Vorrichtung zur Steuerung des veränderlichen Übersetzungsverhältnisses bei Fahrzeugbremsen nach Massgabe der Fahrzeugbelastung. Die Erfindung bezieht sich auf derartige Bremsen für Fahrzeuge, insbesondere Eisen bahnfahrzeuge, bei denen das Übersetzungs verhältnis im Bremsgestänge zwecks Anpas sung der Bremskraft an die Belastung des Fahrzeuges veränderlich ist, und wo die Ver änderung des Übersetzungsverhältnisses durch Verschiebung des Stützpunktes eines oder mehrerer der zum Bremsgestänge gehörenden Bremshebel erfolgt.
Es ist bekannt, zur selbsttätigen Verschiebung dieses Stütz- punktes nach Massgabe der Fahrzeugbela stung von der Formveränderung einer Feder auszugehen, welche von der Fahrzeug belastung oder einem geeigneten Teil davon belastet wird. Die Verschiebung des Stütz punktes für gleich grosse Veränderungen des Übersetzungsverhältnisses, welche gleich gro ssen Vergrösserungen der Fahrzeugbelastung entsprechen, muss bekanntlich um so kleiner werden, je höher das Übersetzungsverhält nis steigt. Dieser Umstand ist zum Beispiel in der französischen Patentschrift Nr. 540853 genannt, wo auch Mittel zur Erzeugung der erwünschten Ungleichförmigkeit der Stütz punktverschiebung vorgeschlagen werden.
Die dort und auch später vorgeschlagenen Mittel zu diesem Zwecke haben jedoch den Nach teil, dass das Übertragungsgestänge zwischen der Feder und dem verschiebbaren Stütz punkt eine Kulissenführung mit darin glei tendem Zapfen oder Kulissenstein oder ähn liche umständliche Vorrichtungen umfassen muss, welche die Betriebssicherheit beein trächtigen. Bei einer Kulissenführung kann eine Vereisung oder Verschmutzung leicht zu Betriebsstörungen führen.
Erfindungsgemäss wird die nachgestrebte Ungleichförmigkeit der Stützpunktverschie bung unmittelbar durch eine geeignete Feder einrichtung erzielt. Die Vorrichtung nach der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass die zur Stützpunktverschiebung erforderliche Bewegung von einer nach Massgabe der Fahr- zeugbelastung belasteten Federungseinrich tung abgeleitet wird, welche eine mit steigen der Fahrzeugbelastung immer kleiner wer dende Formänderung pro Tonne Belastungs erhöhung aufweist.
Einige Ausführungsbeispiele der erfin dungsgemässen Vorrichtung werden auf den Zeichnungen veranschaulicht. Es zeigen: Fig. 1, 2 und 3 schematisch in Seiten ansicht, Grundruss und Querschnitt ein Ei senbahnwagen-Untergestell mit einer erfin dungsgemässen 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 Gelenk- viereckes, das über die eine Diagonale von den Belastungsgliedern gestreckt wird, während in der andern, zur Streckrichtung senkrechten Diagonale eine Schraubendruckfeder einge spannt 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 Schrau bendruckfeder, auf welche ein Anteil der Fahrzeugbelastung über einen Wälzhebel übertragen wird, der sich auf ein Widerlager abrollt und dadurch sein Hebelarmverhältnis im Laufe der Federzusammendrückung ändert.
Auf den Zeichnungen bezeichnet 1 das Wagenuntergestell, an welchem die Trag federn 2 durch die Federgehänge 3 aufge hängt sind. An jedem Wagenende ist das eine Federgehänge statt unmittelbar im ent sprechenden Bock 4 des Wagenrahmens an dem einen Arm eines im genannten Bock 4 gelagerten zweiarmigen Hebels 5 angelenkt. Bei der Ausführungsform nach Fig. 1 bis 3 sind die beiden Hebel 5 als Winkelhebel aus gebildet und durch eine zweiteilige Zug stange 6 miteinander verbunden. Zwischen den beiden Zugstangenteilen ist eine bei spielsweise Federungseinrichtung gemäss der Erfindung eingeschaltet. Diese besteht nach Fig. 1 bis 3 aus einer an ihren Enden mit den beiden Zugstangenteilen 6 gelenkig ver bundenen bogenförmigen Blattfeder 7.
Die Enden der Feder 7 sind an den beiden Zug stangenteilen und gleichzeitig an den freien Enden von im Wagenrahmen gelagerten Pen delgelenken 8 angelenkt. Die Verschiebung des Bremshebelstützpunktes erfolgt bei dieser Vorrichtung nach Massgabe der Durchbiegung dieser auf Streckung beanspruchten Blatt feder 7.
Bei gleicher Änderung der Wagen belastung, das heisst bei gleicher Änderung des Zuges in der Stange 6, ist die Verände rung 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 Ungleich förmigkeit der Verschiebung des Stützpunk tes des Bremshebels im Verhältnis zur Än derung der Wagenbelastung erhalten wird, welche der Ungleichförmigkeit der Stütz punktverschiebung im Verhältnis zur Ände rung des Übersetzungsverhältnisses des Bremsgestänges entspricht, wodurch ein kon stantes Verhältnis zwischen Wagenbelastung und Bremskraft erhalten wird.
Zur Ableitung der Durchbiegung der Feder 7 für die Stütz punktverschiebung ist in der Mitte der Feder 7 ein Ohr 7 a. angebracht, an welchem der eine, gabelförmig geteilte Arm eines zwei armigen Hebels 9 angelenkt ist. Der Hebel 9 ist in einer im Verhältnis zum Wagen gestell festen Stütze 10 gelagert, welche aus zwei vom einen Längsbalken des Wa@--en- rahmens senkrecht herausstehenden Armen besteht, die auf der Oberseite als CTleitfläehe für den mittleren Teil der Feder 7 dienen.
Das freie Ende des zweiarmigen Hebels 9 ist durch ein Gestänge 11 mit: dem verschieb baren Stützpunkt 12 verbunden, der im ge zeigten Beispiel mit einem besonderen t_Tber- setzungshebel 13 zusammen wirkt. der zwi schen denn Bremszylinder 14 und den üb lichen Bremshebeln<B>1,5</B> des Bremsgestänges eingeschaltet ist. Anschläge 16 und 17 sind vorgesehen, welche die Drehung der Winkelhebel 5 bezw. die Streckung der Feder 7 begrenzen.
Die oben beschriebene, in Fig. 1 bis 3 dar gestellte Vorrichtung wirkt folgendermassen: Wenn bei geringer Wagenbelastung diese um ein gewisses Mass erhöht wird, so erfährt die Feder 7 eine verhältnismässig grosse Form veränderung, welche sich in einer verhältnis mässig grossen Verschiebungsbewegung des Hebelstützpunktes 12 auswirkt. Wenn bei stärker belastetem Wagen, also wenn die Feder 7 schon verhältnismässig stärker ge streckt ist, die Wagenbelastung um das gleiche Mass erhöht wird, erfährt die Feder eine Formveränderung, welche im Verhält nis zur Änderung der Wagenbelastung ge ringer ist als bei schwach belastetem Wagen. Dabei wird die Verschiebung des Hebelstütz punktes 12 entsprechend geringer.
Bei der in den Fig. 4 bis 6 gezeigten Ausführungsform wird von einem gleich artigen Übertragungsgestänge wie in Fig. 1 bis 3 für die Ableitung der der Wagen belastung proportionalen Kraft ausgegangen. Diese Ausführungsform unterscheidet sich von der in Fig. 1 bis 3 dargestellten nur durch die Gestaltung der Federungseinrich tung. Diese besteht aus einem Gelenkviereck 18, das in zwei diagonal entgegengesetzten Ecken an den beiden Zugstangenteilen 6 an gelenkt ist, während zwischen den beiden andern diagonal entgegenstehenden Ecken eine Schraubendruckfeder 19 eingespannt ist, welche bei Zugspannung zwischen den Zug stangenteilen 6 auf Druck quer zur Zug richtung beansprucht wird.
Die Druckfeder 19 ist mit ihren Enden in schalenförmigen Gliedern eingefasst, welche mit an den betref fenden Ecken des Gelenkviereckes 18 ange lenkten Zapfen versehen sind. Der eine die ser Zapfen trägt eine ausserhalb des Gelenk- viereckes 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 Zug stangenteilen 6 angelenkten Gelenken wird, um so geringer wird die Vergrösserung der auf die Feder wirkenden Druckkomponente für eine gegebene Vergrösserung der Zug kraft in der Zugstange 6, wodurch bei ge ringer Wagenbelastung eine bestimmte Ver grösserung derselben sich in einer grösseren Zusammendrückung der Feder 19 auswirkt als bei grösserer Wagenbelastung.
Die Über tragung der Längenveränderung der Feder 19, welche der Veränderung der Durchbie- gung der Blattfeder 7 nach Fig. 1 entspricht, erfolgt in derselben Weise wie in der vor beschriebenen 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 Federungseinrich tung aus zwei in Reihe nacheinander geschal teten; auf Zug beanspruchten Gelenkteilen und einer im Mittelpunkt und quer zur Zug richtung wirkenden Feder besteht.
Bei der in Fig. 7 gezeigten Vorrichtung erfolgt die Übertragung der von der Wagen belastung abgeleiteten Kraft mit Hilfe eines Druckmittels. Zur Erzeugung eines der Wa genbelastung proportionalen Druckes im Druckmittel wird eine an sich bekannte Druckdose 21 mit durch eine Membran ge dichtetem Kolben 22 verwendet, der von einer vom Federgehänge 2 durch das Hebel gestänge 5, 23, 24 abgeleiteten Kraft be lastet wird.
Die Druckdose 21 steht durch eine Leitung 25 in Verbindung mit der Druckkammer 26 im Gehäuse 27 eines an sich bekannten Wälzhautkolbens 28, der in bekannter Weise derart ausgebildet ist, dass sich eine Verschiebung des Kolbens 28 unter Einwirkung des Druckes in der Druckkam mer 26 in einer Verminderung der wirksamen Druckfläche des Kolbens 28 auswirkt. Der Wälzhautkolben 28 wird von einer dem Druck in der Druckkammer 26 entgegenwir kenden Feder 29 belastet, deren Längenver änderung im gleichförmigen Verhältnis zur Veränderung der sie belastenden Kraft. steht.
Da der Kolben 28 als kegeliger Wälzhaut- kolben ausgebildet ist, nimmt die die Feder 29 belastende Kraft bei gleicher Veränderung des Druckes im Druckmittel bei geringem Druck, das heisst bei geringer Wagenbela stung mehr zu als bei höherem Druck, das heisst bei höherer 'Wagenbelastung. Die Be wegungen des Kolbens 28 werden durch die Kolbenstange 30 und den Hebel 31 auf die Stange 32 übertragen, welche den verschieb baren Hebelstützpunkt betätigt. Somit bil den der Wälzhautkolben 28 und die Feder 29 zusammen eine Federungseinrichtung, deren Steifheit mit der belastenden Kraft zunimmt.
Bei der in Fig. 8 gezeigten Ausführungs form umfasst die Federungseinrichtung eine Druckfeder 34 und einen Wälzhebel 33, wel cher an der Übertragung eines Anteils der Fahrzeugbelastung auf die Feder teilnimmt und sich dabei gegen ein Widerlager 43 ab rollt, so dass sein Hebelarmverhältnis sich mit der Fahrzeugbelastung ändert, und zwar derart, dass die Federungseinrichtung eine mit steigender Fahrzeugbelastung immer kleiner werdende Formänderung pro Tonne Belastungserhöhung aufweist. Der Wälz- hebel 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 andern Seite von einem Stift 39 be lastet, 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 bis 41, dessen einer Arm 40 an dem Wälzhebel 33 an dessen dem Lagerungspunkte des Stif tes 39 entgegengesetzten Ende angelenkt ist und dessen anderer Arm 41 von einem An teil der Wagenbelastung beeinflusst wird, zum Beispiel durch das in Fig. 1 gezeigte Ge stänge 5, 6. Der verschiebbare Bremshebel stützpunkt wird zweckmässig ebenfalls mit dem Arm 41 verbunden.
Der Wälzhebel 33 ist so ausgebildet, dass er eine mindestens an genähert in der Verbindungsebene zwischen den Lagerungsachsen für den Stift 39 und für den Hebelarm 40 liegende Wälzfläche 42 aufweist, welche mit einem gewölbten Wi derlager 43 zusammenwirkt. Die Lagerungs achse des Winkelhebels 40-41 im Gehäuse 36 ist im Verhältnis zum Widerlager 43 der art angebracht, dass in z Betriebe bei einer Zu- sammendrückung der Feder eine möglichst geringe Reibung zwischen Widerlager 43 und Wälzfläche 42 entsteht.
Bei zunehmender Belastung des Wagens wird der Arm 41 des Winkelhebels, auf wel chen die von der Wagenbelastung abgeleitete Kraft angreift, nach links geschwenkt. Dabei wird das linke, mit dem Arm 40 des Win kelhebels zusammengelenkte Ende des Wälz- hebels 33 nach oben geschwenkt, so dass in folge der Abstützung des Wälzhebels am Widerlager 43 das rechte Ende des Wälz hebels nach unten gedrückt wird. Dabei ver schiebt sich der Stützpunkt des Wälzhebels 33 durch. Abrollen der Wälzfläche 42 gegen das Widerlager 43 nach links, wodurch das Hebelarmverhältnis des Wälzhebels ver ändert wird.
Je weiter der Hebelarm 41 bei steigender Fahrzeugbelastung nach links ge schwenkt wird und je weiter sich dadurch der Stützpunkt des Wälzhebels auf dem Wi derlager 43 nach links verschiebt, um so kleiner wird die Änderung der Zusammen- drüchung der Feder 34 pro Tonne Erhöhung der Fahrzeugbelastung. In der praktischen Ausführung -wird der Kolben 38 zweck mässig gleichzeitig als Flüssigkeitsdämpf- kolben verwendet. Zu diesem Zwecke ist der Zylinder 37 und der darüberliegende Teil 44 mit Flüssibkeit gefüllt und eine kleine Drosselöffnung =15 ist im Boden des Kol bens 38 vorgesehen.
Uni zu verhindern, dass sich Luft im Innern des Kolbens 38 ansam rnelt, ist dessen Boden so ausgeführt, dass er von allen Seiten geben den Punkt ansteigt, an welchem die Dros.selöffnun- 45 ange bracht ist.
Die Erfindung ist nicht auf die oben zu deren Verdeutlichung beschriebenen Ausfüh rungsbeispiele begrenzt, sondern es können auch andere Federungseinrichtungen inner- halb des Schutzbereiches Verwendung fin den, welche den im Patentanspruch gestell ten Forderungen entsprechen. So könnte auch eine einem mit- der Wagenbelastung gleich förmig veränderlichen Druck ausgesetzte Schraubendruckfeder mit zunehmender Wick lungssteigung verwendet werden, deren wirksame Windungszahl bei zunehmender Zusammendrückung dadurch abnimmt, dass sich die Windungen in mit der Zusammen- drückung steigender Anzahl aneinanderlegen.
Device for controlling the variable gear ratio in vehicle brakes according to the vehicle load. The invention relates to such brakes for vehicles, especially railway vehicles, in which the translation ratio in the brake linkage for the purpose of adapting the braking force to the load on the vehicle is variable, and where the change in the transmission ratio by moving the support point of one or more of the Brake linkage belonging to the brake lever takes place.
It is known, for the automatic displacement of this support point in accordance with the vehicle load, to start from the change in shape of a spring which is loaded by the vehicle load or a suitable part thereof. As is well known, the shift of the support point for changes in the transmission ratio of the same size, which correspond to the same size increases in the vehicle load, must become smaller the higher the transmission ratio increases. This fact is mentioned, for example, in French Patent No. 540853, where means for generating the desired nonuniformity of the support point displacement are 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 must include a link guide with a sliding pin or sliding block 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 for shifting the support point is derived from a suspension device loaded according to the vehicle load, which has a shape change per ton of load increase that decreases with increasing vehicle load.
Some embodiments of the device according to the invention are illustrated in the drawings. 1, 2 and 3 schematically in side view, plan view and cross section of an egg senbahnwagen underframe with an inventive suspension device in the form of an arcuate leaf spring which is stretched in the longitudinal direction by the load members, FIGS. 4, 5 and 6, in the same way, a suspension device in the form of a quadrilateral joint, which is stretched over one diagonal by the loading members, while a helical compression spring is tensioned 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 transmitted via a rolling lever, which is on a Abutment rolls off and thereby changes its lever arm ratio in the course of the spring compression.
In the drawings, 1 denotes the car frame on which the support springs 2 are suspended by the spring hanger 3. At each end of the car, a spring hanger is hinged to one arm of a two-armed lever 5 mounted in said bracket 4 instead of directly in the corresponding bracket 4 of the carriage frame. In the embodiment of FIGS. 1 to 3, the two levers 5 are formed as an angle lever and rod 6 connected to one another by a two-part train. Between the two tie rod parts a suspension device according to the invention is switched on for example. According to FIGS. 1 to 3, 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 rod parts on the two train and at the same time hinged delgelenken 8 at the free ends of mounted in the carriage frame Pen. The displacement of the brake lever support point takes place in this device in accordance with the deflection of this leaf spring 7, which is subjected to stretching.
With the same change in the car load, that is, with the same change in the pull in the rod 6, the change in the deflection of the spring 7 is less, the greater the car load, so that through. Appropriate choice of the shape and dimensioning of the spring a non-uniformity of the displacement of the Stützpunk tes of the brake lever in relation to the change in the car load is obtained, which corresponds to the non-uniformity of the support point displacement in relation to the change in the transmission ratio of the brake linkage, creating a constant ratio between car load and braking force is obtained.
To derive the deflection of the spring 7 for the support point displacement is in the middle of the spring 7 an ear 7 a. attached to which the one fork-shaped arm of a two-armed lever 9 is articulated. The lever 9 is mounted in a support 10 which is fixed in relation to the carriage and which consists of two arms protruding vertically from a longitudinal beam of the Wa @ - en- frame, which serve on the top as a guide 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 example shown, interacts with a special transmission lever 13. which is switched on between the brake cylinder 14 and the usual brake levers <B> 1.5 </B> of the brake linkage. Stops 16 and 17 are provided, which respectively the rotation of the angle lever 5. limit the stretching of the spring 7.
The device described above, shown in FIGS. 1 to 3, acts as follows: If this is increased by a certain amount when the car load is low, the spring 7 experiences a relatively large change in shape, which results in a relatively large displacement movement of the lever support point 12 affects. If with a heavier load car, so if the spring 7 is already stretched relatively stronger ge, the car load is increased by the same amount, the spring undergoes a change in shape, which in relation to the change in the car load is ge ringer than with lightly loaded car. The shift of the lever support point 12 is correspondingly lower.
In the embodiment shown in FIGS. 4 to 6, a similar transmission linkage as in FIGS. 1 to 3 is assumed for the derivation of the force proportional to the load on the car. This embodiment differs from that shown in Fig. 1 to 3 only by the design of the Federungseinrich device. This consists of a four-bar linkage 18, which is articulated in two diagonally opposite corners on the two tie rod parts 6, while a helical compression spring 19 is clamped between the other two diagonally opposite corners, which rod parts 6 on pressure across the train direction when tension between the train is claimed.
The compression spring 19 is enclosed with its ends in cup-shaped members which are provided with pivoted pins at the respective corners of the quadrangle 18 hinged. One of these pegs carries an extension 20 projecting outside the hinge square, 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 each two on the train rod parts 6 articulated joints, the lower the magnification of the pressure component acting on the spring for a given increase in the tensile force in the pull rod 6, whereby a certain increase in the same with low car load results in a greater compression of the spring 19 than with a greater load on the car.
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 shown in FIG emerges.
It is possible to use only one half of it instead of the complete four-bar linkage 18, so that the Federungseinrich device of two switched in series one after the other ended; on train stressed joint parts and a spring acting in the center and transverse to the train direction.
In the device shown in Fig. 7, the transmission of the force derived from the carriage load takes place with the aid of a pressure medium. To generate a pressure proportional to the Wa gene load in the pressure medium a known pressure cell 21 is used with ge through a membrane sealed piston 22, which is loaded by a linkage from the spring hanger 2 by the lever 5, 23, 24 derived force be.
The pressure cell 21 is through a line 25 in connection with the pressure chamber 26 in the housing 27 of a rolling skin piston 28 known per se, which is designed in a known manner such that a displacement of the piston 28 under the action of the pressure in the pressure chamber 26 in a Reduction of the effective pressure area of the piston 28 affects. The rolling skin piston 28 is loaded by a spring 29 which acts against the pressure in the pressure chamber 26 and changes in length in a uniform ratio to the change in the force loading it. stands.
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, that is to say more at low pressure than at higher pressure, that is to say at higher load. Be the movements of the piston 28 are transmitted through the piston rod 30 and the lever 31 to the rod 32, which operates the displaceable lever support point ble. Thus, the rolling skin piston 28 and the spring 29 together form a suspension device whose stiffness increases with the loading force.
In the embodiment shown in Fig. 8, the suspension device comprises a compression spring 34 and a rolling lever 33, wel cher participates in the transfer of a portion of the vehicle load to the spring and rolls against an abutment 43 from so that its lever arm ratio is with the Vehicle load changes 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 roller 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 loaded on the other side by a pin 39 which is mounted at one end of the roller lever 33. To transmit the force derived from the car load on the rolling lever 33, an angle lever 40 to 41 is used, one arm 40 of which is hinged to the rolling lever 33 at the end opposite the bearing points of the Stif 39 and the other arm 41 of which is part of the car load is influenced, for example 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 so 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 an arched Wi derlager 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 in z operations the lowest possible friction occurs between the abutment 43 and the rolling surface 42 when the spring is compressed.
As the load on the car increases, the arm 41 of the angle lever, on which the force derived from the car load acts, is pivoted to the left. The left end of the roller lever 33, which is jointed with the arm 40 of the angular 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 is pushed through. Rolling of the rolling surface 42 against the abutment 43 to the left, whereby the lever arm ratio of the rolling lever is changed ver.
The further the lever arm 41 is swiveled to the left with increasing vehicle load and the further the support point of the roller lever on the roller bearing 43 moves to the left, the smaller the change in the compression of the spring 34 per ton of increase in the vehicle load. In the practical embodiment, the piston 38 is expediently used at the same time as a liquid damping piston. For this purpose, the cylinder 37 and the overlying part 44 is filled with liquid and a small throttle opening = 15 is provided in the bottom of the Kol ben 38.
To prevent air from accumulating in the interior of the piston 38, the base of the piston is designed in such a way that it rises from all sides to the point at which the throttle opening 45 is attached.
The invention is not limited to the exemplary embodiments described above to illustrate them, but other suspension devices within the scope of protection can also be used which meet the requirements set out in the patent claim. A helical compression spring with an increasing winding pitch, which is exposed to a pressure that changes uniformly with the load on the car, could also be used, the effective number of turns decreasing with increasing compression because the number of turns increasing with the compression increases.