EP4176131B1 - Maschine und verfahren mit einem stopfaggregat - Google Patents

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EP4176131B1
EP4176131B1 EP21731088.7A EP21731088A EP4176131B1 EP 4176131 B1 EP4176131 B1 EP 4176131B1 EP 21731088 A EP21731088 A EP 21731088A EP 4176131 B1 EP4176131 B1 EP 4176131B1
Authority
EP
European Patent Office
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tamping
tamping unit
machine
squeezing
unit segments
Prior art date
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Active
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EP21731088.7A
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English (en)
French (fr)
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EP4176131A1 (de
EP4176131C0 (de
Inventor
Thomas Philipp
Josef HOFSTÄTTER
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
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 EP4176131B1 publication Critical patent/EP4176131B1/de
Publication of EP4176131C0 publication Critical patent/EP4176131C0/de
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    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • 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
    • 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
    • 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
    • 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
    • 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 having a plurality of tamping units arranged one behind the other in relation to a machine longitudinal direction for the simultaneous tamping of several sleepers of a track positioned immediately one behind the other, each tamping unit comprising a height-adjustable tool carrier on which opposite tamping tools are stored, which are connected via additional cylinders with a Vibration drive arranged on the tool carrier are coupled.
  • the invention also relates to a method for operating the machine.
  • tracks with ballast bedding are regularly processed using a tamping machine.
  • the tamping machine moves along the track and raises the track grate made up of sleepers and rails to a target level using a lifting/straightening unit.
  • the new track position is fixed by tamping the sleepers using a tamping unit.
  • the tamping unit includes tamping tools with tamping picks, which vibrate into the ballast bed during a tamping process and are placed next to each other. The gravel is compacted below the respective threshold.
  • Sectional tamping machines in particular use tamping units to tamp several sleepers at the same time.
  • the high processing speed achieved thereby enables a track to be worked through during short closure breaks.
  • Modern tamping machines are also characterized by low wear and tear on both the tamping unit and the ballast.
  • a generic machine with at least two tamping units arranged one behind the other is known. Each tamping unit is Height-adjustable arranged in a common subframe.
  • a tamping cycle begins with the tamping units lowering together. This joint lowering of adjacent tamping units for tamping under sleepers adjacent in the longitudinal direction of the machine takes place with a time delay. This makes it particularly easier to immerse immediately adjacent darning picks that are immersed in a common threshold compartment.
  • EP 0 050 889 A1 discloses a track tamping device with a chassis that can be moved on the track and with at least one tamping unit which is arranged on a support that is vertically adjustable on the chassis, the tamping unit having at least a pair of cooperating, opposite tamping tools, one mounted in a bearing rigidly connected to the support Eccentric shaft with at least one flywheel and a pair of eccentric running surfaces to which the arms of a pair of tamping tools are articulated for transmitting the oscillating movements to the tampers, and has extendable connecting members which are arranged in such a way that the arms move around their articulation points on the eccentric shaft. and swing here.
  • the arms of a pair of tamping tools are crossed in the area of the eccentric shaft, an imbalance is attached to the flywheel and balancing masses are attached to the connecting links, which are an extension of these connecting links lie above the articulation points connecting them to the support.
  • the invention is based on the object of improving a machine of the type mentioned in such a way that, in addition to a reduced wear effect, low noise emissions are achieved.
  • An appropriate procedure for operating the improved machine should be specified.
  • 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, which enclose a relative angle to one another, with a first of the additional cylinders being mounted on the first eccentric disk, with an opposite second of the additional cylinders is mounted on the second eccentric disk and wherein the cylinder axes of the first auxiliary cylinder and the cylinder axis of the opposite second auxiliary cylinder enclose a position angle which is approximated to the relative angle of the eccentric planes.
  • the angular positions of the eccentric disks and the additional cylinders are coordinated with one another in order to achieve mass balance in the unit parts that are vibrating.
  • the inertia forces of the synchronously vibrating tamping tools cancel each other out. This means that the tamping unit runs more smoothly.
  • the side cylinders are not aligned horizontally, which means that the relative angle is not 180°.
  • the arrangement according to the invention causes the stuffing tools to oscillate optimally in a synchronous counter-stroke. Specifically, the vibrations of the two opposing tamping tools are subject to a phase shift, which 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 additional cylinders cancel each other out.
  • Tamping picks arranged at the lower free ends of the tamping tools oscillate in opposite synchrony with one another with a maximum relative movement. This results in maximum energy input into the ballast bed without causing disruptive reaction vibrations to the tool carrier and the associated unit suspension. This results in low vibration stress on the unit and the machine. This protects both the components of the tamping unit and the gravel 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 stuffing unit comprises at least one auxiliary cylinder, the cylinder axis of which is oriented obliquely downwards, in particular with an angle of inclination greater than 20° relative to a horizontal.
  • the respective eccentric shaft is connected to a flywheel.
  • the eccentric shaft is driven together with the flywheel at a predetermined speed.
  • the flywheel has a stabilizing effect on the speed.
  • the retroactive moments of the auxiliary cylinders and stuffing tools set in vibration during an oscillation cycle are compared with the one in the The flywheel balances the temporarily stored 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 flywheel is designed in such a way 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 moving mass of the supporting cylinders of the opposite stuffing tools.
  • the tamping unit includes - in relation to the longitudinal direction of the machine - front and rear tamping units with asymmetrically arranged additional cylinders and middle tamping units with symmetrically arranged additional 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 halves facing the middle tamping units. The halves of the front and rear tamping units facing away from the middle tamping units use a wider design in order to achieve a larger opening width between the opposing tamping tools.
  • the front and rear tamping units each have an eccentric shaft with different eccentricities. Different leverage ratios of the opposing tamping tools and the different eccentricities are coordinated with one another so that the vibration amplitudes of the freely swinging tamping pick ends are the same.
  • the opposing tamping tools of the front and rear tamping units are advantageously mounted on the associated tool carrier with vertically spaced pivot bearings.
  • the bearings face the middle tamping units Tamping tools arranged lower in order to achieve a narrower design with a constant lever ratio.
  • the front and rear stuffing units each have a half facing the middle stuffing units, which is constructed in accordance with a symmetry half of the middle stuffing units. This simplifies the structure of the tamping unit and makes it easier to control 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 printing 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 additional pressure systems enable the same static and dynamic ordering forces on all stuffing tools.
  • a further improvement provides that a half of the respective front or rear tamping unit facing away from the middle tamping units includes an ordering cylinder with a larger stroke in order to tamper under double sleepers. In this way, the tamping unit can be used universally and all sleeper arrangements that occur on a track can be processed.
  • tamping tools arranged next to one another, together with assigned additional cylinders, form a jointly controllable additional group transversely to the longitudinal direction of the machine.
  • the additional groups are controlled together to ensure a uniform compaction process along a threshold.
  • the vibration drive and the ordering cylinders of the respective tamping unit are controlled in such a way that the position angle of the additional drives fluctuates in a range around the relative angle of the eccentric planes of the associated eccentric shaft. This way stays while During a stuffing process, the current position angle approaches the relative angle. In particular in a central pivoting position of the auxiliary drives, the position angle corresponds to the relative angle.
  • the masses of the respective tamping unit, which are set in vibration, then oscillate in opposite synchrony, which results in mass balancing. This minimizes the strain on the unit and noise development.
  • each eccentric shaft is driven by an assigned vibration drive motor and that all vibration drive motors are controlled for synchronous operation by means of a common control device. This means that the oscillatory movements of the tamping units are coordinated with one another in order to optimize the smooth running of the entire tamping unit.
  • the respective eccentric shaft is driven at a variable speed depending on the height position of the associated tamping unit.
  • all tamping units are in a starting position above the track. In this position, the speed of the respective eccentric shaft remains reduced in order to further reduce 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 setting process.
  • a further improvement provides that side groups arranged next to one another transversely to the longitudinal direction of the machine are controlled with a common control signal. In this way, a uniform compaction process takes place along a threshold.
  • the middle stuffing units and the halves of the front and rear stuffing units facing the middle stuffing units are each subjected to a first setting pressure, with the halves of the front and rear stuffing units facing away from the middle stuffing units each being subjected to a second setting pressure.
  • the different setting pressures enable the same static and dynamic setting forces on all tamping tools.
  • Machine 1 shown is designed as a section tamping machine for the simultaneous tamping of three sleepers 4 stored in a ballast bed 2 of a track 3.
  • the machine 1 includes a machine frame 6 supported on rail chassis 5, on which a tamping unit 7 is attached.
  • the machine 1 also includes a lifting/straightening unit 8 for lifting and straightening the track grate formed from sleepers 4 and rails 9. A current rail position is recorded with a measuring system 10.
  • the tamping unit 7 is attached to the machine frame 6 by means of an adjusting device 11. It comprises an aggregate frame 12 with guides 13 and several tamping units 14. In a variant not shown, each tamping unit 14 is assigned its own aggregate frame 12. Each stuffing unit 14 includes a tool carrier 15, which is mounted in a height-adjustable manner on the associated guides 13 by means of a height actuator 16. Opposite tamping tools 18 are pivotally mounted on the respective tool carrier 15 in a machine longitudinal direction 17.
  • a vibration drive 19 is arranged on the respective tool carrier 15, with which the stuffing tools 18 are coupled via additional cylinders 20.
  • Each stuffing tool 18 includes a pivoting lever 21 with an upper and a lower lever arm.
  • the pivot lever 21 is mounted on the associated tool carrier 15 with a pivot bearing 22, the upper lever arm being connected to the associated support cylinder 20.
  • Two tamping picks 23 are usually attached to the free lower lever arm.
  • the opposite tamping picks 23 of the respective tamping unit 14 point in a starting position has the same distance from a central vertical plane 24.
  • the distance between the central vertical planes 24 of the stuffing units 14 arranged one behind the other corresponds to the smallest threshold pitch t of the sleepers 4 to be stuffed.
  • the dimensioning of the stuffing units 14 in the machine longitudinal direction 17 is therefore based on this smallest threshold pitch t.
  • a middle tamping unit 14 arranged between a front and a rear tamping unit 14 has a narrow design in the longitudinal direction 17 of the machine. This requirement is achieved by auxiliary cylinders 20 that are oriented obliquely downwards. In the case of the front and rear stuffing units 14, only the half facing the middle stuffing unit 14 is designed accordingly. The other half has an approximately horizontally aligned supporting cylinder 20. In this way, a larger pivoting range of the associated stuffing tool 18 is given.
  • the achievable increase in the opening width between the opposing tamping picks 23 enables adaptation to larger sleeper pitches t or to double sleepers to be stuffed under.
  • FIG. 4 a kinematic model of the in Fig. 3 shown tamping unit 14th in 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 a rotation axis 26.
  • the eccentric shaft 25 comprises two mutually offset eccentric disks 27, 28, the axes of symmetry 29, 30 of which have a respective eccentricity e 1 , e 2 relative to the rotation axis 26.
  • the axes of symmetry 29, 30 span two eccentric planes 31, 32 with the axis of rotation 26, which enclose a relative angle ⁇ to one another.
  • Cylinder axes 33 of the additional cylinders 20 include a position angle ⁇ .
  • the opposite side cylinders 20 are arranged symmetrically.
  • the respective cylinder axis 33 is inclined obliquely downwards with an angle of inclination ⁇ relative to a horizontal.
  • the angle of inclination ⁇ is at least 20°.
  • the angle of inclination ⁇ is set in a range between 30° and 50° in order to ensure optimal power transmission in addition to the narrow design.
  • the inclination angle ⁇ and the position angle ⁇ change slightly during a tamping process as a result of the vibration movements and the setting movements.
  • Fig. 5 the different positions of the additional cylinders 20 are shown with the eccentric shaft 25 stationary.
  • the solid lines show a provided position of the stuffing tools 18.
  • the cylinder axes 33 lie in the eccentric planes 31, 32, so that the position angle ⁇ is equal to the relative angle ⁇ .
  • the eccentricities e 1 , e 2 are shown disproportionately large compared to the remaining dimensions.
  • the circular movement of the linkages of the additional cylinders 20 that occurs during one revolution of the eccentric shaft 25 is not taken into account in the illustration. Their influence on the position changes of the cylinder axes 33 is negligible compared to the influence of the adjustment movements caused by a piston displacement.
  • the eccentric planes 31, 32 also rotate with an unchanged relative angle ⁇ .
  • the position angle ⁇ varies within a range ⁇ min - ⁇ max , which depends on the kinematic design of the tamping unit 14 and on the piston stroke.
  • the ordering cylinders 20 pivot slightly about the axes of symmetry 29, 30 of the eccentric disks 27, 28. In Fig. 5 the two extreme positions are each shown with dashed and dash-dotted lines.
  • the value of the position angle ⁇ always remains close to the value of the relative angle ⁇ .
  • the value of the relative angle ⁇ during operation is always in the value range ⁇ min - ⁇ max of the position angle ⁇ .
  • corresponding kinematic relationships are shown in the Fig. 6-8 shown.
  • the additional cylinders 20 and stuffing tools 18 are arranged asymmetrically here.
  • the pivoting lever 21 assigned to the different additional cylinders 20 is adapted accordingly.
  • the cylinder axis 33 of the auxiliary cylinder 20 is oriented obliquely downwards relative to a horizontal with the angle of inclination ⁇ .
  • Fig. 8 It can be seen that the middle positions of the two additional cylinders 20 do not occur at the same time 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 ⁇ 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 ⁇ of the eccentric shaft 25.
  • the position angle ⁇ has the largest value ⁇ max .
  • the value of the position angle ⁇ thus fluctuates during an ordering and resetting movement in the range ⁇ min - ⁇ max by the value of the relative angle ⁇ of the eccentric planes 31, 32.
  • the pivot bearings 22 are arranged vertically spaced on the tool carrier 15.
  • the longer design of the approximately horizontally aligned auxiliary cylinder 20 enables a greater auxiliary travel.
  • the position angle ⁇ fluctuates in a larger value range ⁇ min - ⁇ max .
  • the eccentric shaft 25 for the front or rear stuffing unit 14 is shown in detail.
  • the first eccentric disk 27 is arranged centrally along the eccentric shaft 25.
  • the shorter, obliquely downwardly oriented additional cylinder 20 is mounted.
  • the second eccentric disk 28 is divided into two parts, with the partial eccentric disks being arranged on both sides of the first eccentric disk 27.
  • the longer side cylinder 20 is mounted on it with a fork-shaped end.
  • the two additional cylinders 20 are in the Figures 9, 10 shown with dash-dotted lines.
  • the cylinder axes 33 of the additional cylinders 20 fall into the eccentric planes 31, 32.
  • the vibration oscillations of the two additional cylinders 20 reach an external reversal point at the same time.
  • the ends of the additional cylinders 20 mounted on the eccentric disks 27, 28 are moved in an opposite direction. Due to the synchronous vibrations, the oscillating masses largely balance each other out. This applies in particular to the synchronously vibrating tamping picks 23.
  • 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 whose center of mass 35 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 flywheel 34 with an eccentric center of mass 35 counteracts the inertial forces of the vibrating auxiliary cylinders 20.
  • the dimensioning of the Flywheel 34 is matched to the mass of the additional cylinder 20.
  • the flywheel 34 is designed as a disk that is flattened at one point or has a groove to achieve the eccentric center of mass 35.
  • the different eccentricities e 1 , e 2 cause the same amplitudes at the free ends of the tamping pick 23. Due to the symmetrical arrangement, the two eccentricities e 1 , e 2 in the eccentric shaft 25 are for the middle stuffing unit 14 is 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 a common control device 38 to ensure synchronous running. In this way, the vibrations of the individual tamping units 14 cancel each other out, whereby 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 arranged next to one another form 14 side groups, the tamping picks 23 of which are lowered together and placed together (two side groups per row).
  • a tamping unit 7 with four rows of tamping units 14 arranged immediately one behind the other is in Fig. 12 shown.
  • the side groups of the middle stuffing units 14 and the side groups of the front and rear stuffing units 14 facing them are supplied by means of a first side pressure system 39.
  • the front support group and the rearmost auxiliary group are supplied by means of a second auxiliary printing system 40.
  • the differently sized setting groups are subjected to different setting pressures during a setting process.
  • the setting pressures are coordinated with one another in such a way that the same static and dynamic setting forces are set on all tamping picks 23.
  • the respective setting group is controlled with a common control signal.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Architecture (AREA)
  • Civil Engineering (AREA)
  • Structural Engineering (AREA)
  • Machines For Laying And Maintaining Railways (AREA)
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  • Casting Devices For Molds (AREA)

Description

    Technisches Gebiet
  • Die Erfindung betrifft eine Maschine mit einem Stopfaggregat aufweisend mehrere in Bezug auf eine Maschinenlängsrichtung hintereinander angeordnete Stopfeinheiten zum gleichzeitigen Unterstopfen von mehreren unmittelbar hintereinander positionierten Schwellen eines Gleises, 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
  • 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.
  • 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.
  • Aus der AT 513 034 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.
  • EP 0 050 889 A1 offenbart eine Gleisstopfvorrichtung mit einem auf dem Gleis verfahrbaren Chassis und mit wenigstens einem Stopfaggregat, das an einem vertikal am Chassis verstellbaren Träger angeordnet ist, wobei das Stopfaggregat wenigstens ein Paar von zusammenwirkenden, gegenüberliegenden Stopfwerkzeugen, eine in einem starr mit so dem Träger verbundenen Lager gelagerte Exzenterwelle mit wenigstens einem Schwungrad und einem Paar von Exzenterlaufflächen, an denen die Arme eines Stopfwerkzeug-Paares zur Übertragung der Schwingbewegungen auf die Stopfer angelenkt sind, und ausziehbare Verbindungsglieder aufweist, welche so angeordnet sind, dass die Arme um ihre Gelenkpunkte an der Exzenterwelle hin- und herschwenken. Zur Verminderung der Übertragung der durch die Exzenterwelle erzeugten Schwingungen auf den Träger und das Chassis der Gleisstopfvorrichtung sind die Arme eines Paares von Stopfwerkzeugen im Bereich der Exzenterwelle gekreuzt, am Schwungrad ist eine Unwucht angebracht und an den Verbindungsgliedern sind Ausgleichsmassen befestigt, welche in Verlängerung dieser Verbindungsglieder oberhalb der sie mit dem Träger verbindenden Gelenkpunkte liegen.
  • Des Weiteren ist aus der WO 2014/063770 A1 eine gattungsgemäße Maschine bekannt.
    • Darstellung der Erfindung
  • 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.
  • Erfindungsgemäß werden diese Aufgaben gelöst durch die Merkmale der unabhängigen Ansprüche 1 und 12. Abhängige Ansprüche geben vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung an.
  • 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 der Beistellzylinder an der ersten Exzenterscheibe gelagert ist, wobei ein gegenüberliegender zweiter der Beistellzylinder an der zweiten Exzenterscheibe gelagert ist und wobei die Zylinderachsen des ersten Beistellzylinders und die Zylinderachse des gegenüberliegenden zweiten 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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
  • 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
  • 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 Heben und Richten des aus Schwellen 4 und Schienen 9 gebildeten Gleisrostes. Mit einem Messsystem 10 wird eine aktuelle Schienenlage erfasst.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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 e1, e2 gegenüber der Rotationsachse 26 aufweisen.
  • Zudem spannen die Symmetrieachsen 29, 30 mit der Rotationsachse 26 zwei Exzenterebenen 31, 32 auf, die zueinander einen Relativwinkel δ einschließen. Zylinderachsen 33 der Beistellzylinder 20 schließen einen Stellungswinkel β ein. Bei der mittleren Stopfeinheit 14 sind die gegenüberliegenden Beistellzylinder 20 symmetrisch angeordnet. Die jeweilige Zylinderachse 33 ist mit einem Neigungswinkel α gegenüber einer Horizontalen schräg nach unten geneigt. Der Neigungswinkel α beträgt dabei zumindest 20°. Idealerweise ist der Neigungswinkel α in einem Bereich zwischen 30° und 50° festgelegt, um neben der schmalen Bauweise eine optimale Kraftübertragung sicherzustellen.
  • Der Neigungswinkel α und der Stellungswinkel β 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 β gleich dem Relativwinkel δ ist. Ebenfalls zur besseren Veranschaulichung sind die Exzentrizitäten e1, e2 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.
  • Sobald sich die Exzenterwelle 25 im Betrieb zu drehen beginnt, drehen sich auch die Exzenterebenen 31, 32 mit unverändertem Relativwinkel δ mit. Der Stellungswinkel β variiert innerhalb eines Bereiches βmin-βmax, 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 β bleibt dabei immer dem Wert des Relativwinkels δ angenähert. Bei optimierter kinematischer Gestaltung der Stopfeinheit 14 liegt der Wert des Relativwinkels δ während des Betriebs immer im Wertebereich βmin-βmax des Stellungswinkels β.
  • 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 α schräg nach unten ausgerichtet.
  • 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 βmin auf. Während einer Rückstellbewegung der Stopfwerkzeuge 18 durchläuft der längere Beistellzylinder 20 seine Mittelstellung, bei welcher der Stellungswinkel β dem Wert des Relativwinkels δ der Exzenterwelle 25 entspricht. Nach erfolgter Rückstellung weist der Stellungswinkel β den größten Wert βmax auf. Somit schwankt der Wert des Stellungswinkels β während einer Bestell- und Rückstellbewegung im Bereich βmin-βmax um den Wert des Relativwinkels δ der Exzenterebenen 31, 32.
  • 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 β in einem größeren Wertebereich βmin-βmax.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • Bei der dargestellten Exzenterwelle 25 für die vordere oder hintere Stopfeinheit 14 bewirken die unterschiedlich großen Exzentrizitäten e1, e2 gleiche Amplituden an den freien Enden der Stopfpickel 23. Aufgrund der symmetrischen Anordnung sind die beiden Exzentrizitäten e1, e2 bei der Exzenterwelle 25 für die mittlere Stopfeinheit 14 gleich groß.
  • 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.
  • 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.
  • 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.
  • 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 (15)

  1. Maschine (1) mit einem Stopfaggregat (7) aufweisend mehrere in Bezug auf eine Maschinenlängsrichtung hintereinander angeordnete Stopfeinheiten zum gleichzeitigen Unterstopfen von mehreren unmittelbar hintereinander positionierten Schwellen (4) eines Gleises (3), 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 (26) zwei Exzenterebenen (31, 32) aufspannen, die zueinander einen Relativwinkel (δ) einschließen, dass ein erster der Beistellzylinder (20) an der ersten Exzenterscheibe (27) gelagert ist, dass ein gegenüberliegender zweiter der Beistellzylinder (20) an der zweiten Exzenterscheibe (28) gelagert ist und dass die Zylinderachse (33) des ersten Beistellzylinders (20) und die Zylinderachse (33) des gegenüberliegenden zweiten Beistellzylinders (20) einen Stellungswinkel (β) einschließen, der dem Relativwinkel (δ) 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 (α) 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 (e1, e2) 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 (β) der Beistellantriebe (20) in einem Bereich um den Relativwinkel (δ) 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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Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CH650819A5 (de) * 1980-10-29 1985-08-15 Canron Inc Crissier Gleisstopfvorrichtung.
DE58905683D1 (de) * 1988-11-30 1993-10-28 Asea Brown Boveri Exzenterwelle mit Gegengewicht.
AT513277B1 (de) * 2012-10-24 2014-03-15 Plasser Bahnbaumasch Franz Maschine zum Unterstopfen eines Gleises
AT513034B1 (de) 2012-10-24 2014-01-15 Plasser Bahnbaumasch Franz Verfahren zum Unterstopfen eines Gleises
US9731324B2 (en) * 2013-09-25 2017-08-15 Nordco Inc. Drive for railroad ballast tamper apparatus

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