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EP1167154B1 - Federnde Zug- und/oder Stosseinrichtung für Schienenfahrzeuge - Google Patents

Federnde Zug- und/oder Stosseinrichtung für Schienenfahrzeuge Download PDF

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Publication number
EP1167154B1
EP1167154B1 EP01810405A EP01810405A EP1167154B1 EP 1167154 B1 EP1167154 B1 EP 1167154B1 EP 01810405 A EP01810405 A EP 01810405A EP 01810405 A EP01810405 A EP 01810405A EP 1167154 B1 EP1167154 B1 EP 1167154B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
chamber
valve
gas
ram
valve body
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP01810405A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1167154A2 (de
EP1167154A3 (de
Inventor
Otto Ziegler
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.)
Schwab Verkehrstechnik AG
Original Assignee
Schwab Verkehrstechnik AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Schwab Verkehrstechnik AG filed Critical Schwab Verkehrstechnik AG
Publication of EP1167154A2 publication Critical patent/EP1167154A2/de
Publication of EP1167154A3 publication Critical patent/EP1167154A3/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1167154B1 publication Critical patent/EP1167154B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B61—RAILWAYS
    • B61G—COUPLINGS; DRAUGHT AND BUFFING APPLIANCES
    • B61G11/00—Buffers
    • B61G11/12—Buffers with fluid springs or shock-absorbers; Combinations thereof

Definitions

  • the invention relates to a resilient pulling and / or pushing device for rail vehicles according to the preamble of claim 1.
  • Resilient pulling and / or pushing devices for rail vehicles are in a wide variety Designs, for example in the form of buffers, are known. Are next also known couplings with spring or damping devices, by means of which Rail vehicles can be connected to each other resiliently.
  • gas-hydraulic buffers In addition to the conventional buffers provided with mechanical spring assemblies also known as gas-hydraulic buffers.
  • the latter buffers are gas-hydraulic Damping element usually from a sealed cartridge, which is inserted into the buffer as a finished component in such a way that the buffer tappet is supported on the buffer sleeve via the gas-hydraulic damping element.
  • the Damping behavior of these damping elements is usually a compromise represents, so that both quasi static and dynamically acting forces are absorbed can be. It is understood that many of these occur in practice Cases of relatively high accelerations from the buffer to the rail vehicle are transferred, so that in unfavorable cases quite a multiple of Acceleration of gravity on the rail vehicle and, of course, on it transported goods is transferred.
  • a buffer with a hydraulic piston / cylinder unit is known from US-A-5,160,123 for railway vehicles.
  • the buffer is with a flow control valve as well a throttle device for throttling the flow of the hydraulic medium provided by the flow control valve.
  • the throttle device is with two Passage cross-section provided variable channels, the respective passage cross-section should be changed such that only a predetermined maximum flow of the hydraulic medium is permitted, so that a maximum permissible Buffer speed is not exceeded.
  • no precautions have been taken to prevent the buffer or Limit the tappet to the acceleration transmitted to the vehicle.
  • DE-A-195 23 467 describes a hydraulic capsule, especially for railway buffers described, which consists of a combination of a hydraulic damper and a Gas spring exists.
  • the multiplier valve consists of a movable one Piston, whose gas-side valve closing surfaces are five times larger than the oil-side valve closing surfaces. This means that quasi-static loads more spring work and more damping achieved.
  • Parallel to the multiplier valve a pressure relief valve is switched, which closes under quasi-static loads remains and opens up under dynamic loads in such a way that the function of the Multiplier valve is canceled.
  • Precautions are taken to prevent the from the buffer or pusher in unfavorable conditions limit acceleration transmitted to the vehicle.
  • the object of the invention is now one according to the preamble of the claim 1 trained pulling and / or pushing device in such a way that the Accelerations transmitted to the rail vehicle via the train and / or push device more uniform in all cases that occur in normal operation run and do not exceed a predetermined maximum value.
  • This object is achieved by a resilient pulling and / or pushing device, which having the features stated in the characterizing part of claim 1.
  • the acceleration transferred from the plunger to the vehicle has a predetermined maximum value, for example, a maximum value of 9.81m / s 2 should be achieved at run-up speeds of ⁇ 2m / s 1g) are not exceeded, the goods to be transported by rail vehicle will no longer be subjected to such high accelerations as before. On the one hand, this means that more sensitive goods can be transported or they no longer need to be packed and protected in such a complex manner.
  • the buffer has one to be attached to the rail vehicle (not shown) Buffer sleeve 1 and a buffer tappet 2 with an outer tappet tube 4, one inner plunger tube 5 and a buffer plate 3. Both the pushrod 4 as the plunger tube 5 are also operatively connected to the buffer plate 3.
  • the plunger tube 5 is closed on both sides by a flange 6, 7.
  • the plunger tube 5 has a gas space 8 for receiving an overpressure of approx. 10-20 bar of standing gas and a part of the hydraulic medium.
  • the Gas space 8 of the plunger tube 5 is in a plurality of subchambers by partition plates 50 8a divided, the partition plates 50 on the underside not to the inside of the plunger tube 5 reach so that between the partition plates 50 and a gap 51 remains free in each case of the plunger tube 5, via which the hydraulic medium can circulate between the subchambers 8a.
  • an oil space 9 is formed in the interior of the buffer sleeve 1.
  • the gas chamber 8 is partially sprung out with hydraulic oil filled, while the oil space 9 is completely filled with hydraulic oil.
  • the vehicle side Valve flange 7 forms together with a valve arrangement accommodated therein 13 a gas-hydraulic control device 12, which controls the flow between regulates the two rooms 8, 9 depending on the acting forces.
  • a gas-hydraulic control device 12 which controls the flow between regulates the two rooms 8, 9 depending on the acting forces.
  • In the area below of the plunger tube 5 is provided with a plurality of radial bores 16 Return pipe 15 arranged. The structure and mode of operation of this control device 12 is explained in more detail below with reference to FIG. 3.
  • FIG 3 shows those of a variety of coordinated and interacting with each other Elements existing control device 12 in an enlarged view.
  • the valve flange 7 is provided with a radially circumferential channel 20, which is limited on the vehicle side by a collar 21.
  • an annular gap 22 through which the hydraulic oil can flow from the oil space 9 into the channel 20 and back again.
  • the sleeve wall 10 or the inside of the buffer sleeve 1 is designed such that its inside diameter narrowed to the right towards the vehicle, so that the annular gap 22 coincides with increasing insertion of the buffer plunger 2 reduced.
  • the valve flange 7 is with provided several cross holes opening into the channel 20, from this Representation, however, only a transverse bore 23 can be seen.
  • the return pipe 15 is connected to the transverse bore 23 via a channel 17.
  • a Check valve 18 is arranged, which is shown schematically.
  • the valve flange 7 has an extension 7a which extends in the longitudinal direction and into which one extends axially running and radially stepped opening 25 is inserted, which on the front forms a valve chamber 26.
  • Opening 25 forms a valve seat 27.
  • a channel 28 connects the valve chamber 26 with the gas space 8 of the plunger tube 5.
  • the valve arrangement 13 is inserted into the opening 25.
  • This has a control valve 32 with a substantially T-shaped valve body 33, the latter is provided with a central longitudinal bore 34.
  • the rear end face 38 of the valve body 33 is about 4 to 5 times larger than the front end face 36.
  • On the front is the control valve 32 with a spring-loaded and acting as a check valve Provide head part 35, which is supported in the rest position on the valve seat 27. Behind this head part 35 there is a radial bore 37 in the valve body 33, which opens into the longitudinal bore 34.
  • valve body 33 On the back of the valve body 33 is a by means of a supported on a partition 50 Spring 39 loaded poppet valve 40 is provided, which in the idle state a valve seat 29 formed by the end face of the flange extension 7a and closes it in the idle state. Between the poppet valve 40 and the rear A rear space 30 is formed on the end face 38 of the valve body 33.
  • the poppet valve 40 is provided with a cylindrical extension 41, which extends into the central longitudinal bore 34 of the valve body 33 extends and u. a. as a guide when moving the poppet valve 40 acts.
  • This extension 41 has a central bore 42 and a hydraulic one Throttle device 43 provided, the bore 42 on the front in the central Longitudinal bore 34 of the valve body and on the back in a radial channel 47 opens.
  • the throttle device 43 consists of a disc 44 with one defined narrow cross-sectional bore is provided.
  • a filter 45 and a fastening screw 46 are provided, which are also a central Has bore.
  • the filter 45 is intended to prevent the one embedded in the disc 44 Clogged opening with dirt particles.
  • the mode of operation of this control device 12 is as follows: The force acting on the buffer tappet 2 becomes this together with the plunger tube 5 shifted to the right towards the vehicle. This increases the pressure in the Oil space 9, so that the hydraulic oil through the annular gap 22 into the channel 20 and from there in flows through the bore 23 into the prechamber 24, where the front end face 36 of the Overpressure is applied to the head part 35, so that the valve body 33 is in shifts the position shown here to the left.
  • the check valve 18 prevents that hydraulic oil bypassing the control valve 32 into the return pipe 15 or in can flow the gas space 8. By moving the valve body 33, the Hydraulic oil from the pre-chamber 24 through the resulting passage 49 into the valve chamber 26 and from there flow into the gas space 8 via the channel 28.
  • Hydraulic oil can now flow from the valve chamber 26 via the throttle device 43 Inflow back space 30. However, since there is only a relatively small amount of hydraulic oil in the Can flow back space 30, the closing movement of the valve body 33 takes place delayed. This delay in the closing movement is important because the rear one The end face 38 of the valve body 33 is substantially larger than the front end face 36.
  • valve body 33 is moved relatively slowly to the left and the relatively small pressure difference between the front and back of the valve body 33 can be compensated via the throttle device 43 without the poppet valve 40 is lifted off the valve seat 29.
  • the sleeve wall 10 or the inside of the buffer sleeve 1 is designed in such a way that its inside diameter narrows towards the right of the vehicle, so that the annular gap 22 also becomes smaller as the buffer plunger 2 is pushed in.
  • the damping of the buffer increases with increasing deflection, particularly in the case of dynamic loading.
  • the force curve follows the rules of the gas law.
  • the valve body 33 increases the hydraulic pressure compared to the gas pressure by the area ratio of the two end faces 36, 38.
  • the effect of the area ratios of the two end faces 36, 38 can be switched off under dynamic loading and, as already stated, the oil can flow from the prechamber 24 into the gas space 8 towards the end of the buffer stroke with only a very slight pressure loss.
  • the buffer designed according to the invention is kept within a predetermined limit value.
  • a buffer designed in this way therefore guarantees optimal energy absorption and damping, both with quasi-static and with dynamically acting forces, so that the accelerations transmitted from the ram to the rail vehicle do not exceed 9.81 m / s 2 in normal operation. 1 g).
  • FIG. 4 shows the buffer according to FIG. 1 in the fully compressed state.
  • the valve flange 7 lies against the inside of the rear wall of the buffer sleeve 1.
  • the pressure in the gas space 8 increases with increasing displacement of the buffer tappet 2 and the annular gap 22 (FIG. 3) is reduced at the same time, which increases for shifting of the buffer tappet 2 necessary force at the end of the compression process progressively.
  • the case shown here comes in handy under regular operating conditions never before.
  • the pressure in the gas space 8 would be at full Compression is approximately between 100 and 200 bar, the pressure in the oil chamber 9 depending on the ratio of the two end faces 36, 35 is approximately 4 to 5 times higher.
  • the buffer tappet 2 springs through the in the gas space 8 prevailing overpressure.
  • the hydraulic oil flows over the radial Bores 16 in the return pipe 15 from where it is through the open check valve 18 in the channel 17, the radially circumferential channel 20 and from there on Annular gap 22 can flow back into the oil space 9.
  • the head part 35 of the valve body 33 thereby lies against the valve seat and prevents hydraulic oil from flowing over the valve seat can flow into the oil space 9.
  • Fig. 5 shows an alternative embodiment of the invention in a longitudinal section.
  • a displaceable piston 54 is arranged in the gas space 8, which piston in two rooms 8a, 8b divided, the left room 8a for receiving the under pressure standing gas and the right, connected to the valve assembly 13
  • Space 8b is designed to hold hydraulic oil.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Fluid-Damping Devices (AREA)
  • Bearings For Parts Moving Linearly (AREA)

Description

Die Erfindung betrifft eine federnde Zug- und/oder Stosseinrichtung für Schienenfahrzeuge gemäss dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Federnde Zug- und/oder Stosseinrichtungen für Schienenfahrzeuge sind in verschiedensten Ausführungen, beispielsweise in Form von Puffern, bekannt. Danebst sind auch noch Kupplungen mit Feder- bzw. Dämpfungseinrichtungen bekannt, mittels welchen Schienenfahrzeuge federnd miteinander verbunden werden können.
Nebst den herkömmlichen mit mechanischen Federpaketen versehenen Puffern sind auch gas-hydraulische Puffer bekannt. Bei den letztgenannten Puffern besteht das gas-hydraulische Dämpfungselement üblicherweise aus einer abgeschlossenen Patrone, welche als fertiges Bauteil derart in den Puffer eingesetzt wird, dass der Pufferstössel über das gas-hydraulische Dämpfungselement an der Pufferhülse abgestützt ist. Das Dämpfungsverhalten dieser Dämpfungselemente stellt dabei meist einen Kompromiss dar, so dass sowohl quasi statische wie auch dynamisch einwirkende Kräfte aufgenommen werden können. Es versteht sich, dass dadurch in vielen in der Praxis vorkommenden Fällen relativ hohe Beschleunigungen vom Puffer auf das Schienenfahrzeug übertragen werden, so dass in ungünstigen Fällen durchaus ein Mehrfaches der Erdbeschleunigung auf das Schienenfahrzeug und damit natürlich auch auf die damit transportierten Güter übertragen wird. Diese Gefahr besteht insbesondere auch dann, wenn Schienenfahrzeuge mit stark unterschiedlichem Gesamtgewicht miteinander gekoppelt werden, wie dies beispielsweise an Ablaufbergen der Fall ist, da in diesem Fall das leichtere Schienenfahrzeug im Vergleich mit dem schwereren ungleich höhere Beschleunigungen bzw. Verzögerungen erfährt. Da die statische Kennlininie eines Puffers eine bestimmte Steifigkeit aufweisen muss, damit eine gute Zugdynamik gewährleistet werden kann, kann bei ungünstigen Paarungen von Massenverhältnissen (bsp. Wagen mit 30 Tonnen gegen Wagen mit 80 Tonnen) und Pufferbauarten bereits eine relativ kleine Geschwindigkeitsdifferenz zwischen den Schienenfahrzeugen eine relativ hohe Beschleunigung des leichteren Schienenfahrzeugs bewirken.
Aus der US-A-5,160,123 geht ein Puffer mit einer hydraulischen Kolben/Zylindereinheit für Eisenbahnfahrzeuge hervor. Der Puffer ist mit einem Strömungsregelventil sowie eine Drosseleinrichtung zur Drosselung der Strömung des hydraulischen Mediums durch das Strömungsregelventil versehen. Die Drosseleinrichtung ist mit zwei im Durchlassquerschnitt veränderbaren Kanälen versehen, wobei der jeweilige Durchlassquerschnitt derart verändert werden soll, dass nur eine vorbestimmte maximale Strömung des hydraulischen Mediums zugelassen wird, so dass eine maximal zulässige Puffergeschwindigkeit nicht überschritten wird. Allerdings wurden bei diesem Puffer keine Vorkehrungen getroffen, um die bei ungünstigen Bedingungen vom Puffer bzw. Stössel auf das Fahrzeug übertragene Beschleunigung zu begrenzen.
In der DE-A-195 23 467 wird eine Hydraulikkapsel, insbesondere für Eisenbahnpuffer beschrieben, welche aus einer Kombination eines hydraulischen Dämpfers und einer Gasfeder besteht. Zwischen dem hydraulischen Dämpfer und der Gasfeder ist ein Multiplikatorventil angeordnet, welches bei quasistatischen Beanspruchungen der Hydraulikkapsel die Widerstandskraft erhöht. Das Multiplikatorventil besteht aus einem beweglichen Kolben, dessen gasseitige Ventilschliessflächen um Faktor fünf grösser sind als die die ölseitigen Ventilschliessflächen. Dadurch werden bei quasistatischen Beanspruchungen mehr Federarbeit und mehr Dämpfung erreicht. Parallel zum Multiplikatorventil ist ein Überdruckventil geschaltet, das bei quasistatischen Beanspruchungen geschlossen bleibt und bei dynamischen Beanspruchungen derart öffnet, dass die Funktion des Multiplikatorventils aufgehoben ist. Bei dieser Hydraulikkapsel wurden ebenfalls keine Vorkehrungen getroffen, um bei ungünstigen Bedingungen die vom Puffer bzw. Stössel auf das Fahrzeug übertragene Beschleunigung zu begrenzen.
Die Aufgabe der Erfindung besteht nun darin, eine gemäss dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ausgebildete Zug- und/oder Stosseinrichtung derart auszugestalten, dass die über die Zug- und/oder Stosseinrichtung auf das Schienenfahrzeug übertragenen Beschleunigungen bei allen im regulären Betrieb vorkommenden Fällen gleichmässiger verlaufen und einen vorbestimmten Maximal-Wert nicht überschreiten. Diese Aufgabe wird durch eine federnde Zug- und/oder Stosseinrichtung gelöst, welche die im Kennzeichen des Anspruchs 1 angeführten Merkmale aufweist.
Indem beim Einfedern des Stössels der Durchfluss des Hydraulikmediums zwischen dem Gasraum und dem Ölraum derart begrenzt wird, dass die vom Stössel auf das Fahrzeug übertragene Beschleunigung einen vorgegebenen Maximalwert, beispielsweise sollte bei Auflaufgeschwindigkeiten von ≤ 2m/s ein Maximalwert von 9.81m/s2 (1g) nicht überschritten werden, werden auch die mit dem Schienenfahrzeug zu transportierenden Güter nicht mehr derartig hohen Beschleunigungen wie bisher ausgesetzt. Dadurch können zum einen empfindlichere Güter als bisher transportiert werden oder sie brauchen nicht mehr derartig aufwendig verpackt und geschützt zu werden.
Bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen 2 bis 15 umschrieben.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand von Zeichnungen näher erläutert. In diesen Zeichnungen zeigt:
  • Fig. 1 einen Längsschnitt durch ein erstes Ausführungsbeispiel eines Puffers im Ruhezustand;
  • Fig. 2 den Puffer gemäss Fig. 1 in einer Momentaufnahme beim Einfedern;
  • Fig. 3 die Regeleinrichtung des Puffers gemäss Figur 2 in vergrösserter Darstellung;
  • Fig. 4 den Puffer gemäss Fig. 1 in vollständig eingefedertem Zustand, und
  • Fig. 5 einen Längsschnitt durch ein zweites Ausführungsbeispiel eines Puffers im Ruhezustand.
    • Anhand der Fig. 1, welche den Puffer in einer perspektivischen Ansicht im Ruhezustand zeigt, wird dessen grundsätzlicher Aufbau näher erläutert, wobei insbesondere auf die im Zusammenhang mit der Erfindung relevanten Teile näher eingegangen wird. Beim hier zur Rede stehenden Ausführungsbeispiel handelt es sich um einen Puffer mit einem Gesamtfederweg von ca. 150mm, der für Auflaufgeschwindigkeiten von ≤ 2m/s konzipiert ist. Der Puffer weist eine am Schienenfahrzeug (nicht dargestellt) zu befestigende Pufferhülse 1 sowie einen Pufferstössel 2 mit einem äusseren Stösselrohr 4, einem inneren Plungerrohr 5 und einem Pufferteller 3 auf. Sowohl das Stösselrohr 4 wie auch das Plungerrohr 5 stehen in Wirkverbindung mit dem Pufferteller 3. Das Plungerrohr 5 ist beidseitig von je einem Flansch 6, 7 verschlossen. In seinem Innenraum bildet das Plungerrohr 5 einen Gasraum 8 zur Aufnahme eines unter einem Überdruck von ca. 10-20 bar stehenden Gases sowie einer Teilmenge des Hydraulikmediums. Der Gasraum 8 des Plungerrohrs 5 ist durch Trennbleche 50 in eine Vielzahl von Teilkammern 8a unterteilt, wobei die Trennbleche 50 auf der Unterseite nicht bis an die Innenseite des Plungerrohrs 5 heranreichen, so dass zwischen den Trennblechen 50 und dem Plungerrohr 5 jeweils ein Spalt 51 freibleibt, über welchen das Hydraulikmedium zwischen den Teilkammern 8a zirkulieren kann.
    Zwischen dem fahrzeugseitigen Ventilflansch 7 und dem fahrzeugseitigen Ende der Pufferhülse 1 wird im Innenraum der Pufferhülse 1 ein Ölraum 9 gebildet. Im hier dargestellten ausgefederten Ruhezustand ist der Gasraum 8 zu einem Teil mit Hydrauliköl gefüllt, währenddem der Ölraum 9 vollständig mit Hydrauliköl gefüllt ist. Der fahrzeugseitige Ventilflansch 7 bildet zusammen mit einer darin aufgenommenen Ventilanordnung 13 eine gas-hydraulische Regeleinrichtung 12, welche den Durchfluss zwischen den zwei Räumen 8, 9 in Abhängigkeit der einwirkenden Kräfte regelt. Im unteren Bereich des Plungerrohrs 5 ist ein mit einer Vielzahl von radialen Bohrungen 16 versehenes Rücklaufrohr 15 angeordnet. Der Aufbau und die Wirkunsgweise dieser Regeleinrichtung 12 wird nachfolgend anhand der Figur 3 näher erläutert.
    Aus der Fig. 2 ist der Puffer in einer Momentaufnahme beim Einfedem ersichtlich. Sobald eine bestimmte Kraft auf den Pufferteller 3 einwirkt wird dieser zusammen mit dem Stösselrohr 4 und dem Plungerrohr 5 nach rechts verschoben. Dabei steigt der Druck im Ölraum 9 an und das Hydrauliköl strömt vom Ölraum 9 an der Ventilanordnung 13 vorbei in den Gasraum 8.
    Figur 3 zeigt die aus einer Vielzahl von aufeinander abgestimmten und miteinander zusammenwirkenden Elementen bestehende Regeleinrichtung 12 in vergrösserter Darstellung. Der Ventilflansch 7 ist mit einem radial umlaufenden Kanal 20 versehen, welcher fahrzeugseitig von einem Bund 21 begrenzt wird. Zwischen diesem Bund 21 und der Hülsenwand 10 der Pufferhülse 1 besteht ein Ringspalt 22, durch den das Hydrauliköl vom Ölraum 9 in den Kanal 20 und auch wieder zurück strömen kann. Die Hülsenwand 10 bzw. Innenseite der Pufferhülse 1 ist derart gestaltet, dass sich deren Innendurchmesser nach rechts zum Fahrzeug hin verengt, so dass sich der Ringspalt 22 mit zunehmendem Einschieben des Pufferstössels 2 verkleinert. Der Ventilflansch 7 ist mit mehreren in den Kanal 20 mündenden Querbohrungen versehen, wobei aus dieser Darstellung allerdings nur eine Querbohrung 23 ersichtlich ist. Das Rücklaufrohr 15 ist über einen Kanal 17 mit der Querbohrung 23 verbunden. In diesem Kanal 17 ist ein Rückschlagventil 18 angeordnet, welches schematisch dargestellt ist. Der Ventilflansch 7 weist einen sich in Längsrichtung erstreckenden Fortsatz 7a auf, in den eine axial verlaufende und radial abgestufte Öffnung 25 eingelassen ist, welche auf der Vorderseite eine Ventilkammer 26 bildet. An dem der Querbohrung 23 zugewandten Ende der Öffnung 25 wird ein Ventilsitz 27 gebildet. Ein Kanal 28 verbindet die Ventilkammer 26 mit dem Gasraum 8 des Plungerrohrs 5.
    In die Öffnung 25 ist die Ventilanordnung 13 eingesetzt. Diese weist ein Steuerventil 32 mit einem im wesentlichen T-förmig ausgebildeten Ventilkörper 33 auf, welch letzterer mit einer zentralen Längsbohrung 34 versehen ist. Die hintere Stimfläche 38 des Ventilkörpers 33 ist dabei ca. 4 bis 5 mal grösser als die vordere Stirnfläche 36. Auf der Vorderseite ist das Steuerventil 32 mit einem federbelasteten und als Rückschlagventil wirkenden Kopfteil 35 versehen, das sich in der Ruhestellung am Ventilsitz 27 abstützt. Hinter diesem Kopfteil 35 ist ein radiale Bohrung 37 in den Ventilkörper 33 eingelassen, welche in die Längsbohrung 34 mündet.
    Auf der Rückseite des Ventilkörpers 33 ist ein mittels einer an einem Trennblech 50 abgestützten Feder 39 belastetes Tellerventil 40 vorgesehen, das sich im Ruhezustand an einem durch die Stirnseite des Flansch-Fortsatzes 7a gebildeten Ventilsitz 29 anlegt und diesen im Ruhezustand verschliesst. Zwischen dem Tellerventil 40 und der hinteren Stirnseite 38 des Ventilkörpers 33 wird ein Rückraum 30 gebildet. Das Tellerventil 40 ist mit einem zylindrischen Fortsatz 41 versehen, der sich in die zentrale Längsbohrung 34 des Ventilkörpers 33 erstreckt und u. a. als Führung beim Verschieben des Tellerventils 40 wirkt. Dieser Fortsatz 41 ist mit einer zentralen Bohrung 42 und einer hydraulischen Drosseleinrichtung 43 versehen, wobei die Bohrung 42 auf der Vorderseite in die zentrale Längsbohrung 34 des Ventilkörpers und auf der Rückseite in einen radialen Kanal 47 mündet. Die Drosseleinrichtung 43 besteht aus einer Scheibe 44 die mit einer einen definiert engen Querschnitt aufweisenden Bohrung versehen ist. Im weiteren ist ein Filter 45 sowie eine Befestigungsschraube 46 vorgesehen, die ebenfalls eine zentrale Bohrung aufweist. Der Filter 45 soll verhindern, dass sich die in die Scheibe 44 eingelassene Öffnung mit Schmutzpartikeln zusetzt.
    Die Funktionsweise dieser Regeleinrichtung 12 stellt sich wie folgt dar: Durch eine auf den Pufferstössel 2 einwirkende Kraft wird dieser zusammen mit dem Plungerrohr 5 nach rechts in Richtung des Fahrzeugs verschoben. Dadurch erhöht sich der Druck im Ölraum 9, so dass das Hydrauliköl über den Ringspalt 22 in den Kanal 20 und von da in über die Bohrung 23 in die Vorkammer 24 strömt, wo die vordere Stirnfläche 36 des Kopfteils 35 mit einem Überdruck beaufschlagt wird, so dass sich der Ventilkörper 33 in die hier gezeigte Stellung nach links verschiebt. Das Rückschlagventil 18 verhindert, dass Hydrauliköl unter Umgehung des Steuerventils 32 in das Rücklaufrohr 15 bzw. in den Gasraum 8 strömen kann. Durch das Verschieben des Ventilkörpers 33 kann das Hydrauliköl von der Vorkammer 24 über den entstehenden Durchlass 49 in die Ventilkammer 26 und von da über den Kanal 28 in den Gasraum 8 einströmen.
    Wenn Wagen mit hohen Geschwindigkeiten und/oder mit unterschiedlichen Massen vom Pufferstössel 2 abgebremst werden müssen, so entsteht natürlich auch ein hoher Überdruck in der Vorkammer 24, welcher bewirkt, dass der Ventilkörper 33 sehr schnell nach links bewegt wird. Dadurch wird im Rückraum 30 ebenfalls ein hoher Druck erzeugt, der das Tellerventil 40 vom Ventilsitz 29 abheben lässt, so dass das sich im Rückraum 30 befindlich Hydrauliköl in den Gasraum 8 entweichen kann, wodurch der Öffnungsbewegung des Ventilkörpers 33 ein relativ geringer Widerstand entgegengesetzt wird. Sobald der Überdruck im Rückraum 30 abgebaut ist, legt sich das federbelastete Tellerventil 40 wieder am Ventilsitz 29 an.
    Über die Drosseleinrichtung 43 kann nun Hydrauliköl von der Ventilkammer 26 in den Rückraum 30 einströmen. Da jedoch nur eine relativ geringe Menge Hydrauliköl in den Rückraum 30 nachströmen kann, erfolgt die Schliessbewegung des Ventilkörpers 33 verzögert. Dieses Verzögern der Schliessbewegung ist insofern wichtig, da die hintere Stirnfläche 38 des Ventilkörpers 33 wesentlich grösser ist als die vordere Stirnfläche 36. Sofern nämlich die Bohrung 42 im Fortsatz 41 des Tellerventils 40 einen grossen Querschnitt hätte, würde der sich durch die Schliessbewegung des Ventilkörpers 33 vergrössernde Rückraum 30 sehr schnell mit Hydrauliköl gefüllt und eine allfällige Druckdifferenz zwischen der vorderen- und der hinteren Stirnfläche 36, 38 sehr schnell ausgeglichen, wodurch der Ventilkörper 33 von dem in den Rückraum 30 einströmenden Hydrauliköl schlagartig nach rechts bewegt würde, was zur Folge hätte, dass die Einfederbewegung des Stössels 2 ebenfalls schlagartig gebremst würde.
    Durch die Drosseleinrichtung 43 wird dies jedoch verhindert, da nach dem Schliessen des Tellerventils 40 der statische Druck im Rückraum 30 verzögert aufgebaut bzw. ausgeglichen wird, so dass die Schliessbewegung des Ventilkörpers 33 ebenfalls verzögert und der Durchlassquerschnitt des Ventilsitzes 49 entsprechend langsam verkleinert wird. Dadurch kann das Hydrauliköl gegen Ende des Pufferhubs mit nur sehr geringem Druckverlust von der Vorkammer 24 am Ventilkörper 33 vorbei in den Gasraum 8 strömen.
    Ausserdem wird durch das verzögerte Schliessen verhindert, dass es zu einem Ventilflattern kommt, was nachteilige Folgen auf das Regelverhalten der Ventileinrichtung 13 hätte.
    Sofern Wagen mit geringer Geschwindigkeit und gleichen Massen vom Pufferstössel 2 abgefangen werden müssen, so wird ein geringerer Überdruck in der Vorkammer 24 aufgebaut. In diesem Fall wird der Ventilkörper 33 relativ langsam nach links bewegt und die relativ geringe Druckdifferenz zwischen Vorder- und Rückseite des Ventilkörpers 33 kann über die Drosseleinrichtung 43 ausgeglichen werden, ohne dass das Tellerventil 40 vom Ventilsitz 29 abgehoben wird.
    Die Hülsenwand 10 bzw. Innenseite der Pufferhülse 1 ist derart gestaltet, dass sich deren Innendurchmesser nach rechts zum Fahrzeug hin verengt, so dass sich der Ringspalt 22 bei zunehmenden Einschieben des Pufferstössels 2 ebenfalls verkleinert. Dadurch steigt insbesondere bei dynamischer Belastung die Dämpfung des Puffers mit zunehmendem Einfedern an. Bei quasistatischer Belastung folgt der Kraftverlauf den Regeln des Gasgesetzes. Dabei wird mit dem Ventilkörper 33 der hydraulische Druck gegenüber dem Gasdruck um das Flächenverhältnis der beiden Stirnflächen 36, 38 erhöht. Mit der dargestellten Regeleinrichtung 12 kann jedoch die Wirkung der Flächenverhältnisse der beiden Stirnflächen 36, 38 bei dynamischer Belastung ausgeschaltet werden und das Öl kann gegen Ende des Pufferhubs, wie bereits ausgeführt, mit nur sehr geringem Druckverlust von der Vorkammer 24 in den Gasraum 8 strömen. Durch ein gezieltes Abstimmen der Komponenten ist es möglich, den Puffer derart auszulegen, dass sowohl bei ungünstigen Paarungen von Massenverhältnissen wie auch beim Zusammentreffen mit herkömmlichen Puffern die durch den erfindungsgemäss gestalteten Puffer auf das Schienenfahrzeug übertragene Beschleunigung innerhalb eines vorgegebenen Grenzwertes gehalten wird. Ein derart gestalteter Puffer garantiert daher sowohl bei quasi-statisch wie auch bei dynamisch einwirkenden Kräften eine optimale Energieaufnahme und Dämpfung, so dass die vom Stössel auf das Schienenfahrzeug übertragenen Beschleunigungen bei den im regulären Betrieb vorkommenden Fällen nicht mehr als z.B. 9.81 m/s2 (1 g) betragen.
    Obwohl vorgängig nur die beiden Belastungs-Extremfälle geschildert wurden, sind je nach der Grösse der auf den Pufferstössel 2 einwirkenden Energie auch Zwischenstufen zwischen den beiden vorgängig erläuterten Zuständen möglich.
    Fig. 4 zeigt den Puffer gemäss Fig. 1 in vollständig eingefedertem Zustand. Der Ventilflansch 7 legt sich dabei auf der Innenseite an der Rückwand der Pufferhülse 1 an. Da sich mit zunehmenden Verschieben des Pufferstössels 2 der Druck im Gasraum 8 erhöht und der Ringspalt 22 (Fig. 3) gleichzeitig verkleinert, steigt die zum Verschieben des Pufferstössels 2 notwendige Kraft am Ende des Einfedervorgangs progressiv an. Der hier dargestellte Fall kommt denn unter regulären Betriebsbedingungen auch praktisch nie vor. Je nach Auslegung des Puffers würde der Druck im Gasraum 8 bei vollem Einfedern ca. zwischen 100 und 200 bar liegen, wobei der Druck im Ölraum 9 je nach dem Verhältnis der beiden Stirnflächen 36, 35 ca. 4 bis 5 mal höher liegt. Nachdem die auf den Pufferstössel 2 einwirkende Kraft nachlässt federt der Pufferstössel 2 durch den im Gasraum 8 herrschenden Überdruck aus. Das Hydrauliköl strömt dabei über die radialen Bohrungen 16 in das Rücklaufrohr 15 ein, von wo es über das geöffnete Rückschlagventil 18 in den Kanal 17, den radial umlaufenden Kanal 20 und von da über den Ringspalt 22 in die Ölraum 9 zurückfliessen kann. Der Kopfteil 35 des Ventilkörpers 33 legt sich dabei an den Ventilsitz an und verhindert, dass Hydrauliköl über den Ventilsitz in die Ölraum 9 strömen kann.
    Indem das Hydrauliköl beim Zurückströmen vom Gasraum 8 in den Ölraum 9 nur über die im Bodenbereich angeordneten radialen Bohrungen 16 in das Rücklaufrohr 15 einströmen kann und der Kopfteil 35 des Ventilkörpers 33 gleichzeitig den Ventilsitz verschliesst wird sichergestellt, dass praktisch kein Gas vom Gasraum 8 in den Ölraum 9 gelangen kann.
    Fig. 5 zeigt ein alternatives Ausführungsbeispiel der Erfindung in einem Längsschnitt. Dabei ist im Gasraum 8 ein verschiebbarer Kolben 54 angeordnet, welcher diesen in zwei Räume 8a, 8b unterteilt, wobei der linke Raum 8a zur Aufnahme des unter Überdruck stehenden Gases und der rechte, mit der Ventilanordnung 13 in Verbindung stehende Raum 8b zur Aufnahme von Hydrauliköl ausgebildet ist.

    Claims (12)

    1. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung für Schienenfahrzeuge, mit einer fahrzeugseitig zu fixierenden Hülse (1) und einem relativ dazu verschiebbaren Stössel (2), wobei im Stössel (2) oder in der Hülse (1) ein erster, mittels eines Gases unter Überdruck gesetzter Gasraum (8) angeordnet ist und wobei in der Hülse (1) oder im Stössel (2) ein sich mit zunehmender Einfederung des Stössels (2) verkleinernder, mit Hydraulikmedium gefüllter Ölraum (9) angeordnet ist, und wobei zwischen den beiden Räumen (8, 9) eine gas-hydraulische Regeleinrichtung (12) mit einer Ventilanordnung (13) angeordnet ist, welche letztere beim Einfedern des Stössels (2) einen für das vom einen in den anderen Raum (8, 9) strömende Hydraulikmedium relevanten Querschnitt eines Durchlasses (49) in Abhängigkeit der auf den Stössel (2) einwirkenden Energie verändert dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung (13) einen vom Hydraulikmedium zumindest in Öffnungsrichtung bewegbaren Ventilkörper (33) mit einer vorderen und einer hinteren Stirnfläche (36, 38) aufweist, wobei im Ruhezustand des Ventilkörpers (33) die vordere Stirnfläche (36) mit dem Ölraum (9) und die hintere Stirnfläche (38) mit dem Gasraum (8) in Wirkverbindung steht, und wobei die hintere Stirnfläche (38) um ein Mehrfaches grösser ist als die vordere Stirnfläche (36) und wobei Mittel (43) zum Verzögern der Schliessbewegung des Ventilkörpers (33) vorgesehen sind, so dass die vom Stössel (2) auf das Fahrzeug übertragene Beschleunigung einen vorgegebenen Maximalwert nicht überschreitet.
    2. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung (13) den Durchfluss des Hydraulikmediums vom Ölraum (9) in den Gasraum (8) derart reguliert, dass die vom Stössel (2) auf das Fahrzeug übertragene Beschleunigung bei Auflaufgeschwindigkeiten von ≤ 2m/s 9.81m/s2 (1g) nicht überschreitet.
    3. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass auf der der hinteren Stirnfläche (38) zugewandten Rückseite des Ventilkörpers (33) ein Rückraum (30) angeordnet ist, in den eine mit dem Gasraum (8) in Wirkverbindung stehende Bohrung (42) mündet, deren Durchlassquerschnitt durch eine Drosseleinrichtung (43) begrenzt ist.
    4. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei auf der Rückseite des Ventilkörpers (33) ein Rückraum (30) angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass ein zwischen dem Rückraum (30) und dem Gasraum (8) angeordnetes, federbelastetes Einwegventil (40) vorgesehen ist, welch letzteres bei einem vorgegebenen, durch den sich in Öffnungsrichtung bewegenden Steuerkolben (34) bewirkten Druckanstieg entgegen der Federkraft derart verschiebbar ist, dass der Rückraum (30) mit dem Gasraum (8) in Verbindung steht.
    5. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Einwegventil (40) mit einem zylindrischen Fortsatz (41) versehen ist, der sich in eine zentrale Längsbohrung (34) des Ventilkörpers (33) erstreckt, wobei die gas-hydraulische Drosseleinrichtung (43) im Fortsatz aufgenommen ist, und wobei der Ventilkörper (33) mit zumindest einer radialen, in dessen zentrale Längsbohrung (34) mündende Bohrung (37) versehen ist, und wobei die zentrale Längsbohrung (34) des Ventilkörpers (33) mit der Bohrung (42) im Fortsatz (41) des Einwegventils (40) verbunden ist.
    6. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkörper (33) einen federbelasteten und als Rückschlagventil wirkenden Kopfteil (35) aufweist, welcher ein Zurückströmen von Hydraulikflüssigkeit und/oder Gas vom Gasraum (8) über den Ventilsitz (49) in den Ölraum (9) zu verhindern bestimmt ist.
    7. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die gas-hydraulische Regeleinrichtung (12) einen sich mit zunehmender Einfederung des Stössels (2) verengenden Durchlass (22) aufweist, der den Ölraum (9) hydraulisch mit einer Vorkammer (24) verbindet, und dass der Ölraum (9) direkt oder indirekt über einen von einem Einwegventil (18) verschliessbaren Kanal (17) mit dem Gasraum (8) verbunden ist, wobei das Einwegventil (18) den Durchfluss des Hydraulikmediums von dem Ölraum (9) in Richtung des Gasraums (8) zu verhindern bestimmt ist.
    8. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass sich der Innendurchmesser des in der Hülse (1) angeordneten Ölraums (9) in Einfederrichtung des Stössels (2) verkleinert und dass der Stössel (2) ein in der Hülse (1) geführtes Plungerrohr (5) mit einem endseitig angeordneten Ventilflansch (7) aufweist, welch letzterer einen radial umlaufenden Kanal (20) aufweist, die auf der dem Ölraum (9) zugewandten Seite von einem umlaufenden Bund (21) begrenzt ist, wobei zwischen dem Bund (21) und der inneren Hülsenwand (10) des Ölraums (9) ein radialer Spalt (22) zur Bildung eines sich mit zunehmender Einfederung des Stössels (2) verengenden Durchlasses vorgesehen ist.
    9. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilflansch (7) mit einer Öffnung (25) zur Aufnahme des Ventilkörpers (33) versehen ist, wobei der Ventilkörper (33) derart im Ventilflansch (7) aufgenommen ist, dass seine vordere, kopfseitige Stirnfläche (36) hydraulisch mit dem radial umlaufenden Kanal (20) in Verbindung steht.
    10. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass ein mit dem Kanal (17) in Verbindung stehendes Rücklaufrohr (15) vorgesehen ist, das zumindest teilweise durch den unteren Bereich des Gasraums (8) verläuft, wobei das Rücklaufrohr (15) in dem durch den unteren Bereich des Gasraums (8) verlaufenden Bereich mit einer Vielzahl von radialen Bohrungen (16) versehen ist.
    11. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Gasraum (8) in Längsrichtung durch Trennbleche (50) in eine Vielzahl von Teilkammern (8a) unterteilt ist, wobei die Trennbleche (50) auf der Unterseite nicht bis an die Innenseite des Plungerrohrs (5) heranreichen, so dass zwischen den Trennblechen (50) und dem Plungerrohr jeweils ein Spalt (51) freibleibt, über den das Hydraulikmedium zwischen den Teilkammern (8a) zirkulieren kann.
    12. Federnde Stoss- und/oder Zugeinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Gasraum (8) in Längsrichtung durch einen verschiebbaren Kolben (54) unterteilt ist, wobei der dem Fahrzeug abgewandte Kammerteil (8a) zur Aufnahme eines unter Überdruck stehenden Gases ausgebildet ist und wobei der dem Fahrzeug zugewandte Kammerteil (8b) mit der Ventilanordnung (13) in Verbindung steht und zur Aufnahme von vom Ölraum (9) in den Gasraum (8) strömendem Hydraulikmedium ausgebildet ist.
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    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    US3567042A (en) * 1968-12-23 1971-03-02 Pittsburgh Forging Co Pneumatic-hydraulic shock absorber
    SE460412B (sv) * 1987-09-16 1989-10-09 Sten Henrik Danieli Hastighetsstyrd jaernvaegsbuffert
    DE19523467C2 (de) * 1995-06-28 1999-12-09 Kg Ringfeder Bahntechnik Gmbh Hydraulikkapsel, insbesondere für Eisenbahnpuffer

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