Die Erfindung betrifft eine Bremsvorrichtung, insbesondere für Aufzüge, Luft- und Standseilbahnen, welche Schwankungen des Reibungskoeffizienten selbsttätig ausgleicht und eine praktisch konstante Bremskraft erzeugt.
In Lift- und Seilbahnanlagen werden üblicherweise sogenannte Fangbremsen oder Fangvorrichtungen eingebaut.
Diese haben im Falle von Zugseilrissen und anderen den Betrieb gefährdenden Ereignissen die Aufgabe, das Fahrzeug durch Reibung an einem Trag- oder Führungselement wie Stahlprofil, Schiene, Trag-, Zug- oder Bremsseil abzubremsen.
Besonders bei Seilbahnen sind diese im folgenden als Reibungsgegenkörper bezeichneten Elemente der Witterung und unkontrollierbarer Verschmutzung ausgesetzt.
Erfahrungsgemäss können zum Beispiel bei Luftseilbahnen die Reibungskoeffizienten zwischen Bremsbacke und Tragseil sehr stark schwanken. Solche Schwankungen sind gefährlich, weil einerseits eine zu grosse Bremskraft Überbeanspruchungen oder Kollisionen der Kabine verursacht, und weil anderseits das Fahrzeug bei zu kleiner Bremskraft abstürzen kann.
Es ist versucht worden, diesem überstand durch komplizierte und deshalb störungsanfällige Regelsysteme, die beispielsweise die Verzögerung oder die Bremskraft konstant halten, abzuhelfen.
Die erfindungsgemässe Bremse benötigt kein solches Regelsystem. Sie ist dadurch charakterisiert, dass die Nachschubbewegung der Bremsbacken bei Betätigung und Abnützung nicht nur mehr oder weniger normal zur Bewegung des Reibungskörpers gegenüber den Bremsbacken wie bei konventionellen Bremsen erfolgt, sondern dass die Führung der Backen im Bremsrahmen derart gestaltet ist, dass die Nachschubbewegung zusätzlich eine wesentliche Komponente parallel zur Bewegung des Reibungsgegenkörpers besitzt und dass insbesondere der Richtungssinn dieser Komponente der Richtung der Relativbewegung des Reibungsgegenkörpers entgegengesetzt ist.
Dadurch können die Auswirkungen von Schwankungen des Reibungskoeffizienten auf die Bremskraft weitgehend reduziert werden. Die Erfindungsidee besteht denn auch darin, dass die Bremsbacken von kraftausübenden Elementen infolge einer geeigneten Führung der relativen Bewegung des Reibungsgegenkörpers entgegengedrückt werden. Die Bremskraft ist im wesentlichen durch das kraftausübende Element gegeben, welches als Feder, Gewicht, eingeschlossen das Eigengewicht von Fahrzeugen, geregelte und ungeregelte Hydraulik- oder Pneumatikvorrichtung, Magnet, Laufrollen antrieb und dergleichen ausgebildet sein kann. Die geeignete Führung der Backen im Bremsrahmen kann zwangsläufig (Unteranspruch 1) oder als elastische Halterung ausgebildet sein (Unteranspruch 2).
In den Zeichnungen sind Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes dargestellt.
Es zeigen:
Fig. 1 schematische Darstellung einer erfindungsgemässen Bremsvorrichtung im Horizontalschnitt,
Fig. 2 Vertikalschnitt zu Fig. 1,
Fig. 3 Verlauf der auf die Bremsbacken in Funktion der Abnützung ausgeübten Kraft F bei der Bremsvorrichtung nach Fig. 1 und 2,
Fig. 4 Verhältnis von Bremskraft zur Kraft F in Funktion des Reibungskoeffizienten bei einer erfindungsgemässen
Bremsvorrichtung,
Fig. 5 Variante einer Bremsvorrichtung mit schräg ein schiebbaren Bremsbacken,
Fig. 6 Variante einer Bremsvorrichtung mit von Lenkern geführten Bremsbacken,
Fig. 7 Variante einer Bremsvorrichtung mit drehbaren
Bremsbacken.
Fig. 8 Bremsvorrichtung von Fig. 7 im offenen Zustand,
Fig. 9 Bremsvorrichtung mit elastischer Backenhalterung,
Fig. 10 Bremsvorrichtung mit elastischen Halterungen von segmentierten Bremsbacken,
Fig. 11 Bremsvorrichtung mit Betätigungsmöglichkeit für beide Fahrtrichtungen,
Fig. 12 Variante einer Bremsvorrichtung mit Betätigungsmöglichkeit in beiden Fahrtrichtungen,
Fig. 13 Beispiel der Anordnung von erfindungsgemässen Bremsvorrichtungen mit Sollbruchstellen für den Fall der Selbsthemmung.
Ein erstes Ausführungsbeispiel mit zwangsweiser Führung der Bremsbacke ist die nur für eine Fahrtrichtung wirksame, auf das Tragseil reibende Fangbremse für Luftseilbahnen gemäss Fig. 1 (Aufriss) und Fig. 2 (Grundriss).
Der Reibungsgegenkörper ist hier das Tragseil 1, das sich zwischen den Bremsbacken 3 befindet, welche mit Belägen 2 (Fig. 2) aus speziell geeignetem Material versehen sind. Im Grundriss (Fig. 2) ist nur eine Hälfte der hier symmetrisch gedachten Bremsvorrichtung skizziert. Die Keilbremsbacken 3 (Fig. 2) stützen sich über Nadellager 4 (Fig. 2) auf die fest mit dem Bremsrahmen verbundene Keilbahn 6 (Fig. 2) ab.
Die Nadellager 5 (Fig. 1) sind zur Führung der Backen auf der Höhe des Seiles da. Das Gestänge 7, 8, 9 (Fig. 1) ist für jede Backe vorhanden und in den Lagern 10 (Fig. 1) mit dem Bremsrahmen verbunden. Es übersetzt die von einer Feder mit linearer Charakteristik ausgeübte Kraft L (Fig. 1) derart, dass die auf die Backen wirkende Nachstell-Kraft bei deren Annäherung klein und bei deren Abnützung gross wird. Dies ist besonders nützlich, da sonst bei diesem System zur Kompensation der Belagsabnützung etwa 2- bis 5mal mehr gespeicherte Federenergie als bei einer konventionellen Bremse benötigt würde. Das skizzierte Gestänge bewirkt den in Fig. 3 näherungsweise dargestellten Verlauf der auf die Bremsbacken in Seilrichtung ausgeübten Kraft F, wobei etwa 95 % der gesamten Federenergie ausgenützt wird.
Der Erfindungsgedanke wird wirksam, indem eine Störung infolge eines beispielsweise zu hohen Reibungskoeffizients die Backen sofort in der Bewegungsrichtung des Seiles, d. h.
nach links in Fig. 2, zu verschieben sucht. Dadurch sinkt die Backenanpresskraft, womit die störende Auswirkung auf die Bremskraft B kompensiert wird. Die Kompensationswirkung dieser Bremse ist am Verlauf der Bremskraft als Funktion des Reibungskoeffizienten zwischen Tragseil und Bremsbackenbelag erkennbar. Dieser ist in Fig. 4 dargestellt. Dabei wurden ein Keilwinkel von 2 und ein Reibungskoeffizient der Nadellager von 0,01 eingesetzt.
Während letzterer in der Grössenordnung 0,01...0,05 ohne grossen Einfluss ist, hat der Keilwinkel entscheidende Bedeutung für die Wirksamkeit der Kompensation im Bereiche kleiner Reibungskoeffizienten jt. Zu klein darf der Keilwinkel aber auch nicht sein, weil sonst der Weg, den die Backen in der Bremse wegen der Abnützung zurücklegen müssen, d. h. die Länge der Keilbahn, zu gross wird.
Bei diesem Ausführungsbeispiel besteht noch eine Verbesserungsmöglichkeit in bezug auf die Konstanz der Bremskraft in Funktion der Abnützung, indem der Hebel 8 weggelassen und durch Führung des Gelenkes 11 (Fig. 1) auf einer Kulisse ersetzt wird. Anstelle der Druckfeder können auch Torsions- und bzw. oder Biegestabsysteme, die auf den Hebel 8 (Fig. 1) wirken, oder andere kraftausübende Elemente treten.
Das Wesentliche für den Erfindungsgedanken ist beim ersten Ausführungsbeispiel der Neigungwinkel zwischen der Gleitbahn 4 (Fig. 2) der Keilbacke und der Bewegungsrichtung des Reibungsgegenkörpers. Diese Gleitbahn könnte auch kreis- oder kurvenförmig ausgebildet sein, wobei im letzteren Fall anstelle des Nadellagers 4 (Fig. 2) zwei Rollen verwendet würden (Unteranspruch 3). Dabei ist - insbesondere auch bei gerader Gleitbahn - die Kompensation von Schwankungen des Reibungskoeffizienten besonders gut, wenn die Gleitbahn zur Rutschrichtung einen Winkel von weniger als 30 hat (Unteranspruch 4).
Eine Anordnung mit windschief zur Bewegungsachse 16 des Reibungsgegenkörpers 1 nachschiebbaren Keilbacken 3 gemäss Fig. 5 (perspektivische Skizze) ist eine mögliche Variante der Ausführungen mit Gleitbahn. Auch hier ist eine Bewegungskomponente der Backen entgegen der Bewegungsrichtung v des Reibungsgegenkörpers 1 feststellbar.
Das in Fig. 6 gezeigte Ausführungsbeispiel gehört zu einer weiteren Gruppe von Ausführungsmöglichkeiten mit zwangsläufiger Führung (Unteranspruch 5). Die Bremsbacke 21 ist von zwei Lenkern 22 derart geführt, dass die Winkel a zwischen der Achse der Lenker und der Bewegungsrichtung des Reibungskörpers 3 zwischen 90 und 1200 sind. Dabei könnten die Lenker auch als Laschen, Dreiecklenker, Pendel, Hebel und dergleichen ausgeführt sein, sofern sie je 2 Drehpunkte oder -achsen aufweisen, von denen der eine fest, der andere mit der Backe verbunden ist. Diese Drehpunkte sind Lagerstellen, welche auch als Radiallager, Schneidenlager, elastische Lagerung in Gummielementen oder dergleichen ausgebildet sein können.
Bei dieser Gruppe von Ausführungsmöglichkeiten können je nach den konstruktiven Gegebenheiten Länge und Anzahl der Lenker in weiten Grenzen beliebig gewählt werden, insbesondere können bei zwei Lenkern deren Längen verschieden sein. Gemeinsames Charakteristikum dieser Gruppe ist die Lage des Momentanzentrums der Backenbewegung im betätigten Zustand der Bremse. Dieses ist bei zweidimensionaler Beweglichkeit der Backe festgelegt durch die Mittellinien (Verbindungsgeraden der 2 Lagerpunkte) oder Axen der Lenker. Der Schnittpunkt dieser Axen ist das Momentanzentrum. Die Verbindungsgerade von Momentanzentrum und Schwerpunkt (Mitte) der Reibfläche weist zur Bewegungsrichtung des Reibungskörpers einen Winkel a auf, der bei günstigen Anordnungen zwischen 90 und 1200 beträgt (Unteranspruch 5).
Bei der in Fig. 6 skizzierten Anordnung mit parallelen Lenkern liegt das Momentanzentrum in deren Richtung im Unendlichen, womit auch die Richtung der erwähnten Verbindungsgeraden und damit der Winkel a festliegen. Dieser Fall ist daher ein Spezialfall zum Unteranspruch 5.
Bei ähnlichen Bremsvorrichtungen, welche nur einen Lenker aufweisen (Unteranspruch 6) und deren Backen sich mit einer geeigneten Rillenform am Reibungsgegenkörper selbst führen, sind die geeigneten Anordnungen am Winkel zwischen Lenkeraxe (Verbindungsgerade der Lagerstellen) und Rutschrichtung erkennbar, wenn dieser zwischen 90 und 1200 beträgt. Auch hier kann der Lenker in den obenerwähnten Ausführungsformen ausgebildet sein, wobei insbesondere beim Dreiecklenker die erwähnte Verbindungsgerade bei räumlicher Betrachtung als Ebene erscheint.
Eine weitere Gruppe von Ausführungsmöglichkeiten weist in einer Axe drehbar gelagerte Backen auf. Diese können in der üblichen Klemmplattenform oder auch als runde Scheiben oder Zylinder (Fig. 7 und 8), welche am Umfang Verschleissbelag aufweisen, oder als Sektoren davon ausgebildet sein. Letztere weisen den Vorteil auf, dass die Reibungszone 33 (Fig. 7) von stationärer Grösse sein kann, weil durch die der Relativbewegung des Reibungsgegenkörpers 1 entgegengerichtete, vom Moment der Nachstellkraft M bewirkte Nachschubbewegung der Reibungszone ständig neuer Verschleissbelag 2 (Fig. 7) zugeführt werden kann, wobei die abgenützten Stellen 34 (Fig. 7) aus dieser Zone herausbewegt werden. Die Bremse nach Fig. 7 kann offengehalten werden durch Drehen der Abflachung 35 gegen den Reibungsgegenkörper 1.
Eine Verbesserungsmöglichkeit besteht darin, die Lage rung 36 gefedert und von Anschlägen 37 begrenzt auf den
Bremsrahmen abzustützen (Fig. 8). In Fig. 8 ist die Bremse in offenem Zustand skizziert. Bei beiden Ausführungsformen besteht die Möglichkeit der Wirkung in beiden Fahrtrichtun gen, wobei ein einziges kraftausübendes Element gebraucht wird, wenn seine Kraftübertragung im offenen Zustand der
Bremse einen Totpunkt aufweist, aus dem es sich in beide
Richtungen kippen lässt. Kennzeichen dieser Gruppe ist, dass das Verhältnis der Länge der Berührungszone 33 (Fig. 7) zum Radius r des äussersten Punktes der Reibungszone (Fig. 7) kleiner ist als 1:2 (Unteranspruch 7).
Die Ausführungen mit elastischer Halterung sind charak terisiert durch elastische Elemente, welche unter der Wirkung einer Kraft nicht nur in Kraftrichtung nachgeben, sondern auch quer dazu ausweichen. Solche können nicht durch eine einzige Federkonstante beschrieben werden, sondern sie wei sen zwei in folgender Weise definierte Federkennwerte auf.
= nzlN+tzlT
Dabei ist nach Fig. 9 zly die Änderung der Zusammen drückung des elastischen Elementes 51 in y-Richtung unter der Wirkung von versuchsweisen Änderungen der Normal kraft d N und der Tangentialkraft d T n und t sind die Elasti zitätskennwerte in einer Stellung des elastischen Elementes, welche derjenigen bei betätigter Bremse entspricht. Kenn zeichen dieser Halterungen ist, dass das Verhältnis n : t kleiner als 1:5 ist (Unteranspruch 8). Die Lagerung in Gleitbahnen gemäss Unteranspruch 3 ist ein Grenzfall dieser elastischen
Halterung, in dem das Verhältnis n : t gleich 1: x wird.
Solche elastische Halterungen können z. B. mit auf Knik kung belasteten Flachbandstahlfedern, schubähnlich verzerr ten Gummiklötzen oder mit in ungespanntem Zustand ge bogenen Biegefedern gebaut werden. Ein Ausführungsbei spiel ist in Fig. 10 angegeben: Die im Bremsrahmen 43 ein seitig eingespannten Flachbandstahlfedern tragen am andern
Ende Bremsbelagsklötzchen 2. Durch Biegen in der vorge sehenen relativen Rutschrichtung des Reibungsgegenkörpers 1 können die Klötzchen von diesem abgehoben werden. Dies geschieht durch einen zwischen die Klötzchen greifenden Kamm 42, der durch eine Klinke 44 verriegelt werden kann.
Beim Betätigen durch Öffnen dieser Klinke bewirkt die Nach stellkraft der Feder F infolge der Halterungen 41 ein An pressen der Klötzchen 2 an den Reibungsgegenkörper 1.
Diese Feder F könnte auch weggelassen werden, da die elastischen Halterungen 41 ihre Funktion unter Umständen übernehmen kann.
Die Anwendung einer erfindungsgemässen Bremsvorrich tung in Fällen, bei welchen in beiden Fahrtrichtungen ge bremst werden muss, ist mit geeigneten Anordnungen, von welchen hier einige Beispiele erwähnt werden, möglich:
Bremse mit durch die Reibungskraftrichtung bewirkter
Rutschrichtungswahl nach Fig. 11 oder 12: Die Bremse nach
Fig. 11 wird sukzessive ausgelöst durch Öffnen des Ventils
64, wodurch der Druckspeicher 65 Öl in den Raum 61 presst und eine Voranpressung der Backe 3 bewirkt. Dadurch weicht die Backe in der Rutschrichtung des Reibungsgegenkörpers aus. Ist dies geschehen, so wird durch das Signalsystem 66 (welches z. B. aus Hebeln und Hydraulikventilen besteht), das Feder-Hydraulik- oder Pneumatikelement 67 oder 68 entriegelt, welches durch Ausüben der Nachschiebekraft F die Bremsung bewirkt.
Infolge des Rückschlagventils 63 stützt sich nun die Backe auf einen festen Lenker ab, was dem
Unteranspruch 5 entspricht.
Bei einer Anordnung der Keilflächen und der die Nach schiebekraft ausübenden Elemente nach Fig. 12 (perspek tivische Skizze) kann das bei offener Bremse im Totpunkt befindliche Feder-Hebelsystem durch eine kleine konventionelle Hilfsbremse im erforderlichen Sinn ausgelöst werden.
Fig. 13 zeigt die Anordnung von zwei erfindungsgemässen Bremsen 71 und 72 vor und hinter einem Fahrzeug 73, dessen Befestigungen Zugsollbruchstellen 74 aufweisen.
In anderen Fällen ist es zweckmässig, nur in einer Richtung zu bremsen. In diesen Fällen kann die bei einer Fahrtrichtungsumkehr eintretende Selbsthemmung, welche ein Rückwärtsrutschen verhindert, von Vorteil sein.
The invention relates to a braking device, in particular for elevators, aerial ropeways and funicular railways, which automatically compensates for fluctuations in the coefficient of friction and generates a practically constant braking force.
So-called safety brakes or safety gear are usually installed in lifts and cable car systems.
In the event of pulling rope breaks and other events endangering the operation, these have the task of braking the vehicle by friction on a support or guide element such as a steel profile, rail, support, pull or brake cable.
In the case of cable cars in particular, these elements, referred to below as counter-friction bodies, are exposed to the weather and uncontrollable pollution.
Experience has shown that the coefficients of friction between the brake shoe and the suspension cable can fluctuate very strongly in aerial cableways, for example. Such fluctuations are dangerous because, on the one hand, too great a braking force causes excessive loads or collisions in the cab, and on the other hand, because the vehicle can crash if the braking force is too low.
Attempts have been made to remedy this by using complicated and therefore failure-prone control systems which, for example, keep the deceleration or the braking force constant.
The brake according to the invention does not require such a control system. It is characterized by the fact that the feed movement of the brake shoes when actuated and worn is not only more or less normal to the movement of the friction body with respect to the brake shoes as with conventional brakes, but that the shoes are guided in the brake frame in such a way that the feed movement also takes place has essential components parallel to the movement of the counter-friction body and that in particular the sense of direction of this component is opposite to the direction of the relative movement of the counter-friction body.
As a result, the effects of fluctuations in the coefficient of friction on the braking force can be largely reduced. The idea of the invention consists in the fact that the brake shoes are pressed against the relative movement of the counter-friction body by force-exerting elements as a result of suitable guidance. The braking force is essentially given by the force-exerting element, which can be designed as a spring, weight, including the dead weight of vehicles, controlled and unregulated hydraulic or pneumatic devices, magnets, rollers and the like. The appropriate guidance of the jaws in the brake frame can be designed inevitably (dependent claim 1) or as an elastic holder (dependent claim 2).
Exemplary embodiments of the subject matter of the invention are shown in the drawings.
Show it:
1 shows a schematic representation of a braking device according to the invention in horizontal section,
Fig. 2 vertical section to Fig. 1,
3 shows the course of the force F exerted on the brake shoes as a function of wear in the braking device according to FIGS. 1 and 2,
4 shows the ratio of the braking force to the force F as a function of the coefficient of friction in an inventive
Braking device,
Fig. 5 variant of a braking device with obliquely a sliding brake shoes,
6 a variant of a braking device with brake shoes guided by handlebars,
Fig. 7 variant of a braking device with rotatable
Brake shoes.
8 shows the braking device from FIG. 7 in the open state,
Fig. 9 braking device with elastic jaw holder,
Fig. 10 brake device with elastic mountings of segmented brake shoes,
Fig. 11 Braking device with actuation option for both directions of travel,
12 a variant of a braking device with the possibility of actuation in both directions of travel,
13 shows an example of the arrangement of braking devices according to the invention with predetermined breaking points for the case of self-locking.
A first exemplary embodiment with forced guidance of the brake shoe is the safety brake, which is effective only for one direction of travel and rubbing on the support cable, for aerial cableways according to FIG. 1 (front view) and FIG. 2 (floor plan).
The counter-friction body here is the support cable 1, which is located between the brake shoes 3, which are provided with linings 2 (FIG. 2) made of a specially suitable material. In the plan (Fig. 2) only one half of the braking device, which is imagined here to be symmetrical, is sketched. The wedge brake shoes 3 (Fig. 2) are supported via needle bearings 4 (Fig. 2) on the wedge track 6 (Fig. 2) which is firmly connected to the brake frame.
The needle bearings 5 (Fig. 1) are there to guide the jaws at the level of the rope. The linkage 7, 8, 9 (Fig. 1) is provided for each shoe and is connected to the brake frame in the bearings 10 (Fig. 1). It translates the force L exerted by a spring with linear characteristics (FIG. 1) in such a way that the readjusting force acting on the jaws becomes small when they approach and large when they are worn. This is particularly useful, since otherwise this system would require around 2 to 5 times more stored spring energy to compensate for lining wear than with a conventional brake. The outlined linkage causes the course, shown approximately in FIG. 3, of the force F exerted on the brake shoes in the direction of the rope, around 95% of the total spring energy being utilized.
The idea of the invention becomes effective in that a disturbance due to an excessively high coefficient of friction, for example, immediately moves the jaws in the direction of movement of the rope, i. H.
to the left in Fig. 2, seeks to move. This reduces the pressure on the jaws, which compensates for the disruptive effect on braking force B. The compensation effect of this brake can be seen from the curve of the braking force as a function of the coefficient of friction between the support cable and the brake shoe lining. This is shown in FIG. 4. A wedge angle of 2 and a friction coefficient of the needle roller bearings of 0.01 were used.
While the latter is in the order of magnitude of 0.01 ... 0.05 without any major influence, the wedge angle is of decisive importance for the effectiveness of the compensation in the area of small coefficients of friction jt. However, the wedge angle must not be too small either, because otherwise the path that the jaws have to cover in the brake due to wear, i.e. H. the length of the wedge is too great.
In this embodiment there is still a possibility of improvement with regard to the constancy of the braking force as a function of wear, in that the lever 8 is omitted and replaced by guiding the joint 11 (FIG. 1) on a link. Instead of the compression spring, torsion and / or bending rod systems that act on the lever 8 (FIG. 1) or other force-exerting elements can also occur.
In the first exemplary embodiment, the essential element for the inventive idea is the angle of inclination between the slide 4 (FIG. 2) of the wedge jaw and the direction of movement of the counter-friction body. This slide could also be circular or curved, in the latter case two rollers would be used instead of the needle bearing 4 (FIG. 2) (dependent claim 3). The compensation for fluctuations in the coefficient of friction is particularly good here - especially in the case of a straight slideway - if the slideway has an angle of less than 30 to the slip direction (dependent claim 4).
An arrangement with wedge jaws 3 which can be pushed in obliquely to the movement axis 16 of the counter-friction body 1 according to FIG. 5 (perspective sketch) is a possible variant of the designs with a slide. Here, too, a component of movement of the jaws against the direction of movement v of the counter-friction body 1 can be determined.
The embodiment shown in FIG. 6 belongs to a further group of possible embodiments with inevitable guidance (dependent claim 5). The brake shoe 21 is guided by two links 22 in such a way that the angles α between the axis of the link and the direction of movement of the friction body 3 are between 90 and 1200. The links could also be designed as brackets, wishbones, pendulums, levers and the like, provided they each have 2 pivot points or axes, one of which is fixed and the other is connected to the jaw. These pivot points are bearings, which can also be designed as radial bearings, blade bearings, elastic bearings in rubber elements or the like.
With this group of design options, depending on the structural conditions, the length and number of links can be selected as desired within wide limits; in particular, the lengths of two links can be different. The common characteristic of this group is the position of the instantaneous center of the jaw movement when the brake is applied. With two-dimensional mobility of the jaw, this is determined by the center lines (straight lines connecting the 2 bearing points) or axes of the link. The intersection of these axes is the instantaneous center. The straight line connecting the instantaneous center and the center of gravity (center) of the friction surface has an angle a to the direction of movement of the friction body which, in favorable arrangements, is between 90 and 1200 (dependent claim 5).
In the arrangement sketched in FIG. 6 with parallel links, the instantaneous center lies at infinity in the direction thereof, whereby the direction of the connecting straight lines mentioned and thus the angle a are also fixed. This case is therefore a special case for dependent claim 5.
In similar braking devices that have only one handlebar (dependent claim 6) and the jaws of which guide themselves with a suitable groove shape on the friction counter-body, the suitable arrangements at the angle between the handlebar axis (connecting straight line of the bearing points) and the slip direction can be seen if this is between 90 and 1200 . Here, too, the link can be designed in the above-mentioned embodiments, with the aforementioned connecting straight line appearing as a plane when viewed spatially, in particular in the case of the triangular link.
Another group of possible designs has jaws rotatably mounted in an axis. These can be designed in the usual clamping plate shape or as round disks or cylinders (FIGS. 7 and 8), which have a wear layer on the circumference, or as sectors thereof. The latter have the advantage that the friction zone 33 (Fig. 7) can be of a stationary size, because new wear lining 2 (Fig. 7) is constantly supplied to the friction zone by the feed movement of the friction zone, which is directed against the relative movement of the friction counter-body 1 and caused by the moment of the readjusting force M can be, the worn points 34 (Fig. 7) are moved out of this zone. The brake according to FIG. 7 can be kept open by rotating the flat 35 against the friction counter body 1.
One possibility for improvement is the position 36 sprung and limited by stops 37 on the
Support the brake frame (Fig. 8). In Fig. 8, the brake is sketched in the open state. In both embodiments, there is the possibility of action in both Fahrtrichtun conditions, with a single force-exerting element is needed when its power transmission in the open state
Brake has a dead center from which it is in both
Directions tilt. This group is characterized by the fact that the ratio of the length of the contact zone 33 (FIG. 7) to the radius r of the outermost point of the friction zone (FIG. 7) is less than 1: 2 (dependent claim 7).
The versions with elastic mounts are charak terized by elastic elements which, under the action of a force, not only yield in the direction of the force, but also move across it. These cannot be described by a single spring constant, but rather they have two spring parameters defined in the following way.
= nzlN + tzlT
According to Fig. 9 zly the change in the compression of the elastic element 51 in the y-direction under the effect of experimental changes in the normal force d N and the tangential force d T n and t are the elasticity characteristics in a position of the elastic element, which corresponds to that when the brake is applied. Characteristic of these brackets is that the ratio n: t is less than 1: 5 (dependent claim 8). The storage in slideways according to dependent claim 3 is a borderline case of this elastic
Bracket in which the ratio n: t becomes 1: x.
Such elastic mounts can, for. B. with on Knik kung loaded ribbon steel springs, thrust-like distortion th rubber blocks or with ge bent spiral springs in the untensioned state. A Ausführungsbei game is shown in Fig. 10: The one side clamped in the brake frame 43 flat steel springs wear on the other
End of brake pad blocks 2. By bending in the provided relative slip direction of the friction counter-body 1, the blocks can be lifted from this. This is done by a comb 42 which engages between the blocks and which can be locked by a pawl 44.
When actuated by opening this pawl, the adjustment force of the spring F causes the brackets 41 to press the blocks 2 against the friction counter body 1.
This spring F could also be omitted, since the elastic mountings 41 can take over their function under certain circumstances.
The use of a braking device according to the invention in cases in which braking must be carried out in both directions is possible with suitable arrangements, some examples of which are mentioned here:
Brake with caused by the direction of the frictional force
Choice of slip direction according to Fig. 11 or 12: The brake according to
11 is successively triggered by opening the valve
64, whereby the pressure accumulator 65 presses oil into the space 61 and causes the jaw 3 to be pre-pressed. As a result, the jaw gives way in the slip direction of the friction counter-body. Once this has happened, the signal system 66 (which consists, for example, of levers and hydraulic valves) unlocks the spring hydraulic or pneumatic element 67 or 68, which causes the braking by exerting the pushing force F.
As a result of the check valve 63, the jaw is now supported on a fixed link, what the
Dependent claim 5 corresponds.
With an arrangement of the wedge surfaces and the elements exerting the pushing force according to FIG. 12 (perspective sketch), the spring-lever system located in the dead center with the brake open can be triggered by a small conventional auxiliary brake in the required sense.
13 shows the arrangement of two brakes 71 and 72 according to the invention in front of and behind a vehicle 73, the fastenings of which have predetermined tensile breaking points 74.
In other cases it is advisable to only brake in one direction. In these cases, the self-locking that occurs when the direction of travel is reversed, which prevents backward slipping, can be advantageous.