JPS6234581B2 - - Google Patents
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- JPS6234581B2 JPS6234581B2 JP54004421A JP442179A JPS6234581B2 JP S6234581 B2 JPS6234581 B2 JP S6234581B2 JP 54004421 A JP54004421 A JP 54004421A JP 442179 A JP442179 A JP 442179A JP S6234581 B2 JPS6234581 B2 JP S6234581B2
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Description
本発明は、車輛懸架装置及び前記車輛懸架装置
を備えた気動車及びゴムタイヤ付き車輛に関す
る。本発明は特定の気動車及びゴムタイヤ付き車
輛懸架装置を参照して本文で説明し且つ図示され
ているが、しかしながら本発明は図示され且つ説
明された特定の懸架装置に限定されるものでな
く、その他の車輛懸架装置付き装置に利用でき
る。
米国特許第3984125号明細書に開示されたゴム
タイヤ付き車輛懸架装置及び米国特許第3961582
号及び第3961584号各明細書に開示された気動車
懸架装置は、主負荷支持体と摩擦ダンパーのバネ
機素としての全体的に横断面円形の多ロツドバネ
を有する。
本発明の主な目的は、改良されたロツドバネと
摩擦ダンパーを有する車輛懸架装置を提供するこ
とである。
本発明の別の目的は、所定の負荷と振動数の条
件のために横断面円形ロツドバネ又は普通のエラ
ストマー圧縮バネを利用する懸架装置より重量が
軽い車輛懸架装置を提供することである。
本発明の別の目的は、主負荷支持体と摩擦ダン
パーの両者のバネ機素として単一のロツドバネを
有する前記タイプの車輛懸架装置を提供すること
である。
本発明の更に別の目的は、従来使用されている
横断面円形のロツドバネ又は普通のエラストマー
圧縮バネに比較して所定量のエラストマー材料で
低い懸架装置振動数を生じるロツドバネを有する
上記タイプの車輛懸架装置を提供することであ
る。
本発明の別の目的は、所定の負荷範囲にわたつ
て実質的に一定の振動数を生じる上記タイプの車
輛懸架装置を提供することである。
本発明の更に別の目的は、カーブを通る時に自
動操縦できる上記タイプの車輛懸架装置を提供す
ることである。
本発明の別の目的は、二重車軸(二軸)、単一
車軸又は関節連結式単一車軸の構造を有する自動
操縦気動車トラツクを提供することである。
本発明の更に別の目的は、摩耗材の使用寿命に
わたつて実質的に同一割合を維持するように摩耗
に対して自動調節を行なう可変タイプであること
が好ましい摩擦ダンパーを有する上記タイプの車
輛懸架装置を提供することである。
本発明は、負荷支持力の第一成分が負荷軸受圧
縮力としてバネ機素に与えられ、負荷支持力の第
二成分が摩擦ダンパーに与えられ且つ摩擦ダンパ
ーを制御するようにバネ機素及び前記バネ機素と
作動的に関連した摩擦ダンパーを有する車輛懸架
装置に関する。バネ機素が横断面橢円形のロツド
バネによつて構成される本発明の好ましい実施例
によれば、ロツドバネ及び摩擦ダンパーと負荷伝
動関係のオペレータはそれに同時的に力を供給す
ることができる。オペレータは、負荷支持用支持
面によつて支持され、しかも支持面に与えられた
負荷支持力の第一成分が負荷支持圧縮力として固
定位置力ベクトルに沿つてロツドバネに与えら
れ、同時に負荷支持力の第二成分は垂直力として
垂直力ベクトルに沿つて摩擦ダンパーに与えられ
るように、構成され且つ支持面に関して配置され
る。
最も実用的な装置に於いて、上方ロツドバネ負
荷支持面は車輛ボデイーによつて形成された適当
な負荷適用面又は車輛ボデイーに取付けられた適
当な負荷適用部材に支持される。オペレータと支
持面はロツドバネに関して下に配置される負荷支
持垂直整合状態に配置されており、オペレータは
たとえその他の整合状態が利用されたとしてもロ
ツドバネと支持面との間に介在する。支持面は、
車輛ボデイーと走行歯車との間に負荷支持連結装
置を構成する負荷アームによつて、車輛の車軸に
よつて取付けられた部材によつて又はロツドバネ
オペレータ及びダンパーの整合状態に従うその他
の適当な装置によつて形成されている。
好ましいオペレータは、外形がテーパ状に形成
され、且つそれに与えられたダンパー垂直力の成
分と関連した力ベクトルに沿つて分岐する上方と
下方の接触面を形成する。支持面は下方接触面に
平行に傾斜する。上方オペレータ接触面は一方の
ロツドバネ負荷支持面に平行で且つ接触し、下方
接触面は支持面に摺動可能に係合する。その結
果、与えられた負荷支持力に応答して支持面のシ
フト又は側方運動は、下方接触面に関して摺動運
動としてのみ生じ、それ故に上方接触面に伝動さ
れない。更に、オペレータは、オペレータが力供
給中に摩擦ダンパーに関して実質的に固定位置を
維持するように摩擦ダンパーと連結される。従つ
て、上方オペレータ接触面は力供給中にロツドバ
ネと静的接触状態になつたままである。
好ましい摩擦ダンパーはベクトルに関して実質
的に垂直な関係の2つの相対的に可動な平行摩擦
面で作られ、そのベクトルに沿う前記垂直力成分
はオペレータによつて与えられる。一方の摩擦面
は垂直力成分の供給に応じて前記摩擦面が可変摩
擦緩衝力を生じるために他方の摩擦面に押圧され
るようにオペレータと共同して可動な状態に連結
されている。
従つて、本発明は車輛懸架装置の技術では従来
並ぶものがないほど経済的に安価で、信頼性に富
み且つ融通性に富む車輛懸架装置を提供すること
は明らかである。例えば、ゴムタイヤ付き車輛タ
ンデム車軸懸架装置に使用するために、本発明の
車輛懸架装置は2対の独立的に可動な中間部で枢
着された負荷アームを有し、各々の対の負荷アー
ムは本文で説明したタイプの単一ロツドバネ及び
摩擦ダンパーと関連している。この車輛及びその
他のゴムタイヤ付き車輛に使用する場合に、本発
明の懸架装置は、負荷を等しくし且つ約50%だけ
個々の車輪衝撃を減少し、つり合つた負荷可変緩
衝を通じて振動を制御することによつて所望な力
学的特性を与え、負荷可変緩衝を与えることによ
つて衝撃負荷を減少し、ロール抵抗を改善し、ロ
ツドバネの使用に於いて使用寿命を伸ばし、カー
ブを通る時に自動操縦を行ない、従つて平衡速度
以上のコーナリング速度でスカフイングが生じる
ことによるタイマ摩耗を減少し且つローリング抵
抗の引きずりを減少させることができ、車輪のバ
ウンドなしに加速及びブレーキ状態の下で安定し
ており、有効バネ下重量を低くすることができ、
更にたいていの実用負荷範囲にわたつて実質的に
一定の振動数を与えることができる。
気動車に使用するために、本発明の懸架装置は
多くのこれらの利点及びその他の利点を有する。
独立的に可動な負荷アーム及びそれぞれに関連し
たロツドバネ及び摩擦ダンパーを利用する懸架装
置は、例えば、4輪トラツク又は関節連結式トラ
ツクが曲がつた軌道に対する迎角を比較的に低く
維持し且つ不均衡速度で走行する時にレールカー
ブに従属できる。そのトラツクは、螺旋状レール
カーブ、その他の気動車を転がすことができるカ
ーブ、又は待避線又は操車場カーブで自動操縦で
きる。気動車に使用するために本発明の懸架装置
は、レールに近接した位置での衝撃負荷を補助的
に緩衝し且つ吸収し、それ故に気動車構造体、支
持された積荷及びブレーキ索具及び連結器のよう
な補助の部品のために非常に好ましいバネ作用と
なり緩衝する。
ゴムタイヤ付き車輛及び気動車に使用する場合
に、本発明による横断面橢円形のロツドバネは横
断面円形のロツドバネ又は普通のエラストマー圧
縮バネを従来使用できるよりも軽い重量で所定の
負荷条件で低い懸架装置振動数に維持できるから
好ましい。更に、そのバネは所定の負荷範囲にわ
たつて実質的に一定の懸架装置振動数を与えるこ
とができる。ゴムタイヤ付き車輛及び気動車に関
して懸架装置を最も実用的に使用する場合に、懸
架装置は更に事実上破損することがなく、底につ
くことがなく、非線形にはねかえり、それ故に軽
い負荷から重い又は同等の衝撃負荷まで広い範囲
の負荷条件に応じて非常に有効で融通性に富んだ
負荷軸受を提供できる。その結果、損傷垂直加速
度は減少又は実質的に最小限になり、悪い道又は
軌道条件の下及び高速度でも負荷を最良に維持で
きる。勿論、その他の横断面形状のロツドバネ又
はその他のタイプのバネでも横断面橢円形のロツ
ドバネの代りに使用できることは明らかである。
本発明による可変摩擦ダンパーは摩擦機素の使
用寿命に於ける摩耗を自動調節でき、従つて緩衝
摩擦面の摩耗に関連する効率低下を起すような液
圧緩衝装置又は普通の摩擦緩衝装置に生じる性能
低下は生じることがない。
本発明のこれら及びその他の目的、構成及び効
果は、同一部品を同一番号で示している図面を参
照した次の詳細な説明及び特許請求の範囲から明
らかである。
まず最初に第1図〜第3図を参照すると、本発
明による車輛懸架装置は、ロツドバネ10、摩擦
ダンパー(番号12で全体的に示されている)及
びロツドバネ10の下に配置され且つピボツト1
5によつて摩擦ダンパー12に連結されたオペレ
ータ14を有する。枢動可能な負荷アーム16
は、オペレータ14及びロツドバネ10を支持す
る。オペレータ14はロツドバネとダンパーにそ
れぞれの力を同時に与え且つロツドバネとダンパ
ーを制御し、その力はアーム16によつて与えら
れた共通の負荷支持力から与えられる。
第1図及び第2図に示された実施例によれば、
懸架装置は固定単一車軸気動車に使用される。こ
の実施例に於いて、アーム16はその内端部で低
い摩擦プラスチツク製プツシユピボツト18によ
つて気動車ボデイー20に連結される。アーム1
6の外端部は軸受アダプター23(第2図)及び
下に位置する軸受キーパ25によつて気動車車軸
22の一端部を支持する。エラストマー製の懸架
装置パツド24(第1図)はアダプター23とア
ーム16との間に介在され且つクツシヨン負荷が
アダプター23とアーム16との間で伝動され
る。同一の無関係に動くことのできる負荷アーム
と関連したロツドバネ、摩擦ダンパー及びオペレ
ータはボデイー20と車軸22の他端部(図示省
略)とに作動的に関連し、且つボデイー20と車
軸22との間に負荷支持用支持体を設ける。
第1図及び第2図を参照すると、オペレータ1
4は、テーパ状外形を有し且つ相対的にダンパー
12の方向に向つて散開する上部接触面26と下
部接触面28を形成する(第1図及び第2図参
照)。上部接触面26はそれと負荷伝動関係の下
部ロツドバネ負荷支持体表面に対向して支持され
る、下文で説明されるように、負荷の加わつてい
る間に動かないようにする。下部接触面28は負
荷アームの外端部によつて形成された下に位置す
る傾斜支持面30に対して支持され且つその支持
面30に関して動くことができる。上部接触面2
6は上部負荷適用面32に平行であり且つ対向し
ており、その面32は例に於いて車輛ボデイーに
よつて形成され且つ上部ロツドバネ負荷支持体表
面に対して符合的に支持される。下文で説明され
るように、面26と面32との間のロツドバネは
負荷の加わつている間に横に圧縮される。
実施例に於いて、摩擦ダンパーは2つの相対的
に動くことのできる平行な摩擦面34,38によ
つて構成される。摩擦面34は、第1図及び第2
図に示すように、ピン即ちピボツト15によつて
オペレータ14の比較的に大きい端部に枢着され
た摩擦シユー36によつて取付けられる普通の摩
擦パツドによつて形成される。摩擦面38は車輛
ボデイーから下向きに突出する部材によつて形成
される。摩擦面34,38はそれらが無負荷状態
で互いに係合されるようにオペレータ14に関し
て配置される(第2図参照)。摩擦面34,38
がボデイー20に関してアーム16の運動中にオ
ペレータ14によつて与えられる普通の力によつ
て一緒に押圧する時に、摩擦面34,38は可変
の摩擦緩衝力を生じる。実施例に於いて、摩擦面
38は、下文で説明するように、負荷アームの下
方運動中に生じる摩擦緩衝力が上方運動中に生じ
る摩擦緩衝力を越えるようにアーム16の運動軌
跡に関して傾斜する。
第3図に概略的に示すように、オペレータ14
は負荷アームによつてロツドバネとダンパーに与
えられる力の垂直成分を同時に与えることができ
る。第3図を参照すると、負荷支持力は接触面2
8の面に垂直な傾斜ベクトル40に沿つて負荷ア
ーム16によつて面28,30を経てオペレータ
14によつて与えられる。オペレータ14は、基
本的に負荷支持圧縮力のみとして下部バネ負荷支
持面に現われるベクトル42に沿つて負荷アーム
力の第一成分を面26を経てロツドバネに与え
る。オペレータ14は垂直なベクトル44に沿つ
て負荷アーム力の第二成分をピボツト15を経て
ダンパー12に同様に与える。負荷アームの力は
摩擦面34と38を互いに押圧する垂直力として
生じる。
摩擦面34,38が所望の大きさの摩擦緩衝力
を得るために互いに動かされなければならない距
離は十分に小さく(好ましくは無視できる)なつ
ており、オペレータ14が摩擦面と静的接触状態
を変え得る範囲に至るまで力を与える作動中にロ
ツドバネに関して側方に移動することがないよう
に、摩擦面34,38は配置されている。摩擦面
34又は38を構成する材料が摩耗するに従つ
て、勿論、オペレータは摩擦面に対し比較的に近
接した隙間をもつた位置をとるが、しかしなが
ら、この形式のオペレータの運動は最も実用的な
場合に於いてオペレータがロツドバネと接触状態
の効果を有していないように徐々に生じる。それ
故に、摩擦ダンパーはその使用寿命にわたる摩耗
を自己調節するような特定の大きさに形成されて
いる。
第1図に於ける負荷条件を懸架装置が維持する
ために、面30は負荷アームの弓形運動中に面3
8に平行に動く又は移動することができる。この
ために、低い摩擦材46の層は面28と30の間
に介在されている。その結果として、負荷アーム
がボデイーに関して枢動する時に、ロツドバネに
関するオペレータ14の位置は面26と一致する
平面で変更されず、それ故にその面26とロツド
バネの対向接触する下方負荷支持面は静的に接触
状態になつている。
実施例に於いて、摩擦面38は、負荷アームの
下方運動中に得られる摩擦緩衝力が上方運動中に
得られる摩擦緩衝力を越えるように負荷アームの
運動軌跡に関して傾斜している。特に、摩擦面3
8は第1図の矢印によつて示される負荷アームの
弓形運動の軌跡に関して鋭角に傾斜する。その結
果、負荷アーム16が第2図の位置から第1図の
位置の方向に上方に動く時に、第3図のベクトル
44に沿つて与えられる力は摩擦面38がアーム
16とオペレータ14の上方運動軌跡から相対的
に離れる方向に傾斜するように漸減状態の垂直力
として生じる。逆に、負荷アームが第1図の位置
から第2図の位置の方向に下向きに動く時に、摩
擦面38は負荷アーム従つてオペレータの運動軌
跡に近づき、それ故に得られる垂直力は増大す
る。
本発明の懸架装置は第1図と第2図のそれぞれ
の2つの積荷状態の下で示されている。第1図に
於いては懸架装置が最も重い負荷の状態であると
考えられ、第2図に於いて軽い負荷の状態と考え
られる。第1図及び第2図に於いて、ロツドバネ
は自由直立高さの約40〜45%及び15〜20%にそれ
ぞれ撓んでおり、両方の場合に、ロツドバネの無
負荷状態の側壁が全体的に円形外形と一致する。
衝撃荷重の下で、第1図〜第2図のロツドバネは
それが損傷なしに比較的に大きい変形をすること
ができないけれども自由直立高さの55〜60%程度
撓むことができる。
第1図及び第2図を比較して説明すると、ロツ
ドバネのそれぞれの負荷支持面の面積は与えられ
た負荷支持圧縮力が増大するに従つて増大する。
この負荷支持面の面積の増大は、バネ側面と端面
の部分が図示の対向した面26,32とそれぞれ
接触状態に圧迫するに従つて得られる。その結
果、ロツドバネの形状係数は漸次増大する負荷と
符合して増大する。用語“形状係数”はバネ負荷
軸受面の面積と与えられた負荷に応答する自由膨
脹する無負荷面の面積との比として決定される。
形状係数が増大するに従つて、増大する圧縮負荷
が所定の撓みを得るために要求される。即ち、バ
ネが比較的に強くなり、又は圧縮に対するバネの
抵抗は形状係数が増大するに従つて比例して増大
する。負荷可変形状係数を有する横断面形状のロ
ツドバネに形成することによつて、第17図に示
されたタイプの非線形又は可変負荷撓み曲線を有
するロツドバネを得ることが可能である。第17
図は、22.9cm(9インチ)の長軸、16.6cm(6.55
インチ)の短軸及び16.6cm(6.55インチ)の長さ
を有する実施例のロツドバネの負荷vs撓み曲線
を示す。下文で示すように、橢円形ロツドバネ横
断面が非常に好ましい懸架装置の振動数と減少し
た重量と共にこのタイプの撓み曲線を与えるとい
う点で、本発明は特に重要である。
上文で説明したように、面26,32の対向面
は上部と下部のロツドバネ負荷支持面に平行に維
持され且つそれぞれ接触状態になる。第1図及び
第2図の実施例に於いて、面26,32が車輛ボ
デイーと負荷アームによつてそれぞれ与えられる
対向した垂直力を受ける時に、ロツドバネはボデ
イーの長手方向軸に実質的に垂直で且つ長軸と一
致する固定位置ベクトルに沿つて回転運動するこ
となしに面26と32の間で横方向に圧縮される
ように、面26,32は配置される。勿論、与え
られる負荷の方向は軸方向でなく、ロツドバネは
負荷されておらず、端部負荷コラムとして作用す
ることなく、しかも圧縮的に負荷されるロツドバ
ネは剪断バネとして作用せず又は組合せ剪断・圧
縮バネとして作用しないことが理解される。その
結果、これらの接触面は負荷の作用中に相対的な
回転運動、移動又は摺動運動が生じず、従つてロ
ツドバネが本文で図示し且つ説明された方法で圧
迫される時に、ロツドバネをその長手方向軸線に
平行にそのまわりで回転させる捩り力、剪断力又
は偶力は取除かれ又は最小にし、それに伴つてロ
ツドバネを構成するエラストマー材料の表面摩耗
及び破壊的な剪断応力を除去するか又は相当に少
なくすることができる。
本発明のロツドバネは第12図〜第16図に更
に詳細に示されている。ロツドバネはエラストマ
ー材、好ましくは天然ゴムから成る中実体で作ら
れている。上部と下部負荷支持面(番号48,5
0でそれぞれ示される)は凸状であり且つボデイ
ーの長手方向軸線のまわりで曲げられていること
が好ましい。同様に、端部52,54は凸状であ
り且つ第14図及び第15図に示すように曲げら
れたコーナに沿つてボデイーの側面及び上部と下
部の負荷支持面で併合する。単一の上方に位置す
るボス56は上部負荷支持面から突出し、2つの
下方に位置するボス58は下方の負荷支持面から
突出する。ボスは、それらボスがロツドバネを圧
縮負荷を受ける間にロツドバネに関して移動した
り又は回転させる傾向を防止又は実質的に最少に
するため及び組立中にロツドバネを容易に位置ぎ
めするために第1図の面26,32に形成された
適当な凹部に符号して係合するような適当な外形
を有する。負荷軸受面の曲状形状は隣接した側壁
を圧縮負荷させる間に次第に圧迫させることがで
き、その結果として負荷作動中にエラストマー材
の応力を下げることができ、従つて使用寿命を相
当に長くすることができる。更に、丸味を有する
負荷軸受面は撓みが増大する間にロツドバネを安
定的に維持され、それ故に、比較的に大きい橢円
比(長軸/短軸)を大きくすることができる。
第13図〜第16図のロツドバネ用として選定
される楕円比及び長さは、所望な懸架装置振動
数、作動負荷範囲、重量及び使用寿命に従う。一
般に、利用される楕円比が高ければ、所定の負荷
に得られる懸架装置振動数は低くなる。硬度の高
いエラストマー材を使用すれば、懸架装置の振動
数は高くなるが、しかしながら、ヒステリシス効
果は高い硬度のエラストマー材のために発生し、
それ故に懸架装置に組込まれたロツドバネは繰返
し負荷サイクルの後に高い熱が発生することとな
る。その結果、高い硬度のエラストマー材を使用
するとロツドバネの使用寿命は相当に短かくな
る。ロツドバネを長くすることによつて高い負荷
軸受容量が得られるが、バネ振動数は無負荷端部
面を押圧する抵抗を増大させることによつて幾分
か増大する。
最も実用的な実施例に於いて、ロツドバネは楕
円比が約2.5:1以下であることが好ましく、約
1.1:1〜約2.2:1の範囲が最も好ましい。ロツ
ドバネの長さは短軸の長さに少なくとも等しく、
その硬度は約40゜〜70゜国際ゴム硬度(IRHD)
の範囲である。6本のロツドバネは、限定される
ものでないが次の特定の実例に従つて50゜の硬度
の天然ゴムから構成されている。
The present invention relates to a vehicle suspension system, a diesel car equipped with the vehicle suspension system, and a vehicle with rubber tires. Although the present invention is described and illustrated herein with reference to a particular diesel rail car and rubber-tired vehicle suspension system, the invention is not limited to the particular suspension systems illustrated and described, but is otherwise Can be used for equipment with vehicle suspension systems. Vehicle suspension system with rubber tires disclosed in U.S. Pat. No. 3,984,125 and U.S. Pat. No. 3,961,582
The diesel vehicle suspension disclosed in No. 1 and No. 3,961,584 has multi-rod springs of generally circular cross section as the spring elements of the main load support and the friction damper. A primary object of the present invention is to provide a vehicle suspension system with improved rod springs and friction dampers. Another object of the present invention is to provide a vehicle suspension system that is lighter in weight than suspension systems that utilize circular cross-section rod springs or conventional elastomeric compression springs for a given load and frequency condition. Another object of the invention is to provide a vehicle suspension of the above type having a single rod spring as the spring element for both the main load support and the friction damper. Yet another object of the invention is to provide a vehicle suspension of the above type with a rod spring that produces a lower suspension frequency with a given amount of elastomeric material compared to conventionally used rod springs of circular cross section or ordinary elastomeric compression springs. The purpose is to provide equipment. Another object of the invention is to provide a vehicle suspension system of the above type that produces a substantially constant frequency over a predetermined load range. Yet another object of the invention is to provide a vehicle suspension system of the type described above which allows automatic steering when passing through curves. Another object of the present invention is to provide an automatically steered railcar truck having a dual axle (biaxle), single axle or articulated single axle construction. Yet another object of the invention is a vehicle of the above type having a friction damper, preferably of a variable type, which automatically adjusts to wear so as to maintain substantially the same rate over the service life of the wear material. An object of the present invention is to provide a suspension device. The present invention provides a spring element and the spring element such that a first component of the load supporting force is applied to the spring element as a load bearing compression force, and a second component of the load supporting force is applied to the friction damper and controls the friction damper. The present invention relates to a vehicle suspension system having a friction damper operatively associated with a spring element. According to a preferred embodiment of the invention, in which the spring element is a rod spring having an oval cross-section, the rod spring and the friction damper and the load transmission operator can simultaneously apply forces thereto. The operator is supported by a load-supporting support surface, and the first component of the load-supporting force applied to the support surface is applied to the rod spring along a fixed position force vector as a load-supporting compressive force, and at the same time the load-supporting force is is configured and arranged with respect to the support surface such that the second component of is applied as a normal force to the friction damper along the normal force vector. In most practical systems, the upper rod spring load bearing surface is supported by a suitable load application surface formed by the vehicle body or by a suitable load application member attached to the vehicle body. The operator and support surface are arranged in a downwardly disposed load-bearing vertical alignment with respect to the rod spring, with the operator interposed between the rod spring and the support surface even if other alignments are utilized. The supporting surface is
by a load arm constituting a load-bearing connection between the vehicle body and the running gear, by a member attached by the vehicle axle, or by other suitable means according to the alignment of the rod spring operator and damper. It is formed by a device. A preferred operator forms upper and lower contact surfaces that are tapered in profile and diverge along a force vector associated with the component of the damper normal force applied thereto. The support surface slopes parallel to the lower contact surface. The upper operator contact surface is parallel to and contacts one of the rod spring loaded support surfaces, and the lower contact surface slidably engages the support surface. As a result, a shift or lateral movement of the support surface in response to an applied load-bearing force occurs only as a sliding movement with respect to the lower contact surface and is therefore not transmitted to the upper contact surface. Additionally, the operator is coupled to the friction damper such that the operator maintains a substantially fixed position with respect to the friction damper during force application. The upper operator contact surface thus remains in static contact with the rod spring during force application. A preferred friction damper is made of two relatively movable parallel friction surfaces in a substantially perpendicular relationship with respect to a vector, said normal force component along which vector being applied by an operator. One friction surface is movably connected in cooperation with an operator such that in response to the application of a normal force component, said friction surface is pressed against the other friction surface to produce a variable friction damping force. It is therefore clear that the present invention provides a vehicle suspension system that is economically less expensive, more reliable, and more flexible than anything previously known in the art of vehicle suspension systems. For example, for use in a rubber-tired vehicle tandem axle suspension, the vehicle suspension of the present invention has two pairs of independently movable intermediately pivoted load arms, each pair of load arms It is associated with a single rod spring and friction damper of the type described herein. When used on this and other rubber-tired vehicles, the suspension system of the present invention equalizes loads and reduces individual wheel shock by about 50%, controlling vibration through balanced load variable damping. to provide the desired mechanical properties, reduce shock loads by providing variable load damping, improve roll resistance, extend service life in the use of rod springs, and provide automatic steering when negotiating curves. performance, thus reducing timer wear due to scuffing occurring at cornering speeds above equilibrium speed and reducing rolling resistance drag, stable under acceleration and braking conditions without wheel bounce, The effective unsprung weight can be lowered,
Furthermore, a substantially constant frequency can be provided over most practical load ranges. For use in railcars, the suspension system of the present invention has many of these and other advantages.
Suspension systems that utilize independently movable load arms and their associated rod springs and friction dampers, for example, allow four-wheel trucks or articulated trucks to maintain a relatively low angle of attack relative to a curved track and avoid It can follow rail curves when traveling at equilibrium speed. The truck can automatically steer around spiral rail curves, other curves on which diesel cars can roll, or siding or yard curves. For use on railcars, the suspension system of the present invention provides additional cushioning and absorption of shock loads in close proximity to the rails, thus providing protection for the railcar structure, supported loads and brake rigging and couplings. A very favorable spring action for auxiliary parts such as cushioning. When used in rubber-tired vehicles and diesel railcars, the rod springs of the present invention with an oval cross section provide lower suspension vibrations at a given load condition at a lower weight than could conventionally be used with rod springs with a circular cross section or ordinary elastomeric compression springs. This is preferable because the number can be maintained. Additionally, the spring can provide a substantially constant suspension frequency over a predetermined load range. In the most practical use of suspension systems in connection with rubber-tired vehicles and diesel vehicles, they are also virtually indestructible, do not bottom out, bounce non-linearly, and are therefore capable of handling from light loads to heavy or equivalent loads. It is possible to provide a load bearing that is extremely effective and highly flexible in response to a wide range of load conditions, including shock loads. As a result, damaging vertical accelerations are reduced or substantially minimized and loads can be best maintained under adverse road or track conditions and at high speeds. Of course, it is clear that rod springs of other cross-sectional shapes or other types of springs can also be used in place of the rod springs of oval cross-section. The variable friction damper according to the invention can automatically adjust for the wear during the service life of the friction elements, thus eliminating the efficiency losses associated with the wear of the damping friction surfaces that occur in hydraulic dampers or conventional friction dampers. No performance degradation occurs. These and other objects, features, and advantages of the present invention will be apparent from the following detailed description and claims, which refer to the drawings in which like numerals refer to like parts. Referring initially to FIGS. 1-3, a vehicle suspension system according to the present invention includes a rod spring 10, a friction damper (indicated generally by the numeral 12), and a pivot 1 disposed below the rod spring 10 and a pivot 1.
It has an operator 14 connected to the friction damper 12 by 5. Pivotable load arm 16
supports the operator 14 and the rod spring 10. Operator 14 simultaneously applies and controls the rod spring and damper with their respective forces derived from a common load-bearing force provided by arm 16. According to the embodiment shown in FIGS. 1 and 2,
Suspension systems are used on fixed single-axle diesel cars. In this embodiment, the arm 16 is connected at its inner end to the rail car body 20 by a low friction plastic push pivot 18. Arm 1
The outer end of 6 supports one end of the railcar axle 22 by a bearing adapter 23 (FIG. 2) and a bearing keeper 25 located below. An elastomeric suspension pad 24 (FIG. 1) is interposed between adapter 23 and arm 16 and transmits cushion loads between adapter 23 and arm 16. A rod spring, friction damper, and operator associated with the same independently movable load arm are operatively associated with the body 20 and the other end (not shown) of the axle 22 and between the body 20 and the axle 22. A load-bearing support is provided. Referring to FIGS. 1 and 2, operator 1
4 forms an upper contact surface 26 and a lower contact surface 28 which have a tapered outer shape and diverge relative to each other in the direction of the damper 12 (see FIGS. 1 and 2). The upper contact surface 26 is supported against a lower rod spring load support surface in load-transferring relationship therewith, to prevent movement during application of a load, as explained below. The lower contact surface 28 is supported against and movable with respect to an underlying inclined support surface 30 formed by the outer end of the load arm. Upper contact surface 2
6 is parallel to and opposite the upper load application surface 32, which surface 32 is formed by the vehicle body in the example and is supported conformally against the upper rod spring-loaded support surface. As explained below, the rod spring between surfaces 26 and 32 is laterally compressed during loading. In the embodiment, the friction damper is constituted by two relatively movable parallel friction surfaces 34, 38. The friction surface 34 is shown in FIGS.
As shown, it is formed by a conventional friction pad attached by a friction shoe 36 pivoted to the larger end of the operator 14 by a pin or pivot 15. The friction surface 38 is formed by a member projecting downwardly from the vehicle body. Friction surfaces 34, 38 are arranged with respect to operator 14 so that they are engaged with each other in an unloaded condition (see FIG. 2). Friction surfaces 34, 38
Friction surfaces 34, 38 create a variable friction damping force when pressed together by normal force applied by operator 14 during movement of arm 16 with respect to body 20. In an embodiment, the friction surface 38 is sloped with respect to the trajectory of movement of the arm 16 such that the friction damping force produced during downward movement of the load arm exceeds the friction damping force produced during upward movement of the load arm, as described below. . As shown schematically in FIG.
can simultaneously provide the vertical component of the force applied to the rod spring and damper by the load arm. Referring to Figure 3, the load supporting force is the contact surface 2
8 is applied by the operator 14 via the planes 28, 30 by the load arm 16 along an inclination vector 40 perpendicular to the plane of 8. Operator 14 applies a first component of the load arm force to the rod spring through surface 26 along vector 42 which appears at the lower spring load bearing surface essentially as a load bearing compressive force only. Operator 14 similarly applies a second component of the load arm force along vertical vector 44 to damper 12 via pivot 15. The force of the load arm occurs as a normal force pressing the friction surfaces 34 and 38 together. The distance that the friction surfaces 34, 38 must be moved relative to each other to obtain the desired amount of friction damping is sufficiently small (preferably negligible) that the operator 14 is in static contact with the friction surfaces. The friction surfaces 34, 38 are arranged so that they do not move laterally with respect to the rod spring during actuation to apply a force over a variable range. As the material comprising the friction surfaces 34 or 38 wears, the operator will, of course, assume a relatively close clearance position relative to the friction surface; however, this type of operator movement is most practical. This occurs gradually so that in some cases the operator has no effect of being in contact with the rod spring. Therefore, the friction damper is sized to self-regulate its wear over its service life. In order for the suspension to maintain the loading conditions in FIG.
can move or move parallel to 8. To this end, a layer of low friction material 46 is interposed between surfaces 28 and 30. As a result, when the load arm pivots with respect to the body, the position of the operator 14 with respect to the rod spring is not changed in a plane coincident with surface 26, so that the lower load-bearing surface in opposing contact with that surface 26 of the rod spring remains static. is in contact with. In an embodiment, the friction surface 38 is inclined with respect to the locus of movement of the load arm such that the frictional damping force obtained during downward movement of the load arm exceeds the frictional dampening force obtained during upward movement. In particular, friction surface 3
8 is inclined at an acute angle with respect to the trajectory of the arcuate movement of the load arm indicated by the arrow in FIG. As a result, as load arm 16 moves upwardly from the position of FIG. 2 toward the position of FIG. 1, the force applied along vector 44 of FIG. It occurs as a normal force that gradually decreases in a direction that is tilted away from the trajectory of motion. Conversely, as the load arm moves downwardly from the position of FIG. 1 toward the position of FIG. 2, the friction surface 38 moves closer to the locus of motion of the load arm and hence of the operator, thus increasing the available normal force. The suspension system of the present invention is shown under two loading conditions in each of FIGS. 1 and 2. In FIG. 1, the suspension system is considered to be at its heaviest load, and in FIG. 2, it is considered to be at a light load. In Figures 1 and 2, the rod spring is deflected to approximately 40-45% and 15-20% of its free upright height, respectively, and in both cases the unloaded sidewall of the rod spring is entirely Matches the circular outline.
Under impact loads, the rod spring of FIGS. 1-2 can deflect as much as 55-60% of its free upright height, although it cannot undergo relatively large deformations without damage. Comparing and explaining FIGS. 1 and 2, the area of each load-bearing surface of the rod spring increases as the applied load-bearing compressive force increases.
This increase in load bearing surface area is achieved as portions of the spring side and end surfaces are pressed into contact with the illustrated opposed surfaces 26, 32, respectively. As a result, the shape factor of the rod spring increases with progressively increasing loads. The term "shape factor" is determined as the ratio of the area of the spring loaded bearing surface to the area of the free expanding unloaded surface in response to an applied load.
As the shape factor increases, increasing compressive loads are required to obtain a given deflection. That is, the spring becomes relatively stronger, or its resistance to compression increases proportionately as the shape factor increases. By forming the rod spring in a cross-sectional shape with a variable load shape factor, it is possible to obtain a rod spring with a non-linear or variable load deflection curve of the type shown in FIG. 17th
Illustration shows 22.9 cm (9 inch) long axis, 16.6 cm (6.55 inch)
Figure 2 shows a load vs. deflection curve for an example rod spring having a minor axis of 16.6 cm (6.55 inches) and a length of 16.6 cm (6.55 inches). The present invention is of particular interest in that the oval rod spring cross section provides this type of deflection curve with a very favorable suspension frequency and reduced weight, as will be shown below. As explained above, the opposing surfaces of surfaces 26, 32 remain parallel to and in contact with the upper and lower rod spring load bearing surfaces, respectively. In the embodiment of FIGS. 1 and 2, the rod spring is substantially perpendicular to the longitudinal axis of the body when surfaces 26, 32 are subjected to opposing vertical forces exerted by the vehicle body and load arm, respectively. The surfaces 26, 32 are arranged such that they are laterally compressed between the surfaces 26 and 32 without rotational movement along a fixed position vector that coincides with the longitudinal axis. Of course, the direction of the applied load is not axial, the rod spring is unloaded and does not act as an end load column, and the rod spring that is compressively loaded does not act as a shear spring or a combined shear spring. It is understood that it does not act as a compression spring. As a result, these contact surfaces undergo no relative rotational, moving or sliding movement during the application of a load, thus causing the rod spring to move in its direction when it is compressed in the manner shown and described in the text. Torsional forces, shear forces or couples rotating parallel to and about the longitudinal axis are eliminated or minimized, thereby eliminating or eliminating surface wear and destructive shear stresses on the elastomeric material constituting the rod spring. It can be reduced considerably. The rod spring of the present invention is shown in more detail in FIGS. 12-16. Rod springs are made of a solid body of elastomeric material, preferably natural rubber. Upper and lower load bearing surfaces (number 48, 5
0) are preferably convex and curved about the longitudinal axis of the body. Similarly, the ends 52, 54 are convex and merge at the sides and upper and lower load bearing surfaces of the body along curved corners as shown in FIGS. 14 and 15. A single upper boss 56 projects from the upper load bearing surface and two lower bosses 58 project from the lower load bearing surface. The bosses are of the type shown in FIG. 1 in order to prevent or substantially minimize the tendency of the bosses to move or rotate relative to the rod spring while under compressive loading and to facilitate positioning of the rod spring during assembly. It has a suitable profile for matching and engaging suitable recesses formed in surfaces 26,32. The curved shape of the load-bearing surface allows the adjacent side walls to be progressively compressed during compressive loading, resulting in lower stress in the elastomeric material during loading operations, thus significantly increasing the service life. be able to. Furthermore, the rounded load bearing surface allows the rod spring to remain stable during increasing deflection, thus allowing for a relatively large circular to circular ratio (major axis/minor axis). The ellipse ratio and length selected for the rod springs of FIGS. 13-16 are in accordance with the desired suspension frequency, operating load range, weight, and service life. Generally, the higher the ellipse ratio utilized, the lower the resulting suspension frequency for a given load. The use of harder elastomeric materials will increase the frequency of the suspension; however, hysteresis effects will occur due to the higher hardness of the elastomeric materials.
Rod springs installed in suspension systems therefore generate high heat after repeated load cycles. As a result, the use of high hardness elastomeric materials significantly shortens the service life of rod springs. By increasing the length of the rod spring, a higher load bearing capacity is obtained, but the spring frequency is increased somewhat by increasing the resistance against the unloaded end face. In most practical embodiments, the rod spring preferably has an ellipse ratio of about 2.5:1 or less;
A range of 1.1:1 to about 2.2:1 is most preferred. The length of the rod spring is at least equal to the length of the minor axis;
Its hardness is about 40°~70° International Rubber Hardness (IRHD)
is within the range of The six rod springs are constructed from 50° hardness natural rubber according to the following specific example, but not limitation.
【表】
上記実施例から理解されるように、楕円比は得
られるロツドバネの重量に重要な要因となり、比
較的高い楕円比のロツドバネは比較的に低い楕円
比のロツドバネよりも重量で軽くなる。逆に、楕
円比が円形断面に相当する1:1に近づくに従つ
て、所定の振動数及び負荷条件を得るためのロツ
ドバネの重量は相当に増大する。
第4図、第5図及び第23図を参照すると、本
発明の懸架装置は関節連結式気動車トラツクに使
用された状態を示す。第4図、第5図及び第23
図の懸架装置は第1図及び第2図に示された懸架
装置に全体的に等しく、この懸架装置は2つの同
一の懸架装置ユニツト59を有し、各々のユニツ
トは独立的な可動な負荷アーム、ロツドバネ及び
関連した摩擦ダンパーで作られているが、各々の
負荷アームがそれぞれのトラツク側面フレームと
車軸との間で作用する点で相違する。第4図、第
5図及び第23図の懸架装置の同一部品は接尾語
“A”を付した同一番号で示されている。
図示の関節連結式気動車トラツクは、第23図
に示すように側面外形で中央部が凹状の全体的に
V型を有する横部材61によつて符合する端部を
互いに連結した2つの隔置状態の平行な側方フレ
ーム60を有する。図示のトラツクは適当な車輛
ボデイーに連結した中央シル63を取付ける車輛
ボデイーボルスター62を支持する。2つの側方
フレームによつてそれぞれ取付けられた側方支持
体64はボルスター62の端部用の垂直な負荷支
持用支持体を有する。ボルスター62及び回転車
輛ボデイー・トラツク連結装置用の水平負荷支持
用支持体は、ボルスター62によつて取付けられ
たエラストマーのバネリング65及び斜め部材6
9によつて取付けられたトラツク中心支柱67に
よつて提供される。斜め部材69は横部材61か
ら支柱67まで側方とブレーキの負荷を伝える。
関節連結式気動車の作動のために、コネクター7
1は凹状中央部に隣接した横部材61によつて取
付けられ且つ曲がつた軌道を越える時に互いに関
してトラツクフレームの回転を防ぐために図示の
トラツクと第二車輛ボデイー(図示省略)と関連
した隣接のトラツク(図示省略)との間に伸長す
る。シル端部73はピボツト57で引張棒又は連
結器55を取付ける(第4図及び第5図)。引張
棒55は図示の車輛ボデイーの隣接端部と第二車
輛ボデイー(図示省略)の隣接端部との間で作用
し、これらの間で衝撃と牽引又は押しと引きの力
を伝動することができる。連結される時に、2つ
のトラツクは自動操縦二重車軸トラツクとして動
く。その自動操縦特性は下文で更に説明する。図
示の気動車に使用するのに適した側受とバネリン
グは米国特許第3961582号明細書に開示されてお
り、その開示点を参照としてここで説明する。
図示の実施例に於いて、バネリング65を通る
トラツクピボツト軸線は引張棒ピボツト57に関
して長手方向にオフセツトされており、それ故に
トラツクは気動車がトグル作用によつて曲がつた
軌道を越える時に互いに関して長手方向に移動す
る傾向を有する。その実施例に於いて、コネクタ
ー71は相対的なトラツク運動を許容でき、所望
ならば、補助的に米国特許第3961582号明細書で
開示されたように長手方向の軸線のまわりでトラ
ツクの相対的回転運動を許容できる。その他の応
用例に於いて、引張棒ピボツト軸線はトラツクピ
ボツト軸線と垂直に整合状態に配置され、コネク
ター71は長手方向に剛性であり、更に所望なら
ば相対的なトラツク回転運動を許容できる。
第4図のトラツクの別の実施例は第25図〜第
27図に示されており、これらの図面に於いて同
一部品は同一番号の後に接尾辞“AA”を付して
示されている。第25図〜第27図のトラツク
は、側方フレーム60AAと部材61AA,69
AAが別の形状であること以外については第4図
のトラツクと全般的に同一である。更に、第25
図〜第27図のトラツクは、コネクター71AA
が連結されていない時にトラツクの回転運動を防
ぐためにピボツト式ラツチ73と中央のシル63
AAに固着された部材74を有する。第26図に
示すように、ラツチ73はそれが部材74からそ
らされた引込んだ位置に保持されるようにコネク
ター71AAを形成する伸縮機素の運動軌跡に配
置される。バネ(図示省略)はコネクター71
AAが外ずれる時に部材74と係合状態になるよ
うにラツチ73を押圧する。
第6図、第7図及び第24図を参照すると、本
発明の懸架装置が二重車軸トラツクに使用された
状態が示されている。第6図、第7図及び第24
図の懸架装置は第1図及び第2図に示されたもの
と全般的に同様であり、懸架装置は4つの懸架装
置ユニツト66を有し、各々のユニツトは独立的
に可動な負荷アーム、ロツドバネ及び関連した摩
擦ダンパーで作られているが、各々の負荷アーム
がそれぞれのトラツク側方フレームと車軸との間
で作用するということで相違する。第6図、第7
図及び第24図の懸架装置の同一部品は同一番号
に接尾辞“B”を付して示されている。
図示の二重車軸トラツクは、第7図に示すよう
に、側面図で全体的にT型でありしかも第26図
のトラツクの側方フレーム60AAに全体的に同
様である2つの隔置された平行な側方フレーム7
5を有する。各々の側方フレームの外端部は薄く
なつた厚さであり且つそれぞれの下に配置された
ロツドバネに支持され、中間部分は厚さが厚くな
つている。2つの負荷アーム16Bは、図示(第
7図)のように2つの隣接したピボツト18Bで
この中間部分に枢着されている。実施例に於い
て、第24図に示すように、外形が全体的にV型
の凹状中央部を有する横部材77は、中間の部分
に隣接した側方フレームにボルト止めされてい
る。部材77は、側方フレーム75がそれぞれの
垂直平面で部材77の長手方向軸線のまわりで相
対的に揺動できるように十分に捩り方向に可撓で
ある。2つの側方フレームによつてそれぞれ取付
けられた側受81は、ボデイーボルスター83の
端部のために垂直な負荷支持用支持体を有する。
ボルスター83及び回転車輛ボデイー・トラツク
連結装置のための水平な負荷支持用支持体は、第
24図に示すように、部材77によつて取付けら
れたエラストマーバネリング85及びボルスター
83にボルト止めされたトラツク中央支柱87に
よつて形成される。側方フレームと部材77との
間及び支柱87とボルスター83との間のボルト
連結装置は、高い振動抵抗を有する自動ロツク式
ナツト又は据込みで形成されることが好ましい。
図示のトラツクに使用するのに適した側方支持用
とバネリングは米国特許第3961584号明細書に開
示されており、この開示点はここで参照して組入
れる。
第28図を参照すると、第7図の二重車軸トラ
ツクの負荷アームは第28図に示されるように共
通のピボツト19によつて取付けられ、ここで同
一部品は同一番号に接尾辞“BB”を付して示さ
れている。ピボツト93は側方フレーム75BB
に関して固定されており、ピボツト93はフレー
ムに形成された垂直のスロツトにピボツト93を
取付けることによつてピボツト93はフレームに
関して移動可能に形成される。第30図を参照し
て下文で説明されたスロツト174を参照された
い。
第8図及び第9図を参照すると、本発明の懸架
装置は単一の車軸のゴムタイヤ付き車輛に使用す
る状態を示す。第8図及び第9図の懸架装置は上
文で説明し且つ図示した懸架装置と全般的に同様
であり、同一部品は同一番号の後に接尾辞“C”
を付して示しており、懸架装置が傾斜支持体表面
30Cを形成する別々の部材71を有する点での
み相違する。
第8図及び第9図の実施例に於いて、車輛は、
普通のトレーラヒツチ連結するのに使用されるア
イ又は連結器72及び車軸82と重なつた関係で
平行な隔置された部分78,80で終端となる2
つの分岐状フレーム部材74,76を有するトレ
ーラコンバータ移動車によつて構成される。ボル
スター83は第9図に示すように部分78,80
によつて取付けられる。車軸82は部材71を取
付け且つ平行四辺形リンク装置によつて部材7
4,76に関して支持される。このリンク装置
は、第8図及び第9図に示すように、部分78,
80上のピボツト取付部から車軸82の中心付近
のピボツト取付部の方向に収束する2つの共角の
上方制御ロツド84,86及び同様に取付けられ
るが部分78,80に平行に伸長し且つ部分7
8,80の下に位置する2つの共角の下方制御ロ
ツド88,90から形成される。
第10図及び第11図を参照すると、タンデム
車軸ゴムタイヤ付き車輛懸架装置が示されてい
る。この懸架装置は、ロツドバネが2つの共通の
枢着された負荷アームの対向した相対的に可動な
部分の間に配置されていること以外については、
第1図〜第9図に示された懸架装置に全般的に同
様である。2組の負荷アーム(一組のみを図示)
はタンデム車軸94,96の端部を支持する。単
一のロツドバネは各々の負荷アームのために単一
の負荷軸受バネ機素を構成する。一方の負荷アー
ムの組のみで、しかも関連するロツドバネ・ダン
パー及びその他の懸架装置機素がここで図示され
且つ説明されており、他方の負荷アームの組及び
それぞれの関連した懸架装置機素も同様であるこ
とを理解されたい。
特に、第10図及び第11図の懸架装置を参照
すると、懸架装置は外側又は先導負荷アーム98
及び内側又は後続負荷アーム100を有する。こ
れらアームは共通の中心プツシング102によつ
て中間部を共通に枢着される。プツシング102
は車輛フレーム106から下向きに突出して固定
されたサドル104によつて取付けられる。サド
ル104の上部は、懸架装置で慣用技術である
が、車軸94,96と関連したトルクロツド10
8によつて直立状車軸ボウルブラケツト110に
それぞれ連結される。負荷アームの外端部は、図
示のように車軸ブラケツト116,118によつ
て車軸に連結されるそれぞれのゴム製プツシング
112,114で終端となる。
第10図及び第11図の懸架装置は上文で説明
され図示されたロツドバネに全般的に同様である
横断面楕円形のロツドバネ120を有する。図示
のように、ロツドバネの上方負荷軸受面はアーム
100の上に重なつて伸長する部分122によつ
て形成される面と接して支持される。下方のロツ
ドバネ負荷軸受面は可動なダンパーブラケツト1
24によつて形成される対向した面123に支持
される。ダンパーブラケツトの下面は、傾斜し且
つアーム98によつて形成された傾斜面に符合し
て摺動可能に係合し且つ第1図及び第2図に関し
て上文で説明し図示したオペレータ14と全般的
に同様様の方法でロツドバネの圧縮負荷中にアー
ムに関して可動である。ダンパーブラケツトの相
対的に厚い端部は適当な摩擦シユー材で作られた
ダンパーパツド126を支持する。このパツド
は、第9図に示すようにアーム部分122の末端
部によつて取付けられる管状開放端部を有したダ
ンパー機素128の一面に支持される。ダンパー
機素の一側面は、アーム98,100がそれぞれ
相対的に枢動するように摺動関係にパツド126
に対向して係合する実質的に平らな面130(第
12図参照)を形成する。ダンパー機素の他側面
は、全体的に横断面V型(第10図参照)であり
且つ第12図に示すようにアーム100によつて
取付けられた2つの付加的なダンパーパツド13
6,138にそれぞれ対向する2つの互いに傾斜
した面132,134を有する。ダンパーブラケ
ツト124は、第1図及び第2図のオペレータ1
4のように、アーム98と100によつて生じる
負荷を受ける時に面130,132及び134と
それぞれ摩擦係合状態にパツド126,136及
び138を押圧する。
第11図の懸架装置の別の実施例は第29図に
示されており、同一部品は同一番号の後に接尾辞
“D”を付して示されている。第11図の懸架装
置は2つの負荷アーム140,142を有し、そ
れらの外端部は車軸ブラケツト116Dと118
Dによつてそれぞれ車軸94Dと96Dに連結さ
れている。アーム140,142の内端部はつり
合いビーム148のそれぞれの端部にピボツト1
44,146で枢着されている。このビーム14
8はサドル104Dによつて符号150の位置で
アームピボツトの中間で枢着される。ロツドバネ
150,152は第1図の懸架装置のようにアー
ム140,142によつてそれぞれ支持されるオ
ペレータ154,156によつて支持される。同
様に、オペレータ154,156は摩擦面16
2,164に対して摩擦シユー158,160を
押圧する。2つの負荷アーム及びつり合いビーム
で作られた全般的に同様の懸架装置は第6図及び
第7図のトラツクに利用される。
第11図の懸架装置の第2の別の実施例は第3
0図に示されており、第11図又は第29図の部
品に符合する部品は同一番号の後に接尾辞
“DD”を付して示している。単一の負荷アーム1
70は一端部で車軸ブラケツト116DD,11
8DDによつて車軸94DDと96DDに連結され
且つロツドバネ150DDと152DDを支持す
る。サドル104DDによつて形成された垂直な
スロツト174に嵌るピン172はアーム170
をその長さの中間で支持する。その結果、アーム
はフレームレール176に負荷を分配するために
サドル104DDに関してスロツト174に沿つ
て垂直に摺動できる。
第18図及び第19図を参照すると、第4図〜
第7図、第10図〜第12図及び第23図〜第3
0図に示された懸架装置は、説明するように、遠
心力の作用に応答して負荷アームの独立した運動
によつて曲がる時に自動操縦を行なうことができ
る。第4図〜第7図及び第23図〜第29図に示
された懸架装置はカーブを曲がる時に全般的に自
動操縦を達成できるけれども、第18図及び第1
9図は第10図〜第12図のタンデム車軸懸架装
置の自動操縦を示す。第1図、第2図、第8図及
び第9図の単一車軸懸架装置は車輛の両端に取付
けられる時に自動操縦を達成できる。
更に第18図及び第19図を参照すると、第1
0図〜第12図の懸架装置を備えたゴムタイヤ付
き車輛が第19図の矢印によつて示された方向に
走行する時にコーナを進行するに従つて、重心に
関する遠心力は第18図に示されるように外向き
に高架車輛ボデイーを傾斜させる傾向がある。そ
の結果、外側車輪と関連した懸架装置機素に与え
られた負荷支持力は増大する傾向にあり、同時に
内側車輪と関連した懸架装置機素に与えられた負
荷軸受力は減少する傾向にある。それ故に、第1
9図に示すように、外側負荷アームは車軸の外端
部から離れる傾向があり、同時に内側負荷アーム
は車軸の内端部を互いに引き付ける傾向にある。
その結果、車軸は、車両が真直な走行を行なう時
に上記の遠心力の負荷状態が取除かれるまでカー
ブに関してそれぞれ半径方向位置をとる。
第20図を参照すると、本発明の懸架装置は与
えられた負荷の所定範囲にわたつて実質的に一定
の振動数を示している。第20図は第10図〜第
12図に示されたタンデム車軸懸架装置に関して
典型的な負荷条件の下で得られるバネ振動数を示
すけれども、残りの懸架装置は全般的に同様の振
動数曲線を与えることができる。更に、第20図
は2つの先行技術のタンデム車軸懸架装置のため
の振動数曲線を示す。明らかのように、本発明の
懸架装置で得られる振動数曲線は示される負荷限
界点の間の実質的に一定のバネ振動数を提供す
る。
第21図及び第22図は、第10図〜第12図
のタンデム車軸懸架装置の作動態様を示してお
り、同様に本文で説明され図示された残りの懸架
装置の作動特性を示している。更に、第21図及
び第22図は板バネを有する先行技術の移動ビー
ム懸架装置の符合する作動特性を示している。
第21図を参照すると、本発明の懸架装置は、
50m.p.h.で高さ5.08cm(2インチ)、長さ15cm
(6インチ)のハンプを有する衝撃に応答して先
行技術の懸架装置より比較的に少ないタイヤ弾性
力(2対3)及び低い追従加速度を示す。第22
図を参照すると、本発明の懸架装置は同様の衝撃
条件に応答して先行技術の懸架装置より少ない撓
み及び迅速な緩衝を示す。
本発明の数種の好ましい実施例を図示し且つ説
明したけれども、種々の設計変更が当業者によつ
て行なわれることは明らかである。実施例のため
に、第11図の懸架装置は2つのクロスアームを
設けることによつて2つのロツドバネ及び2つの
摩擦ダンパーを使用するのに採用され、各々のア
ームはロツドバネ及びオペレータをアーム枢支点
の一側面に支持するためにアーム98の下部に外
形の等しい下部並びにダンパーを取付け且つロツ
ドバネをアーム枢支点の他側面に支持するために
部分122に外形の等しい上部を有している。従
つて、本発明は本文で説明し図示した特定の実施
例に限定されるものでなく、本発明の真の技術的
範囲及び精神は特許請求の範囲を参照して決めら
れるべきである。[Table] As understood from the above examples, the ellipticity ratio is an important factor in the weight of the obtained rod spring, and a rod spring with a relatively high ellipticity ratio is lighter in weight than a rod spring with a relatively low ellipticity ratio. Conversely, as the ellipticity ratio approaches 1:1, which corresponds to a circular cross section, the weight of the rod spring to obtain a given frequency and load condition increases considerably. 4, 5 and 23, the suspension system of the present invention is shown in use on an articulated railcar truck. Figures 4, 5 and 23
The suspension shown is generally equivalent to the suspension shown in FIGS. 1 and 2, which suspension has two identical suspension units 59, each having an independent movable load. arms, rod springs and associated friction dampers, but differ in that each load arm acts between a respective truck side frame and axle. Identical parts of the suspension systems of FIGS. 4, 5 and 23 are designated by the same numbers with the suffix "A". The illustrated articulated diesel railcar truck has two spaced-apart configurations whose corresponding ends are connected to each other by a transverse member 61 having a generally V-shape with a concave center in the side profile as shown in FIG. It has parallel lateral frames 60. The illustrated truck supports a vehicle body bolster 62 that mounts a center sill 63 connected to a suitable vehicle body. Side supports 64, each attached by two side frames, have vertical load-bearing supports for the ends of bolster 62. The horizontal load-bearing support for the bolster 62 and rotating vehicle body-track connection comprises an elastomeric spring ring 65 and a diagonal member 6 attached by the bolster 62.
9. Provided by a track center post 67 attached by 9. Diagonal member 69 transmits lateral and brake loads from transverse member 61 to column 67.
For the operation of articulated railcars, connector 7
1 is attached by a transverse member 61 adjacent to the concave central portion and associated with the illustrated truck and a second vehicle body (not shown) to prevent rotation of the truck frame with respect to each other when traversing a curved track. It extends between the track (not shown). Sill end 73 mounts a drawbar or coupler 55 at pivot 57 (FIGS. 4 and 5). The drawbar 55 acts between an adjacent end of the illustrated vehicle body and an adjacent end of a second vehicle body (not shown) and is capable of transmitting impact and traction or push and pull forces therebetween. can. When coupled, the two trucks operate as an autopilot dual axle truck. Its autopilot characteristics are further explained below. Side supports and spring rings suitable for use in the illustrated rail car are disclosed in U.S. Pat. No. 3,961,582, which disclosure is hereby incorporated by reference. In the illustrated embodiment, the track pivot axes through the spring ring 65 are longitudinally offset with respect to the drawbar pivot 57 so that the tracks are longitudinally offset with respect to each other as the railcar traverses the tortuous track by toggling action. have a tendency to move to In that embodiment, the connector 71 is capable of allowing relative track movement and, if desired, supplementary relative movement of the tracks about a longitudinal axis as disclosed in U.S. Pat. No. 3,961,582. Can tolerate rotational movement. In other applications, the drawbar pivot axis is placed in perpendicular alignment with the track pivot axis and the connector 71 is longitudinally rigid and can still accommodate relative track rotational movement if desired. An alternative embodiment of the truck of Figure 4 is shown in Figures 25-27, in which identical parts are designated by identical numbers followed by the suffix "AA". . The truck shown in FIGS. 25 to 27 includes a side frame 60AA and members 61AA, 69.
It is generally identical to the track of FIG. 4, except that AA is of a different shape. Furthermore, the 25th
The tracks in Figures to Figure 27 are connected to connector 71AA.
pivoting latch 73 and central sill 63 to prevent rotational movement of the truck when not engaged
It has a member 74 fixed to AA. As shown in FIG. 26, latch 73 is positioned in the locus of motion of the telescoping element forming connector 71AA so that it is held in a retracted position deflected from member 74. The spring (not shown) is the connector 71
Latch 73 is pressed into engagement with member 74 when AA is disengaged. 6, 7 and 24, the suspension system of the present invention is shown in use on a dual axle track. Figures 6, 7 and 24
The suspension shown is generally similar to that shown in FIGS. 1 and 2, the suspension having four suspension units 66, each having an independently movable load arm; They are made of rod springs and associated friction dampers, but differ in that each load arm acts between a respective truck side frame and axle. Figures 6 and 7
Identical parts of the suspension system of FIGS. and 24 are designated by identical numbers with the suffix "B". The illustrated dual axle truck has two spaced apart sections which are generally T-shaped in side view and generally similar to the side frame 60AA of the truck of FIG. 26, as shown in FIG. parallel lateral frame 7
5. The outer ends of each side frame are of reduced thickness and supported by rod springs disposed beneath each, and the intermediate portions are of increased thickness. Two load arms 16B are pivoted to this intermediate section at two adjacent pivots 18B as shown (FIG. 7). In one embodiment, as shown in FIG. 24, a transverse member 77 having a generally V-shaped concave central portion is bolted to the side frames adjacent the intermediate portion. The members 77 are sufficiently torsionally flexible to allow the lateral frames 75 to swing relative to each other about the longitudinal axes of the members 77 in respective vertical planes. The side supports 81, each mounted by two side frames, have vertical load-bearing supports for the ends of the body bolsters 83.
Bolsters 83 and horizontal load-bearing supports for rotating vehicle body-track connections are bolted to elastomeric spring rings 85 and bolsters 83 attached by members 77, as shown in FIG. It is formed by the track center column 87. The bolted connections between the side frames and the members 77 and between the struts 87 and the bolsters 83 are preferably formed with self-locking nuts or upsetting with high vibration resistance.
Lateral supports and spring rings suitable for use with the illustrated track are disclosed in U.S. Pat. No. 3,961,584, the disclosure of which is incorporated herein by reference. Referring to FIG. 28, the load arms of the dual axle truck of FIG. 7 are mounted by a common pivot 19 as shown in FIG. It is shown with . Pivot 93 is side frame 75BB
The pivot 93 is fixed relative to the frame, and the pivot 93 is made movable relative to the frame by mounting the pivot 93 in a vertical slot formed in the frame. See slot 174, described below with reference to FIG. 8 and 9, the suspension system of the present invention is shown for use on a single axle rubber tire vehicle. The suspension system of Figures 8 and 9 is generally similar to the suspension system described and illustrated above, and identical parts are designated by the same number followed by the suffix "C".
The only difference is that the suspension has a separate member 71 forming the inclined support surface 30C. In the embodiments of FIGS. 8 and 9, the vehicle:
2 terminating in parallel spaced apart portions 78, 80 in overlapping relationship with an eye or hitch 72 and an axle 82 used to couple a conventional trailer hitch;
It is constituted by a trailer converter vehicle having two branched frame members 74,76. The bolster 83 has portions 78 and 80 as shown in FIG.
Installed by. Axle 82 mounts member 71 and connects member 7 by means of a parallelogram linkage.
4.76 is supported. As shown in FIGS. 8 and 9, this linkage includes portions 78,
Two coangular upper control rods 84, 86 converge from a pivot mount on 80 to a pivot mount near the center of axle 82 and similarly mounted but extending parallel to portions 78, 80 and extending parallel to portions 78, 80.
It is formed from two co-angular lower control rods 88,90 located below 8,80. 10 and 11, a tandem axle rubber tire vehicle suspension system is shown. This suspension system has the following features except that a rod spring is disposed between opposing and relatively movable parts of two common pivoted load arms.
It is generally similar to the suspension system shown in FIGS. 1-9. Two sets of load arms (only one set shown)
supports the ends of tandem axles 94,96. A single rod spring constitutes a single load bearing spring element for each load arm. Only one set of load arms and their associated rod spring dampers and other suspension elements are shown and described herein, as well as the other set of load arms and their respective associated suspension elements. I would like you to understand that. In particular, with reference to the suspension of FIGS. 10 and 11, the suspension includes an outer or leading load arm 98.
and an inner or trailing load arm 100. The arms are commonly pivoted in the middle by a common central pushing 102. Pushing 102
is attached by a saddle 104 that projects downward from a vehicle frame 106 and is fixed. The upper portion of the saddle 104 includes a torque rod 10 associated with the axles 94, 96, as is conventional in suspension systems.
8 to upright axle bowl brackets 110, respectively. The outer ends of the load arms terminate in respective rubber pushings 112, 114 which are connected to the axle by axle brackets 116, 118 as shown. The suspension system of FIGS. 10 and 11 has a rod spring 120 of elliptical cross-section that is generally similar to the rod springs described and illustrated above. As shown, the upper load bearing surface of the rod spring is supported against a surface formed by overlying portion 122 of arm 100. The lower rod spring load bearing surface is a movable damper bracket 1.
24 are supported on opposing surfaces 123 formed by. The lower surface of the damper bracket is sloped and conformably slidably engages the sloped surface formed by arm 98 and is generally connected to operator 14 as described and illustrated above with respect to FIGS. 1 and 2. is movable relative to the arm during compressive loading of the rod spring in a similar manner. The thicker end of the damper bracket supports a damper pad 126 made of a suitable friction shoe material. This pad is supported on one side of a damper element 128 having a tubular open end attached by the distal end of arm portion 122 as shown in FIG. One side of the damper element has pads 126 in sliding relationship such that arms 98 and 100 each pivot relative to each other.
forming a substantially planar surface 130 (see FIG. 12) that engages oppositely. The other side of the damper element has two additional damper pads 13 which are generally V-shaped in cross-section (see FIG. 10) and are attached by arms 100 as shown in FIG.
6 and 138, respectively. The damper bracket 124 is connected to the operator 1 in FIGS. 1 and 2.
4, pressing pads 126, 136 and 138 into frictional engagement with surfaces 130, 132 and 134, respectively, when subjected to the loads produced by arms 98 and 100. An alternative embodiment of the suspension system of FIG. 11 is shown in FIG. 29, with like parts designated by like numbers followed by a suffix "D". The suspension system of FIG. 11 has two load arms 140, 142 whose outer ends are connected to axle brackets 116D and 118.
D to axles 94D and 96D, respectively. The inner ends of arms 140, 142 are pivoted to respective ends of counterbalance beam 148.
It is pivoted at 44,146. This beam 14
8 is pivotally mounted in the middle of the arm pivot at position 150 by saddle 104D. Rod springs 150, 152 are supported by operators 154, 156, which are supported by arms 140, 142, respectively, as in the suspension system of FIG. Similarly, operators 154, 156
2,164 to press the friction shoes 158,160. A generally similar suspension system made of two load arms and a counterbalance beam is utilized in the trucks of FIGS. 6 and 7. A second alternative embodiment of the suspension system of FIG.
0 and which correspond to parts in FIG. 11 or FIG. 29 are designated by the same number followed by the suffix "DD". single load arm 1
70 is an axle bracket 116DD, 11 at one end.
8DD to axles 94DD and 96DD and supports rod springs 150DD and 152DD. A pin 172 that fits into a vertical slot 174 formed by saddle 104DD is attached to arm 170.
is supported midway along its length. As a result, the arm can slide vertically along the slot 174 relative to the saddle 104DD to distribute the load to the frame rail 176. Referring to FIGS. 18 and 19, FIGS.
Figures 7, 10 to 12, and 23 to 3
The suspension shown in Figure 0 is capable of self-steering when flexing by independent movement of the load arms in response to the action of centrifugal force, as will be explained. Although the suspension systems shown in FIGS. 4-7 and 23-29 can generally achieve autopilot when rounding curves, the suspension systems shown in FIGS. 18 and 1
FIG. 9 shows the automatic steering of the tandem axle suspension of FIGS. 10-12. The single axle suspension systems of FIGS. 1, 2, 8 and 9 can achieve autopilot when mounted at both ends of a vehicle. Further referring to FIGS. 18 and 19, the first
As the rubber-tired vehicle equipped with the suspension system of FIGS. 0 to 12 travels in the direction indicated by the arrow in FIG. There is a tendency to tilt the body of an elevated vehicle outward so that the As a result, the load-bearing forces imparted to the suspension elements associated with the outer wheels tend to increase, while at the same time the load-bearing forces imparted to the suspension elements associated with the inner wheels tend to decrease. Therefore, the first
As shown in Figure 9, the outer load arms tend to move away from the outer ends of the axles, while the inner load arms tend to attract the inner ends of the axles together.
As a result, the axle assumes its respective radial position with respect to the curve when the vehicle is traveling in a straight line until the centrifugal force load condition mentioned above is removed. Referring to FIG. 20, the suspension system of the present invention exhibits a substantially constant frequency over a range of applied loads. Although FIG. 20 shows the spring frequencies obtained under typical loading conditions for the tandem axle suspension shown in FIGS. 10-12, the remaining suspensions generally have similar frequency curves. can be given. Additionally, FIG. 20 shows frequency curves for two prior art tandem axle suspensions. As can be seen, the frequency curve obtained with the suspension of the present invention provides a substantially constant spring frequency between the load limits shown. 21 and 22 illustrate the operating characteristics of the tandem axle suspension of FIGS. 10-12, as well as the operating characteristics of the remaining suspensions described and illustrated in the text. Furthermore, FIGS. 21 and 22 show corresponding operating characteristics of a prior art moving beam suspension with leaf springs. Referring to FIG. 21, the suspension system of the present invention includes:
5.08cm (2 inches) high and 15cm long at 50m.ph
It exhibits relatively less tire elastic force (2 vs. 3) and lower tracking acceleration than prior art suspensions in response to an impact with a (6 inch) hump. 22nd
Referring to the figures, the suspension of the present invention exhibits less deflection and faster damping than prior art suspensions in response to similar impact conditions. While several preferred embodiments of the invention have been shown and described, it will be obvious that various modifications will occur to those skilled in the art. For example, the suspension of FIG. 11 is adapted to use two rod springs and two friction dampers by providing two cross arms, each arm connecting the rod spring and the operator to an arm pivot point. A lower part of the same outer diameter and a damper are attached to the lower part of the arm 98 for supporting it on one side of the arm 98, and an upper part of the same outer diameter is attached to the portion 122 for supporting the rod spring on the other side of the arm pivot point. Therefore, the invention is not limited to the specific embodiments described and illustrated herein, but the true scope and spirit of the invention should be determined with reference to the following claims.
第1図は本発明による懸架装置が負荷状態にな
つている固定された単一車軸気動車について側面
図、第2図は軽い負荷状態になつている第1図の
懸架装置を示す第1図と全般的に等しい側面図、
第3図は第1図の懸架装置に生じる力伝動状態を
示す力の線図、第4図は第1図の懸架装置を有す
る関節連結式気動車トラツクの上面図、第5図は
第4図の線5−5に於ける断面図、第6図は第1
図の懸架装置を備えた二軸気動車トラツクの上面
図、第7図は第6図の7−7に於ける断面図、第
8図は第1図の懸架装置を有するゴムタイヤ付き
車輛の単一車軸コンバータ車体の上面図、第9図
は第8図の車体の側面図、第10図は第1図の懸
架装置を有するタンデム車軸ゴムタイヤ付き車輛
の上面図、第11図は第10図の線9−9に於け
る断面図、第12図は第11図の線12−12に
於ける断面図、第13図は本発明による楕円形横
断面ロツドバネの斜視図、第14図は第13図の
ロツドバネの上面図、第15図は第13図のロツ
ドバネの側面図、第16図は第13図のロツドバ
ネの端面図、第17図は第13図のロツドバネの
負荷対撓みのグラフ、第18図は第10図〜第1
2図の懸架装置を有してカーブを曲がる時の遠心
力負荷条件を示す概略図、第19図は第18図の
負荷条件によつて生じる第10図〜第12図の懸
架装置の自動操縦を示す概略図、第20図は2つ
の先行技術のタンデム車軸懸架装置と第10図〜
第12図の懸架装置との静的振動数対負荷のグラ
フ、第21図は先行技術の懸架装置と第10図〜
第12図の懸架装置との加速度対時間のグラフ、
第22図は先行技術の懸架装置と第10図〜第1
2図の懸架装置との移動量対時間のグラフ、第2
3図は第4図の線23−23に於ける関節連結式
気動車の端面図、第24図は第7図の線24−2
4に於ける二軸気動車トラツクの断面図、第25
図は互いに連結された2つのトラツクを示す第4
図のトラツクの別の実施例を示す上面図、第26
図は第25図の線26−26に於ける断面図、第
27図は第26図の線27−27に於ける断面
図、第28図は第7図のトラツクの別の実施例で
あり全般的に第7図のトラツクと同様な側面図、
第29図は第11図のゴムタイヤ付き車輛の別の
実施例であり全般的に第11図の車輛と同様な側
面図、並びに第30図は第11図のゴムタイヤ付
き車輛の別の実施例であり全般的に第11図の車
輛と同様な側面図である。
10……ロツドバネ、16……負荷アーム、2
0……ボデイー、22……車軸、34,38……
摩擦面。
1 is a side view of a fixed single-axle diesel vehicle with a suspension according to the invention in a loaded condition; FIG. 2 is a side view of the suspension of FIG. 1 in a lightly loaded condition; Generally equal side view,
3 is a force diagram showing the force transmission state occurring in the suspension system of FIG. 1, FIG. 4 is a top view of an articulated diesel railcar truck having the suspension system of FIG. 1, and FIG. Figure 6 is a cross-sectional view taken along line 5-5 of Figure 1.
7 is a cross-sectional view at 7-7 in FIG. 6, and FIG. 8 is a single vehicle with rubber tires having the suspension system shown in FIG. 1. 9 is a side view of the vehicle body shown in FIG. 8; FIG. 10 is a top view of a vehicle with tandem axles and rubber tires having the suspension system shown in FIG. 1; FIG. 11 is a line shown in FIG. 10. 12 is a sectional view taken along line 12-12 in FIG. 11, FIG. 13 is a perspective view of an elliptical cross-section rod spring according to the present invention, and FIG. 14 is a sectional view taken along line 12-12 in FIG. 15 is a side view of the rod spring in FIG. 13, FIG. 16 is an end view of the rod spring in FIG. 13, FIG. 17 is a graph of load versus deflection of the rod spring in FIG. 13, and FIG. The figures are Figures 10 to 1.
A schematic diagram showing centrifugal force load conditions when turning a curve with the suspension system shown in Figure 2, and Figure 19 is a schematic diagram showing the automatic steering of the suspension system shown in Figures 10 to 12 caused by the load conditions shown in Figure 18. FIG. 20 is a schematic diagram showing two prior art tandem axle suspensions and FIGS.
Graphs of static frequency versus load for the suspension system of Figure 12, Figure 21 for the prior art suspension system and Figures 10-
Graph of acceleration versus time with the suspension system of FIG. 12,
Figure 22 shows the prior art suspension system and Figures 10-1.
Graph of travel amount versus time with the suspension system in Figure 2, 2nd
3 is an end view of the articulated diesel railcar taken along line 23-23 in FIG. 4, and FIG. 24 is an end view taken along line 24-2 in FIG. 7.
Sectional view of the two-axle diesel railcar truck in No. 4, No. 25
The figure shows the fourth track showing two tracks connected to each other.
Top view showing another embodiment of the truck shown in Figure 26.
25 is a cross-sectional view taken along line 26--26 in FIG. 25, FIG. 27 is a cross-sectional view taken along line 27-27 in FIG. 26, and FIG. 28 is an alternative embodiment of the track shown in FIG. Side view generally similar to the truck of Figure 7;
29 is an alternative embodiment of the rubber-tired vehicle of FIG. 11, a side view generally similar to the vehicle of FIG. 11, and FIG. 30 is an alternative embodiment of the rubber-tired vehicle of FIG. 12 is a side view generally similar to the vehicle of FIG. 11; FIG. 10... Rod spring, 16... Load arm, 2
0...Body, 22...Axle, 34, 38...
friction surface.
Claims (1)
荷アーム装置と、 バネ機素と、 ボデイに連結された緩衝摩擦面を形成する装置
と、 緩衝要素と、 車軸とボデイとの間で前記負荷アーム装置に可
動に配置され、ボデイと前記負荷アーム装置の相
対運動に応答して前記バネ機素を圧縮しそれと同
時に前記緩衝要素を押圧してこれを前記緩衝摩擦
面に摩擦係合させるように前記バネ機素をボデイ
に対して負荷支持関係で支持しかつ前記緩衝要素
を前記緩衝摩擦面に対して摩擦力発生関係で支持
するための力分解くさび装置とを有することを特
徴とする車輌懸架装置。 2 前記負荷アーム装置が一方向に移動する間に
発生する緩衝摩擦力が、前記負荷アーム装置の前
記一方向と逆方向への移動中に発生する緩衝摩擦
力を越えるように、前記摩擦面が前記負荷アーム
装置の移動路に対して傾斜していることを特徴と
する特許請求の範囲第1項記載の車輌懸架装置。 3 前記バネ機素は、楕円形断面のエラストマー
製のロツドバネから成り、このロツドバネは楕円
の両軸に垂直な長手方向軸線を有し、且つ前記長
手方向軸線だけに対して横方向の圧縮負荷のみを
受取るように取付けられていることを特徴とする
特許請求の範囲第1項記載の車輌懸架装置。 4 前記緩衝要素を支持し且つこれに力を伝達す
るための支持手段と、力を前記支持手段と前記ロ
ツドバネとに伝達するため、前記支持手段と作動
的に関連したテーパしたオペレータ手段とを有
し、前記可動負荷アーム装置に対して摺動自在に
取付けられた一方の接触面と、前記ロツドバネ及
び前記支持手段の間で負荷支持接触している前記
ロツドバネの一方の負荷支持面の下にある他方の
接触面との2つの接触面を有することを特徴とす
る特許請求の範囲第3項記載の車輌懸架装置。 5 前記支持アーム装置の移動中、前記一方の接
触面と前記支持手段との間で低摩擦の相対運動を
可能にするため、前記一方の接触面と前記支持手
段との間に挿まされた手段を更に有することを特
徴とする特許請求の範囲第4項記載の車輌懸架装
置。 6 前記負荷アーム装置は単一の負荷アームを有
し、この負荷アームは一端が枢着され且つその他
端が車軸に連結されており、前記負荷アームは前
記力分解くさび装置をその他端に隣接して支持し
ていることを特徴とする特許請求の範囲第1項記
載の車輌懸架装置。 7 前記一端がボデイに対して移動できるように
するための手段を、アームの枢軸に隣接して有す
ることを特徴とする特許請求の範囲第6項記載の
車輌懸架装置。 8 前記緩衝摩擦面が、前記負荷アーム装置の湾
曲移動路に対して鋭角に傾いていることを特徴と
する特許請求の範囲第1項記載の車輌懸架装置。 9 前記負荷アーム装置は、一端で枢動し且つ他
端が車軸に連結された平行四辺形リンクを有し、
このリンクは前記バネ機素をその他端に隣接して
支持することを特徴とする特許請求の範囲第1項
記載の車輌懸架装置。 10 前記負荷アーム装置が車軸支持部材と、前
記ボデイと前記車軸支持部材との間に枢動自在に
連結された平行四辺形リンクとを有することを特
徴とする特許請求の範囲第1項記載の車輌懸架装
置。 11 前記負荷アーム装置は、その端部が2つの
タンデム車軸の対応する端部に夫々枢動自在に連
結されている負荷アーム組立体と、前記組立体を
その両端の中間で支持するためボデイに枢動自在
に取付けられた支持手段とを有し、前記組立体は
2つのかかるバネ機素を前記支持手段のいずれか
の側の間隔を隔てた位置で支持することを特徴と
する特許請求の範囲第1項記載の車輌懸架装置。 12 前記負荷アーム組立体が2つのアームを有
し、且つ前記支持手段がつり合いビームを有し、
このつり合いビームはその両端で前記アームの両
方の端部に枢着され且つその両端の中間でボデイ
に枢着されていることを特徴とする特許請求の範
囲第11項記載の車輌懸架装置。 13 前記負荷アーム組立体が単一のビーム部材
を有し、前記支持部材が、ボデイによつて枢動自
在に取付けられ且つ前記ビーム部材がボデイに対
して垂直に移動できるように長さの中間で前記ビ
ーム部材に連結されている手段を有することを特
徴とする特許請求の範囲第12項記載の車輌懸架
装置。 14 前記力分解くさび装置が、前記負荷アーム
装置から伝達された負荷支持圧縮力を前記バネ機
素に第一成分として圧縮力として加え、前記緩衝
要素に第二成分として前記緩衝摩擦面に垂直な力
として加えるように、前記負荷アーム装置に摺動
自在に連結しているテーパしたオペレータを有す
ることを特徴とする特許請求の範囲第1項乃至第
8項のうちのいずれか1項に記載の車輌懸架装
置。 15 前記バネ装置が、圧縮負荷を受取るように
位置決めされたエラストマー製のバネ機素を有す
ることを特徴とする特許請求の範囲第14項記載
の車輌懸架装置。 16 前記負荷アーム装置は、その両端の中間で
前記ボデイに枢動自在に連結されたつり合いビー
ムと2つの負荷アームとを有し、これらの負荷ア
ームは、それらの夫々の第1端部に隣接して、前
記つり合いビームの両端に隣接して、前記つり合
いビームの両端に枢動自在に連結され、且つそれ
らの第2端部に隣接して2つのタンデム車軸の対
応する第1端部に夫々連結されていることを特徴
とする特許請求の範囲第1項記載の車輌懸架装
置。 17 前記負荷アーム装置は、前記ボデイに両端
の中間で摺動自在に連結された負荷アームを有
し、この負荷アームは2つのタンデム車軸の対応
する第1端部に、これらのタンデム車軸の端部に
隣接して枢動自在に連結されていることを特徴と
する特許請求の範囲第1項記載の車輌懸架装置。 18 2つのタンデム車軸の前記第1端部間の距
離が、前記ボデイによつて前記負荷アームに伝達
される垂直方向の負荷が大きくなるにつれて大き
くなるように、前記負荷アームを前記ボデイに相
互連結する手段を有することを特徴とする特許請
求の範囲第17項記載の車輌懸架装置。[Claims] 1. A movable load arm device for supporting an axle with respect to a body, a spring element, a device for forming a buffer friction surface connected to the body, a buffer element, an axle and a body. movably disposed on said load arm arrangement between and compressing said spring element in response to relative movement of said body and said load arm arrangement and simultaneously pushing said damping element to friction it against said damping friction surface; a force-resolving wedge device for supporting the spring element in a load-supporting relationship to the body so as to engage the damping element and supporting the damping element in a friction-generating relation to the damping friction surface. Characteristic vehicle suspension system. 2. The friction surface is configured such that the buffering frictional force generated while the load arm device moves in one direction exceeds the buffering frictional force generated while the load arm device moves in the opposite direction. The vehicle suspension system according to claim 1, wherein the vehicle suspension system is inclined with respect to a moving path of the load arm device. 3. The spring element consists of an elastomeric rod spring of oval cross-section, which rod spring has a longitudinal axis perpendicular to both axes of the ellipse and is only subjected to compressive loads transverse to said longitudinal axis. 2. The vehicle suspension system according to claim 1, wherein the vehicle suspension system is mounted so as to receive a. 4 support means for supporting and transmitting forces to said damping element and tapered operator means operatively associated with said support means for transmitting forces to said support means and said rod spring; one contact surface slidably attached to the movable load arm device and one load supporting surface of the rod spring in load supporting contact between the rod spring and the supporting means; The vehicle suspension system according to claim 3, characterized in that it has two contact surfaces with the other contact surface. 5. A ring inserted between the one contact surface and the support means to enable low-friction relative movement between the one contact surface and the support means during movement of the support arm device. 5. A vehicle suspension system according to claim 4, further comprising means. 6. The load arm device has a single load arm, the load arm being pivotally connected at one end and connected to the axle at the other end, the load arm having the force resolving wedge device adjacent to the other end. 2. A vehicle suspension system according to claim 1, wherein said vehicle suspension system is supported by said vehicle. 7. The vehicle suspension system according to claim 6, further comprising means adjacent to the pivot axis of the arm for allowing the one end to move with respect to the body. 8. The vehicle suspension system according to claim 1, wherein the buffer friction surface is inclined at an acute angle with respect to the curved movement path of the load arm device. 9. The load arm device has a parallelogram link pivoting at one end and connected to an axle at the other end;
2. A vehicle suspension system according to claim 1, wherein said link supports said spring element adjacent to its other end. 10. The load arm device according to claim 1, wherein the load arm device includes an axle support member and a parallelogram link pivotally connected between the body and the axle support member. Vehicle suspension system. 11 The load arm device includes a load arm assembly whose ends are pivotally connected to corresponding ends of two tandem axles, and a body for supporting the assembly intermediate the ends thereof. support means pivotally mounted, said assembly supporting two such spring elements at spaced apart positions on either side of said support means. Vehicle suspension system according to scope 1. 12 the load arm assembly has two arms and the support means has a counterbalance beam;
12. A vehicle suspension system as claimed in claim 11, characterized in that the balance beam is pivotally connected at both ends to both ends of the arm and to the body midway between the ends. 13. The load arm assembly has a single beam member, the support member being pivotally mounted by the body and having an intermediate length such that the beam member is movable perpendicularly to the body. 13. A vehicle suspension system as claimed in claim 12, further comprising means connected to said beam member at. 14 The force-resolving wedge device applies the load-supporting compressive force transmitted from the load arm device to the spring element as a first component, and applies the load-supporting compressive force transmitted from the load arm device as a compressive force as a second component perpendicular to the buffer friction surface to the buffer element. 9. The load arm arrangement according to claim 1, further comprising a tapered operator slidably connected to the load arm arrangement for applying a force. Vehicle suspension system. 15. The vehicle suspension system of claim 14, wherein the spring device includes an elastomeric spring element positioned to receive a compressive load. 16 The load arm arrangement has a counterbalance beam pivotally connected to the body intermediate its ends and two load arms, the load arms being adjacent to their respective first ends. and pivotably connected to opposite ends of the counterbalancing beam, respectively, and adjacent the second ends thereof to corresponding first ends of two tandem axles. A vehicle suspension system according to claim 1, characterized in that the two parts are connected to each other. 17 The load arm device has a load arm slidably connected to the body midway between the ends, the load arm being connected to corresponding first ends of two tandem axles at the ends of the tandem axles. 2. The vehicle suspension system according to claim 1, wherein the vehicle suspension system is pivotably connected adjacent to the section. 18 interconnecting the load arm to the body such that the distance between the first ends of the two tandem axles increases as the vertical load transmitted to the load arm by the body increases; 18. The vehicle suspension system according to claim 17, further comprising means for:
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