während eines Beistellvorgangs schwenken die Bestellzylinder 20 geringfügig um die Symmetrieachsen 29, 30 der Exzenterscheiben 27, 28. In Fig. 5 sind die beiden Extremstellungen jeweils mit gestrichelten und strichpunktierten Linien dargestellt. Der Wert des Stellungswinkels ß bleibt dabei immer dem Wert des Relativwinkels d angenähert. Bei optimierter kinematischer Gestaltung der Stopfeinheit 14 liegt der Wert des Relativwinkels d während des Betriebs immer im Wertebereich ßmin-ßmax des Stellungswinkels ß.
[35] Für die vordere und die hintere Stopfeinheit 14 sind entsprechende kinematische Zusammenhänge in den Fig. 6-8 dargestellt. Im Gegensatz zur mittleren Stopfeinheit 14 sind hier die Beistellzylinder 20 und Stopfwerkzeuge 18 asymmetrisch angeordnet. Die den unterschiedlichen Beistellzylindern 20 zugeordneten Schwenkhebel 21 ist entsprechend angepasst. Auf der den mittleren Stopfeinheiten 14 zugewandten Seite ist die Zylinderachse 33 des Beistellzylinders 20 gegenüber einer Horizontalen mit dem Neigungswinkel a schräg nach unten ausgerichtet.
[36] In Fig. 8 ist ersichtlich, das die Mittelstellungen der beiden Beistellzylinder 20 bezüglich des jeweiligen Schwenkbereichs nicht gleichzeitig auftreten. In der dargestellten beigestellten Position (durchgezogene Linien) befindet sich der kürzere Beistellzylinder 20 in Mittelstellung und der längere Beistellzylinder 20 in einer nach unten geschwenkten Endstellung. In dieser Stellung tritt der minimale Stellungswinkel ßmin auf. Während einer Rückstellbewegung der Stopfwerkzeuge 18 durchläuft der längere Beistellzylinder 20 seine Mittelstellung, bei welcher der Stellungswinkel ß dem Wert des Relativwinkels d der Exzenterwelle 25 entspricht. Nach erfolgter Rückstellung weist der Stellungswinkel ß den größten Wert ßmax auf. Somit schwankt der Wert des Stellungswinkels ß während einer Bestell- und Rückstellbewegung im Bereich ßmin-ßmax um den Wert des Relativwinkels d der Exzenterebenen 31, 32. [37] Um auf beiden Seiten eine annähernd gleiche Hebelübersetzung sicherzustellen, sind die Schwenklager 22 vertikal beabstandet am Werkzeugträger 15 angeordnet. Die längere Bauform des annähernd waagrecht ausgerichteten Beistellzylinders 20 ermöglicht einen größeren Beistellweg. Dadurch schwankt der Stellungswinkel ß in einem größeren Wertebereich ßmin-ßmax.
[38] In den Figuren 9 und 10 ist die Exzenterwelle 25 für die vordere oder hintere Stopfeinheit 14 im Detail dargestellt. Für die Schnittdarstellung in Fig. 10 ist die Schnittführung in Fig. 9 ersichtlich. Die erste Exzenterscheibe 27 ist entlang der Exzenterwelle 25 mittig angeordnet. Auf dieser ersten Exzenterscheibe 27 ist der kürzere, schräg nach unten ausgerichtete Beistellzylinder 20 gelagert. Die zweite Exzenterscheibe 28 ist zweigeteilt, wobei die Teil-Exzenterscheiben beidseits der ersten Exzenterscheibe 27 angeordnet sind. Darauf ist mit einem gabelförmigen Ende der längere Beistellzylinder 20 gelagert. Die beiden Beistellzylinder 20 sind in den Figuren 9, 10 mit strichpunktierten Linien dargestellt.
[39] In der dargestellten Stellung fallen die Zylinderachsen 33 der Beistellzylinder 20 in die Exzenterebenen 31 , 32. Die Vibrationsschwingungen der beiden Beistellzylinder 20 erreicht dabei zeitgleich einen äußeren Umkehrpunkt. Sobald sich die Exzenterwelle 25 weiterdreht, werden die an den Exzenterscheiben 27, 28 gelagerten Enden der Beistellzylinder 20 in eine Gegenrichtung bewegt. Durch die synchronen Vibrationsschwingungen gleichen sich die schwingenden Massen weitgehend aus. Das gilt insbesondere für die synchronschwingenden Stopfpickel 23.
[40] Verstärkt wird der Massenausgleich mit einer Schwungmasse 34, die sich mit der Exzenterwelle 25 um dieselbe Rotationsachse 26 dreht. Die Exzenterwelle und die Schwungmasse 34 bilden eine Rotationseinheit, deren Massenschwerpunkt 35 annähernd auf einer Symmetrieebene 36 der beiden Exzenterebenen 31 , 32 liegt. Dabei ist der Massenschwerpunkt 35 von der Rotationsachse 26 beabstandet und liegt gegenüber den Symmetrieachsen 29, 30 der beiden Exzenterscheiben 27, 28. Die Schwungmasse 34 mit außermittigem Massenschwerpunkt 35 wirkt den Trägheitskräften der schwingenden Beistellzylinder 20 entgegen. Die Dimensionierung der Schwungmasse 34 ist dabei auf die Masse der Beistellzylinder 20 abgestimmt. Beispielsweise ist die Schwungmasse 34 als Scheibe ausgebildet, die zur Erzielung des außermittigen Massenschwerpunkt 35 an einer Stelle abgeflacht ist oder eine Nut aufweist.
[41] Bei der dargestellten Exzenterwelle 25 für die vordere oder hintere Stopfeinheit 14 bewirken die unterschiedlich großen Exzentrizitäten ei, b2 gleiche Amplituden an den freien Enden der Stopfpickel 23. Aufgrund der symmetrischen Anordnung sind die beiden Exzentrizitäten ei, b2 bei der Exzenterwelle 25 für die mittlere Stopfeinheit 14 gleich groß.
[42] In Fig. 11 ist ersichtlich, dass jeder Schiene 9 des Gleises 3 zwei separat absenkbare Stopfeinheiten 14 zugeordnet sind. Somit umfasst das Stopfaggregat 7 in einer Reihe vier nebeneinander angeordnete Stopfeinheiten 14. Bei jeder Stopfeinheit 14 wird die zugehörige Exzenterwelle 25 mit einem Vibrationsantriebsmotor 37 angetrieben. Alle Vibrationsantriebsmotoren 37 werden mittels einer gemeinsamen Steuerungseinrichtung 38 angesteuert, um einen synchronen Lauf sicherzustellen. Auf diese Weise heben sich die Schwingungen der einzelnen Stopfeinheiten 14 gegenseitig auf, wodurch vom Stopfaggregat 7 auf den Maschinenrahmen 6 übertragenen Vibrationen minimiert werden.
[43] In einer vereinfachten, nicht dargestellten Variante ist jeder Schiene 9 eine kombinierte Stopfeinheit 14 mit schieneninnenseitigen Stopfwerkzeugen 18 und schienenaußenseitigen Stopfwerkzeugen 18 zugeordnet. In diesem Fall umfasst das Stopfaggregat 7 in einer Reihe zwei nebeneinander angeordnete kombinierten Stopfeinheiten 14.
[44] Zum Unterstopfen einer Schwelle 4 bilden die nebeneinander angeordneten Stopfeinheiten 14 Beistellgruppen, deren Stopfpickel 23 gemeinsam abgesenkt und gemeinsam beigestellt werden (zwei Beistellgruppen pro Reihe). Ein Stopfaggregat 7 mit vier unmittelbar hintereinander angeordneten Reihen an Stopfeinheiten 14 ist in Fig. 12 dargestellt. Hier ergeben sich acht Beistellgruppen, die jeweils gemeinsam angesteuert werden. Die Beistellgruppen der mittleren Stopfeinheiten 14 und die diesen zugewandten Beistellgruppen der vorderen und hinteren Stopfeinheiten 14 werden mittels eines ersten Beistelldrucksystems 39 versorgt. Die vorderste Beistellgruppe und die hinterste Beistellgruppe werden mittels eines zweiten Beistelldrucksystems 40 versorgt.
[45] Auf diese Weise werden die unterschiedlich dimensionierten Beistellgruppen während eines Beistellvorgangs mit unterschiedlichen Beistelldrücken beaufschlagt. Die Beistelldrücke sind dabei so aufeinander abgestimmt, dass sich an allen Stopfpickeln 23 gleiche statische und dynamische Beistellkräfte einstellen. Für einen gleichmäßigen Beistellvorgang entlang einer Schwelle 4 wird die jeweilige Beistellgruppe mit einem gemeinsamen Steuerungssignal angesteuert.

Claims

Patentansprüche
1. Maschine (1) mit einem Stopfaggregat (7) zum gleichzeitigen Unterstopfen von mehreren unmittelbar hintereinander positionierten Schwellen (4) eines Gleises (3) mittels mehrerer in Bezug auf eine Maschinenlängsrichtung (17) hintereinander angeordneter Stopfeinheiten (14), wobei jede Stopfeinheit (14) einen höhenverstellbaren Werkzeugträger (15) umfasst, auf dem gegenüberliegende Stopfwerkzeuge (18) gelagert sind, die über Beistellzylinder (20) mit einem am Werkzeugträger (15) angeordneten Vibrationsantrieb (19) gekoppelt sind, dadurch gekennzeichnet, dass der jeweilige Vibrationsantrieb (19) eine Exzenterwelle (25) mit einer ersten Exzenterscheibe (27) und einer zweiten Exzenterscheibe (28) umfasst, deren Symmetrieachsen (29, 30) mit einer gemeinsamen Rotationsachse (25) zwei Exzenterebenen (31, 32) aufspannen, die zueinander einen Relativwinkel (6) einschließen, dass ein erster Beistellzylinder (20) an der ersten Exzenterscheibe (27) gelagert ist, dass ein gegenüberliegenderzweiter Beistellzylinder (20) an der zweiten Exzenterscheibe (28) gelagert ist und dass Zylinderachsen (33) der gegenüberliegenden Beistellzylinder (20) einen Stellungswinkel (ß) einschließen, der dem Relativwinkel (6) der Exzenterebenen (31 , 32) angenähert ist.
2. Maschine (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass jede Stopfeinheit (14) zumindest einen Beistellzylinder (20) umfasst, dessen Zylinderachse (33) schräg nach unten ausgerichtet ist, insbesondere mit einem Neigungswinkel (a) größer 20° gegenüber einer Horizontalen.
3. Maschine (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die jeweilige Exzenterwelle (25) mit einer Schwungmasse (34) verbunden ist.
4. Maschine (1) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Exzenterwelle (25) und die Schwungmasse (34) eine Rotationseinheit bilden mit einem Massenschwerpunkt (35), der bezüglich der Rotationsachse (26) gegenüber den Symmetrieachsen (29, 30) der beiden Exzenterscheiben (27, 28) liegt.
5. Maschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Stopfaggregat (7) vordere sowie hintere Stopfeinheiten (14) mit asymmetrisch angeordneten Beistellzylindern (20) und mittlere Stopfeinheiten (14) mit symmetrisch angeordneten Beistellzylindern (20) umfasst.
6. Maschine (1) nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten (14) jeweils eine Exzenterwelle (25) mit unterschiedlichen Exzentrizitäten (ei, b2) aufweisen.
7. Maschine (1) nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass die vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten (14) jeweils gegenüberliegende Stopfwerkzeuge (18) aufweisen, die mit vertikal beabstandeten Schwenklagern (22) auf dem zugeordneten Werkzeugträger (15) gelagert sind.
8. Maschine (1) nach einem der Ansprüche 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten (14) jeweils eine den mittleren Stopfeinheiten (14) zugewandte Hälfte aufweisen, die entsprechend einer Symmetriehälfte der mittleren Stopfeinheiten (14) aufgebaut ist.
9. Maschine (1) nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die mittleren Stopfeinheiten (14) und die den mittleren Stopfeinheiten (14) zugewandten Hälften der vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten (14) jeweils mit einem ersten Beistelldrucksystem (39) verbunden sind und dass die den mittleren Stopfeinheiten (14) abgewandten Hälften der vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten (14) jeweils mit einem zweiten Beistelldrucksystem (40) verbunden sind.
10. Maschine (1) nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass eine den mittleren Stopfeinheiten (14) abgewandte Hälfte der jeweiligen vorderen oder hinteren Stopfeinheit (14) einen Bestellzylinder (20) mit größerem Hub umfasst, um Doppelschwellen zu unterstopfen.
11. Maschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass quer zur Maschinenlängsrichtung (17) mehrere nebeneinander angeordnete Stopfwerkzeuge (18) samt zugeordneter Beistellzylinder (20) eine gemeinsam ansteuerbare Beistellgruppe bilden.
12. Verfahren zum Betreiben einer Maschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Vibrationsantrieb (19) und die Bestellzylinder (20) der jeweiligen Stopfeinheit (14) in der Weise angesteuert werden, dass der Stellungswinkel (ß) der Beistellantriebe (20) in einem Bereich um den Relativwinkel (d) der Exzenterebenen (31, 32) der zugeordneten Exzenterwelle (25) schwankt.
13. Verfahren nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass jede Exzenterwelle (25) mittels eines zugeordneten Vibrationsantriebsmotors (37) angetrieben wird und dass alle Vibrationsantriebsmotoren (37) für einen synchronen Betrieb mittels einer gemeinsamen Steuerungseinrichtung (38) angesteuert werden.
14. Verfahren nach Anspruch 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, dass quer zur Maschinenlängsrichtung (17) nebeneinander angeordnete Beistellgruppen mit einem gemeinsamen Steuerungssignal angesteuert werden.
15. Verfahren nach einem der Ansprüche 12 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass während eines Beistellvorgangs die mittleren Stopfeinheiten (14) und die den mittleren Stopfeinheiten (14) zugewandten Hälften der vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten (14) jeweils mit einem ersten Beistelldruck beaufschlagt werden und dass die den mittleren Stopfeinheiten (14) abgewandten Hälften der vorderen sowie hinteren Stopfeinheiten (14) jeweils mit einem zweiten Beistelldruck beaufschlagt werden.
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