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Federungsvorrichtung mit veränderlicher Charakteristik, insbesondere für die Radabfederung eines
Kraftfahrzeuges
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bau mit steigender Belastung immer niedriger und näher zu den Rädern bzw. zur Radachse zu liegen kommt, so dass immer kleinere Bereiche für den Schwingungshub übrig bleiben.
Durch die angeführte Lösung der zweiten Gruppe, die man als"Federungs-Einstellung"bezeichnen kann, können theoretisch mit einer einzigen Feder unendlich viele Federungscharakteristiken geschaffen
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jeder einzelnen Federdeformation die verschiedensten Federspannungen bestehen können.
Ziel der Erfindung ist eine Federungsvorrichtung, welche die Vorteile dieser beiden bekannten Grup- pen in sich vereinigt, die demnach sowohl für die"Verweichung"als auch für die "Einstellung" der Fe- ) dersätze angewendet werden kann.
Erreicht wird dies erfindungsgemäss dadurch, dass die bewegliche Federabstützung auf zwei zum Auf- liegeglied des Abstützkörpers hin konkaven Kurvenbahnen erfolgt, deren eine die Form eines Spiralbogens und deren andere die Form eines Kreisbogens mit endlichem bis unendlichem Radius aufweist, wobei der
Spiralbogen so ausgelegt ist, dass der Winkel zwischen der Tangente an die Kurvenbahn im Aufstand- ! punkt des Aufliegegliedes und der im das Aufliegeglied eingeleiteten Richtung der Federkraft bei jeder
Schwenkstellung der Kurvenbahn zwischen der entlasteten Stellung und der belasteten Stellung und bei jeder dementsprechenden Schwenkstellung des Abstützkörpers zwischen der äusseren Endstellung und der inneren im wesentlichen 900 beträgt, wogegen für die kreisförmige Kurvenbahn dieser Winkel nur in einer
Mittelstellung des Aufliegegliedes 900 ist,
im Bereich ausserhalb dieser Stellung kleiner und im Bereich innerhalb dieser Stellung grösser als 900 ist.
Der Abstützkörper kann, wie an sich bekannt, mit einer sich auf der Kurvenbahn abwälzenden Ab- stützrolle versehen sein.
Nach weiteren Merkmalen der Erfindung können für das einzelne Fahrzeugrad zwei parallel wirkende
Federelemente mit je einem Abstützkörper angeordnet sein, von denen einer auf der spiralbogenförmigen
Kurvenbahn und der andere auf der kreisbogenförmigen Kurvenbahn aufliegen.
Für das einzelne Fahrzeugrad kann auch je ein Federelement mit zwei Abstützkörpern angeordnet sein, von denen einer auf der spiralbogenförmigen Kurvenbahn und der andere auf der kreisbogenförmigen
Kurvenbahn anliegen, wobei die Kurvenbahner übereinanderliegen und nur einer von den beiden Ab- stützkörpern an dem Federelement und der andere an der Unterseite der dem Federelement näher gele- genen Kurvenbahn angeordnet ist. Die beiden Abstützkörper können mit Schraubenfedern versehen und unmittelbar nebeneinander schwenkbar angeordnet sein, wobei sich die spiralförmige und die kreisbogen- förmige Kurvenbahn auf einem einzigen, gemeinsamen Führungsarm befinden.
Es kann aber auch der mit wenigstens einer Schraubenfeder versehene, frei schwenkbare Abstützkörper auf der spiralbogenför- migen Kurvenbahn aufliegen, die in Längsrichtung des Führungsarmes verstellbar ausgebildet ist und de- en Abstützrolle sich auf der kreisbogenförmigen, auf dem Führungsarm angeordneten Kurvenbahn ab- stützt. Der mit wenigstens einer Schraubenfeder versehene schwenkbare Abstützkörper kann aber auch auf der kreisbogenförmigen Kurvenbahn aufliegen, die in Längsrichtung des Führungsarmes frei schwenkbar ausgebildet ist und die sich ihrerseits mittels der Abstützrolle auf der spiralbogenförmigen, auf dem Füh- rungsarm angeordneten Kurvenbahn abstützt.
Gemäss weiteren Merkmalen der Erfindung kann der wagenförmige Abstützkörper an seinem einen vorzugsweise nach der Lenkerdrehachse hin gelegenen Ende an eine Führungsstange angelenkt sein, deren anderes Ende auf der Federdrehachse gelagert ist. Er kann gegebenenfalls auch an der Anlenkachse der
Führungsstange zugleich an einer zu seiner Einstellung dienenden Verbindungsstange bzw. Kolbenstange angelenkt sein. Es empfiehlt sich, das Federelement aus einem Drehstab herzustellen, auf dessen freies verdrehbares Ende eine Nabe fest aufgesetzt ist, an die mittels Bolzen ein schwenkbarer Abstützkörper in
Form eines starren Armes angelenkt ist.
Es ist auch möglich, an den auf der kreisbogenförmigen Kurven- bahn aufliegenden Abstützkörper eine Einstell-Verbindungsstange mittelbar oder unmittelbar anzulenken, die in ein drehbar gelagertes Rohr, mit selbsthemmenden Gewinde eingeschraubt, vorzugsweise für beide
Vorder- oder Hinterräder des Fahrzeuges gemeinsam ausgebildet und mittels eines Antriebes zwecks Ein- stellung der Federungshärte unmittelbar oder vermittels Fernantriebes vom Lenkersitz aus in der einen oder ändern Richtung verdrehbar ist. Dabei kann der Fernantrieb als ein elektrisch, hydraulisch oder pneu- matisch arbeitender,. von Hand aus oder in Abhängigkeit von der Stellung des Führungsarmes automatisch gesteuerter Motor ausgebildet sein.
Der auf der kreisbogenförmigen Kurvenbahn aufliegende Abstützkör- per kann mittelbar oder unmittelbar mit der Kolbenstange einer hydraulischen, von Hand aus oder in Ab- hängigkeit von der Stellung des Führungsarmes automatisch gesteuerten Einstellvorrichtung gelenkig ver- bunden sein, die vorzugsweise für beide Vorder- oder Hinterräder gemeinsam ausgebildet ist.
Das Schalt-
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organ für die automatische Steuerung der Einstellvorrichtung kann aus einem die Anschläge für die spiralbogenförmige Kurvenbahn aufweisenden Gabelhebel bestehen, der auf dem Führungsarm unmittelbar neben dieser Kurvenbahn angelenkt ist und über einen weiteren Hebelarm mit einer zum Steuerorgan der
Einstellvorrichtung führenden Verbindungsstange gelenkig verbunden ist. Schliesslich kann zum Zwecke der in Abhängigkeit von der Stellung des Führungsarmes erfolgenden automatischen Steuerung der Einstellvorrichtung an jedem Ende der spiralbogenförmigen Kurvenbahn ein elektrischer, von der Abstützrolle betätigbarer Druckschalter angeordnet sein, in dessen Stromkreis sich je ein zur Steuerung der mechanischen oder hydraulischen Einstellvorrichtung dienendes Solenoid befindet.
Die Erfindung ist im folgenden an Hand von Diagrammen und sechs Ausführungsbeispielen, die in der
Zeichnung dargestellt sind, näher erläutert : In dieser zeigen Fig. l eine schematische Darstellung des mit dem frei schwenkbaren Abstützkörper versehenen Teiles des Abfederungssystems, Fig. 2 eine schematische Darstellung des mit dem einstellbaren Abstützkörper versehenen Teiles des Abfederungssystems, Fig. 3 ein Diagramm, welches die Abfederungscharakteristik des mit dem einstellbaren Stützkö ;
per versehenen Tei- les des Abfederungssystems gemäss Fig. 2 wiedergibt, Fig. 4 ein Diagramm, welches die Abfederungscharakteristik des mit dem frei schwenkbaren Abstützkörper versehenen Teiles des Abfederungssystems gemäss Fig. 1 zeigt, Fig. 5 ein erstes Ausführungsbeispiel einer Radaufhängung eines Kraftwagens in einer Stirnansicht des Fahrzeuges. Die Fig. 6 zeigt die Radaufhängung gemäss Fig. 5 im Grundriss, Fig. 7 ein Diagramm, welches die verschiedenen einstellbaren Abfederungscharakteristiken des gesamten Abfederungssystems gemäss den Fig. 5 und 6 darstellt, Fig. 8 ein der Fig. 7 entsprechendes Diagramm, bei welchem statt Federelementen mit geradlinigen Charakteristiken Federelemente mit progressiv ansteigender Federcharakteristik verwendet sind, d. h. z. B.
Federelemente aus Schraubenfedern kegeliger Form, aus Gummi, oder auch pneumatische Federelemente, Fig. 9 eine der Fig. 6 entsprechende Darstellung einer Radaufhängung mit gegenüber dem ersten Ausführungsbeispiel geringfügig abgewandelter Abfederung, Fig. 10 eine dem zweiten Ausführungsbeispiel entsprechende Radaufhängung in einem senkrechten Schnitt nach der Linie X-X der Fig. 11, Fig. 11 die Radaufhängung gemäss Fig. 10 im Grundriss, Fig. 12 die Schwinghalbachse der Radaufhängung gemäss den Fig. 10 und 11 in einer Seitenansicht in Längsrichtung des Fahrzeuges (von dessen Vorderseite aus gesehen), Fig. 13 ein drittes Ausführungsbeispiel einer Radaufhängung in einer Seitenansicht in Längsrichtung des Fahrzeuges (Teile des Abfederungssystems sind zur besseren Sichtbarmachung von Einzelheiten geschnitten dargestellt), Fig.
14 die Radaufhängung gemäss Fig. 13 im Grundriss, Fig. 15 eine vierte Ausführungsform einer Radaufhängung in einer Seitenansicht in Querrichtung des Fahrzeuges (bei abgenommenem Fahrzeugrad), wobei Teile des Abfederungssystems geschnitten dargestellt sind, Fig. 16 ein Motorrad, dessen beide Räder Abfederungssysteme aufweisen, die je einer weiteren Ausführungsform der Erfindung entsprechen.
In den Fig. 1 und 2 sind die beiden, zum festen Federdrehpunkt A hin konkaven Kurvenbahnen a und b, auf denen die bewegliche Federabstützung erfolgt und die in der Praxis auch gemeinsam angeordnet
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!bIII, getrenntherausgezeichnet. Die in Fig. 1 dargestellte Kurvenbahn hat die Form eines Spiralbogens und die in Fig. 2 dargestellte Kurvenbahn hat die Form eines Kreisbogens. Mit I'sind die äusseren Endpunkte bei unbelasteter und mit In" die inneren Endpunkte bei belasteter Vorrichtung bezeichnet, wogegen U die Mittelstellung kennzeichnet.
Die spiralbogenförmige Kurvenbahn a ist so ausgelegt, dass ihr dem festen Lenkerdrehpunkt B näher gelegener innerer Endpunkt I"bei unbelasteter Vorrichtung näher dem Federbzw. Ab5tützkörperdrehpunkt A liegt, als ihr äusserer Endpunkt I', wogegen bei belasteter (eingefederter) Vorrichtung ihr äusserer Endpunkt III'näher als ihr innerer Endpunkt III"dem Feder-bzw. Abstützkörper- drehpunkt A liegt, wogegen die kreisbogenförmige Kurvenbahn b in der Mittelstellung bIl ihren Mittel-
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bzw. Abstlitzkörperdrehpunktdes Federmomen es mit zunehmender Einsenkung.
Zufolge der Ausbildung der Kurvenbahn a als Spiralbogen nimmt die Feder, wie aus Fig. 1 ersichtlich, selbsttätig bei jedem wert der Durchfederung eine zwischen den Stellungen l'und In" befindliche, stabile Gleichgewichtslage ein.
Soferne nach der Anordnung gemäss Fig. 2 die Verschwenkung der Feder nicht willkürlich erfolgt, nimmt sie bis zur Einfederung in die Mittelstellung II die äussere Endlage ein und springt bei weiterer Durchfederung in die innere Endlage UI"tibe-. die ? ie bis zur Erschöpfung des Federweges beibehält.
Die in den Fig. 5 und 6 dargestellte, dem ersten Ausfuhrungsbeispiel entsprechende Radaufhängung besteht im wesentlichen aus zwei an einem Fahrzeugrahmen 1 eines Kraftwagens mittels Gelenkbolzen 2,
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2'schräg übereinander angelenkten Ouerlenkern 3 und 3', die an ihren äusseren Enden über weitere Ge- lenkbolzen 4 zur Führung des Radträgers 5 dienen, an dem ein gemäss dem Ausführungsbeispiel lenkbares
Vorderrad 6 auf übliche Weise angelenkt ist.
Wie aus Fig. 6 hervorgeht, verzweigen sich die beiden Querlenker 3 und 3'nach ihren Anlenkstel- , len 2 bzw. 2'hin gabelförmig, wobei der eine Arm gestreckt in Ouerrichtung des Fahrzeuges und der an- dere 3a bzw. 3'a entlang einem Kreisbogen verläuft, dessen Krümmungsachse sich ausserhalb des Len- kers, in geringem Abstand seitlich seines gestreckten Armes, befindet.
Wird angenomm61, dass die bei- den Querlenker 3, 3'gerade horizontal verlaufen, wie es in Fig. 5 dargestellt ist, so fallen die Krüm- mungsmittelpunkte der gekrümmten Arme 3a bzw. 3'a jedes der beiden Querlenker 3, 3'mit der Achse je eines Gelenkbolzens 7 bzw. 7'zusammen, die sich an einer Nabe 8 bzw. 8'befinden, die ihrerseits fest auf das äussere Ende je einer in Ouerrichtung des Fahrzeuges verlaufenden Drehstabfeder 9 bzw. 9' aufgeklemmt sind. Jede Drehstabfeder 9 bzw. 9'ist mit ihrem in Fig. 5 nicht sichtbaren andern Eide un- verdrehbar am Fahrzeugaufbau festgelegt. Unmittelbar neben ihren äusseren Enden sind sie dagegen in je einem am Fahrzeugrahmen 1 befindlichen Lager 10 bzw. 10'verdrehbar gelagert.
Am oberen Gelenk- bolzen 7 ist ein Schwenkhebel 11 gelagert, der sich über den dortigen Querlenker 3 erstreckt und mittels einer an seinem freien Ende gelagerten Abstützrolle 12 auf einer Führungsbahn 13 abgestützt ist, die sich auf der Oberseite des gekrümmten Armes 3a des Querlenkers 3 befindet. Wie aus Fig. 5 weiters hervor- geht, ist die Führungsbahn 13 an ihrem dem äusseren Ende des Querlenkers 3 zu gelegenen Ende mit einem
Ansatz 14 versehen und ist nach ihrem andern Ende hin schraubenlinienförmig gegen die zugeordnete Be- wegungsbahn des Abstützpunktes des zugleich als Abstützkörper dienenden Schwenkhebels 11 hin nach oben überhöht.
Auch am andern Gelenkbolzen 7'ist ein Schwenkhebel 11'gelagert, der den dortigen Querlenker 3' übergreift und mit einer an seinem freien Ende gelagerten Abstützrolle 12'auf einer Führungsbahn 13' des Querlenkers 3'geführt ist. Auch diese Führungsbahn 13'ist an ihrem dem äusseren Ende des Querlen- kers 3'zu gelegenen Ende mit einem als Anschlag dienenden Ansatz. 14'versehen, dagegen verläuft sie nach der Anlenkstelle des Querlenkers 3'hin bis zu einem an ihrem inneren Ende befindlichen Anschlag
14"eben.
Am unteren Schwenkhebel 11'ist eine in Querrichtung des Fahrzeuges verlaufende Verbindungsstan- ge 15 angelenkt, die in ein am Fahrzeugrahmen l verdrehbar gelagertes Rohr 16 hineinragt und in diesem mittels eines Gewindes geführt ist. Das Rohr 16 erstreckt sich quer zum Fahrzeugrahmen 1 und arbeitet an seinem andern freien Ende mit einer (nicht sichtbaren) gleichartigen Verbindungsstange zusammen, die zum Abfederungssystem des andern Rades der gleichen Achse dient und deshalb ein gegenüber der
Verbindungsstange 15 umgekehrt arbeitendes Gewinde aufweist. Das Rohr 16 trägt in der Nähe seiner einen
Lagerstelle ein Kegelrad 17, welches mit einem weiteren Kegelrad 18 im Eingriff steht, das mit seiner
Achse nach vorn gerichtet und von der Vorderseite des Kraftwagens zugänglich ist.
Das vordere freie En- de der Achse des Kegelrades 18 ist mit einem Vierkant 18'versehen, der von der Vorderseite des Fahr- zeuges her mittels eines Steckschlüssels, wie er z. B. für Wagenheber verwendet wird, verdreht werden kann, wodurch das Rohr 16 über die beiden Kegelräder 17,18 verdreht und die beiden Verbindungsstan- gen 15 entsprechend in das Rohr 16 hinein-oder aus diesem herausbet. egt werden.
In Fig. 3 ist die Abfederungscharakteristik des t eschrieb enen Abfederungssystems dargestellt, u. zw. lediglich diejenige, die sich durch die Drehstabfeder 9'in Verbindung mit dem Schwenkhebel 11'er- gibt. Die einzelnen Kurven verlaufen geradlinig, weil jeder von ihnen eine mittels der Verbindungsstan- ge 15 eingestellte gleichbleibende Stellung des SchweLkhebels 11'zugeordnet ist. Die im Diagramm
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Drehstabfeder 9'mit einem gegenüber dem Schwenkpunkt des Lenkers 3'grösstmöglichen Hebelarm auf. das Lenkersystem ein, woraus sich die entsprechende Härte'der Abfederung ergibt.
Ist das Fahrzeug jedoch weniger belastet und würden die Lenker 3, 3'bei stehendem Fahrzeug schräg nach aussen unten verlaufen, so schwenkt man den Schwenkhebel 11'über den Vierkant des Kegelrades 18 und die Verbindungsstange 15 nach der Längsmittelebene des Fahrzeuges hin, bis das von der Drehstabfeder 9'auf den Lenker 11'ausgeübte Moment geringer ist und die beiden Lenker 3, 3'durch das Fahrzeuggewicht wieder in die dargestellte horizontale Ausgangsstellung gelangen. Dieser Einstellung entspricht eine flachere Gerade der Kurvenschar des Diagramms gemäss Fig. 3, von der schliesslich die einer weichsten Einstellung der Abfederung entsprechende Gerade strichpunktiert dargestellt ist.
Der strichpunktierten Geraden entspricht schliesslich eine Einstellung des Schwenkarmes 11', wie sie in Fig. 6 strichpunktiert angedeutet ist.
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Die Kurvenschar des Diagramms gemäss Fig. 3 ist durch zwei zur Ordinate parallel verlaufende Li- nien 19 und 20 in drei. Abschnitte aufgeteilt, von denen der zwischen den beiden Linien 19 und 20 befind- liche Mittelabschnitt dem normalen Abfederungsbereich entspricht, in dem die durch Unebenheiten der
Fahrbahn verursachten Auslenkbewegungen liegen. i In Fig. 4 ist ein weiteres Diagramm dargestellt, welches in einer einzigen Kurve die Arbeit der Dreh- stabfeder 9 in Verbindung mit dem frei schwenkbaren Schwenkhebel 11 und der Führungsbahn 13 des obe- ren Lenkers 3 veranschaulicht. Auch hier ist das Feld des Diagramms durch die beiden zur Ordinate par- allelen Linien 19 und 20 in drei Abschnitte aufgeteilt, von denen der zwischen den beiden Linien 19 und
20 befindliche Mittelabschnitt den normalen Arbeitsbereich dieser Abfederung darstellt.
Wurde zunächst bei maximaler Belastung des Fahrzeuges der einstellbare Schwenkhebel 11'aber die
Verbindungsstange 15 so eingestellt, dass die Lenker 3, 3'bei stehendem Fahrzeug waagrecht nach aussen ragen, dann befindet sich auch die Abstützrolle 12 nahe dem äusseren Ansatz 14 der Führungsbahn 13 (je kleiner die Fahrzeugbelastung desto mehr entfernt soll die Abstützrolle 12 vom Ansatz 14 zur Mitte der Führungsbahn 13 hin mit Hilfe des Schwenkarmes 11'eingestellt werden). Im Diagramm gemäss Fig. 4 entspricht dieser Einstellung ein etwas oberhalb der Linie 19 befindlicher Punkt der Kurve. Federt das Rad durch eine Bodenerhebung oder ein sonstiges Hindernis nach oben durch, so schwenken damit die beiden
Lenker 3 und 3'nach oben.
Während der untere Schwenkarm 11'infolge seiner Festlegung durch die
Verbindungsstange 15 an einer Schwenkbewegung gehindert ist, kann der obere Schwenkarm 11 entlang der Führungsbahn 13 gegen die Längsmittelebene des Fahrzeuges zu geschwenkt werden und dabei im
Grenzfall die in Fig. 6 strichpunktiert angedeutete Stellung einnehmen, bei der seine Abstutzrolle 12 sich am innersten, am weitesten oben befindlichen Ende der Führungsbahn 13 befindet.
Es ist verständlich, dass in der inneren Endstellung des Schwenkarmes 11 die zugehörige Drehstabfe- der 9 auf den Lenker 3 trotz ihrer stärkeren Vorspannung kein grösseres Drehmoment als bei der dargestell- ten Mittelstellung des Lenkersystems ausüben kann, weil die von der Drehstabfeder 9 ausgeübte Kraft in- folge grösserer Entfernung der Abstützrolle 12 von der Achse der Drehstabfeder 9 kleiner wird, da sie nur noch über einen verhältnismässig kurzen Hebelarm des Lenkers 3 an diesem angreifen kann. Die Federung durch die Drehstabfeder 9 ist also sehr "weich", was der entsprechend flachen Kurve zwischen den beiden
Linien 19 und 20 des Diagramms gemäss Fig. 4 entspricht. Die in Fig. 6 strichpunktiert angedeutete End- stellung des Schwenkhebels 11 entspricht dabei dem am Schnittpunkt mit der Linie 20 befindlichen Knick- punkt der einzigen Kurve des Diagramms.
Sollte das Rad durch ein grösseres Hindernis noch weiter nach oben ausweichen müssen, so lassen die beiden Lenker 3 und 3'gemäss den beiden Diagrammen 3 und 4 auch noch ein weiteres Ausschwingen zu, bei welchem jedoch auch die Rückstellkraft der Drehstabfeder 9 wieder etwa proportional der weiteren
Auslenkung zunimmt, weil der Schwenkhebel 11 keine weitere Veränderung der Charakteristik zulässt.
Die Abfederung arbeitet also oberhalb der Linie 20 so wie die in Fig. 4 stark ausgezogene geradlinige Cha- rakteristik.
Sollte das Rad bei einem Loch ober einer entsprechenden Mulde der Fahrbahn nach unten auswei- chen können, so entspricht dem ein Abwärtsschwingen des Lenkersystems, bei dem der Schwenkhebel 11 eine kleine Schwenkung bis zur Anlage seiner Abstützrolle 12 am Ansatz 14 der Führungsbahn 13 zurück- legen kann. Die entsprechende Änderung der Charakteristik der Abfederung geht aus dem Kurvenverlauf gemäss Fig. 4 hervor, wie er unmittelbar oberhalb des Schnittpunktes der Kurve mit der senkrechten Li- nie 19 sichtbar ist. Die Kurve geht in einer flachen Krümmung am genannten Schnittpunkt in eine nach dem Nullpunkt des Diagramms führende Gerade aber, so dass die Abfederung auch unterhalb des norma- len Abfederungsbereiches mit einer gleichbleibend geradlinigen Federkennlinie arbeitet.
Das vorstehend in der Wirkung seiner Einzelelemente bereits erläuterte Abfederungssystem wird in nachstehender Weise eingestellt und arbeitet nach seiner richtigen Einstellung folgendermassen :
Die auf eine bestimmte Höchstbelastung des stehenden Fahrzeuges ausgelegte Abfederung durch die beidenDrehstabfedern 9 und 9'wird zunächst bei stehendem Fahrzeug so eingestellt, dass die beiden Len- ker 3, 3'des Lenkeisystems gemäss Fig. 5 annähernd waagrecht nach aussen ragen (je kleiner die Fahr- zugbelastung, desto schräger nach aussen oben können die Lenker 3, 3' verlaufen).
Ist das Fahrzeug da- bei maximal belastet, so ist diese Stellung der Lenker 3, 3'nur durch eine Einstellung des Schwenk..'1e- bels 11'möglich, wie sie in Fig. 5 dargestellt ist, d. h. der Schwenkhebel 11'muss über die Verbindungsstange 15 in seine am weitesten ausgeschwenkte Stellung gebracht werden, bei der seine Abstützrolle 12' nahezu am Ansatz 14'des Lenkers 3'anliegt. Infolge der beschriebenen Kinematik der an f den oberen Lenker 3 einwirkenden Abfederung ergibt sich bei der waagrechten Lage des Lenkers 3 zwangsläufig auch eine nahe am äusseren Ansatz 14 der Führungsbahn 13 befindliche Stellung der Abstützrolle 12 des
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Schwenkarmes 11.
Je kleiner dieFahrzeugbelastung, desto grösser wird der Abstand zwischen der Abstütz- rolle 12'und dem Ansatz 14'eingestellt.
Wird mit dieser Einstellung das Abfederungssystem gefahren, so ergeben sich bei Bodenunebenheiten
Ausfederungen entlang einer Charakteristik des ganzen Abfederungssystems, wie sie im Diagramm gemäss Fig. 7 stark ausgezogen dargestellt sind. Die Charakteristik entspricht einer Kombination der beiden stark ausgezogenen Kurven der Diagramme gemäss den Fig. 3 und 4.
Bei den normalen Abfederungen des Lenkersystems bewegt sich die Abfederungscharakteristik zwi- schen den beiden senkrechten Linien 19 und 20, wie sie bereits zu den Fig. 3 und 4 beschrieben wurden, wobei eine verhältnismässig weiche Federung entsteht, die Pendelschwingungen in einem verhältnismässig weiten Bereich der Abfederung praktisch ausschliesst. Erst wenn durch aussergewöhnliche Einflüsse eine über den normalen Schwingungsbereich der Abfederung hinausgehende Auslenkung der Lenker 3, 3'statt- findet, kann auch die Abfederung wieder stärker werden, ohne dabei jedoch ein Gegenmoment üblicher
Federelemente zu übersteigen.
Die Abfederung wird also auch in den extremen Schwenkbereichen des
Lenkersystems nicht unangenehm empfunden, wobei beim Zurückschwingen des Lenkersystems in seinen normalen Arbeitsbereich die dortige weichere Abfederung praktisch als Stossdämpfer wirkt und die Anord- nung zusätzlicher Stossdämpfer erübrigt.
Wird das Fahrzeug, dessen Abfederungssystem in der vorgenannten Weise eingestellt ist, entlastet, so verursachen die beiden Drehstabfeder 9, 9'schon bei stehendem Fahrzeug eine leichte Abwärtsnei- gung der Lenker 3, 3', was zugleich eine entsprechende Vergrösserung der Bodenfreiheit des Fahrzeuges nach sich zieht. Damit das Fahrzeug auch weiterhin im vorgenannten günstigen Mittelbereich seiner Ab- federungscharakteristik arbeitet, verstellt man die einstellbaren Schwenkhebel 11'über den Vierkant 18' des Kegelrades 18 und die Verbindungsstangen 15 (beider Lenkersysteme) nunmehr so, dass die Lenker 3,
3'auch bei der geringeren Belastung und bei stehendem Fahrzeug wieder waagrecht nach aussen oder bes- ser schräg nach aussen oben ragen.
Dadurch ergeben sich praktisch dieselben kinematischen Verhältnisse, wie sie in den Fig. 5 und 6 dargestellt sind, wobei sich jedoch lediglich beide Abstützrollen 12, 12'der
Schwinghebel 11, 11'in einer näher an die Längsmittelebene des Fahrzeuges herangeschwenkten Stellung befinden. Federn nunmehr die Vorderräder des Fahrzeuges bei Fahrbahnunebenheiten nach oben oder un- ten aus, so ergibt sich eine Charakteristik des gesamten Abfederungssystems, wie sie einer dünn ausgezo- genen Kurve des Diagramms gemäss Fig. 7 entspricht. Erst bei völlig entlastetem Fahrzeug und einer Ein- stellung (bei stehendem Fahrzeug) des Schwenkhebels 11', wie sie in Fig. 6 strichpunktiert angedeutet ist, ergibt sich schliesslich eine Kennlinie des Abfederungssystems, wie sie in Diagramm gemäss Fig. 7 strich- punktiert dargestellt ist.
Diese Charakteristik entspricht einer wesentlich weicheren Abfederung als die stark ausgezogene, was jedoch nur ein Zeichen der günstigen Anpassung der Abfederung an das entspre- chend verringerte Fahrzeuggewicht darstellt. Die Abfederungseigenschaften des Fahrzeuges sind also un- abhängig von seiner Belastung immer gleich günstig, wenn die unteren Schwenkhebel 11'richtig einge- stellt sind, wovon auch die Grundeinstellung der oberen Schwenkhebel 11 abhängt.
Verwendet man für das Abfederungssystem statt der in den Fig. 5 und 6 dargestellten Drehstabfedern
Federelemente mit progressiv ansteigender Federcharakteristik, wie es z. B. bei pneumatischen Federele- menten, bei Gummiblock-Federelementen oder bei Schraubenfedern kegeliger Form oder ungleichmässi- ger Steigung und ähnlichen Federn der Fall ist, so ergibt sich in entsprechender Abweichung vom Dia- gramm gemäss Fig. 7 eine Gesamtcharakteristik, wie sie etwa im Diagramm gemäss Fig. 8 dargestellt ist.
Das Diagramm zeigt lediglich, dass sich auch bei einer Verwendung von Federelementen mit progressiv ansteigender Federcharakteristik die vorteilhaften Eigenschaften der beschriebenen Abfederung praktisch nicht ändern.
Bei der in Fig. 9 dargestellten Abwandlung des ersten Ausführungsbeispieles verlaufen die Drehstab- federn 9, 9'in Längsrichtung des Fahrzeugrahmens 1, weshalb hier an den vorderen freien Enden der Drehstabfedern 9, 9'jeweils noch je ein Kegelrad 21 bzw. 21'befestigt sein muss, welches mit je einem Kegelrad 22 bzw.. 22'kämmt, das seinerseits fest mit einer je eine Nabe 8 bzw. 8'aufweisenden Welle 23 bzw. 23'verbunden ist.
Gemäss Fig. 9 liegt das mit dem Kegelrad 17 des Rohres 16 kämmende Regelrad 18 hinter dem Rohr 16 und ist über eine Antriebswelle 24 in nicht näher dargestellter Weise mit einer vom Lenker aus betätigbaren Handkurbel 25 verbunden, die eine, gegenüber der vorbeschriebenen bequemere Einstellung des Schwenkhebels 11'auch während der Fahrt zulässt.
Bei dem in den Fig. 10 - 12 dargestellten zweiten Ausführungsbeispiel handelt es sich um die Abfederung eines an einer Schwinghalbachse 103 aufgehängten Hinterrades 106. Die Halbachse 103 ist gegen- über dem Fahrzeugrahmen 101 durch zwei Blattfedern 109 und 109'abgefedert, die sich je von einer in
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Längsrichtung des Fahrzeuges vor bzw. hinter der Schwinghalbachse 103 befindlichen Lagerstelle 107 bzw. 107'aus frei tragend nach der Schwinghalbachse 103 hin erstrecken und an ihren mit geringem Ab- stand gegenüberliegenden freien Enden je eine Abstützrolle 112 bzw. 112'tragen. Jede Lagerstelle 107 bzw. 107'weist einen senkrechten Lagerzapfen auf, um den die zugehörige Blattfeder 109 bzw. 109'zwi- ) sehen zwei aus Fig.
11 hervorgehenden Stellungen innerhalb einer waagrechten Ebene schwenkbar ist.
Die beidenAbstützrollen 112 und 112'stützen sich von oben auf einer mit der Schwinghalbachse 103 fest verbundenen Führungsplatte 126 ab, die im Bewegungsbereich jeder der beiden Abstützrollen 112,112' eine Führungsbahn 113 bzw. 113'aufweist, wie sie grundsätzlich dem ersten Ausführungsbeispiel ent- spricht. Der Verlauf der Führungsbahn 113, die nach dem Anlenkpunkt 102 der Schwinghalbachse 103 hin gekrümmt und zugleich überhöht ist, geht aus Fig. 12 hervor, ebenso auch der Verlauf der oberen Füh- rungsbahn 113'.
Von den beiden Blattfedern ist die Blattfeder 109 an ihrer Lagerstelle 107 frei schwenkbar gelagert und kann demnach in derselben Weise ausschwenken, wie etwa der Schwenkhebel 11 gemäss dem ersten
Ausführungsbeispiel. Ebenso greift an der Blattfeder 109'eine Verbindungsstange 115 an, die der Verbin- i dungsstange 15 des ersten Ausführungsbeispieles entspricht.
Auch die Stange 115 ist in ein am Fahrzeug- rahmen 101 quer zur Fahrzeuglängsrichtung verlaufendes Rohr 116 eingeschraubt, welches durch seine
Verdrehung die Stange 115 mehr oder weniger in sich hineinzieht und dadurch die Einstellung der Blatt- feder 109'bewirkt. Das Rohr 116 ist mit einem Schneckenrad 117 versehen, welches mit einer Schnecke
118 zusammenwirkt, die ihrerseits über eine Be ! ätigungswelle 124 von einem Steuermotor 127 aus in bei- den Drehrichtungen-entwederrechts-oder linksherum-verdrehbar ist.
Die Führungsbahn 113 ist im Bereich ihrer beiden Enden mit je einem Druckschalter 128 bzw. 129 versehen, von denen sich der Schalter 128 am äusseren und der Schalter 129 am inneren Ende der Füh- rungsbahn befindet, wenn man als inneres Ende gemäss dem ersten Ausführungsbeispiel das dem Anlenk- punkt 102 der Schwinghalbachse 103 nächstgelegene Ende der Führungsbahn ansieht. Im Stromkreis der
Druckschalter 128,129 befindet sich je ein (nicht dargestelltes) Solenoid, da : bei betätigtem Druckschal- ter die Einschaltung des elektrischen Steuermotors 127 jeweils im einen oder andern Drehsinn der Betäti- gungswelle 124 bewirkt. Ausserdem kann der Steuermotor 127 zur richtigen Grundeinstellung der Abfede- rung auch noch vom Lenker des Fahrzeuges aus im einen oder andern Drehsinn ein-und ausgeschaltet wer- den.
Die Einstellung und Wirkung des zuletzt beschriebenen Abfederungssystems ist ganz ähnlich wie die
Einstellung und Wirkung des dem ersten Ausführungsbeispiel entsprechenden, wobei jedoch Korrekturen einer einmal vorgenommenen Einstellung im allgemeinen unterbleiben können, weil diese selbsttätig von den beschriebenen Druckschaltern 128,129 aus vorgenommen werden.
Vor Inbetriebnahme des Fahrzeuges wird der Steuermotor 127 vom Lenker des Fahrzeuges aus so be- tätigt, dass die Blattfeder 109'in eine solche Stellung zur Führungsbahn 113'gelangt, bei der sich die
Schwinghalbachse 103 in ihrer Ausgangsstellung befindet, bei der wieder die frei schwenkbar gelagerte
Blattfeder 109 mit ihrer Abstützrolle 112 etwa in der in Fig. 11 unteren Stellung (unter dem Längsträger des
Fahrzeugrahmens 101) bei Höchstbelastung des Fahrzeuges kurz vor dem Druckschalter 128 liegt (je klei- ner die Fahrzeugbelastung, desto entfernter vom Druckschalter 128). Federt die Schwinghalbachse beim
Fahrbetrieb nach oben aus, so weicht dabei auch die frei schwenkbare Blattfeder 109 entsprechend der
Schwenklage der Schwinghalbachse nach der Längsmittelebene des Fahrzeuges hin aus.
Solange dabei der
Druckschalter 129 nicht betätigt wird, ändert sich an der Grundeinstellung des Abfederungssystems nichts.
Die Blattfeder 109, deren Federkraft im ausgeschwenkten Zustand der Feder nur noch unter einem ent- sprechend kleineren Hebelarm an der Schwinghalbachse 103 angreifen kann, bewirkt eine entsprechend weiche Abfederung und langsame Rückkehr der Schwinghalbachse in ihre Ausgangsstellung, die sie sonst auch bei stehendem Fahrzeug einnimmt. Die langsame Rückkehr schliesst schnelle Pendelbewegungen, wie sie bei üblichen Abfederungssystemen auftreten, wenn kein Stossdämpfer vorgesehen ist, praktisch aus, so dass sich auch bei einem Abfederungssystem gemäss den Fig. 10 - 12 die Anordnung eines besonderen Stoss- dämpfers erübrigt.
Wird das Fahrzeug, dessen einstellbare Blattfeder 109'bei der vorgenannten Einstellung beispi1swe1- se in die in Fig. 11 strichpunktierte Lage kam, stärker belastet, so gelangt durch die entsprechende Schtäg- stellung der Schwinghalbachse 103 auch das freie Ende der Blattfeder 109 auf der Kurvenbahn 113 etwas weiter nach der Längsmittelebene des Fahr7. euges hin. Schwingt nun die Schwinghalbachse 103 bei Fahr- bahnunebenheiten nach oben aus, so kann sie schon bei normalen Unebenheiten der Fahrbahn in eine sol- che Winkelstellung gelangen, bei der die Abstützrolle 112 den Druckschalter 129 betätigt.
Diese Betätigung hat zur Folge, dass der Steuermotor 127 so lange im Sinne einer Auswärtsschwenkung der Blattfeder
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109' (jubel das Schneckengetriebe 117,118 und die Verbindungsstange 115) betrieben wird, bis der Druck- schalter 129 von der Abstützrolle 112 wieder freigegeben wird. Diese Auswärtsschwenkung der Blattfeder 109'hat eine stärkere Einwirkung der Federkraft dieser Blattfeder zur Folge, weil die zugehörige Abstütz- rolle 112'nunmehr mit einem grösseren Hebelarm (von der Anlenkstelle 102 der Schwinghalbachse 103 ! aus) an der zugehörigen Führungsbahn 113'angreift.
Dadurch schwenkt auch die Schwinghalbachse 103 entsprechend nach unten, bis sie wieder die aus Fig. 10 hervorgehende Ausgangsstellung erreicht hat, bei der auch die frei schwenkbare Blattfeder 109 selbsttätig in ihre vorstehend beschriebene Ausgangslage ge- langt. Die Abfederung arbeitet daraufhin wieder so, als wäre das Fahrzeug nur weniger belastet.
Die Handbeeinflussung der Arbeit des Steuermotors 127 kann vom Lenker aus auch als Korrektur wäh- rend der Fahrt vorgenommen werden, wenn das Fahrzeug z. B. auf einer stark unterschiedlichen Fahrbahn fährt. Verlässt das Fahrzeug etwa eine normale Strasse und soll auf freiem Gelände gefahren werden, so bringt der Lenker die Abfederung in ihre härteste Einstellung, bei der das Fahrzeug selbsttätig seine grösst- mögliche Bodenfreiheit erreicht.
Dieselbe Handeinstellung der Abfederung kann schliesslich auch zu einem erleichterten Radwechsel ausgenutzt werden. Wird nämlich nach Einstellung der grössten Bodenfreiheit der Rahmen 101 an einer ge- eigneten Stelle unterstützt, gesichert und die Federung anschliessend wieder auf eine weichste Abfederung umgestellt, dann kann das auszuwechselnde Rad 106 - nach Lösen der entsprechenden Befestigungsmit- tel-leicht von der Schwinghalbachse 103 abgezogen und das entsprechende Ersatzrad ebenso leicht auf die Achse aufgeschoben werden.
Bei der in den Fig. 13 und 14 dargestellten, dem dritten Ausführungsbeispiel entsprechenden Radauf- hängung ist eine Abfederung über Schraubenfedersysteme 209 und 209'vorgesehen, die in üblicher Weise zwischen den beiden übereinander befindlichen Lenkern 203 und 203'des Lenkersystems angeordnet sind.
Jedes Schraubenfedersystem besteht aus zwei ineinander angeordneten Schraubenfedern, die zwischen zwei-zugleich die zugehörigenAbstützkörper bildenden-Federtellern 211a, 211b bzw. 211'a und 211'b gehalten sind. Damit die Federsysteme 209, 209'zugleich axial geführt sind, sind die jeweils zusam- mengehörigenFederteller211a, 211b sowie 211'a und 211'b durch je einen axialen Zapfen 230 und eine axiale Buchse 231 teleskopisch zueinander geführt.
Der obere Lenker 203 des Lenkersystems ist etwa drei- eckförmig gestaltet, wobei der eine Schenkel durch den am Fahrzeugrahmen 201 gelagerten Gelenkbol- zen 202 gebildet wird. Wie aus Fig. 14 hervorgeht, ist der entsprechend lange Gelenkbolzen 202 dabei zugleich zur Lagerung der oberen Federteller 211a und 211'a der beiden Federsysteme 209 und 209'aus- genutzt.
Der untere Lenker 203'ist gleichfalls nach seiner Anlenkstelle 202'hin gabelförmig verzweigt, wo- bei jeder Arm der Vergabelung eine Führungsbahn 213 bzw. 213'bildet. Die jeweils unteren Federtel- ler 211b und 211'b tragen je eine Abstützrolle 212 (in der Zeichnung nicht sichtbar), bzw. 212', mit denen dieFedersysteme209 und 209'auf der jeweils zugehörigen Führungsbahn 213 bzw. 213' abgestützt sind.
Bei der in Fig. 13 dargestellten Ausgangsstellung der Radabfederung verläuft die Führungsbahn 213 entlang einer spiralförmigen Kurve, deren Krümmungsmittelpunkt des mittleren Bereiches mit dem
Gelenkbolzen 202 zusammenfällt und die nach der Anlenkstelle des unteren Lenkers 203'hin nach einwärts (zum Gelenkbolzen 202 hin überhöht) verläuft. Bei derselben Ausgangsstellung verläuft die Füh- rungsbahn 213'dagegen in einem Kreisbogen, dessen Mittelpunkt mit der Achse des Gelenkbolzens 202 zusammenfällt.
Während die Führungsbahn 213'an ihren beiden Enden feststehende Anschläge für die zu- gehörige Abstützrolle 212'aufweist, gehören die Anschläge 228 und 229 zu einem Gabelhebel 232, der unmittelbar neben der Führungsbahn 213 auf einem am dortigen Arm des Lenkers ? 03' befindlichen Ge- lenkzapfen 233 gelagert ist. An einem zusätzlichen Hebelarm 234 des Gabelhebels 232 ist eine Zugstan- ge 235- angelenkt, die in nachstehend noch näher beschriebener Weise zur selbsttätigen Steuerung eines hydraulischen Steuermotors 227 zur Einstellung des einstellbaren Federsystems 209 dient.
Am unteren Federteller 211'b ist eine derVerbindu'1gsstange 15 des ersten Ausführungsbeispieles entsprechende Verbindungsstange 215 angelenkt, die andernendes an der Kolbenstange 236 eines fteuerkol- bens 237 des hydraulischen Steuermotors 227 angelenkt ist. Der an eine (nicht dargestellte) Druckölquel- le des Fahrzeuges - z. B. an die Ölpumpe des Schmierkreislaufes - angeschlossene Steuermotor 227 weist zur Steuerung des Steuerkolbens 237 ein mit dem zugehörigen Arbeitszylinder 238 in Verbindung stehendes Steuerventil 239 auf, dessen Betätigungshebel 240 an die genannte Zugstange 235 angeschlossen ist.
Der Betätigungshebel 240 wird durch zwei Zugfedern 241 derart in seine aus Fig. 13 hervorgehende Mittelstellung vorgespannt, dass das Steuerventil 239 bei nicht betätigtem Gabelhebel 232 in seiner Mittelstellung verbleibt, bei der Drucköl weder in den Arbeitszylinder 238 hinein noch aus diesem heraus gelangen
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kann und das Federsystem 209'demgemäss über die Verbindungsstange 215 in seiner jeweiligen Winkel- stellung festgenalten wird.
Der Steuermotor 227 kann ausserdem in nicht näher dargestellter Weise auch noch vom Lenker des
Fahrzeuges aus verstellt werden, wie es grundsätzlich bereits beim zweiten Ausführungsbeispiel beschrie- ben wurde.
In den Fig. 13 und 14 ist neben dem beschriebenen hydraulischen Steuermotor 227 für die dargestell- te Radabfederung auch noch ein weiterer gleichartiger Steuermotor sichtbar, der der Abfederung des an- dern Rades derselben Fahrzeugachse zugeordnet ist.
Das dem dritten Ausführungsbeispiel entsprechende Abfederungssystem arbeitet grundsätzlich genau- so wie das dem zweiten Ausführungsbeispiel entsprechende. Vor Fahrtbeginn wird zunächst die (in den
Fig. 13 und 14 für ein verhältnismässig stark belastetes Fahrzeug dargestellte) Ausgangsstellung der Feder- systeme 209 und 209'eingestellt. Beim anschliessenden Fahrbetrieb schwingt sodann das Federsystem 209 - bei Ausschwenkbewegungen des Lenkersystems nach oben-nach der Längsmittelebene des Fahrzeuges zu, wodurch sich die angestrebte weiche Abfederung ergibt und auf einen besonderen Stossdämpfer ver- zichtet werden kann.
Sollte das Fahrzeug stärker belastet werden, so gelangt das Federsystem 209 mit seiner (nicht sichtbaren) Abstutzrolle 212 an den innerenAnschlag 229 des Gabelhebels 232, wodurch dieser gemäss Fig. 13 entgegen dem Uhrzeigersinn geschwenkt wird. Dies hat zur Folge, dass der Kolben 237 aber das Steuerventil 239 und die Zugstange 235 weiter aus dem Steuerzylinder 238 herausgeschoben und dementsprechend das einstellbare Federsystem 209'über die Kolbenstange 236 und die Verbindungsstange 215 nach auswärts geschwenkt wird. Sowie die Abstützrolle 212 des Federsystems 209 den Anschlag 229 des Gabelhebels 232 wieder verlassen hat, kehrt der Gabelhebel 232 durch die Kraft einer Zugfeder 241 selbsttätig wieder in seine dargestellte Mittelstellung zurück, bei der auch das Steuerventil 239 wieder abgeschlossen ist.
Infolgedessen hört auch die Ausschwenkbewegung des einstellbaren Federsystems 2 09' in diesem Augenblick auf und das Federsystem bleibt in der neuen Stellung stehen, bei der die Abfederung entsprechend der vergrösserten Belastung insgesamt etwas härter ist.
Die analogen Vorgänge ergeben sich bei einer Entlastung des Fahrzeuges, wobei lediglich der Kolben 237 in den Arbeitszylinder 238 hinein und dadurch das Federsystem 209'nach innen (nach der Längsmittelebene des Fahrzeuges zu) zurückgeschwenkt wird. Schliesslich kann die Abfederung vom Lenker des Fahrzeuges aus in gleicher Weise zusätzlich beeinflusst werden, wie es für das zweite Ausführungsbeispiel bereits beschrieben wurde. In analoger Weise könnte der Gabelhebel 232 am Rahmen 201 schwenkbar befestigt werden und von einem mit dem Lenker 203'fest verbundenen Anschlaghaken betätigt werden.
Das in Fig. 15 dargestellte vierte Ausführungsbeispiel veranschaulicht, wie das erfindungsgemässe Abfederungsprinzip auch mit einem einzigen Federsystem erreicht werden kann. An einem Fahrzeugrahmen 301 eines Kraftwagens ist eine Hinterradachse 303, die sowohl als Starrachse oder als Schwinghalbachse ausgebildet sein kann, über einen Führungsarm 303'angelenkt. Im Falle einer Starrachse befindet sich an jeder Seite derselben ein solcher Führungsarm 303', wogegen im Falle der Anordnung von zwei Schwinghalbachsen jede dieser Halbachsen im Bereich ihres äusseren Endes an einem Führungsarm 303' geführt ist.
Der Arm 303'entspricht etwa einem üblichen Längslenker, der unterhalb eines Längsträgers des Fahrzeugrahmens 301 angeordnet ist und an seinem vorderen Ende über einen in Querrichtung des Fahrzeuges verlaufenden Gelenkbolzen 302'am Fahrzeugrahmen 301 angelenkt ist. Der die Hinterradachse 303 über einen hinteren Tragbolzen 302'tragende Führungsarm 303'weist an seiner Oberseite eine Filth- rungsbahn 313'auf, auf der die Abstützrolle 312'eines Wagens 343 geführt ist, der seinerseits an seiner Oberseite eine Führungsbahn 313 aufweist. Auf der Führungsbahn 313 ist wieder eine Abstützrolle 312 geführt, die zu dem Federsystem 309 gehört, wie es grundsätzlich bereits in Verbindung mit den Fig. 13 und 14 beschrieben wurde.
Ein Unterschied besteht lediglich darin, dass das Federsystem 309, nicht aus zwei, sondern aus drei teleskopartig angeordneten Schraubenfedern zusammengesetzt ist.
Zur Führung des Federsystems 309 dienen zwei Federteller 311a und 311b, von denen der obere (311a) über einen Gelenkbolzen 307 am Fahrzeugrahmen 301 aufgehängt ist und der untere (311b) die Abstützrolle 312 trägt. Beide Federteller 311a und 311b sind in der bereits beschriebenen Weise teleskopartig zueinandergeführt, so dass ein Auskrümmen der Achse des Federsystems 301 unmöglich ist.
Am Gelenkbolzen307 ist ausserdem noch eine Führungsstange 344 angelenkt, die das Federsystem 309 an seiner (in Fahrtrichtung des Fahrzeuges) vorderen Seite umgreift und mit seinem unteren freien Ende am vorderen Ende des Wagens 343 mittels eines Gelenkbolzens 345 angelenkt ist und daduhdas vordere Ende des Wagens 343 konzentrisch zur Schwenkachse des Federsystems 309 führt.
Ausserdem ist am Gelenkbolzen 345 noch eine Kolbenstange 336 angelenkt, die Bestandteil eines
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hydraulisch arbeitenden Steuermotors 327 ist, wie er grundsätzlich an Hand der Fig. 13 und 14 beschrie- ben wurde. Damit die Kolbenstange den kreisbogenförmigen Bewegungen des Gelenkbolzens 345 ohne
Verklemmungen folgen kann, ist das Gehäuse des Steuermotors mit seinem der Kolbenstange 336 gegen- überliegenden Ende an der Stelle 346 gelenkig am Fahrzeugrahmen 301 gelagert. An den Steuerzylinder i des Steuermotors 327 ist über zwei flexible Leitungen 347 ein Steuerventil 339 angeschlossen, welches dem in Fig. 13 dargestellten Steuerventil 239 entspricht.
Im Gegensatz zum Steuerventil 239 wird das
Steuerventil 339 jedoch elektrisch gesteuert, wobei sein Betätigungshebel 340 an ein Solenoid 348 ange- lenkt ist, über dessen Magnetspule 349 das Steuerventil 339 entgegen der Kraft nicht dargestellter Federn (vgl. Fig. 13) aus seiner Mittelstellung verstellt werden kann.
Während die Führungsbahn 313'des Führungsarmes 303'bei der dargestellten Ausgangsstellung kon- zentrisch zum Gelenkbolzen 307 verläuft, verläuft die Führungsbahn 313 des Wagens'343 spiralförmig ge- nauso wie die beschriebene Führungsbahn 213 des dritten Ausführungsbeispieles. An den beiden Enden der
Führungsbahn 313 befinden sich Druckschalter 328 und 329, so wie sie bereits in Verbindung mit dem zweiten Ausführungsbeispiel erläutert wurden.
Die Druckschalter 328,329 können dabei in nicht darge- stellter Weise in ihrer Lage zur Kurvenbahn 313 eingestellt werden (eventuell auch während der Fahrt vom
Führersitz aus), so dass die freien Enden ihrer Druckstifte sowohl in ihrer Höhe über der Führungsbahn als auch in ihrer Lage entlang der Führungsbahn verändert werden können, falls eine solche Änderung zur besseren Anpassung der Arbeit des Steuermotors 327 an die Bedingungen einer gut arbeitenden Abfederung
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von denen das dargestellte zur Schwenkung des Betätigungshebels 340 des Steuerventiles 339 im einen und das andere zur Betätigung im andern Drehsinn dient.
Das vollbelastete Fahrzeug macht eine Einstellung der in Fig. 15 dargestellten Abfederung notwendig.
Beide Abstützrollen 312 und 312'befinden sich im Bereich der äusseren Enden der zugehörigen Führung- bahnen 313 bzw. 313' (bei unbelastetem Fahrzeug wurde die Abstützrolle 312 etwa in der Mitte der Füh- rungsbahn zu stehen kommen). Solange beim Fahrbetrieb des Fahrzeuges die beiden Druckschalter 328 und
329 von der Abstützrolle 312 aus nicht betätigt werden, bleibt die dargestellte Grundeinstellung erhal- ten, d. h. die Abstützrolle 312'verbleibt an der dargestellten Stelle der Führungsbahn 313', während die
Abstützrolle 312 etwa im Mittelbereich der Führungsbahn 313 - je nach der Grösse der Ausfederung des
Führungsarmes 303'-hin-und herrollt.
Wird das Fahrzeug jedoch entlastet und schlägt demgemäss die
Abstützrolle 312 gegen den Druckschalter 328 an, so wird dadurch zunächst das Steuerventil 339 durch das eine Solenoid 348 so verstellt, dass der Steuermotor 327 die Kolbenstange 326 nach dem Steuermotor
327 hin verschiebt. Dadurch wird auch der Wagen 343 nach dem Steuermotor 327 hin verschoben, wodurch die Abstützrolle 312'des Wagens nunmehr zu einer mittleren Stelle der Führungsbahn 313'ge- langt. Die Folge davon ist, dass der Angriffspunkt des Federsystems 309 am Führungsarm 303'etwas mehr ach dem Gelenkbolzen 302'hin verschoben wird, wodurch sich auch das Moment der Federkraft entsprechend dem verkürzten Hebelarm verringert.
Die Folge davon ist, dass die durch die geringere Belastung vom Fahrzeugrahmen 301 aus zunächst nach unten verlagerte Achse 303 wieder nach oben zurückschwingen kann, wodurch die Abstützrolle 312 selbsttätig aus ihrer Anschlagstellung am Druckschalter 328 zu einer etwa der Darstellung in Fig. 15 entsprechenden Stellung gelangt. Nunmehr kann die Abfederung wieder in derselben Weise vor sich gehen, wie sie an Hand der Ausführungsbeispiele bereits mehrfach beschrieben wurde.
Selbstverständlich lässt sich auch das Steuerventil 339 zusätzlich vom Lenker des Fahrzeuges aus verstellen, damit die Abfederung den Strassenverhältnissen günstig angepasst werden kann. Überdies weist das Abfederungssystem gemäss Fig. 15 jedoch noch den weiteren Vorteil auf, dass es für jedes Fahrzeugrad. unabhängig von den übrigen, einstellbar ist. Sollte das Fahrzeug - etwa als Lastwagen ausgebildet-z. B. einseitig belastet sein, so bewirkt die beschriebene Abfederung völlig selbsttätig eine entsprechende härtere Einstellung der dieser Fahrzeugseite zugeordneten Abfederunessvsteme, wodurch auch jegliche Schräglagen des Fahrzeuges, durch ungleichmässige Belastung hervorgerufen, ausgeschlossen sind.
Die gleiche selbsttätige Änderung der Härte des Abfederungssystems ergibt sich bereits schon in Kurven, so dass das Fahrzeug trotz der angestrebten weichen und angenehmen Abfederung in Kurven verhältnismässig stabil geführt bleibt und sich also weit weniger nach der Aussenseite der Kurve hin neigt, als es einer solchen weichen Abfederung sonst entsprechen würde.
Die ausgleichende Wirkung der zuletzt beschriebenen Radabfederung in Kurven kann auch dadurch noch verbessert werden, dass die Steuerventile 339 bzw. die zu deren Betätigung dienenden Solenoide 348 - in jeder Fahrzeugseite zugeordneten Paaren - zusätzlich von einem bereits in zahlreichen Ausführungformen vorgeschlagenen Pendelapparaten oder auch vom Lenkerrad aus-in Abhängigkeit von dessen Aus-
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lenkung-betätigt werden. Auf diese Weise kann die Anpassung der Härte des Abfederungssystems an die Fliehkraftbeanspruchung des Fahrzeugaufbaues noch beschleunigt werden.
Aus dem in Fig. 16 dargestellten letzten Ausführungsbeispiel geht schliesslich hervor, wie das beschriebene Abfederungssystem auch vorteilhaft für Motorräder oder sonstige Zweiradfahrzeuge ausgenutzt werden kann.
Das Vorderrad 406 des dargestellten Motorrades ist an einer bei modernen Motorrädern üblichen Schwinggabel 403 gelagert, die an ihrem hinteren Ende über einen Gelenkbolzen 402 an der Vorderradgabel 450 angelenkt ist. Die Vorderradgabel 450 weist unmittelbar unterhalb eines üblichen Lenkkopfes 451 des Motorradrahmens 401 ein Quer-Lager 407 auf, an dem beiderseits des Vorderrades 406 je ein Federelement 409 angelenkt ist, wie es etwa an Hand der Fig. 13 und 14 beschrieben wurde.
Zu jedem Federelement 409, welches in diesem Falle lediglich aus einer einzigen Schraubenfeder besteht und wieder über die beiden Federteller 411a und 411b - zugleich zwangsläufig axial-geführt ist, gehört eine am unteren Federteller 411b gelagerte Abstützrnlie 412, die auf einer an der Oberseite jedes Armes der Schwinggabel 403 angeordneten Führungsbahn 413 entlang einem Teil der Schwinggabel abrollen kann.
Bei der dargestellten Ausgangsstellung der Abfederung verläuft auch die Führungsbahn 413 spiralförmig, beispielsweise so wie die Führungsbahn 313 des vierten Ausführungsbeispieles.
Damit auch das Federelement 409 in seiner Härte eingestellt werden kann, ist die mit dem unteren Federteller 411b verbundene axiale Buchse 431 mit Aussengewinde versehen und trägt darauf die eigentliche untere Abstützscheibe 452 für das Federelement 409. Soll die Härte des Abfederungselementes 409 vergrössert werden, so braucht lediglich die Abstützscheibe 452 entlang der Buchse 431 nach oben geschraubt zu werden, bis die gewünschte Härte erreicht ist. Eine selbsttätige. Anpassung der Federelemente an die Fahrzeugbelastung erübrigt sich hier, weil bei Motorrädern nicht mit häufigeren, grösseren Belastungsänderungen gerechnet zu werden braucht. Im allgemeinen werden solche Fahrzeuge nur von ein und demselben Besitzer benutzt, der die Härte der Abfederung einmal seinen Wünschen entsprechend einstellt.
Lediglich im Falle, dass mit dem Motorrad noch ein Sozius mitgenommen werden soll, wird eine Anpassung der Abfederung an die neue Fahrzeugbelastung erforderlich, die sich jedoch vor allem auf die nachstehend näher beschriebene Hinterradabfederung bezieht.
Das Hinterrad 406'des in Fig. 16 dargestellten Motorrades ist am Fahrzeugrahmen 401 mittels einer Schwinggabel 403'geführt, die am Fahrzeugrahmen 401 mittels eines vorderen Gelenkbolzens 402'an- gelenkt ist. Im Bereich der Achse 453 des Hinterrades 406 befindet sich an der Oberseite jedes Armes der Schwinggabel 403'eine grundsätzliche gleiche Führungsbahn 413, wie sie sich an den beiden Armen der vorderen Schwinggabel 403 befindet. Auf jeder Führungsbahn 413 der Schwinggabel 403'ist eine Abstützrolle 412 geführt, die an einem etwa dem Wagen 343 des vierten Ausführungsbeispieles entsprechenden Wagen 443 gelagert ist.
Während die Führungsbahn 313 des Wagens 343 jedoch spiralförmig gekrümmt ist, verläuft die Führungsbahn 413'des Wagens 443 kreisförmig und in der dargestellten Ausgangsstellung der Abfederung konzentrisch zu einem am Fahrzeugrahmen 401 oberhalb des Hinterrades 406'gelagerten Gelenkbolzen 407, an dem beiderseits des Hinterrades 406'je ein Federelement 409'mittels oberer Federteller 411'a angelenkt ist.
Jedes Federelement 409'entspricht etwa den Federelementen 409 der Vorderradabfederung, wobei hier jedoch die Federhärte durch Verstellen der Lage der Abstützrolle 412'gegenüber der Führungsbahn 413'verändert wird. Zu dieser Veränderung weist der die Abstützrolle 412'tragende untere Federteller 411'b einen seitlich der Abstützrolle nach unten ragenden Ansatz auf, der mit einer nicht sichtbaren Querbohrung versehen ist. Ausserdem weist auch der Wagen 443 entlang einem der Führungsbahn 413'parallelen Kreisbogen eine Anzahl Querbohrungen 454 auf. Durch einen Kupplungsstift 455 kann nun der Federteller 411'b je nach der gewünschten Federhärte in einer der genannten Querbohrungen 454 des Wagens 443 festgelegt werden.
Die dargestellte Einstellung entspricht der härtesten Federkennlinie, ; während die Abfederung umso weicher wird, je mehr das Federelement 409'nach dem inneren Ende der Führungbahn 413'hin verstellt wird.
Zur weiterer Festlegung des Wagens 443 dient eine Führungsstange 444, wie sie analog beim vierten Ausführungsbeispiel (vgl. Fig. 15) beschrieben ist. Diese, das Federsystem 409'nach der Vorderseite des Motorrades hin umgreifende Stange ist oben am Gelenkbolzen 407 angelenkt, wogegen an ihrem unteren freien Ende das vordere Ende des Wagens 443 mittels eines Gelenkbolzens 445 angelenkt ist.
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Werkzeuge von Hand möglich sein wird, leicht der neuen Belastung angepasst werden kann.
Die verschiedenen vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiele lassen erkennen, dass sich das erfindungsgemässe Abfederungssystem bei allen üblichen Radaufhängungen und in Verbindung mit allen gebräuchlichen Federelementen und überhaupt mit allen üblichen Strassenfahrzeugen, insbesondere auch geländegängigen Fahrzeugen, vorteilhaft anwenden lässt. Wie schon erwähnt, könnten über die dargestellten Federelemente hinaus sogar auch pneumatische oder sonstige Federelemente verwendet werden, die eine progressive Federcharakteristik aufweisen. Die geoffenbarten Einzelelemente, z. B. zur selbsttätigen Steuerung des einstellbaren Federsystems, lassen sich auch unabhängig von dem jeweiligen Ausführungsbeispiel, zu dem sie beschrieben sind, in Verbindung mit den übrigen Ausführungsbeispielen anwenden, wodurch sich weitere zahlreiche Abwandlungsmöglichkeiten ergeben.
Die Abstützrollen möglichst grossen Durchmessers könnten durch Verwendung von Wälzlagern besonders leichtgängig gemacht oder durch seitliche Ränder zusätzlich geführt werden, wogegen es anderseits auch möglich ist, bei einer vereinfachten Ausführung statt Abstützrollen gegebenenfalls auch Gleitschuhe zu verwenden.
Weiterhin könnte der die Betätigungswelle aufweisende Fernantrieb für die Verstellung der Schwenkhebel des Abfederungssystems gemäss Fig. 9 durch einen am zugehörigen Rohr über ein Kettenrad angreifenden Kettentrieb ersetzt werden. Statt des Kettentriebes könnte das Rohr auch ein Sperrad mit symmetrischerVerzahnung aufweisen, das mittels eines dauernd im Eingriff mit der Verzahnung stehenden Klinkenhebels mit umstellbare Klinke etwa nach Art einer Ratsche zur Verdrehung des Rohres ausgenutzt wird. In einfachster Weise würde jedoch schon ein einfacher Sechskant auf dem Rohr genügen, der dann mit Hilfe eines normalen Schraubenschlüssels zum Verdrehen des Rohres dient.
Ausserdem könnte das Abfederungssystem auch noch durch übliche Stossdämpfer ergänzt werden, obgleich solche Dämpfer in der Regel kaum notwendig sein werden und zumindest nur sehr schwach zu wirken brauchen. Weitere Ausgestaltungen könnten in der zusätzlichen Anwendung von Gummilagerungen, selbstschmierenden Lagerstellen und in der Anwendung von Gummimanschetten liegen, die insbesondere zum Schutz von Schraubenfederelementen der Abfederung dienen können. Es könnten gemeinsam mit dem beschriebenen Abfederungssystem auch noch übliche Stabilisatoren verwendet werden, um Seitenneigungen des Fahrzeugauf-
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zwischen dem Fahrzeugrahmen und dem Lenker zwecks Verhinderung des Wegspringens des Lenkers und darauffolgenden Anstossen angeordnet werden.
Im Rahmen anderer Ausgestaltungen könnte man mit einem beschriebenen Abfederungssystem ein am Instrumentenbrett des Fahrzeuges angeordnetes Anzeigegerät kombinieren, welches über entsprechende Übertragungsmittel den Belastungsgrad des Fahrzeuges bzw die jeweilige Bodenfreiheit desselben anzeigt.
Weiterhin könnte der Steuermotor, der in den Ausführunbeispielen entweder als Elektromotor oder als hydraulisch arbeitender Motor beschrieben ist, auch als pneumatisch arbeitender Motor ausgebildet sein, der dann in einfacher Weise an ein übliches Druckluftsystem, z. B. an den Bremsluftbehälter des Fahrzeuges angeschlossen ist. Zur Steuerung könnte - über eine entsprechende Kupplung - der Antriebsmotor des Fahrzeuges ausgenutzt sein.
Es könnte auch eine einzige Schraubenfeder mit unterschiedlicher Steigung oder mit kegelmantelförmiger Gestalt oder schliesslich auch eine Kombination ineinandergefügter Schraubenfedern verwendet werden, von der ein Teil erst nach einer bestimmten Durchfederung anderer Federn zum Tragen kommt. Ähnlich könnten die überhöhten, schraubenlinien-oder spiralförmigen Führungsbahnen gleichmässige oder ungleichmässige Steigung aufweisen oder zwecks einfacherer Herstellung durch an Kreisbögen angenäherte Formen ersetzt werden.
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Suspension device with variable characteristics, in particular for the suspension of a wheel
Motor vehicle
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construction comes to be lower and closer to the wheels or to the wheel axle with increasing load, so that ever smaller areas remain for the oscillation stroke.
The above solution of the second group, which can be referred to as "suspension setting", can theoretically create an infinite number of suspension characteristics with a single spring
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different spring tensions can exist for each individual spring deformation.
The aim of the invention is a suspension device which combines the advantages of these two known groups, which can therefore be used both for the “softening” and for the “setting” of the spring sets.
This is achieved according to the invention in that the movable spring support takes place on two curved paths that are concave towards the support member of the support body, one of which has the shape of a spiral arc and the other of which has the shape of a circular arc with a finite to infinite radius
Spiral arc is designed so that the angle between the tangent to the curved path in the uprising! point of the support member and the direction of the spring force initiated in the support member for each
The pivoting position of the cam path between the relieved position and the loaded position and for each corresponding pivot position of the support body between the outer end position and the inner one is essentially 900, whereas for the circular cam path this angle is only one
The middle position of the support member 900 is
is smaller in the area outside this position and greater than 900 in the area within this position.
As is known per se, the support body can be provided with a support roller rolling on the cam track.
According to further features of the invention, two can act in parallel for the individual vehicle wheel
Spring elements can each be arranged with a support body, one of which is on the spiral arc-shaped
Curved path and the other rest on the arcuate curved path.
For the individual vehicle wheel, a spring element with two support bodies can also be arranged, one of which is on the spiral arc-shaped cam track and the other on the arc-shaped one
The cam track lie on top of one another and only one of the two support bodies is arranged on the spring element and the other on the underside of the cam track closer to the spring element. The two support bodies can be provided with helical springs and pivotably arranged directly next to one another, the spiral-shaped and the circular arc-shaped curved paths being located on a single, common guide arm.
However, the freely pivotable support body provided with at least one helical spring can rest on the spiral-arched cam track, which is adjustable in the longitudinal direction of the guide arm and whose support roller is supported on the arc-shaped cam track arranged on the guide arm. The pivotable support body provided with at least one helical spring can also rest on the circular arc-shaped cam track, which is designed to be freely pivotable in the longitudinal direction of the guide arm and which in turn is supported by means of the support roller on the helical arc-shaped cam track arranged on the guide arm.
According to further features of the invention, the carriage-shaped support body can be articulated to a guide rod at its one end, preferably located towards the pivot axis of the handlebar, the other end of which is mounted on the pivot axis of the spring. If necessary, it can also be attached to the pivot axis
Guide rod can also be articulated to a connecting rod or piston rod serving for its adjustment. It is advisable to manufacture the spring element from a torsion bar, on the free rotatable end of which a hub is firmly attached, to which a pivotable support body is attached by means of bolts
Is hinged in the form of a rigid arm.
It is also possible to directly or indirectly link an adjusting connecting rod to the support body resting on the arcuate curved path, which rod is screwed into a rotatably mounted tube with a self-locking thread, preferably for both
Front or rear wheels of the vehicle are designed together and can be rotated in one or the other direction by means of a drive for the purpose of adjusting the suspension hardness directly or by means of remote drive from the handlebar seat. The remote drive can be operated electrically, hydraulically or pneumatically. be designed by hand or automatically controlled motor depending on the position of the guide arm.
The support body resting on the arcuate curved path can be connected in an articulated manner directly or indirectly to the piston rod of a hydraulic adjustment device that is controlled manually or automatically as a function of the position of the guide arm, which is preferably common for both front or rear wheels is trained.
The switching
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organ for the automatic control of the adjustment device can consist of one of the stops for the spiral-shaped curved path having fork lever, which is hinged on the guide arm immediately next to this curved path and via a further lever arm with a to the control member
Adjusting device leading connecting rod is articulated. Finally, for the purpose of the automatic control of the setting device depending on the position of the guide arm, an electrical pressure switch that can be actuated by the support roller can be arranged at each end of the curved path, in whose circuit there is a solenoid used to control the mechanical or hydraulic setting device .
The invention is illustrated below with reference to diagrams and six exemplary embodiments that are shown in FIG
The drawings are illustrated in more detail: FIG. 1 shows a schematic representation of the part of the cushioning system provided with the freely pivotable support body, FIG. 2 shows a schematic representation of the part of the cushioning system provided with the adjustable support body, FIG. 3 shows a diagram which the cushioning characteristics of the adjustable support body;
by provided parts of the cushioning system according to FIG. 2, FIG. 4 shows a diagram showing the cushioning characteristics of the part of the cushioning system according to FIG. 1 provided with the freely pivotable support body, FIG. 5 shows a first exemplary embodiment of a wheel suspension of a motor vehicle in a Front view of the vehicle. FIG. 6 shows the wheel suspension according to FIG. 5 in plan, FIG. 7 shows a diagram which shows the various adjustable suspension characteristics of the entire suspension system according to FIGS. 5 and 6, FIG. 8 shows a diagram corresponding to FIG Instead of spring elements with linear characteristics, spring elements with progressively increasing spring characteristics are used, d. H. z. B.
Spring elements made of helical springs of a conical shape, made of rubber, or pneumatic spring elements, FIG. 9 a representation of a wheel suspension corresponding to FIG. 6 with a suspension that is slightly modified compared to the first embodiment, FIG. 10 shows a wheel suspension corresponding to the second embodiment in a vertical section according to the Line XX of FIG. 11, FIG. 11 the wheel suspension according to FIG. 10 in plan, FIG. 12 the swinging half-axis of the wheel suspension according to FIGS. 10 and 11 in a side view in the longitudinal direction of the vehicle (seen from its front side), 13 shows a third exemplary embodiment of a wheel suspension in a side view in the longitudinal direction of the vehicle (parts of the suspension system are shown in section for better visibility of details),
14 the wheel suspension according to FIG. 13 in plan, FIG. 15 a fourth embodiment of a wheel suspension in a side view in the transverse direction of the vehicle (with the vehicle wheel removed), parts of the suspension system being shown in section, FIG. 16 a motorcycle, both wheels of which have suspension systems , each corresponding to a further embodiment of the invention.
In FIGS. 1 and 2, the two curved tracks a and b, concave towards the fixed spring pivot point A, on which the movable spring support takes place and which in practice are also arranged together
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! bIII, awarded separately. The curved path shown in FIG. 1 has the shape of a spiral arc and the curved path shown in FIG. 2 has the shape of a circular arc. I 'denotes the outer end points when the device is unloaded and In "denotes the inner end points when the device is loaded, whereas U denotes the middle position.
The spiral-shaped curved path a is designed so that its inner end point I ", which is closer to the fixed link pivot point B, is closer to the spring or support body pivot point A when the device is unloaded than its outer end point I ', whereas when the device is loaded (compressed) its outer end point III' closer than its inner end point III "the spring or. Support body pivot point A, while the arcuate curved path b in the middle position bIl its middle
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or the support body pivot point of the spring torque with increasing indentation.
As a result of the formation of the curved path a as a spiral arc, the spring, as can be seen from FIG. 1, automatically assumes a stable position of equilibrium between the positions 1 'and In "for each value of the deflection.
If, according to the arrangement according to FIG. 2, the pivoting of the spring does not take place arbitrarily, it assumes the outer end position until it is deflected into the middle position II and, with further deflection, jumps into the inner end position UI "tibe" Maintains suspension travel.
The wheel suspension shown in FIGS. 5 and 6, corresponding to the first exemplary embodiment, consists essentially of two on a vehicle frame 1 of a motor vehicle by means of hinge pins 2,
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2 'Ouerlenkern 3 and 3' hinged obliquely one above the other, which serve at their outer ends via further pivot pins 4 to guide the wheel carrier 5 on which a steerable according to the embodiment
Front wheel 6 is articulated in the usual way.
As can be seen from FIG. 6, the two transverse links 3 and 3 ′ branch out fork-shaped according to their articulation points 2 and 2 ′, one arm being stretched in the direction of the vehicle and the other 3a or 3′a runs along an arc of a circle, the axis of curvature of which is located outside the handlebar, at a small distance to the side of its extended arm.
If it is assumed that the two transverse links 3, 3 'run straight horizontally, as shown in FIG. 5, then the centers of curvature of the curved arms 3a and 3'a coincide with each of the two transverse links 3, 3' of the axis each of a hinge pin 7 or 7 ', which are located on a hub 8 or 8', which in turn are firmly clamped on the outer end of a torsion bar spring 9 or 9 'running in the direction of the vehicle. Each torsion bar spring 9 or 9 'is fixed to the vehicle body in such a way that it cannot be rotated with its other oath, which is not visible in FIG. Immediately next to their outer ends, however, they are each rotatably mounted in a bearing 10 or 10 ′ located on the vehicle frame 1.
A pivot lever 11 is mounted on the upper pivot pin 7, which extends over the transverse link 3 there and is supported on a guide track 13 by means of a support roller 12 mounted at its free end, which is located on the upper side of the curved arm 3a of the transverse link 3 . As can also be seen from FIG. 5, the guide track 13 has an end at its end which is located at the outer end of the wishbone 3
Approach 14 is provided and, at its other end, is elevated in a helical manner towards the associated path of movement of the support point of the pivot lever 11, which also serves as a support body.
A pivot lever 11 'is also mounted on the other hinge pin 7', which engages over the transverse link 3 'there and is guided on a guide track 13' of the transverse link 3 'with a support roller 12' mounted on its free end. This guide track 13 'is also at its end located at the outer end of the transverse link 3' with an attachment serving as a stop. 14 ', on the other hand it runs after the articulation point of the transverse link 3' up to a stop located at its inner end
14 ".
A connecting rod 15 running in the transverse direction of the vehicle is articulated on the lower pivot lever 11 ′, protrudes into a tube 16 that is rotatably mounted on the vehicle frame 1 and is guided therein by means of a thread. The tube 16 extends transversely to the vehicle frame 1 and works at its other free end with a (not visible) connecting rod of the same type, which serves for the cushioning system of the other wheel on the same axis and therefore an opposite
Connecting rod 15 has reverse working thread. The tube 16 carries one near it
Bearing point a bevel gear 17 which is in engagement with a further bevel gear 18, which with his
Axis directed forward and accessible from the front of the vehicle.
The front free end of the axis of the bevel gear 18 is provided with a square 18 ′, which is secured from the front of the vehicle by means of a socket wrench, such as that used in FIG. B. is used for jacks, can be rotated, whereby the tube 16 is rotated via the two bevel gears 17, 18 and the two connecting rods 15 correspondingly into or out of the tube 16. be taken care of.
In Fig. 3 the cushioning characteristics of the t eschritten enen cushioning system is shown, u. between only that which results from the torsion bar spring 9 ′ in connection with the pivot lever 11 ′. The individual curves run in a straight line, because each of them is assigned a constant position of the sliding lever 11 ′ set by means of the connecting rod 15. The one in the diagram
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Torsion bar spring 9 'with a lever arm which is as large as possible in relation to the pivot point of link 3'. the steering system, which results in the corresponding hardness of the suspension.
However, if the vehicle is less loaded and the links 3, 3 'would run obliquely outwards and downwards when the vehicle is stationary, the pivoting lever 11' is pivoted over the square of the bevel gear 18 and the connecting rod 15 towards the longitudinal center plane of the vehicle until the the torque exerted on the torsion bar spring 9 'on the link 11' is lower and the two links 3, 3 'return to the horizontal starting position shown by the weight of the vehicle. This setting corresponds to a flatter straight line of the family of curves in the diagram according to FIG. 3, of which the straight line corresponding to a softest setting of the cushioning is shown in dash-dotted lines.
The dash-dotted straight line finally corresponds to a setting of the swivel arm 11 ', as indicated in FIG. 6 by dash-dotted lines.
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The family of curves in the diagram according to FIG. 3 is divided into three by two lines 19 and 20 running parallel to the ordinate. Divided sections, of which the middle section located between the two lines 19 and 20 corresponds to the normal cushioning area in which the unevenness of the
Deflection movements caused by the road. FIG. 4 shows a further diagram which illustrates the work of the torsion bar spring 9 in connection with the freely pivotable pivot lever 11 and the guide track 13 of the upper link 3 in a single curve. Here, too, the field of the diagram is divided into three sections by the two lines 19 and 20 parallel to the ordinate, of which the one between the two lines 19 and
20 located middle section represents the normal working range of this cushioning.
Initially, when the vehicle was under maximum load, the adjustable swivel lever 11 'but the
Connecting rod 15 is set so that the links 3, 3 'protrude horizontally outward when the vehicle is stationary, then the support roller 12 is also close to the outer attachment 14 of the guide track 13 (the smaller the vehicle load, the further away the support roller 12 should be from attachment 14 towards the middle of the guide track 13 with the aid of the swivel arm 11 '). In the diagram according to FIG. 4, this setting corresponds to a point on the curve located slightly above line 19. If the wheel bounces up through a bump in the ground or some other obstacle, the two swivel with it
Handlebars 3 and 3 'up.
While the lower pivot arm 11 'as a result of its fixing by the
Connecting rod 15 is prevented from pivoting, the upper pivot arm 11 can be pivoted along the guide track 13 against the longitudinal center plane of the vehicle and thereby in the
Limit the position indicated by dash-dotted lines in FIG. 6, in which its support roller 12 is located at the innermost end of the guideway 13 which is furthest above.
It is understandable that in the inner end position of the swivel arm 11 the associated torsion bar spring 9 cannot exert a greater torque on the link 3 than in the middle position of the link system shown, despite its greater bias, because the force exerted by the torsion bar 9 in - As a result of the greater distance between the support roller 12 and the axis of the torsion bar spring 9 becomes smaller, since it can only act on the link 3 via a relatively short lever arm. The suspension by the torsion bar spring 9 is therefore very "soft", which is the corresponding flat curve between the two
Lines 19 and 20 of the diagram according to FIG. The end position of the pivot lever 11, indicated by dash-dotted lines in FIG. 6, corresponds to the inflection point of the single curve in the diagram at the intersection with the line 20.
If the wheel has to move further upwards due to a larger obstacle, the two links 3 and 3 'according to the two diagrams 3 and 4 also allow a further swing out, in which, however, the restoring force of the torsion bar spring 9 is again approximately proportional to the further
The deflection increases because the pivot lever 11 does not allow any further change in the characteristic.
The cushioning thus works above the line 20 like the straight-line characteristic drawn out strongly in FIG.
Should the wheel be able to give way downwards in the case of a hole above a corresponding depression in the roadway, this corresponds to a downward swing of the link system, in which the pivot lever 11 makes a small pivot until its support roller 12 rests on the extension 14 of the guide way 13 can. The corresponding change in the spring characteristics is evident from the curve shape according to FIG. 4, as can be seen immediately above the point of intersection of the curve with the vertical line 19. The curve goes in a flat curvature at the mentioned intersection point in a straight line leading to the zero point of the diagram, however, so that the cushioning also works below the normal cushioning area with a consistently straight spring characteristic.
The cushioning system already explained above in terms of the effect of its individual elements is set in the following way and works as follows after its correct setting:
The suspension designed for a certain maximum load on the stationary vehicle by the two torsion bar springs 9 and 9 'is initially set when the vehicle is stationary so that the two arms 3, 3' of the steering system according to FIG. 5 protrude approximately horizontally outwards (the smaller the Vehicle load, the more obliquely outward and upward the links 3, 3 'can run).
If the vehicle is maximally loaded, this position of the control arms 3, 3 'is only possible by adjusting the swivel ...' lever 11 ', as shown in FIG. H. the pivot lever 11 'must be brought into its most pivoted-out position via the connecting rod 15, in which its support roller 12' rests almost on the attachment 14 'of the link 3'. As a result of the described kinematics of the suspension acting on f the upper link 3, the horizontal position of the link 3 inevitably results in a position of the support roller 12 of the close to the outer shoulder 14 of the guide track 13
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Swivel arm 11.
The smaller the vehicle load, the greater the distance between the support roller 12 'and the extension 14'.
If the suspension system is operated with this setting, there are uneven floors
Rebounds along a characteristic of the entire suspension system, as shown in the diagram according to FIG. 7 with strong lines. The characteristic corresponds to a combination of the two strongly drawn-out curves in the diagrams according to FIGS. 3 and 4.
With the normal suspension of the link system, the suspension characteristic moves between the two vertical lines 19 and 20, as already described for FIGS. 3 and 4, with a relatively soft suspension and the pendulum oscillations in a relatively wide range of suspension practically excludes. Only when, due to exceptional influences, a deflection of the links 3, 3 ′ that goes beyond the normal oscillation range of the suspension takes place, the suspension can also become stronger again, but without a counter-torque being more common
To exceed spring elements.
The cushioning is also in the extreme swivel ranges of the
The handlebar system was not felt to be uncomfortable, with the softer cushioning there practically acting as a shock absorber when the handlebar system swings back into its normal working area, making the arrangement of additional shock absorbers unnecessary.
If the vehicle, whose suspension system is set in the aforementioned manner, is relieved, the two torsion bar springs 9, 9 'cause the control arms 3, 3' to tilt down slightly even when the vehicle is stationary, which at the same time increases the vehicle's ground clearance draws itself. So that the vehicle continues to work in the aforementioned favorable central area of its suspension characteristics, the adjustable pivot levers 11 'are adjusted via the square 18' of the bevel gear 18 and the connecting rods 15 (of both link systems) so that the links 3,
3 'also protrude horizontally outwards or, better, obliquely outwards upwards, even when the load is lower and the vehicle is stationary.
This results in practically the same kinematic conditions as are shown in FIGS. 5 and 6, although only the two support rollers 12, 12 ′ or
Rocking levers 11, 11 'are in a position pivoted closer to the longitudinal center plane of the vehicle. If the front wheels of the vehicle spring upwards or downwards when the road is uneven, the result is a characteristic of the entire suspension system as it corresponds to a thin, drawn out curve in the diagram according to FIG. Only when the vehicle is completely relieved and the pivoting lever 11 'is set (with the vehicle stationary), as indicated by dash-dotted lines in FIG. 6, a characteristic curve of the cushioning system finally results, as shown by dash-dotted lines in the diagram according to FIG is.
This characteristic corresponds to a much softer cushioning than the strongly extended one, but this is only a sign of the favorable adaptation of the cushioning to the correspondingly reduced vehicle weight. The cushioning properties of the vehicle are therefore always equally favorable, regardless of its load, if the lower pivot levers 11 ′ are correctly adjusted, on which the basic setting of the upper pivot levers 11 also depends.
Is used for the cushioning system instead of the torsion bar springs shown in FIGS
Spring elements with progressively increasing spring characteristics, as z. B. is the case with pneumatic spring elements, with rubber block spring elements or with helical springs of a conical shape or uneven pitch and similar springs, the result is an overall characteristic in a corresponding deviation from the diagram according to FIG Diagram according to FIG. 8 is shown.
The diagram only shows that the advantageous properties of the cushioning described practically do not change even when spring elements with progressively increasing spring characteristics are used.
In the modification of the first exemplary embodiment shown in FIG. 9, the torsion bar springs 9, 9 ′ run in the longitudinal direction of the vehicle frame 1, which is why a bevel gear 21 or 21 ′ is attached to the front free ends of the torsion bar springs 9, 9 ′ which meshes with a respective bevel gear 22 or 22 ′, which in turn is firmly connected to a shaft 23 or 23 ′ each having a hub 8 or 8 ′.
According to Fig. 9, the control wheel 18 meshing with the bevel gear 17 of the tube 16 is located behind the tube 16 and is connected via a drive shaft 24 in a manner not shown with a hand crank 25 which can be operated from the handlebars and which, compared to the above-described, more convenient setting of the Swivel lever 11 'also allows while driving.
The second embodiment shown in FIGS. 10-12 is the suspension of a rear wheel 106 suspended on a swinging half-axis 103. The half-axis 103 is cushioned with respect to the vehicle frame 101 by two leaf springs 109 and 109 ', each of which is from one in
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In the longitudinal direction of the vehicle in front of or behind the swinging half-axis 103, the bearing point 107 or 107 'extends in a cantilevered manner towards the swinging half-axis 103 and each has a supporting roller 112 or 112' at their free ends opposite one another at a small distance. Each bearing point 107 or 107 'has a vertical bearing journal, around which the associated leaf spring 109 or 109' between two of the FIGS.
11 emerging positions can be pivoted within a horizontal plane.
The two support rollers 112 and 112 'are supported from above on a guide plate 126 firmly connected to the swing half-axis 103, which has a guide track 113 or 113' in the area of movement of each of the two support rollers 112, 112 ', as basically corresponds to the first embodiment. The course of the guide track 113, which is curved towards the articulation point 102 of the oscillating half-axis 103 and at the same time elevated, can be seen from FIG. 12, as is the course of the upper guide track 113 '.
Of the two leaf springs, the leaf spring 109 is freely pivotable at its bearing point 107 and can therefore pivot out in the same way as the pivot lever 11 according to the first one
Embodiment. A connecting rod 115, which corresponds to the connecting rod 15 of the first exemplary embodiment, also engages the leaf spring 109 ′.
The rod 115 is also screwed into a tube 116 running transversely to the vehicle longitudinal direction on the vehicle frame 101, which through its
Rotation pulls the rod 115 more or less into itself and thereby causes the setting of the leaf spring 109 '. The tube 116 is provided with a worm gear 117, which with a worm
118 cooperates, which in turn has a Be! Actuating shaft 124 can be rotated by a control motor 127 in both directions of rotation - either clockwise or anti-clockwise.
The guide track 113 is provided in the area of its two ends with a pressure switch 128 or 129, of which the switch 128 is located at the outer and the switch 129 is located at the inner end of the guide track, if the inner end according to the first embodiment is the looks at the end of the guide track closest to the articulation point 102 of the swing half-axis 103. In the circuit of the
Pressure switches 128, 129 each have a solenoid (not shown) because: when the pressure switch is actuated, the electrical control motor 127 is switched on in one or the other direction of rotation of the actuating shaft 124. In addition, for the correct basic setting of the suspension, the control motor 127 can also be switched on and off in one or the other direction of rotation from the driver of the vehicle.
The setting and effect of the cushioning system described last is very similar to that
Setting and effect of the one corresponding to the first exemplary embodiment, although corrections of a setting made once can generally be omitted because these are made automatically by the pressure switches 128, 129 described.
Before the vehicle is put into operation, the control motor 127 is actuated by the handlebar of the vehicle in such a way that the leaf spring 109 'reaches a position relative to the guide track 113' in which the
Swinging half-axis 103 is in its starting position, in which again the freely pivotable
Leaf spring 109 with its support roller 112 approximately in the lower position in FIG. 11 (under the longitudinal member of the
Vehicle frame 101) is located shortly in front of the pressure switch 128 when the vehicle is under maximum load (the lower the vehicle load, the further away from the pressure switch 128). Cushions the swing half-axis at
Driving operation upwards, the freely pivotable leaf spring 109 also gives way in accordance with FIG
Pivot position of the swing half-axis towards the longitudinal center plane of the vehicle.
As long as the
If the pressure switch 129 is not actuated, nothing changes in the basic setting of the suspension system.
The leaf spring 109, the spring force of which can only act on the swinging half-axis 103 under a correspondingly smaller lever arm when the spring is swung out, causes a correspondingly soft cushioning and slow return of the swinging half-axis to its starting position, which it otherwise also assumes when the vehicle is stationary. The slow return practically excludes rapid pendulum movements, such as occur with conventional suspension systems when no shock absorber is provided, so that the arrangement of a special shock absorber is unnecessary even with a suspension system according to FIGS. 10-12.
If the vehicle, the adjustable leaf spring 109 'of which, for example, came to the position shown in phantom in FIG. 11 in the aforementioned setting, is subjected to a greater load, the free end of the leaf spring 109 also moves on the cam track due to the corresponding shackle position of the oscillating half-axis 103 113 a little further after the longitudinal median plane of the Fahr7. euges out. If the oscillating half-axis 103 now swings upwards in the event of unevenness in the roadway, it can reach an angular position in which the support roller 112 actuates the pressure switch 129 even with normal unevenness in the roadway.
This actuation has the consequence that the control motor 127 takes so long in the sense of an outward pivoting of the leaf spring
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109 '(cheering the worm gear 117, 118 and the connecting rod 115) is operated until the pressure switch 129 is released again by the support roller 112. This outward pivoting of the leaf spring 109 'results in a stronger action of the spring force of this leaf spring because the associated support roller 112' now engages the associated guide track 113 'with a larger lever arm (from the articulation point 102 of the pivoting half-axis 103!).
As a result, the oscillating half-axis 103 also swivels downward accordingly until it has again reached the starting position shown in FIG. 10, in which the freely pivotable leaf spring 109 also automatically reaches its starting position described above. The suspension then works again as if the vehicle were only under less load.
The manual manipulation of the work of the control motor 127 can also be carried out by the handlebar as a correction while driving when the vehicle is e.g. B. drives on a very different road surface. For example, if the vehicle leaves a normal road and is to be driven on open terrain, the driver brings the suspension to its hardest setting, in which the vehicle automatically reaches its greatest possible ground clearance.
The same manual adjustment of the suspension can ultimately also be used to make changing wheels easier. If, after setting the greatest ground clearance, the frame 101 is supported and secured at a suitable point and the suspension is then switched back to the softest suspension, then the wheel 106 to be replaced can easily be removed from the swinging half-axis 103 after loosening the corresponding fastening means removed and the corresponding spare wheel just as easily pushed onto the axle.
In the wheel suspension shown in FIGS. 13 and 14, corresponding to the third exemplary embodiment, cushioning is provided by means of helical spring systems 209 and 209 ′, which are arranged in the usual way between the two arms 203 and 203 ′ of the arm system located one above the other.
Each helical spring system consists of two helical springs arranged one inside the other, which are held between two spring plates 211a, 211b or 211'a and 211'b, which at the same time form the associated support bodies. So that the spring systems 209, 209 'are axially guided at the same time, the respective associated spring plates 211a, 211b as well as 211'a and 211'b are telescopically guided to one another by an axial pin 230 and an axial bush 231.
The upper link 203 of the link system is approximately triangular in shape, one leg being formed by the hinge pin 202 mounted on the vehicle frame 201. As can be seen from FIG. 14, the correspondingly long hinge pin 202 is used at the same time to support the upper spring plates 211a and 211'a of the two spring systems 209 and 209 '.
The lower link 203 'is likewise branched in the shape of a fork towards its articulation point 202', each arm of the fork forming a guide track 213 or 213 '. The lower spring plates 211b and 211'b each carry a support roller 212 (not visible in the drawing) or 212 ', with which the spring systems 209 and 209' are supported on the respectively associated guide track 213 and 213 '.
In the starting position of the wheel suspension shown in Fig. 13, the guide track 213 runs along a spiral curve, the center of curvature of the central area with the
The hinge pin 202 coincides and which, after the articulation point of the lower link 203 ', runs inwards (raised towards the hinge pin 202). In the same starting position, on the other hand, the guide track 213 'runs in an arc of a circle, the center of which coincides with the axis of the hinge pin 202.
While the guide track 213 'has fixed stops for the associated support roller 212' at its two ends, the stops 228 and 229 belong to a fork lever 232, which is located directly next to the guide track 213 on an arm of the link? 03 'located pivot pin 233 is mounted. A tie rod 235 is articulated on an additional lever arm 234 of the fork lever 232 and is used in a manner to be described in more detail below for the automatic control of a hydraulic control motor 227 for setting the adjustable spring system 209.
A connecting rod 215 corresponding to the connecting rod 15 of the first exemplary embodiment is articulated on the lower spring plate 211'b, the other end being articulated to the piston rod 236 of a control piston 237 of the hydraulic control motor 227. The to a (not shown) pressure oil source of the vehicle - z. B. to the oil pump of the lubrication circuit - connected control motor 227 has a control valve 239 connected to the associated working cylinder 238 to control the control piston 237, the actuating lever 240 of which is connected to said tie rod 235.
The actuating lever 240 is pretensioned by two tension springs 241 into its central position shown in FIG. 13 in such a way that the control valve 239 remains in its central position when the fork lever 232 is not actuated, in which pressure oil neither enters nor leaves the working cylinder 238
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can and the spring system 209 ′ is accordingly held in its respective angular position via the connecting rod 215.
The control motor 227 can also, in a manner not shown, from the handlebar of the
The vehicle can be adjusted, as has already been basically described in the second exemplary embodiment.
13 and 14, in addition to the described hydraulic control motor 227 for the wheel suspension shown, a further similar control motor can also be seen, which is assigned to the suspension of the other wheel on the same vehicle axle.
The cushioning system corresponding to the third exemplary embodiment basically works in exactly the same way as that corresponding to the second exemplary embodiment. Before starting the journey, the (in the
13 and 14 for a comparatively heavily loaded vehicle) the initial position of the spring systems 209 and 209 'set. During the subsequent driving operation, the spring system 209 then swings towards the longitudinal center plane of the vehicle when the steering system is pivoted upwards, which results in the desired soft cushioning and a special shock absorber can be dispensed with.
Should the vehicle be subjected to greater loads, the spring system 209 with its (not visible) support roller 212 reaches the inner stop 229 of the fork lever 232, whereby it is pivoted counterclockwise according to FIG. This has the consequence that the piston 237 but the control valve 239 and the pull rod 235 are pushed further out of the control cylinder 238 and the adjustable spring system 209 ′ is accordingly pivoted outward via the piston rod 236 and the connecting rod 215. As soon as the support roller 212 of the spring system 209 has left the stop 229 of the fork lever 232, the fork lever 232 automatically returns to its center position shown by the force of a tension spring 241, in which the control valve 239 is closed again.
As a result, the pivoting movement of the adjustable spring system 209 'also stops at this moment and the spring system remains in the new position, in which the cushioning is somewhat harder overall, corresponding to the increased load.
The analogous processes result when the vehicle is unloaded, only the piston 237 being swiveled back into the working cylinder 238 and thereby the spring system 209 ′ inward (towards the longitudinal center plane of the vehicle). Finally, the suspension can also be influenced by the driver of the vehicle in the same way as was already described for the second exemplary embodiment. In an analogous manner, the fork lever 232 could be pivotably attached to the frame 201 and actuated by a stop hook firmly connected to the handlebar 203 ′.
The fourth embodiment shown in FIG. 15 illustrates how the cushioning principle according to the invention can also be achieved with a single spring system. A rear wheel axle 303, which can be designed either as a rigid axle or as a swinging half axle, is articulated to a vehicle frame 301 of a motor vehicle via a guide arm 303 ′. In the case of a rigid axle, such a guide arm 303 'is located on each side thereof, whereas in the case of the arrangement of two oscillating half-axles, each of these semi-axles is guided on a guide arm 303' in the area of its outer end.
The arm 303 ′ corresponds approximately to a conventional trailing arm which is arranged below a longitudinal member of the vehicle frame 301 and is hinged at its front end to the vehicle frame 301 via a hinge pin 302 ′ running in the transverse direction of the vehicle. The guide arm 303 'carrying the rear wheel axle 303 via a rear support bolt 302' has a filtering track 313 'on its upper side, on which the support roller 312' of a carriage 343 is guided, which in turn has a guiding track 313 on its upper side. A support roller 312, which belongs to the spring system 309, as it has basically already been described in connection with FIGS. 13 and 14, is again guided on the guide track 313.
The only difference is that the spring system 309 is not composed of two, but of three telescopically arranged helical springs.
Two spring plates 311a and 311b serve to guide the spring system 309, of which the upper one (311a) is suspended on the vehicle frame 301 via a hinge pin 307 and the lower one (311b) carries the support roller 312. Both spring plates 311a and 311b are telescopically guided towards one another in the manner already described, so that the axis of the spring system 301 cannot be bent out.
In addition, a guide rod 344 is articulated on the hinge pin 307, which engages around the spring system 309 on its front side (in the direction of travel of the vehicle) and is hinged with its lower free end to the front end of the car 343 by means of a hinge pin 345 and, therefore, the front end of the car 343 leads concentrically to the pivot axis of the spring system 309.
In addition, a piston rod 336 is articulated on the hinge pin 345, which is part of a
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The hydraulic control motor 327 is, as it was basically described with reference to FIGS. 13 and 14. So that the piston rod the circular arc-shaped movements of the pivot pin 345 without
Can follow jamming, the housing of the control motor is articulated with its end opposite the piston rod 336 at the point 346 on the vehicle frame 301. A control valve 339, which corresponds to the control valve 239 shown in FIG. 13, is connected to the control cylinder i of the control motor 327 via two flexible lines 347.
In contrast to the control valve 239, the
Control valve 339, however, electrically controlled, its actuating lever 340 being articulated to a solenoid 348, via whose magnetic coil 349 the control valve 339 can be moved from its central position against the force of springs not shown (see FIG. 13).
While the guide track 313 'of the guide arm 303' runs concentrically to the hinge pin 307 in the illustrated starting position, the guide track 313 of the carriage '343 runs in a spiral, just like the described guide track 213 of the third embodiment. At both ends of the
Guide track 313 are pressure switches 328 and 329, as they have already been explained in connection with the second embodiment.
The position of the pressure switches 328, 329 can be set in relation to the curved path 313 in a manner not shown (possibly also while driving from
Driver's seat), so that the free ends of their pressure pins can be changed both in their height above the guideway and in their position along the guideway, if such a change to better adapt the work of the control motor 327 to the conditions of a well-functioning suspension
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of which the one shown is used to pivot the actuating lever 340 of the control valve 339 in one direction and the other to actuate it in the other direction of rotation.
The fully loaded vehicle makes an adjustment of the suspension shown in FIG. 15 necessary.
Both support rollers 312 and 312 'are located in the area of the outer ends of the associated guide tracks 313 and 313' (with an unloaded vehicle, support roller 312 would come to approximately in the middle of the guide track). As long as the two pressure switches 328 and
329 are not actuated from the support roller 312, the basic setting shown is retained, i. H. the support roller 312 'remains at the position shown on the guide track 313', while the
Support roller 312 approximately in the middle area of the guide track 313 - depending on the size of the rebound of the
Guide arm 303 'rolls back and forth.
However, if the vehicle is relieved and accordingly beats the
If the support roller 312 rests against the pressure switch 328, the control valve 339 is first adjusted by the solenoid 348 so that the control motor 327 moves the piston rod 326 after the control motor
327 shifts towards. As a result, the carriage 343 is also displaced towards the control motor 327, as a result of which the support roller 312 'of the carriage now reaches a central point on the guide track 313'. The consequence of this is that the point of application of the spring system 309 on the guide arm 303 'is shifted slightly more towards the hinge pin 302', whereby the moment of the spring force is also reduced in accordance with the shortened lever arm.
The consequence of this is that the axle 303, which is initially shifted downwards from the vehicle frame 301 due to the lower load, can swing back upwards again, whereby the support roller 312 automatically moves from its stop position on the pressure switch 328 to a position roughly corresponding to the illustration in FIG . The cushioning can now proceed in the same way as has already been described several times with reference to the exemplary embodiments.
Of course, the control valve 339 can also be adjusted from the handlebar of the vehicle so that the suspension can be adapted to the road conditions. In addition, however, the cushioning system according to FIG. 15 has the further advantage that it can be used for every vehicle wheel. independently of the rest, is adjustable. Should the vehicle - for example designed as a truck - z. B. be loaded on one side, the suspension described automatically causes a corresponding harder setting of the Abfederunessvsteme assigned to this side of the vehicle, whereby any inclinations of the vehicle caused by uneven loading are excluded.
The same automatic change in the hardness of the suspension system already occurs in curves, so that the vehicle remains relatively stable in curves despite the desired soft and pleasant suspension and therefore leans far less towards the outside of the curve than it does on such a soft curve Otherwise cushioning would correspond.
The compensating effect of the wheel suspension described last in curves can also be improved by the fact that the control valves 339 or the solenoids 348 used to actuate them - in pairs assigned to each side of the vehicle - additionally from a pendulum apparatus, which has already been proposed in numerous embodiments, or also from the steering wheel -depending on its
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steering-operated. In this way, the adaptation of the hardness of the suspension system to the centrifugal force of the vehicle body can be accelerated.
The last embodiment shown in FIG. 16 finally shows how the cushioning system described can also be used advantageously for motorcycles or other two-wheeled vehicles.
The front wheel 406 of the motorcycle shown is mounted on an oscillating fork 403 which is customary in modern motorcycles and which is articulated to the front wheel fork 450 at its rear end via a hinge pin 402. The front fork 450 has a transverse bearing 407 immediately below a conventional steering head 451 of the motorcycle frame 401, to which a spring element 409 is articulated on each side of the front wheel 406, as has been described with reference to FIGS. 13 and 14.
Each spring element 409, which in this case only consists of a single helical spring and is again guided axially via the two spring plates 411a and 411b - at the same time necessarily axially - has a support ring 412 mounted on the lower spring plate 411b, which is supported on one on the top of each arm the vibrating fork 403 arranged guide track 413 can roll along a part of the vibrating fork.
In the illustrated starting position of the cushioning, the guide track 413 also runs in a spiral shape, for example like the guide track 313 of the fourth embodiment.
So that the hardness of the spring element 409 can also be adjusted, the axial bushing 431 connected to the lower spring plate 411b is provided with an external thread and carries the actual lower support disk 452 for the spring element 409. If the hardness of the cushioning element 409 is to be increased, it is necessary only to be screwed the support disk 452 along the bushing 431 upwards until the desired hardness is reached. An automatic one. Adaptation of the spring elements to the vehicle load is not necessary here because more frequent, larger changes in load do not have to be expected with motorcycles. In general, such vehicles are only used by one and the same owner who adjusts the hardness of the suspension according to his wishes.
Only in the event that a pillion passenger is to be taken with the motorcycle is it necessary to adapt the suspension to the new vehicle load, but this mainly relates to the rear suspension described in more detail below.
The rear wheel 406 ′ of the motorcycle shown in FIG. 16 is guided on the vehicle frame 401 by means of a vibrating fork 403 ′ which is articulated to the vehicle frame 401 by means of a front pivot pin 402 ′. In the area of the axis 453 of the rear wheel 406, on the upper side of each arm of the vibrating fork 403 ′, there is basically the same guide track 413 as is located on the two arms of the front vibrating fork 403. A support roller 412 is guided on each guide track 413 of the oscillating fork 403 'and is mounted on a carriage 443 corresponding approximately to the carriage 343 of the fourth exemplary embodiment.
While the guide track 313 of the carriage 343 is spirally curved, the guide track 413 'of the carriage 443 is circular and in the illustrated initial position of the suspension is concentric to a pivot pin 407 mounted on the vehicle frame 401 above the rear wheel 406', on both sides of the rear wheel 406 ' one spring element 409 'is articulated by means of the upper spring plate 411'a.
Each spring element 409 'corresponds approximately to the spring elements 409 of the front wheel suspension, but here the spring stiffness is changed by adjusting the position of the support roller 412' with respect to the guide track 413 '. For this change, the lower spring plate 411'b carrying the support roller 412 'has a shoulder which protrudes downward to the side of the support roller and is provided with a transverse bore which is not visible. In addition, the carriage 443 also has a number of transverse bores 454 along a circular arc parallel to the guide track 413 ′. By means of a coupling pin 455, the spring plate 411'b can now be fixed in one of the named transverse bores 454 of the carriage 443, depending on the desired spring stiffness.
The setting shown corresponds to the hardest spring characteristic,; while the cushioning becomes softer the more the spring element 409 'is adjusted towards the inner end of the guide track 413'.
To further fix the carriage 443, a guide rod 444 is used, as is described analogously in the fourth exemplary embodiment (see FIG. 15). This rod, which encompasses the spring system 409 ′ towards the front of the motorcycle, is hinged at the top on the hinge pin 407, whereas the front end of the carriage 443 is hinged at its lower free end by means of a hinge pin 445.
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Tools will be possible by hand, can easily be adapted to the new load.
The various exemplary embodiments described above show that the cushioning system according to the invention can advantageously be used with all conventional wheel suspensions and in conjunction with all conventional spring elements and with all conventional road vehicles, in particular all-terrain vehicles. As already mentioned, in addition to the spring elements shown, pneumatic or other spring elements could even be used which have a progressive spring characteristic. The disclosed individual elements, e.g. B. for the automatic control of the adjustable spring system, can also be used in conjunction with the other exemplary embodiments, regardless of the respective exemplary embodiment for which they are described, which results in numerous further modification possibilities.
The support rollers with the largest possible diameter could be made particularly smooth by using roller bearings or additionally guided by lateral edges, whereas on the other hand it is also possible, in a simplified design, to use sliding shoes instead of support rollers if necessary.
Furthermore, the remote drive having the actuating shaft for adjusting the pivoting levers of the suspension system according to FIG. 9 could be replaced by a chain drive engaging the associated tube via a chain wheel. Instead of the chain drive, the tube could also have a ratchet wheel with symmetrical toothing, which is used to rotate the tube by means of a ratchet lever which is permanently in engagement with the toothing and has an adjustable pawl, for example in the manner of a ratchet. In the simplest way, however, a simple hexagon on the pipe would be sufficient, which is then used to turn the pipe with the aid of a normal wrench.
In addition, the cushioning system could also be supplemented by customary shock absorbers, although such dampers are usually hardly necessary and at least only need to have a very weak effect. Further refinements could be the additional use of rubber mountings, self-lubricating bearing points and the use of rubber sleeves, which can serve in particular to protect coil spring elements for cushioning. Common stabilizers could also be used together with the cushioning system described to prevent the vehicle from tilting sideways.
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be arranged between the vehicle frame and the handlebar in order to prevent the handlebar from jumping away and subsequent bumps.
Within the scope of other embodiments, a cushioning system described could be combined with a display device arranged on the instrument panel of the vehicle, which displays the load level of the vehicle or the respective ground clearance of the vehicle via appropriate transmission means.
Furthermore, the control motor, which is described in the exemplary embodiments either as an electric motor or as a hydraulically operating motor, could also be designed as a pneumatically operating motor, which can then be easily connected to a conventional compressed air system, e.g. B. is connected to the brake air reservoir of the vehicle. The drive motor of the vehicle could be used for the control - via a suitable coupling.
It would also be possible to use a single helical spring with a different pitch or with a conical envelope shape or, finally, a combination of helical springs fitted into one another, a part of which only comes into effect after a certain deflection of other springs. Similarly, the elevated, helical or spiral-shaped guideways could have a uniform or uneven gradient or, for the purpose of simpler manufacture, could be replaced by shapes approximating to circular arcs.
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