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Vorrichtung zur Regelung des Übersetzungsverhältnisses im Bremsgestänge von Fahrzeug- bremsen in Abhängigkeit von der Fahrzeugbelastung
Die Erfindung bezieht sich auf derartige Bremsen für Fahrzeuge, insbesondere Eisenbahnfahrzeuge, bei denen das Übersetzungsverhältnis im Bremsgestänge zwecks Anpassung der Bremskraft an die Belastung des Fahrzeuges veränderlich ist und wo die Veränderung des Übersetzungsver- hältnisses durch Verschiebung des Stützpunktes eines oder mehrerer der zum Bremsgestänge gehörenden Bremshebel erfolgt. Es ist bekannt, zur selbsttätigen Verschiebung dieses Stützpunktes nach Massgabe der Fahrzeugbelastung von der Formveränderung einer Feder auszugehen, welche von der Fahrzeugbelastung beeinflusst wird.
Die Verschiebung des Stützpunktes für gleich grosse Veränderungen des Übersetzungsverhältnisses, welche Belastungsänderungen gleichen Ausmasses entsprechen, muss bekanntlich um so kleiner werden, je höher das Übersetzungsverhältnis steigt. Dieser Umstand ist z. B. aus der französischen Patentschrift Nr. 540853 zu entnehmen, wo auch Mittel zur Erzeugung der erwünschten Ungleichförmigkeit der Stützpunktsverschiebung vorgeschlagen werden. Die dort und auch später vorgeschlagenen Mittel zu diesem Zwecke haben jedoch den Nachteil, dass das Übertragungsgestänge zwischen der Feder und dem verschiebbaren Stützpunkt eine Kulissenführung mit darin gleitendem Zapfen oder Kulissenstein oder ähnliche umständliche Vorrichtungen umfassen muss, welche die Betriebssicherheit beeinträchtigen.
Bei einer Kulissenführung kann eine Vereisung oder Verschmutzung leicht zu Betriebsstörungen führen.
Erfindungsgemäss wird die angestrebte Ungleichförmigkeit der Stützpunktverschiebung unmittelbar durch eine geeignete Federeinrichtung erzielt.
Die Vorrichtung nach der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass die zur Stützpunktverschiebung erforderliche Bewegung von einer durch die Fahrzeugbelastung beeinflussten Federungseinrichtung abgeleitet wird, deren Feder durch geeignete Formgebung oder durch ein eine veränderlich wirksame Federbelastung erzeugendes Gestänge eine mit steigender Fahrzeugbelastung abnehmende elastische Formänderung aufweist.
Einige Ausführungsbeispiele der erfindung'5- gemässen Vorrichtung werden auf den Zeichnungen veranschaulicht. Es zeigen : Fig. 1, 2 und 3 schematisch in Seitenansicht, Grundriss und Querschnitt ein Eisenbahnwagen-Untergestell mit einer erfindungsgemässen Federungseinrichtung in Form einer bogenförmigen Blattfeder, welche von den Belastungsgliedern in der Längsrichtung gestreckt wird, Fig. 4,5 und 6 in gleicher Weise eine Federungseinrichtung in Form eines Gelenkvierecks, das über die eine Diagonale von den Belastungsgliedern gestreckt wird, während in der anderen, zur Streckrichtung senkrechten Diagonale eine Schraubendruckfeder eingespannt ist, Fig.
7 eine Federungseinrichtung mit Schraubendruckfeder und diese belastendem hydraulischem Kolben, der als konischer Wälzhautkolben mit bei zunehmendem Hub abnehmender wirksamer Kolbendruckfläche ausgebildet ist, Fig 8 eine Federeinrichtung mit Schraubendruckfeder, auf welche ein Anteil der Fahrzeugbelastung über einen Wälzhebel übertragen wird, der über ein Widerlager abrollt und dadurch sein Hebelarmverhältnis im Laufe der Federzusammendrückung ändert.
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die Federgehänge 3 aufgehängt sind. An jedem Wagenende ist das eine Federgehänge statt unmittelbar im entsprechenden Bock 4 des Wagenrahmens an d. : m einen Arm eines im genannten Bock 4 gelagerten zweiarmigen Hebels 5 angelenkt.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 1-3 sind die beiden Hebel 5 als Winkelhebel ausgebildet und durch eine zweiteilige Zugstange 6 miteinander verbunden. Zwischen den beiden Zugstangenteilen ist eine beispielsweise Federungseinrichtung gemäss der Erfindung eingeschaltet. Diese besteht nach Fig. 1-3 aus einer an ihren Enden mit den beiden Zugstangenteilen 6 gelenkig verbundenen bogenförmigen Blattfeder 7. Die Enden der Feder 7 sind an den beiden Zugstangenteilen und gleichzeitig an den freien Enden von im Wagenrahmen gelagerten Pendelgelenken 8 angelenkt. Die Verschiebung des Bremshebelstützpunktes erfolgt bei dieser Vor-
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richtung nach Massgabe der Durchbiegung dieser auf Streckung beanspruchten Blattfeder 7.
Bei gleicher Änderung der Wagenbelastung, d. h. bei gleicher Änderung des Zuges in der Stange 6, ist die Veränderung der Durchbiegung der Feder 7 um so geringer, je grösser die Wagenbelastung ist, so dass durch zweckmässige Wahl der Form und Bemessung der Feder eine Ungleichförmigkeit der Verschiebung des Stützpunktes des Bremshebels im Verhältnis zur Änderung der Wagenbelastung durch eine der Federverformung verhältnisgleiche Änderung des Übersetzungsverhältnisses des Bremsgestänges erhalten wird, wodurch ein konstantes Verhältnis zwischen Wagenbelastung und Bremskraft entsteht. Zur Ableitung der Durchbiegung der Feder 7 für die Stützpunktverschiebung ist in der Mitte der Feder 7 eine Lasche oder ein Lappen 7 a angebracht, an welchem der eine gabelförmig geteilte Arm eines zweiarmigen Hebels 9 angelenkt ist.
Der Hebel 9 ist in einer im Verhältnis zum Wagengestell festen Stütze 10 gelagert, welche aus zwei von einen Längsbalken des Wagenrahmens senkrecht herausstehenden Armen besteht, die auf der Oberseite als Gleitfläche für den mittleren Teil der Feder 7 dienen. Das freie Ende des zweiarmigen Hebels 9 ist durch ein Gestänge 11 mit dem verschiebbaren Stützpunkt 12 verbunden, der im Ausführungsbeispiel mit einem besonderen Übersetzungshebel 13 zusammenwirkt, der zwischen dem Bremszylinder 14 und den üblichen Bremshebeln 15 des Bremsgestänges eingeschaltet ist.
Anschläge 16 und 17 sind vorgesehen, welche die Drehung der Winkelhebel 5 bzw. die Streckung der Feder 7 begrenzen.
Die oben beschriebene, in Fig. 1-3 dargestellte
Vorrichtung wirkt folgendermassen : Wenn bei geringer Wagenbelastung diese um ein gewisses
Mass erhöht wird, so erfährt die Feder 7 eine ver- hältnismässige grosse Formveränderung, welche sich in einer verhältnismässig grossen Verschie- bungsbewegung des Hebelstützpunktes 12 aus- wirkt. Wenn bei stärker belastetem Wagen, also wenn die Feder 7 schon verhältnismässig stärker gestreckt ist, die Wagenbelastung um das gleiche
Mass erhöht wird, erfährt die Feder eine Form- veränderung, welche im Verhältnis zur Änderung der Wagen belastung geringer ist als bei schwach belastetem Wagen. Dabei wird die Verschiebung des Hebelstützpunktes 12 entsprechend geringer.
Bei der in den Fig. 4-6 gezeigtenausführungs- form wird von einem gleichartigen Übertragungs- gestänge wie in Fig. 1-3 für die Ableitung der der
Wagenbelastung proportionalen Kraft ausge- gangen. Diese Ausführungsform unterscheidet sich von der in Fig. 1-3 dargestellten nur durch die Gestaltung der Federungseinrichtung. Diese besteht aus einem Gelenkviereck 18, das in zwei diagonal entgegengesetzten Ecken an den beiden
Zugstangenteilen 6 angelenkt ist, während zwischen den beiden anderen diagonal entgegen- stehenden Ecken eine Schraubendruckfeder 19 eingespannt ist, welche bei Zugspannung zwischen den Zugstangentcilen C auf Druck quer zur Zugrichtung beansprucht wird.
Die Druckfeder 19 ist mit ihren Enden in schalenförmigen Gliedern eingefasst, welche mit an den betrcffenden Ecken des Gelenkviereckes 18 angelenkten Zapfen versehen sind. Der eine dieser Zapfen trägt eine ausserhalb des Gelenkvierecks ragende Verlängerung 20, an welche das obere gabelförmige Ende des Hebels 9 angelenkt ist.
Bei zunehmender Wagenbelastung nimmt die Spannung im Gestänge 6 zu, wodurch das Gelenkviereck 18 unter Zusammendrückung der Feder 19 langgezogen wird. Je kleiner der Winkel zwischen je zwei an den Zugstangenteilen 6 angelenkten Gelenken wird, um so geringer wird die Vergrösserung der auf die Feder wirkenden Druckkomponente für eine gegebene Vergrösserung der Zugkraft in der Zugstange 6, wodurch bei geringer Wagenbelastung eine bestimmte Vergrösserung derselben sich in einer grösseren Zusammendrückung der Feder 19 auswirkt als bei grösserer Wagenbelastung. Die Übertragung der Längenveränderung der Feder 19, welche der Veränderung der Durchbiegung der Blattfeder 7 nach Fig. 1 entspricht, erfolgt in derselben Weise wie in der vorbeschriebenen Ausführungsform durch den Hebel 9 und die Stange 11, wie aus Fig. 6 hervorgeht.
Es ist möglich, anstatt des vollständigen Gelenkviereckes 18 nur die eine Hälfte davon zu benutzen, so dass die Federungseinrichtung aus zwei in Reihe geschalteten, auf Zug beanspruchten Gelenkteilen und einer im Mittelpunkt und quer zur Zugrichtung wirkenden Feder besteht.
Bei der in Fig. 7 gezeigten Vorrichtung erfolgt die Übertragung der von der Wagenbelastung abgeleiteten Kraft mit Hilfe eines Druckmittels.
Zur Erzeugung eines der Wagenbelastung pro- portionalen Druckes im Druckmittel wird eine an sich bekannte Druckdose 21 mit durch eine
Membran gedichtetem Kolben 22 verwendet, der von einer vom Federgehänge 2 durch das Hebel- gestänge 5, 23,24 abgeleiteten Kraft belastet wird.
Die Druckdose 21 steht durch eine Leitung 2S in
Verbindung mit der Druckkammer 26 im Ge- häuse 27 eines an sich bekannten Wälzhaut- kolbens 28, der in bekannter Weise derart aus- gebildet ist, dass sich eine Verschiebung des
Kolbens 28 unter Einwirkung des Druckes in der
Druckkammer 26 in einer Verminderung der wirksamen Druckfläche des Kolbens 28 auswirkt.
Der Wälzhautkolben 28 wird von einer dem Druck in der Druckkammer 26 entgegenwirkenden
Feder 29 belastet, deren Längenveränderung im gleichförmigen Verhältnis zur Veränderung der sie belastenden Kraft steht. Da der Kolben 28 als kegeliger Wälzhautkolben ausgebildet ist, nimmt die die Feder 29 belastende Kraft bei gleicher Veränderung des Druckes im Druckmittel bei geringem Druck, d. h. bei geringer Wagen- belastung, mehr zu als bei höherem Druck, d. h. bei höherer Wagenbelastung. Die Bewegungen des
Kolbens 28 werden durch die Kolbenstange 30 und den Hebel 31 auf die Stange 32 übertragen,
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welche den verschiebbaren Hebelstützpunkt betätigt. Somit bilden der Wälzhautkolben 28 und die Feder 29 zusammen eine Federungseinrichtung, deren Steifheit mit der belastenden Kraft zunimmt.
Bei der in Fig. 8 gezeigten Ausführungsform umfasst die Federungseinrichtung eine Druckfeder 34 und einen Wälzhebel 33, welcher an der Übertragung eines Anteiles der Fahrzeugbelastung auf die Feder teilnimmt und sich dabei gegen ein Widerlager 43 abrollt, so dass sein Hebelarmverhältnis sich mit der Fahrzeugbelastung ändert, u. zw. derart, dass die Federungseinrichtung eine mit steigender Fahrzeugbelastung immer kleiner werdende Formänderung pro Tonne Belastungserhöhung aufweist. Der Wälzhebel 33 und die Druckfeder 34 sind in einem Gehäuse 36 angebracht, dessen einer Teil als Zylinder 37 für einen Kolben 38 ausgebildet ist. Der Kolben 38 wird auf der einen Seite von der Kraft der Feder 34 beaufschlagt und auf der anderen Seite von einem Stift 39 belastet, der am einen Ende des Wälzhebels 33 gelagert ist.
Zur Übertragung der von der Wagenbelastung abgeleiteten Kraft auf den Wälzhebel 33 dient ein Winkelhebel 40-41, dessen einer Arm 40 an dem Wälzhebel 33 an dessen dem Lagerungspunkte des Stiftes 39 entgegengesetzten Ende angelenkt ist und dessen anderer Arm 41 von einem Anteil der Wagenbela1 : tung beeinflusst wird, z. B. durch das in Fig. 1 gezeigte Gestänge 5, 6. Der verschiebbare Bremshebelstützpunkt wird zweckmässig ebenfalls mit dem Arm 41 verbunden. Der Wälzhebel 33 ist so ausgebildet, dass er eine mindestens angenähert in der Verbindungsebene zwischen den Lagcrungsachsen für den Stift 39 und für den Hebelarm 40 liegende Wälzfläche 42 aufweist, welche mit einem gewölbten Widerlager 43 zusammenwirkt.
Die Lagerungsachse des Winkelhebels 40-41 im Gehäuse 36 ist im Verhältnis zum Widerlager 43 derart angebracht, dass im Betriebe bei einer Zusammendrückung der Feder eine c möglichst geringe Reibung zwischen Widerlager 43 und Wälzfläche 42 entsteht.
Bei zunehmender Belastung des Wagens wird der Arm 41 des Winkelhebels, an welchem die von der Wagenbelastung abgeleitete Kraft angreift, nach links geschwenkt. Dabei wird das linke, mit dem Arm 40 des Winkelhebels zusammengelenkte Ende des Wälzhebels 33 nach oben geschwenkt, so dass infolge der Abstützung des Wälzhebels am Widerlager 43 das rechte Ende des Wälzhebels nach unten gedrückt wird. Dabei verschiebt sich der Stützpunkt des Wälzhebels 33 durch Abrollen der Walzfläche 42 gegen das Widerlager 43 nach links, wodurch das Hebelarmverhältnis des Wälzhebels verändert wird. Je weiter der Hebelarm 41 bei steigender Fahrzeugbelastung nach links geschwenkt wird und je weiter sich dadurch der Stützpunkt des Wälzhebels auf dem Widerlager 43 nach links verschiebt, um so kleiner wird die Änderung der Zusammendrückung der Feder 34.
In der praktischen Ausführung wird der Kolben 38 zweckmässig gleichzeitig als Flüssigkeitsdämpf- kolben verwendet. Zu diesem Zwecke ist der Zylinder 37 und der darüber liegende Teil 44 mit Flüssigkeit gefüllt und eine kleine Drossel- öffnung 45 ist im Boden des Kolbens 38 vorgesehen. Um zu verhindern, dass sich Luft im Innern des Kolbens 38 ansammelt, ist dessen Boden so ausgeführt, dass er von allen Seiten gegen den Punkt ansteigt, an welchem die Drossel- öffnung 45 angebracht ist.
Die Erfindung ist nicht auf die oben zu deren Verdeutlichung beschriebenen Ausführungsbeispiele begrenzt, sondern es können auch andere Federungseinrichtungen innerhalb des Schutzbereiches Verwendung finden, welche den in den Patentansprüchen gestellten Forderungen entsprechen. So könnte auch eine einem mit der Wagenbelastung gleichförmig veränderlichen Druck ausgesetzte Schraubendruckfeder mit zunehmender Wicklungssteigung verwendet werden, deren wirksame Windungszahl bei zunehmender
Zusammendrückung dadurch abnimmt, dass sich die Windungen in mit der Zusammendrückung steigender Anzahl aneinanderlegen.
PATENTANSPRÜCHE :
1. Vorrichtung zur Regelung des Übersetzungs- verhältnisses im Bremsgestänge von Fahrzeug- bremsen, insbesondere Eisenbahnwagenbremsen, in Abhängigkeit von der Fahrzeugbelastung durch
Verschiebung des Stützpunktes eines oder mehrerer Bremshebel, dessen Verschiebungsweg für eine Belastungsänderung gleichen Ausmasses bei höherer Belastung kleiner ist als bei geringerer
Belastung, dadurch gekennzeichnet, dass die zur
Stützpunktverschiebung erforderliche Bewegung von einer durch die Fahrzeugbelastung beein- flussten Federungseinrichtung abgeleitet wird, deren Feder durch geeignete Formgebung oder durch ein eine veränderlich wirksame Feder- belastung erzeugendes Gestänge eine mit steigender Fahrzeugbelastung abnehmende elasti- sche Formänderung aufweist.
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Device for regulating the transmission ratio in the brake linkage of vehicle brakes as a function of the vehicle load
The invention relates to such brakes for vehicles, especially railway vehicles, in which the transmission ratio in the brake linkage can be changed for the purpose of adapting the braking force to the load on the vehicle and where the change in the transmission ratio is achieved by moving the support point of one or more of the brake levers belonging to the brake linkage he follows. It is known to start from the change in shape of a spring, which is influenced by the vehicle load, for the automatic displacement of this support point in accordance with the vehicle load.
The shift of the support point for equally large changes in the transmission ratio, which changes in load correspond to the same extent, must, as is known, become smaller the higher the transmission ratio increases. This fact is z. B. from French patent specification No. 540853, where means for generating the desired non-uniformity of the support point shift are also proposed. The means proposed there and later for this purpose, however, have the disadvantage that the transmission linkage between the spring and the displaceable support point has to include a link guide with a pin or sliding block sliding therein or similar cumbersome devices that impair operational safety.
In the case of a link guide, icing or soiling can easily lead to malfunctions.
According to the invention, the desired non-uniformity of the support point displacement is achieved directly by a suitable spring device.
The device according to the invention is characterized in that the movement required to shift the support point is derived from a suspension device influenced by the vehicle load, the spring of which has an elastic change in shape that decreases with increasing vehicle load due to a suitable shape or a linkage generating a variable spring load.
Some embodiments of the device according to the invention are illustrated in the drawings. 1, 2 and 3 show a schematic side view, plan and cross section of a railroad car underframe with a suspension device according to the invention in the form of an arched leaf spring which is stretched in the longitudinal direction by the loading members, FIGS. 4, 5 and 6 in the same way Way, a suspension device in the form of a four-bar linkage, which is stretched over one diagonal by the load members, while a helical compression spring is clamped in the other diagonal perpendicular to the stretching direction, Fig.
7 a suspension device with a helical compression spring and a hydraulic piston that loads it, which is designed as a conical rolling skin piston with an effective piston pressure surface that decreases with increasing stroke, FIG. 8 a spring device with a helical compression spring to which a portion of the vehicle load is transferred via a roller lever that rolls over an abutment and thereby changing its lever arm ratio in the course of the spring compression.
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the spring hangers 3 are suspended. At each end of the wagon there is a spring suspension instead of directly in the corresponding bracket 4 of the wagon frame on d. : m articulated an arm of a two-armed lever 5 mounted in the aforementioned bracket 4.
In the embodiment according to FIGS. 1-3, the two levers 5 are designed as angle levers and are connected to one another by a two-part pull rod 6. A suspension device according to the invention, for example, is connected between the two tie rod parts. This consists of an arcuate leaf spring 7 articulated at its ends to the two tie rod parts 6. The ends of the spring 7 are hinged to the two tie rod parts and at the same time to the free ends of pendulum joints 8 mounted in the carriage frame. The shifting of the brake lever support point takes place with this
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direction according to the amount of deflection of this leaf spring 7 subjected to stretching.
With the same change in the wagon load, i. H. with the same change in the tension in the rod 6, the change in the deflection of the spring 7 is the smaller, the greater the load on the car, so that by appropriate choice of the shape and dimensioning of the spring, an irregularity in the displacement of the support point of the brake lever in relation to Change in the car load is obtained by a change in the transmission ratio of the brake linkage that is proportional to the spring deformation, whereby a constant ratio between car load and braking force is created. To derive the deflection of the spring 7 for the displacement of the support point, a tab or tab 7 a is attached in the middle of the spring 7, to which the one fork-shaped arm of a two-armed lever 9 is hinged.
The lever 9 is mounted in a support 10 which is fixed in relation to the carriage frame and which consists of two arms which protrude vertically from a longitudinal beam of the carriage frame and which serve on the top as a sliding surface for the central part of the spring 7. The free end of the two-armed lever 9 is connected by a linkage 11 to the displaceable support point 12, which in the exemplary embodiment cooperates with a special transmission lever 13 which is connected between the brake cylinder 14 and the usual brake levers 15 of the brake linkage.
Stops 16 and 17 are provided which limit the rotation of the angle levers 5 and the extension of the spring 7.
The one described above, shown in Figs. 1-3
The device works as follows: If, with a low load on the car, this decreases to a certain level
If the amount is increased, the spring 7 experiences a relatively large change in shape, which has the effect of a relatively large displacement movement of the lever support point 12. If, in the case of a more heavily loaded car, that is, when the spring 7 is already stretched relatively more, the car load is the same
If the amount is increased, the spring undergoes a change in shape which, in relation to the change in the load on the car, is less than in the case of a lightly loaded car. The displacement of the lever support point 12 is correspondingly smaller.
In the embodiment shown in FIGS. 4-6, a transmission linkage of the same type as in FIGS. 1-3 for the derivation of the
Car load proportional force assumed. This embodiment differs from that shown in Fig. 1-3 only in the design of the suspension device. This consists of a quadrangle 18, which is in two diagonally opposite corners on the two
Tie rod parts 6 is articulated, while a helical compression spring 19 is clamped between the two other diagonally opposite corners, which is subjected to pressure transverse to the direction of tension when there is tensile stress between the tie rod parts C.
The ends of the compression spring 19 are enclosed in shell-shaped members which are provided with pegs hinged to the relevant corners of the quadrangle 18. One of these pegs carries an extension 20 which protrudes outside the quadrangle and to which the upper fork-shaped end of the lever 9 is articulated.
As the load on the vehicle increases, the tension in the linkage 6 increases, as a result of which the four-bar linkage 18 is elongated while the spring 19 is compressed. The smaller the angle between two joints hinged to the tie rod parts 6, the smaller the increase in the pressure component acting on the spring for a given increase in the tensile force in the tie rod 6, which means that with a low load on the car, a certain increase in the same becomes greater Compression of the spring 19 has an effect than when the car is heavily loaded. The transmission of the change in length of the spring 19, which corresponds to the change in the deflection of the leaf spring 7 according to FIG. 1, takes place in the same way as in the embodiment described above by the lever 9 and the rod 11, as can be seen from FIG.
It is possible to use only one half of it instead of the complete four-bar linkage 18, so that the suspension device consists of two joint parts connected in series and subject to tension and a spring acting in the center and transversely to the direction of tension.
In the device shown in FIG. 7, the force derived from the load on the car is transmitted with the aid of a pressure medium.
To generate a pressure in the pressure medium that is proportional to the load on the vehicle, a pressure cell 21 known per se is also provided with a
Diaphragm-sealed piston 22 is used, which is loaded by a force derived from the spring hanger 2 by the lever rod 5, 23, 24.
The pressure cell 21 is in through a line 2S
Connection to the pressure chamber 26 in the housing 27 of a rolling skin piston 28 known per se, which is designed in a known manner in such a way that a displacement of the
Piston 28 under the action of the pressure in the
Pressure chamber 26 has the effect of reducing the effective pressure area of the piston 28.
The rolling skin piston 28 is counteracted by a pressure in the pressure chamber 26
Loaded spring 29, the change in length is in a uniform ratio to the change in the force loading it. Since the piston 28 is designed as a conical rolling skin piston, the force loading the spring 29 increases with the same change in the pressure in the pressure medium at low pressure, i. H. with less load on the vehicle, more than with higher pressure, d. H. with higher car loads. The movements of the
Pistons 28 are transferred to rod 32 through piston rod 30 and lever 31,
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which actuates the movable fulcrum. Thus, the rolling skin piston 28 and the spring 29 together form a suspension device, the rigidity of which increases with the loading force.
In the embodiment shown in FIG. 8, the suspension device comprises a compression spring 34 and a roller lever 33 which takes part in the transmission of a portion of the vehicle load to the spring and rolls against an abutment 43 so that its lever arm ratio changes with the vehicle load, u. in such a way that the suspension device has a change in shape that becomes smaller and smaller with increasing vehicle load per ton of load increase. The rolling lever 33 and the compression spring 34 are mounted in a housing 36, one part of which is designed as a cylinder 37 for a piston 38. The piston 38 is acted upon on one side by the force of the spring 34 and on the other side is loaded by a pin 39 which is mounted on one end of the roller lever 33.
An angle lever 40-41 is used to transmit the force derived from the car load to the rolling lever 33, one arm 40 of which is hinged to the rolling lever 33 at the end opposite the bearing point of the pin 39 and the other arm 41 of which is part of the car load is influenced, e.g. B. by the linkage 5, 6 shown in FIG. 1. The displaceable brake lever support point is expediently also connected to the arm 41. The rolling lever 33 is designed such that it has a rolling surface 42 which is at least approximately in the connecting plane between the bearing axes for the pin 39 and for the lever arm 40 and which cooperates with a curved abutment 43.
The bearing axis of the angle lever 40-41 in the housing 36 is attached in relation to the abutment 43 in such a way that, when the spring is compressed, the lowest possible friction occurs between the abutment 43 and the rolling surface 42 during operation.
As the load on the carriage increases, the arm 41 of the angle lever, on which the force derived from the carriage load acts, is pivoted to the left. The left end of the roller lever 33, which is jointed with the arm 40 of the angle lever, is pivoted upwards, so that the right end of the roller lever is pressed downwards as a result of the roller lever being supported on the abutment 43. The support point of the roller lever 33 shifts to the left by rolling the roller surface 42 against the abutment 43, whereby the lever arm ratio of the roller lever is changed. The further the lever arm 41 is pivoted to the left with increasing vehicle load and the further the support point of the roller lever on the abutment 43 is shifted to the left, the smaller the change in the compression of the spring 34 becomes.
In the practical embodiment, the piston 38 is expediently used as a liquid damping piston at the same time. For this purpose, the cylinder 37 and the part 44 located above it are filled with liquid and a small throttle opening 45 is provided in the bottom of the piston 38. In order to prevent air from accumulating inside the piston 38, the bottom of the piston is designed so that it rises from all sides towards the point at which the throttle opening 45 is attached.
The invention is not limited to the exemplary embodiments described above for their clarification, but other suspension devices can also be used within the scope of protection which correspond to the requirements set out in the patent claims. For example, a helical compression spring exposed to a pressure that changes uniformly with the load on the car could also be used with an increasing winding pitch, the effective number of turns with increasing
Compression decreases by the fact that the turns lay against one another in an increasing number with compression.
PATENT CLAIMS:
1. Device for regulating the transmission ratio in the brake linkage of vehicle brakes, in particular railway car brakes, depending on the vehicle load
Displacement of the support point of one or more brake levers, the displacement path of which for a load change of the same extent is smaller with a higher load than with a lower one
Load, characterized in that the for
The movement required for the displacement of the support point is derived from a suspension device influenced by the vehicle load, the spring of which has an elastic change in shape that decreases with increasing vehicle load due to a suitable shape or a linkage generating a variable spring load.