Gelenkkupplung, insbesondere für den Einzelachsäntrieb von Schienenfährzeugen. Die Erfindung bezieht sich auf eine Ge lenkkupplung, insbesondere für den Einzel achsantrieb von Schienenfahrzeugen, bei der die beiden zu kuppelnden Teile durch eine Schwenkwelle miteinander verbunden sind, die an ihren Enden feststehende, nach der gleichen Seite von ihr weggerichtete Arme aufweist, wobei der durch die Schwenkwelle und ihre Arme gebildete Schwenkkörper am einen dieser Teile um eine Achse senkrecht zur Drehachse dieses Teils schwenkbar gela gert ist und in Führungen des andern der gekuppelten Teile eingreift:
Es ist bekannt, dass solche Kupplungen infolge der Beanspruchung der Schwenkwelle auf Torsion eine gewisse Elastizität für die Übertragung des Drehmomentes aufweisen. Doch reicht dieselbe nicht aus, um z. B. die bei Einzelachsantrieben übliche Federung des grossen Zahnrades oder des Ritzels entbehr lich zu machen.
Es ist auch bekannt, bei einer solchen einen Schwenkkörper aufweisenden Gelenk- kupplung den Schwenkkörper durch Einbau von Blattfedern in die unterteilte Schwenk welle elastisch zu machen. Doch ist diese Konstruktion komplizierter und teurer und erfordert mehr Unterhaltskosten.
Die Erfindung vermeidet die Nachteile der bekannten Bauarten dadurch, dass die Schwenkwelle, die die beiden von ihr nach der gleichen Seite weggerichteten Arme trägt, als Drehstabfeder (Torsiönswelle) aus gebildet ist und dass zur Vermeidung einer Biegungsbeanspruchung der - Schwenkwelle durch die an der Kupplung wirkenden Über- tragüngskräfte der Abstand der Lagermittel punkte ders Schwenkkörpers am einen der zu kuppelnden Teile gleich gross ist wie der: Ab stand der beiden Kraftangriffsstellen in den Führungen des andern Teils.
Durch diese Kupplung nach der Erfindung ist die Lösung der Aufgabe erreicht, eine Gelenkküppluug zu schaffen, die nicht nur bei nicht koaxialer Stellung der beiden durch sie gekuppelten Wellen die Drehgeschwindigkeit ungeändert übertragen kann, sondern auch die beiden Wellen mit Bezug auf das Drehmoment z. B. in einem solchen Ausmass elastisch miteinan der verbindet, dass die beispielsweise bei Einzelachsantrieben von Schienenfahrzeugen übliche Federung des Zahnkranzes des das grosse Zahnrad antreibenden Ritzels erspart werden kann.
In der Zeichnung ist ein Ausführungs beispiel der Erfindung dargestellt, und zwar zeigt: Fig. 1 eine Seite eines Radsatzes mit einem Antrieb im Schnitt nach Linie I-I der Fig. 3, bei dem die Schwenkwelle am einen der zu kuppelnden Teile unverschiebbar aber schwenkbar gelagert ist, Fig. 2 den Grundriss dazu, Fig. 3. in ihrer linken Hälfte einen .Schnitt nach der Linie III-III der Fig. 1, in ihrer rechten Hälfte das Zahnrad der Fig. 1 in An sicht in Pfeilrichtung, Fig. 4 eine Abänderung der Bauart nach Fig. 1, bei der nicht die Schwenkwelle, son dern die freien Enden der Arme schwenkbar aber unverschiebbar im einen der zu kup pelnden Teile gelagert sind, Fig. 5, den Grundriss zu Fig. 4, Fig. 6 in der linken Hälfte einen Schnitt nach der Linie VI-VI der Fig. 4 und 5, in der rechten Hälfte das Zahnrad der Fig. 4 in Ansicht in Pfeilrichtung, Fig.
7 eine Einzelheit.
In allen Figuren trägt die Achse 1 das Schienenrad 2, an dessen Nabe der besondere Träger 3 für die Schwenkkörperkupplung angegossen ist. Bei der Bauart nach Fig. 1 bis 3 besteht der Schwenkkörper aus der Schwenkwelle 4 und den an ihren verdickten Enden 5 aufgepressten beiden Armen 6. Die Naben 7 dieser Arme 6 sind mit Klauen 8 versehen, die in die Gegenklauen einer die Schwenkwelle umgebenden Hülse 9 eingrei fen. Die Enden der Arme 6 tragen mittels eines Doppelzapfens 10, 10a mit zueinander senkrechten Achsen Steine 11, die in Kulis sen 12 des Zahnrades 13. eingreifen. Das Zahnrad 1,3 ist auf dem Hohlzapfen 14 dreh- bar gelagert, der mit dem nicht gezeichneten Rahmen des. Schienenfahrzeuges mittelbar oder unmittelbar fest verbunden ist.
Die Na- j ben 7 der Arme 6 sind in den zweiteiligen Schwenklagern 15 an dem Träger 3 gelagert. Diese Lager haben die Reaktion der an den Steinen 11 angreifenden Übertragungskräfte aufzunehmen, welch letztere in Fig. 3 mit P i bezeichnet sind. Um Einwirkung von Bie gungsmomenten auf die Torsionswelle her rührend von den Kräften P zu verhindern, sind die Schwenklager 15 am Triebrad in einem Abstand 20 voneinander vorgesehen, der gleich dem Abstand 2'0a der Steine Il. bezw. der Angriffsstellen der Kräfte P am Zahnrad 13 der Kupplung ist.
Die beiden Kräfte P beanspruchen be kanntlich die Welle 4 auf Torsion. Die Welle 4 ist als Drehstabfeder (Torsionswelle) ausgebildet, die aus sehr sorgfältig bearbeite tem Federstahl besteht, so dass die Beanspru chung auf die bei Federn übliche Höhe von z. B. 3000 kg/cm2 oder mehr getrieben wer den kann.
Dabei werden die Kräfte P ela stisch von einem der zu kuppelnden Teile 2, 13 auf den andern übertragen, so dass die Kupplung nicht nur bei zeitweiligen oder dauernden Abweichungen der Drehachsen der zu kuppelnden Teile als die Drehgeschwin digkeit praktisch ungeändert übertragende gelenkige Kupplung arbeitet, sondern auch als eine Kupplung, die das Drehmoment ela stisch überträgt, wobei beim Maximaldreh moment eine elastische Verdrehung zwischen Triebrad 2 und Zahnrad 1 & von z. B. 1 er zielt werden kann, so dass das nicht gezeich nete, das Zahnrad 13 antreibende Ritzel nicht mehr mit gefedertem Zahnkranz ausgeführt sein muss.
Von besonderem Vorteil ist die Ausbil dung der Schwenkwelle als Torsionsw eile, wenn ein Paar von Schwenkkörpern vorgese hen ist, wie der Grundriss Fig. 2 erkennen lässt, da hierdurch gleichmässige Verteilung der Kraftübertragung auf jeden der beiden einzelnen Schwenkkörper 4, 6 gesichert wird.
Um beim Bruch der Torsionswelle 4 das Versagen der Kupplung zu verhindern, grei- fen die Klauen der Hülse 9 in die beiden Klauenkränze 8 der Naben 7 mit solchem Spiel ein, dass wohl die gewünschte Maximal verdrehung der Torsionswelle 4 frei erfolgen kann, aber doch bei Bruch der Welle 4 die Klauen zum Anliegen kommen und die Hülse 9 die Verbindung zwischen den Hebeln 6 her stellt. Die Rippen 16 verhindern dabei die Verschiebung der Arme 6 nach auswärts und Lösung des Eingriffes der Klauen.
Die im Verhältnis zur Welle 4 sehr steife Hülse 9 kann bei 2,1 mit einem Lager für die Stab feder 4 versehen sein, um Biegungsbeanspru chung und Durchbiegung der Stabfedern 4 infolge der Einwirkung der Fliehkraft auf die freien Arme 6 mit den Steinen und auf die Welle 4 selbst möglichst zu verhindern.
Die Hülse kann auch ohne Klauen ausgebil det sein, wenn sie allein dem Zweck der Auf nahme der Fliehkräfte dienen soll. -Sie kann dabei auf ihrer ganzen Länge auf der Welle 4 gelagert sein. _ Die Hülse 9 kann mit der einen der Na ben 7 aus einem .Stück bestehen und mit dem freien Ende mit dem nötigen Tangentialspiel in Anschläge des andern Armes eingreifen.
In Abweichung von der in Fig. 1 bis 3 gezeigten Anordnung, bei der die Schwenk welle 4 schwenkbar aber urverschiebbar im einen der zu kuppelnden Teile gelagert ist, sind nach Fig. 4 bis 6 die freien Enden der Arme 6 im einen der zu kuppelnden Teile, und zwar in dem Zahnrad 13 schwenkbar aber urverschiebbar gelagert. Entsprechend sind die Lager 25 der Schwenkwelle 4, die in Kulissen 26 des am Triebrad 2 festen Trägers 3 eingreifen, parallel zur ,Schwenkachse des Schwenkkörpers 4, 6 verschiebbar. Es ist leicht ersichtlich, dass diese Bauart der Ge lenkkupplung im Prinzip gleich wirkt wie jene nach Fig. 1 bis 3 und ebenfalls exzen trische Lage der Drehachsen von Triebrad 2 gegenüber Zahnrad 13 erlaubt.
Die Drehstab feder 4 ist mit den Armen 6 zusammen aus einem Stück hergestellt und die zweiteiligen Lager 2:5 bezw. die Angriffsstellen der Kräfte P an dieser Welle befinden sich in einem Abstand 20a voneinander, der gleich gross ist wie jener 20 der Mittelpunkte der Schwenklager 30 bezw. der Anlenkstellen der Arme 6 am Zahnrad 13, -am von den Dreh momentübertragungskräften P herrührende Biegungsmomente an der Drehstabfeder 4 zu vermeiden. Damit die Arme 6 ausreichend ausschwingen können, sind die Lagerschalen 25 auf der Seite der .Arme mit Ausnehmun- gen 27 versehen.
Die Enden der Arme sind nicht wie bei einem bekannten Vorschlag mit einfachen, in der Schwenkachse liegenden Zapfen am Zahnradkörper 13 angelenkt, son dern mittels eines Doppelzapfens '28, 29. Von diesen Zapfen liegt der Zapfen 29 in der Schwenkachse des .Schwenkkörpers 4, 6 im Zahnrad 18 und' ist in den Lappen 3'0 des Zahnrades drehbar gelagert. Er ist mit einer Bohrung parallel zur Drehachse von Trieb achse 2 und Zahnrad 18 versehen; in diese Bohrungen der beiden Zapfen 29 sind die Arme 6 mit ihren als achsiale Zapfen 28 aus gebildeten Enden gelagert.
Auf diese Weise wird einerseits an dieser Stelle ein Kugelzapfen vermieden, der bei der unvermeidlichen Abnützung teure Repara turen erfordern würde, und anderseits wird erreicht, dass an dem Schwenkzapfen 29 nicht als Folge der ziemlich grossen elastischen Ver drehung von Triebrad '2, und Zahnrad 13 gegeneinander Kantenpressungen entstehen. Wie Kantenpressungen am Schwenkzapfen 29 entstehen, wenn nicht ein Doppelzapfen vor gesehen ist; zeigt Fig. 7, bei der ein einfacher Zapfen 29 gemeinsam durch das Ende des Armes 31 und die Lappen 30 des Zahnrades gesteckt ist und bei verdrehter Lage von Triebrad und Zahnrad vergrössert gezeigt ist.
Dabei würden nicht nur Kantenpressungen, sondern auch Biegungsmomente an der Dreh stabfeder und Torsionsmomente an den Ar men 6 entstehen, da sich das Ende 3,1 der Arme 6 nicht frei um eine Achse parallel zur Triebachse drehen kann. Der Anordnung nach Fig. 4 bis 6 kommt der Vorteil zu, dass die Torsionswelle länger gemacht werden kann als bei der Anordnung nach Fig. 1 bis 3.
Denn da bei der Ausfüh rung nach Fig. 4 bis 6 in der Öffnung 32 zwischen den beiden Lappen 30 des Zahn rades 13 kein Spielraum für dem Federspiel folgende Arme wie bei Fig. 1 vorgesehen werden muss, kann der Abstand 20a der Arme 6 bei der Bauart nach Fig. 4 bis 6 grösser ge wählt werden, so dass sich bei gleicher Be messung der Torsionswelle eine grössere Ela stizität der Kupplung, oder bei gleicher Ela stizität der Kupplung eine geringere Bean spruchung der Torsionswelle entsprechend ihrer stärkeren Bemessung ergibt. Auch kann bei dieser Anordnung nach Fig. 4 bis 6 die an den Armen 6 angreifende Fliehkraft ab gefangen werden, indem man die Zapfen 29 mit ihren Bunden 33 von innen her an dem innern der Lappen 30 anliegen lässt.
Bei die ser Bauart der Kupplung können daher von der Drehstabfeder alle zusätzlichen Beanspru chungen durch irgendwelche Biegungs momente sozusagen gänzlich ferngehalten und dieselbe rein auf Verdrehung beansprucht werden, wodurch ein Maximum an Betriebs sicherheit erreicht wird.
Articulated coupling, in particular for the single axle drive of rail vehicles. The invention relates to a Ge articulated coupling, in particular for the single axle drive of rail vehicles, in which the two parts to be coupled are connected to each other by a pivot shaft, which has fixed arms at its ends pointing away from it on the same side, with the through the swivel shaft and its arms formed swivel body on one of these parts is pivotable about an axis perpendicular to the axis of rotation of this part and engages in guides of the other of the coupled parts:
It is known that such couplings have a certain elasticity for the transmission of the torque as a result of the torsional stress on the pivot shaft. But the same is not sufficient to z. B. to make the usual single axle suspension of the large gear or pinion dispensable Lich.
It is also known to make the swivel body elastic in such a joint coupling having a swivel body by installing leaf springs in the divided swivel shaft. However, this construction is more complicated and expensive and requires more maintenance costs.
The invention avoids the disadvantages of the known designs in that the pivot shaft, which carries the two arms directed away from it to the same side, is designed as a torsion bar spring (torsion shaft) and that in order to avoid bending stress on the pivot shaft through the pivot shaft acting on the coupling Transfer forces the distance between the bearing center points of the swivel body on one of the parts to be coupled is the same as the distance between the two force application points in the guides of the other part.
By this coupling according to the invention, the solution to the problem is achieved to create a joint coupling that can transmit the rotational speed unchanged not only when the two shafts coupled by it are not in a coaxial position, but also the two shafts with respect to the torque z. B. to such an extent elastically miteinan connects that the suspension of the ring gear of the pinion driving the large gear wheel, which is common, for example, for single-axle drives of rail vehicles can be spared.
In the drawing, an embodiment example of the invention is shown, namely: Fig. 1 shows a side of a wheel set with a drive in section along line II of Fig. 3, in which the pivot shaft is immovably but pivotably mounted on one of the parts to be coupled , Fig. 2 shows the plan, Fig. 3. in its left half a .Section along the line III-III of FIG. 1, in its right half the gear of Fig. 1 in view in the direction of the arrow, Fig. 4 a Modification of the design according to Fig. 1, in which not the pivot shaft, son countries the free ends of the arms are pivotable but immovable in one of the parts to be coupled, Fig. 5, the plan to Fig. 4, Fig. 6 in the left half a section along line VI-VI of FIGS. 4 and 5, in the right half the gear wheel of FIG. 4 in a view in the direction of the arrow, FIG.
7 a detail.
In all figures, the axle 1 carries the rail wheel 2, on whose hub the special carrier 3 for the swivel body coupling is cast. In the design according to FIGS. 1 to 3, the swivel body consists of the swivel shaft 4 and the two arms 6 pressed on at their thickened ends 5. The hubs 7 of these arms 6 are provided with claws 8 which fit into the counter claws of a sleeve 9 surrounding the swivel shaft intervene. The ends of the arms 6 carry by means of a double pin 10, 10a with mutually perpendicular axes stones 11, which engage in Kulis sen 12 of the gear 13th. The gear 1, 3 is rotatably mounted on the hollow pin 14, which is directly or indirectly firmly connected to the frame, not shown, of the rail vehicle.
The hubs 7 of the arms 6 are mounted in the two-part pivot bearings 15 on the carrier 3. These bearings have to absorb the reaction of the transmission forces acting on the stones 11, the latter being designated in FIG. 3 by P i. In order to prevent the action of bending moments on the torsion shaft from the forces P, the pivot bearings 15 are provided on the drive wheel at a distance 20 from one another which is equal to the distance 2'0a of the stones II. respectively the points of application of the forces P on the gear 13 of the clutch.
The two forces P claim be known to the shaft 4 to torsion. The shaft 4 is designed as a torsion bar spring (torsion shaft), which consists of very carefully machined system spring steel, so that the stress on the usual height of z. B. 3000 kg / cm2 or more who can be driven.
The forces P are ela stically transferred from one of the parts to be coupled 2, 13 to the other, so that the coupling works not only in the event of temporary or permanent deviations in the axes of rotation of the parts to be coupled as the articulated coupling that transmits practically unchanged speed, but rather also as a clutch that transmits the torque ela stically, with the maximum torque an elastic rotation between drive wheel 2 and gear 1 & of z. B. 1 it can be aimed, so that the not signed designated, the gear 13 driving pinion no longer has to be designed with a spring-loaded ring gear.
The design of the swivel shaft as a torsion wave is particularly advantageous when a pair of swivel bodies is provided, as can be seen from the plan in FIG. 2, since this ensures uniform distribution of the power transmission to each of the two individual swivel bodies 4, 6.
In order to prevent failure of the coupling when the torsion shaft 4 breaks, the claws of the sleeve 9 engage in the two claw rims 8 of the hubs 7 with such play that the desired maximum rotation of the torsion shaft 4 can take place freely, but at Break of the shaft 4, the claws come to rest and the sleeve 9 establishes the connection between the levers 6. The ribs 16 prevent the arms 6 from being displaced outwards and the engagement of the claws being released.
The relative to the shaft 4 very stiff sleeve 9 can be provided at 2.1 with a bearing for the rod spring 4 to Biegungsbeanspru chung and deflection of the rod springs 4 due to the action of centrifugal force on the free arms 6 with the stones and on To prevent wave 4 itself as possible.
The sleeve can also be ausgebil det without claws if it is only intended to serve the purpose of absorbing the centrifugal forces. It can be mounted on the shaft 4 along its entire length. _ The sleeve 9 can consist of one piece with one of the hubs 7 and the free end can engage with the stops on the other arm with the necessary tangential play.
In contrast to the arrangement shown in Fig. 1 to 3, in which the pivot shaft 4 is pivotable but originally displaceable in one of the parts to be coupled, the free ends of the arms 6 are according to Fig. 4 to 6 in one of the parts to be coupled , namely mounted pivotably but originally displaceably in the gear wheel 13. Correspondingly, the bearings 25 of the pivot shaft 4, which engage in the connecting links 26 of the carrier 3 fixed on the drive wheel 2, can be displaced parallel to the pivot axis of the pivot body 4, 6. It is easy to see that this type of joint coupling works in principle the same as that of FIGS. 1 to 3 and also eccentric position of the axes of rotation of drive wheel 2 with respect to gear 13 allows.
The torsion bar spring 4 is made with the arms 6 together in one piece and the two-part bearings 2: 5 respectively. the points of application of the forces P on this shaft are at a distance 20a from each other, which is the same as that 20 of the centers of the pivot bearings 30 respectively. the articulation points of the arms 6 on the gear 13, -am of the torque transmission forces P originating bending moments on the torsion bar 4 to avoid. So that the arms 6 can swing out sufficiently, the bearing shells 25 are provided with recesses 27 on the side of the arms.
The ends of the arms are not hinged to the gear wheel body 13 with simple pins lying in the pivot axis, as in a known proposal, but instead by means of a double pin 28, 29. Of these pins, the pin 29 lies in the pivot axis of the .Schwenkkörpers 4, 6 in the gear 18 and 'is rotatably mounted in the tab 3'0 of the gear. It is provided with a bore parallel to the axis of rotation of the drive axis 2 and gear 18; in these bores of the two pins 29, the arms 6 are mounted with their ends formed as axial pins 28.
In this way, on the one hand, a ball pin is avoided at this point, which would require expensive repairs in the event of unavoidable wear, and, on the other hand, it is achieved that on the pivot pin 29 not as a result of the rather large elastic Ver rotation of drive wheel 2 and gear 13 edge pressures against each other arise. How edge pressures arise on the pivot pin 29, if not a double pin is seen before; 7 shows, in which a simple pin 29 is inserted jointly through the end of the arm 31 and the tabs 30 of the gear and is shown enlarged when the drive wheel and gear are rotated.
Not only edge pressures, but also bending moments on the torsion bar spring and torsional moments on the Ar men 6 would arise, since the end 3.1 of the arms 6 can not rotate freely about an axis parallel to the drive axis. The arrangement according to FIGS. 4 to 6 has the advantage that the torsion shaft can be made longer than in the arrangement according to FIGS. 1 to 3.
Because in the Ausfüh tion according to Fig. 4 to 6 in the opening 32 between the two tabs 30 of the gear wheel 13 no clearance for the spring play following arms must be provided as in Fig. 1, the distance 20a of the arms 6 in the Design according to Fig. 4 to 6 larger ge selected, so that with the same Be measurement of the torsion shaft a greater elasticity of the coupling, or with the same elasticity of the coupling a lower stress on the torsion shaft results in accordance with its stronger dimensioning. In this arrangement according to FIGS. 4 to 6, the centrifugal force acting on the arms 6 can also be caught by letting the pins 29 with their collars 33 rest against the inside of the tabs 30 from the inside.
In this type of clutch, therefore, all additional stresses caused by any bending moments can be kept away from the torsion bar spring, so to speak, and the same can be claimed purely for rotation, thereby achieving maximum operational reliability.