Triebradsatz für Schienenfahrzeuge. Für den Einzelachsantrieb von Schienen fahrzeugen sind Antriebe bekannt, bei denen eine zur Triebachse konzentrisch angeordnete hohle Kardanwelle mit dem Triebzahnrad einerseits und er Triebachse anderseits über je eine elastische Kupplung in Verbindung steht.
Die Kupplungselemente bestehen mei stens aus Scheiben oder Ringscheiben und, obwohl sie eine genügende Nachgiebigkeit für eine allseitige Verlagerung der zu kup pelnden Achsen aufweisen, sind sie in der Umfangsrichtung praktisch starr, d. h. sie wirken nicht als elastisches Kupplungsele ment im Sinne des Drehmomentes. Um diesen Nachteil zu beseitigen, ist daher vorgeschla gen worden, die Kupplungen aus schrauben- linienförmig ineinandergewundenen Ring federn zu bauen, da es sich gezeigt hat, dass diese Art Kupplungen die gewünschte Nach giebigkeit im Sinne des Drehmomentes be sitzt.
Trotz der günstigen Gesamtkonzeption dieser Antriebsart haften dieser Lösung zur praktischen Einführung im schweren Eisen- bahnbetrieb mit seinen hohen Anforderungen an die Antriebsorgane noch einige Mängel an.
Durch die stets steigende Vergrösserung der Motorleistung der Fahrzeuge wird nämlich der für die Unterbringung der Kupplungs organe zur Verfügung stehende Platz immer beschränkter,
obwohl diese Organe durch die ebenfalls stark gesteigerte Fahrgeschwindig keit auch entsprechend stärker bemessen wer den müssen. Infolgedessen entstehen Schwie rigkeiten bezüglich der Anordnung sowie des Einbaues und der Befestigung der Kupp- lungen.
Die federnde Kupplung, bei der die Ringfedern, aus einem mit den zugehörigen Wellenflanschen ein Ganzes bildenden Block herausgeschnitten werden, wobei die ge- drängteste und einfachste Kupplungsform entsteht, hat den Nachteil,
däss beim Schnei den der Federringe die Materialfasern zer schnitten und dadurch die zulässige Bean- spruchung des Federmaterials herabgesetzt wird, wodurch die angestrebten Vorteile der gedrängten Farm durch die notwendige Ver- stärkung des Federquerschnittes wieder auf gehoben werden. Die einzelnen Ringfedern für die Kupplungen müssen daher aus ge zogenem Material hergestellt werden.
Die Erfindung ermöglicht, die Kupplungen in einer solchen Weise in dem Triebradsatz unterzubringen, dass eine äusserst gedrungene Anordnung entsteht, die es jedoch gleich zeitig ermöglicht, die Federenden mit den zugehörigen Wellenflanschen so zu befesti gen, dass alle Anforderungen des schweren Eisenbahnbetriebes restlos erfüllt werden können. Die Befestigung der Federn muss nämlich stark genug sein, um alle im Betrieb vorkommenden heftigen Erschütterungen und Stösse sowie die Drehmomentkräfte mit abso luter Sicherheit, ohne Lockerung der Ein spanastellen, ertragen zu können.
Gegenstand der Erfindung ist ein Trieb radsatz für Schienenfahrzeuge mit konzen trisch zur Triebachse liegender Kardanwelle, welche einerseits mit dem Triebzahnrad und anderseits mit der Triebachse durch je eine aus schraubenförmig ineinandergewundenen Ringfedern bestehende Kupplung verbunden ist, wobei zur Erzielung einer besseren Aus- nützung des, zwischen den Triebrädern liegenden Raumes für den Einbau des An triebsmotors und eines grösseren Spielraumes für starke Winkelverdrehungen und Axial verschiebungen der zu kuppelnden Achsen die axiale Breite der Kupplungen dadurch klein gehalten werden kann,
dass die Feder enden der einzelnen Ringfedern der Kupp lungen mit Verspannkeilen in Versatzungen der zugehörigen Flanschen eingespannt wer den. Durch diese Befestigungsweise können die Kupplungsflanschen sehr dünn gehalten werden, und die Federringeinspannung erfor dert ebenfalls sehr wenig Platz sowohl in axialer als auch in radialer Richtung.
An Hand der Zeichnung .sei die Erfin dung näher erläutert, und zwar zeigt die Fig. 1 ein Ausführungsbeispiel des Trieb radsatzes im Längsschnitt, während in den Fig. 2 bis 5 nähere Einzelheiten der Befesti gung der Kupplungselemente in vergrösser tem Massstab dargestellt sind.
Die aus einer Anzahl konzentrisch zur Radachse schraubenlinienförmig ineinander gewundener Ringfedern bestehende Kupp lung 1 auf der linken Antriebsseite ist einer seits mit dem Triebzahnrad 2, das auf einem Achsenstummel 3 des Antriebsmotors 4 ge lagert ist, und anderseits mit dem Flansch 5 der hohlen Kardanwelle 6, die konzentrisch zur Triebachse 7 angeordnet ist, fest verbun den.
Die ebenfalls aus schraubenlinienförmig ineinandergewundenen Ringfedern gebildete Federkupplung 8 auf der rechten Antriebs- seite ist einerseits mit dem Flansch 9 der Kardanwelle und anderseits mit dem Trieb rad 10 der Achse 7 fest verbunden. Wie aus Fig. 1 hervorgeht, sind die beiden Kupp lungen 1 und 8 zum grössten Teil im Trieb zahnrad 2 bezw. Triebrad 10 untergebracht und beanspruchen daher sehr wenig zusätz lichen Raum. Der Hohlachsenstummel 3 kann gegebenenfalls auch zweiteilig ausgeführt sein.
Die einen Federenden der Kupplungen 1 und 8 sind in konzentrischen Versatzungen in den Wellenflanschen 5 bezw. 9 angeordnet und befestigt. In Fig. 2 ist ein solches Feder ende sowie der entsprechende Teil des Wellenflansches 5 in Ansicht gezeigt, wäh rend Fig. 3 dasselbe im Querschnitt veran schaulicht. Das Federende 11 liegt am äussern Rande der Versatzung 12 an, während zwischen dem innern Rande der Versatzung 12 und dem Federende 11 ein Segmentkeil 13 vorgesehen ist, welcher zur kräftigen Ver- keilung der Feder in der Versatzung 12 ein gestemmt wird.
Nach dem festen Eintrei ben des Segmentkeils 13 wird dieser sowie das Federende 11 aussen verschweisst; die Schweissstellen sind in Fig. 2 durch die mit Kreuzen versehenen Linien angedeutet.
Die andern Enden der Kupplungsfedern sind im Triebzahnrad 2 bezw. Triebrad 10 befestigt; Fig. 4 zeigt einen Querschnitt durch einen Teil des Triebzahnrades 2. Das Federende 11 wird in diesem Fall nicht un mittelbar im Triebzahnrad 2 selbst befestigt, sondern mittels Versatzungen 12 und eines Segmentkeils 13 in einem Zwischenring 14 angeordnet, welch letzterer im Triebzahnrad 2 befestigt ist. Das Federende 11 sowie der Segmentkeil 13 und der Zwischenring 14 werden aussen verschweisst. Beim Triebrad 10 erfolgt die Befestigung in genau gleicher Weise.
Zur Übertragung des Drehmomentes vom Triebzahnrad 2 auf die Federkupplung 1 bezw. deren Zwischenring 14 sowie von der Federkupplung 8 auf das Triebrad 10 bezw. deren Zwischenring 14 werden von aussen Prisonstifte 15 durch den. Steg des Trieb zahnrades 2 bezw. des Triebrades 10 und durch den Zwischenring 14 sowie das Feder ende 11 getrieben. Die in den Zwischenring 14 eingespannten Ringfedern 11 bilden zu sammen mit dem ersteren einen einzigen Federblock, der durch die Schrauben 16 (Fig. 1 und 5) in den Versatzungen 12 des Triebzahnrades 2 bezw. des Triebrades 10 festgehalten wird.
Durch die unter die Schrauben 16 gelegte Platte 17 wird ein Herausrutschen der Prisonstifte 15 verhin dert. Die Schrauben 16 sind ohne weiteres von der Seite des Triebzahnrades 2 bezw. Trieb rades 10 aus zugänglich und beanspruchen keinen zusätzlichen Platz in axialer Rich tung.
Der Segmentkeil 13 und die Schweissstel len an den gegeneinander versetzten Ver satzungsflächen 12 der Federn einer Kupp lung sind durch Vergrösserung der Federquer schnittshöhe Hl (Fig. 2) gegenüber der akti ven Federquerschnittshöhe H zugänglich ge macht. Die Schweissstellen selbst sind durch die Materialvorspannung mit den Segment keilen 13 vor schädlichen Beanspruchungen geschützt. Die beschriebene Einspannung der Federenden nimmt bei grosser Solidität nur sehr geringen Platz in axialer und radialer Richtung des Triebradsatzes in Anspruch.
Die Hauptvorteile des beschriebenen Triebradsatzes sind die folgenden: Die Drehmomentfederung und die Fahr zeugabfederung arbeiten ohne gegenseitige Beeinflussung, so dass der Triebradsatz sich besonders für die modernen Leichtschnell triebfahrzeuge eignet, bei denen die Abfede- rung mit besonderer Sorgfalt ausgebildet werden muss und die nur dann ihren Zweck vollkommen erfüllen kann, wenn sie durch die Drehmomentfederung nicht beeinflusst wird. Bei bekannten Antrieben ohne Kardan wellen dagegen werden die einzelnen Dreh momentfedern durch die Beeinflussung der Fahrzeugtragfedern bei jeder Umdrehung der Triebachse sehr ungleich beansprucht. .
In folge des Wegfalles der gegenseitigen Beein flussung der Federungen können die Fahr zeuge sehr weich gefedert werden, was den selben auch bei schlechtem Geleise noch einen sicheren und ruhigen Gang verleiht.
Der Triebradsatz kann für alle Triebrad durchmesser, vom kleinsten bis zum grössten, und für alle vorkommenden Motorleistungen gebaut werden, weil der für die Kupplungen nötige Platz in radialer wie axialer Richtung sehr gering ist, und weil durch entsprechende Parallelschaltung von mehreren Ringfedern und mit der hohen Seite des rechteckigen Federquerschnittes auch grösste Drehmoment kräfte übertragen werden können.
Der Triebradsatz kann ohne weiteres für radial und seitenverschiebbare Triebachsen verwendet werden, weil die Kupplungen mit der Schmalseite des rechteckigen Federquer schnittes für axiale Verschiebungen wie auch für stärkste Verlagerungen der zu kuppeln den Achsen sehr weich und in grösstem Masse nachgiebig gebaut sind, was bei den Antrie ben mit Scheiben- oder Ringscheibenkupp- lungen nicht der Fall ist.
Schliesslich enthält der Triebradsatz weder für die Verlagerung der zu kuppelnden Wellen noch für die federnde Übertragung des Drehmomentes reibende und dadurch der Abnützung und dem Unterhalt unterworfene Teile.
Drive wheel set for rail vehicles. For the single axle drive of rail vehicles drives are known in which a concentric to the drive axis hollow cardan shaft with the drive gear on the one hand and the drive shaft on the other hand via an elastic coupling.
The coupling elements consist mostly of disks or ring disks and, although they have sufficient flexibility for an all-round shift of the axes to be coupled, they are practically rigid in the circumferential direction, ie. H. they do not act as an elastic coupling element in terms of torque. In order to eliminate this disadvantage, it has therefore been proposed to build the couplings from helically intermingled ring springs, since it has been shown that this type of coupling has the desired flexibility in terms of torque.
Despite the favorable overall conception of this type of drive, this solution for practical implementation in heavy railway operations with its high demands on the drive mechanisms still has some shortcomings.
Due to the ever increasing increase in the engine power of the vehicles, the space available for accommodating the coupling members is becoming increasingly limited,
although these organs have to be dimensioned correspondingly more strongly due to the likewise greatly increased driving speed. As a result, difficulties arise with regard to the arrangement as well as the installation and attachment of the couplings.
The resilient coupling, in which the ring springs are cut out of a block that forms a whole with the associated shaft flanges, resulting in the most compact and simplest coupling form, has the disadvantage
that when the spring washers are cut, the material fibers are cut and thereby the permissible stress on the spring material is reduced, whereby the desired advantages of the compact structure are canceled out by the necessary reinforcement of the spring cross-section. The individual ring springs for the clutches must therefore be made of drawn material.
The invention enables the clutches to be accommodated in the drive wheel set in such a way that an extremely compact arrangement is created, which, however, at the same time allows the spring ends with the associated shaft flanges to be fastened so that all the requirements of heavy railway operations can be completely met . The fastening of the springs must namely be strong enough to be able to endure all violent vibrations and shocks occurring during operation as well as the torque forces with absolute safety, without loosening the A spanastellen.
The subject of the invention is a drive wheel set for rail vehicles with a cardan shaft concentric to the drive axis, which is connected on the one hand to the drive gear and on the other hand to the drive axle by a coupling consisting of helically interwoven annular springs, whereby to achieve better utilization of the, between the drive wheels for the installation of the drive motor and a greater margin for strong angular rotations and axial displacements of the axes to be coupled, the axial width of the couplings can be kept small,
that the spring ends of the individual ring springs of the couplings are clamped with tensioning wedges in offsets of the associated flanges who the. With this method of fastening, the coupling flanges can be kept very thin, and the spring ring clamping also requires very little space in both the axial and radial directions.
With reference to the drawing .sei the inven tion explained in more detail, namely Fig. 1 shows an embodiment of the drive gear set in longitudinal section, while in Figs. 2 to 5 details of the fastening supply of the coupling elements are shown in enlarged system scale.
The existing hitch 1 on the left drive side consists of a number of concentric to the wheel axis helically coiled annular springs, on the one hand with the drive gear 2, which is superimposed on an axle stub 3 of the drive motor 4, and on the other hand with the flange 5 of the hollow cardan shaft 6, which is arranged concentrically to the drive axis 7, firmly verbun the.
The spring clutch 8, also formed from helically intermingled annular springs, on the right drive side is firmly connected on the one hand to the flange 9 of the cardan shaft and on the other hand to the drive wheel 10 of the axle 7. As can be seen from Fig. 1, the two hitch lungs 1 and 8 for the most part in the drive gear 2 respectively. Drive wheel housed 10 and therefore take up very little additional space. The hollow axle stub 3 can optionally also be made in two parts.
The one spring ends of the couplings 1 and 8 are respectively in concentric offsets in the shaft flanges 5. 9 arranged and attached. In Fig. 2, such a spring end and the corresponding part of the shaft flange 5 is shown in view, while Fig. 3 shows the same in cross section. The spring end 11 rests on the outer edge of the offset 12, while a segment wedge 13 is provided between the inner edge of the offset 12 and the spring end 11, which is wedged in the offset 12 to firmly wedge the spring.
After the firm Eintrei ben of the segment wedge 13, this and the spring end 11 are welded on the outside; the welding points are indicated in FIG. 2 by the lines provided with crosses.
The other ends of the clutch springs are respectively in the drive gear 2. Drive wheel 10 attached; Fig. 4 shows a cross section through part of the drive gear 2. The spring end 11 is in this case not un indirectly attached in the drive gear 2 itself, but is arranged by means of offsets 12 and a segment wedge 13 in an intermediate ring 14, which is attached to the drive gear 2 . The spring end 11 as well as the segment wedge 13 and the intermediate ring 14 are welded on the outside. The drive wheel 10 is attached in exactly the same way.
To transmit the torque from the drive gear 2 to the spring clutch 1 respectively. whose intermediate ring 14 and from the spring clutch 8 to the drive wheel 10 respectively. whose intermediate ring 14 are from the outside prison pins 15 through the. Web of the drive gear 2 respectively. of the drive wheel 10 and driven by the intermediate ring 14 and the spring 11 end. The clamped in the intermediate ring 14 annular springs 11 form to together with the former a single spring block, respectively by the screws 16 (Fig. 1 and 5) in the offsets 12 of the drive gear 2. of the drive wheel 10 is held.
By placing under the screws 16 plate 17 slipping out of the prison pins 15 is prevented. The screws 16 are easily BEZW from the side of the drive gear 2. Drive wheel 10 accessible from and take up no additional space in the axial direction Rich.
The segment wedge 13 and the Schweissstel len on the offset surfaces 12 of the springs of a coupling are offset by increasing the spring cross-section height Hl (Fig. 2) compared to the active spring cross-section height H makes accessible ge. The welding points themselves are protected from damaging stresses by the material prestress with the segment wedges 13. The described clamping of the spring ends takes up very little space in the axial and radial direction of the drive gear set with great solidity.
The main advantages of the drive gear set described are as follows: The torque suspension and the vehicle suspension work without mutual interference, so that the drive gear set is particularly suitable for modern light-speed traction vehicles in which the suspension must be designed with particular care and only then its Can fully serve purpose if it is not influenced by the torque suspension. In known drives without cardan shafts, however, the individual torsional torque springs are stressed very unevenly by influencing the vehicle suspension springs with each rotation of the drive axle. .
As a result of the omission of the mutual influence of the suspensions, the vehicles can be sprung very softly, which gives the same a safe and quiet walk even on bad tracks.
The drive wheel set can be built for all drive wheel diameters, from the smallest to the largest, and for all occurring engine powers, because the space required for the clutches is very small in both the radial and axial directions, and because of the corresponding parallel connection of several ring springs and the high one Side of the rectangular spring cross-section, even the greatest torque forces can be transmitted.
The drive gear set can easily be used for radially and laterally displaceable drive axles, because the clutches with the narrow side of the rectangular spring cross-section for axial displacements as well as for the strongest displacements of the axles to be coupled are built very soft and resilient to the greatest extent, which is the case with the drives This is not the case with disk or ring disk clutches.
Finally, the drive gear set does not contain any frictional parts that are subject to wear and maintenance, either for the displacement of the shafts to be coupled or for the resilient transmission of the torque.