CN102537183B - 衰减力调节式缓冲器 - Google Patents

衰减力调节式缓冲器 Download PDF

Info

Publication number
CN102537183B
CN102537183B CN201110446263.1A CN201110446263A CN102537183B CN 102537183 B CN102537183 B CN 102537183B CN 201110446263 A CN201110446263 A CN 201110446263A CN 102537183 B CN102537183 B CN 102537183B
Authority
CN
China
Prior art keywords
damping
damping hole
valve
hole
damping force
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
CN201110446263.1A
Other languages
English (en)
Other versions
CN102537183A (zh
Inventor
山下干郎
山冈史之
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Hitachi Astemo Ltd
Original Assignee
Hitachi Automotive Systems Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Hitachi Automotive Systems Ltd filed Critical Hitachi Automotive Systems Ltd
Publication of CN102537183A publication Critical patent/CN102537183A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN102537183B publication Critical patent/CN102537183B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/32—Details
    • F16F9/50—Special means providing automatic damping adjustment, i.e. self-adjustment of damping by particular sliding movements of a valve element, other than flexions or displacement of valve discs; Special means providing self-adjustment of spring characteristics
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G13/00—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of vibration dampers
    • B60G13/02—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of vibration dampers having dampers dissipating energy, e.g. frictionally
    • B60G13/06—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of vibration dampers having dampers dissipating energy, e.g. frictionally of fluid type
    • B60G13/08—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of vibration dampers having dampers dissipating energy, e.g. frictionally of fluid type hydraulic
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
    • B60G17/06—Characteristics of dampers, e.g. mechanical dampers
    • B60G17/08—Characteristics of fluid dampers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/32—Details
    • F16F9/44—Means on or in the damper for manual or non-automatic adjustment; such means combined with temperature correction
    • F16F9/46—Means on or in the damper for manual or non-automatic adjustment; such means combined with temperature correction allowing control from a distance, i.e. location of means for control input being remote from site of valves, e.g. on damper external wall
    • F16F9/466—Throttling control, i.e. regulation of flow passage geometry
    • F16F9/467—Throttling control, i.e. regulation of flow passage geometry using rotary valves
    • F16F9/468—Throttling control, i.e. regulation of flow passage geometry using rotary valves controlling at least one bypass to main flow path
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/32—Details
    • F16F9/50—Special means providing automatic damping adjustment, i.e. self-adjustment of damping by particular sliding movements of a valve element, other than flexions or displacement of valve discs; Special means providing self-adjustment of spring characteristics
    • F16F9/512—Means responsive to load action, i.e. static load on the damper or dynamic fluid pressure changes in the damper, e.g. due to changes in velocity

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Fluid-Damping Devices (AREA)

Abstract

本发明提供一种衰减力调节式缓冲器。利用挡块(25)的油槽(25A、25B)和阶梯杆(9)的油孔(9C、9F)构成作为根据挡块(25)的转动位置而改变开口面积的可变阻尼孔的第一阻尼孔(27、29)。利用所述油槽(25A、25B)和阶梯杆(9)的油孔(9B、9G)构成作为可变阻尼孔的第三阻尼孔(28、30)。利用内侧圆盘阀(16、21)的缺口(16A、21A)构成第二阻尼孔。通过利用挡块(25)的转动操作来改变各所述可变阻尼孔的开口面积，可以提高独立地控制低速区域的衰减力特性和压力控制阀(14、19)的安全压力以调节衰减力特性这方面的自由度。

Description

衰减力调节式缓冲器
技术领域
本发明涉及适用于对例如机动车等的振动进行缓冲的衰减力调节式缓冲器。
背景技术
通常，在四轮机动车等车辆中，在车轮侧和车体侧之间设置有衰减力调节式液压缓冲器，以缓冲行驶时产生的上下方向的振动等。该衰减力调节式液压缓冲器使用执行机构改变工作流体流过的阻尼孔面积，从而可以将产生的衰减力从低衰减力适当地调节至高衰减力。上述执行机构例如如日本特开平7-332425号公报所示，通过转动作为可变阻尼孔的挡块，来调节衰减阀的低速区域的衰减力特性和安全压力(衰减阀的开阀压力)。
然而，由于上述特开平7-332425号公报所示的衰减力调节式液压缓冲器利用一个可变阻尼孔来调节衰减阀的低速区域的衰减力特性和安全压力(开阀压力)，因此，不能相互独立地调节低速区域的衰减力特性和安全压力。其结果是，存在如下问题：衰减力特性的自由度小、难以在自软特性至硬特性的各位置适当地调节衰减力特性。另外，虽然可以考虑通过软特性控制对上述问题进行弥补，但在该情况下导致成本增高。
另一方面，虽然也存在具有两个可变阻尼孔的相关技术，但在该情况下也难以在自低速区域至高速区域的整个速度区域适当地调节衰减力特性。另外，因结构方面的原因而导致流到可变阻尼孔内的油液的流量大，因此，存在流体力增大的趋势，从而存在在调节衰减力特性方面易于产生失调的问题。
发明内容
本发明是鉴于上述现有技术的问题而作出的，本发明的目的在于提供一种衰减力调节式缓冲器，其可以独立地控制低速区域的衰减力特性和衰减阀的安全压力，并可以适当地调节衰减力特性。
本发明的衰减力调节式缓冲器的特征在于，具有：封入有工作流体的液压缸；能够移动地嵌装在该液压缸内并将该液压缸内划分为两个室的活塞；一端侧固定于该活塞且另一端侧突出到所述液压缸的外部的活塞杆；通过所述活塞向一方向的移动，使工作流体自所述液压缸内的两个室中的任一个室朝向另一个室流动的第一通路、第二通路及第三通路；设置于所述第一通路，限制通过所述活塞的移动而产生的所述工作流体的流动以产生衰减力的主衰减阀；设置于所述第二通路的第一阻尼孔；位于该第一阻尼孔的下游侧且设置于所述第二通路的第二阻尼孔；被导入所述第一阻尼孔和所述第二阻尼孔之间的压力并对所述主衰减阀朝闭阀方向施力的背压室；以及设置于所述第三通路的第三阻尼孔，所述第一阻尼孔和第二阻尼孔中的至少一方和所述第三阻尼孔由能够从外部进行调节的可变阻尼孔构成。
根据本发明，利用能够从外部进行调节的可变阻尼孔，可以独立地控制低速区域的衰减力特性和主衰减阀的安全压力(开阀压力)，可以提高调节衰减力特性这方面的自由度。由此，不改变低速区域的衰减力特性就能够可变地限定主衰减阀的安全压力，或者不改变安全压力就能够可变地限定低速区域的衰减力特性。
附图说明
图1是表示本发明第一实施方式的衰减力调节式液压缓冲器的纵剖面图。
图2是将图1中的活塞、伸出侧及收缩侧衰减机构等放大表示的纵剖面图。
图3是第一实施方式的衰减力调节式液压缓冲器的回路结构图。
图4是从上侧看图2中的作为单体的上侧壳体的俯视图。
图5是表示利用可变阻尼孔产生的衰减力和挡块的开口面积之间的关系的特性线图。
图6是表示压力控制阀的开阀特性的特性线图。
图7是表示外侧圆盘阀的阀特性的特性线图。
图8是表示内侧圆盘阀的阀特性的特性线图。
图9是表示第一实施方式的衰减力调节式液压缓冲器的衰减力特性的特性线图。
图10是表示第二实施方式的衰减力调节式液压缓冲器的主要部分的纵剖面图。
图11是表示第三实施方式的衰减力调节式液压缓冲器的纵剖面图。
图12是表示第四实施方式的衰减力调节式液压缓冲器的主要部分的局部剖面图。
图13是将图12中的套筒体和滑柱等放大表示的剖面图。
具体实施方式
以下说明的实施方式并不限于上述发明所要解决的课题栏或发明效果栏中记载的内容，除此之外，可以解决其他各种课题并实现其他效果。包含上述栏中记载的内容在内，接下来列举以下实施方式所要解决的主要课题。
〔改善特性〕在根据振动状态改变衰减力特性(相对于活塞速度的衰减力)时，要求更平滑地进行变更等的特性设定。之所以这样是因为，若突然进行产生小的衰减力的特性和产生大的衰减力的特性之间的切换，则实际产生的衰减力也突然切换，因此，车辆的乘坐舒适性恶化，并且，若在车辆的操纵过程中产生衰减力的切换，则导致车辆的动作不稳定，有可能给驾驶员带来对操纵的不适感。因此，如此前所示的日本特开平7-332425号公报所示，虽然正在研究更平滑地进行变更的特性设定，但期待进一步改善特性。
〔抑制大型化〕对于频率感应机构而言，由于需要供自由活塞上下移动的区域，因此若区域增大，则轴向上的长度增长。若液压缸装置大型化，则向车体安装的自由度降低，因此，液压缸装置的轴向长度的增加是较大的课题。若附带从外部调节衰减力的机构，则与此相应地不能避开大型化，因此，强烈要求频率感应部实现小型化。
〔减少部件数量〕频率感应机构除活塞之外还具有外壳和自由活塞等构成部件，因此部件数量增加。若部件数量增加，则将影响到生产率、耐久性、可靠性等，因此，期待在得到所希望的特性即能够得到对应于振动频率的宽广区域的衰减力特性这样的特性的同时减少部件数量。
以下，以将本发明的实施方式的衰减力调节式缓冲器应用于车辆用衰减力调节式液压缓冲器的情况为例，参照附图详细说明。
在此，图1至图9表示本发明的第一实施方式。在图1中，圆筒状的液压缸1形成单筒型衰减力调节式液压缓冲器的外壳，液压缸1的下端部被底盖2封闭。另外，在液压缸1的上端侧设置有对后述的活塞杆7进行导向的杆导向件3，并且以覆盖该杆导向件3的方式安装有顶盖4及弹簧座5等。弹簧座5用于从下侧支承车辆的悬架弹簧(未图示)。
附图标记6表示能够滑动地插入并嵌合于液压缸1内的活塞。该活塞6将液压缸1内部划分为杆侧油室A和底侧油室B这两个油室。在活塞6，沿周向离开地分别形成有多个能够将杆侧油室A和底侧油室B连通的油路6A、6B。这些油路6A、6B由相对于活塞6的轴线倾斜的油孔构成。油路6A、6B构成使油液在杆侧油室A和底侧油室B之间流过的第一通路。
在活塞6的上侧端面设置有：以包围油路6A的上侧开口的方式形成的环状凹部6C、位于该环状凹部6C的径向外侧的环状阀座6D，后述的主盘14A能够落座于该环状阀座6D或从其离座。在活塞6的下侧端面设置有：以包围油路6B的下侧开口的方式形成的环状凹部6E、位于该环状凹部6E的径向外侧的环状阀座6F，后述的主盘19A能够落座于该环状阀座6F或从其离座。
附图标记7表示在液压缸1内沿轴向延伸的活塞杆。该活塞杆7具备：作为一端侧的下端侧插入液压缸1内的筒状杆8、旋合于该筒状杆8的一侧(下端侧)而设置的阶梯杆9。成为活塞杆7的一端侧的阶梯杆9的下端侧利用螺母10等联接固定活塞6。另外，成为活塞杆7的另一端侧的筒状杆8的上端侧经过杆导向件3、顶盖4等突出到液压缸1的外部。螺母10用于将阶梯杆9安装于活塞6，并且将后述的收缩侧衰减机构12和伸出侧衰减机构17可装卸地联接固定于活塞6的上、下两表面侧。
如图2所示，在筒状杆8的内周侧，沿轴向贯通地设置有杆插入孔8A。在该杆插入孔8A内，以隔着间隙的方式插入有后述的控制杆26。在阶梯杆9的内周侧，在其下端侧开口而形成有挡块装入孔9A，在该挡块装入孔9A内，以能够转动的方式插入并嵌合地设置有后述的挡块25。挡块装入孔9A的上端侧在上下方向与筒状杆8的杆插入孔8A相互连通，杆插入孔8A和挡块装入孔9A配置在使彼此的轴线大致一致的位置。
如图2所示，在活塞杆7的阶梯杆9，分别沿轴向和周向离开地设置有从挡块装入孔9A朝向径向外侧延伸的多个油孔9B、9C、9D、9E、9F、9G。这些油孔9B～9G中的各油孔9B～9D配置在利用活塞6在液压缸1内划分而形成的杆侧油室A所处的位置。剩下的各油孔9E～9G配置在液压缸1内的底侧油室B所处的位置。上述油孔中的各油孔9D与位于活塞6顶面侧的环状凹部6C始终连通。各油孔9E与位于活塞6底面侧的环状凹部6E始终连通。
油孔9B～9G中的位于最上侧的油孔9B，经由后述的挡块25的油槽25A与活塞6的环状凹部6C和油孔9D连通或被截断。油孔9B～9G中的位于下侧的油孔9G，经由挡块25的油槽25B与活塞6的环状凹部6E和油孔9E连通或被截断。
另外，图2中的虚线所示的各油孔9C、9F在阶梯杆9的周向配置在与油孔9B、9G不同的位置。油孔9C经由挡块25的油槽25A与活塞6的环状凹部6C和油孔9D连通或被截断。油孔9F经由挡块25的油槽25B与活塞6的环状凹部6E和油孔9E连通或被截断。
并且，在阶梯杆9的外周侧，形成有供后述的衬垫22沿轴向定位的环状台阶部9H。
附图标记11表示位于活塞6和底盖2之间且能够滑动地插入并嵌合于液压缸1内的自由活塞。该自由活塞11划分出在液压缸1的底侧封入有加压气体的气体室C。
在此，当活塞杆7进入液压缸1内或自液压缸1内退出时，与此相应地，自由活塞11在液压缸1内沿轴向滑动位移以缩小或扩张气体室C。即，自由活塞11使气体室C缩小以补偿因活塞杆7进入液压缸1内而减小的体积量，另外，自由活塞11使气体室C扩张以补偿因活塞杆7自液压缸1内退出而增加的体积量。
附图标记12是本实施方式所采用的缩小侧衰减力产生机构(以下称为收缩侧衰减机构12)。如图2所示，该收缩侧衰减机构12位于液压缸1的杆侧油室A内并以固定状态安装于活塞6的上侧。收缩侧衰减机构12是如下的装置：当活塞6在活塞杆7的收缩行程中在液压缸1内向下滑动位移时，对自底侧油室B经由活塞6的各油路6A、环状凹部6C、阶梯杆9的油孔9D、后述的挡块25的油槽25A等朝杆侧油室A流动的油液施加阻力，按照例如图9所示的特性产生收缩侧的衰减力。
收缩侧衰减机构12具有：有盖筒状的上侧壳体13、压力控制阀14、后述的外侧圆盘阀15及内侧圆盘阀16等。有盖筒状的上侧壳体13位于后述的衬垫22和活塞6之间并固定于阶梯杆9的外周侧。压力控制阀14具有以具有过盈量的方式嵌合于上侧壳体13的底面侧的后述的弹性密封部件14B。在压力控制阀14和上侧壳体13之间形成有成为环状背压室的收缩侧先导室D。
在收缩侧衰减机构12的上侧壳体13设置有：环状阀座13A、扇形阀座13B、作为轴向油路的油孔13C、作为径向油路的油槽13D。环状阀座13A形成在上侧壳体13的上侧端面，外侧圆盘阀15能够落座于环状阀座13A或从其离座。扇形阀座13B由多个(如图4中所示，共计4个)阀座构成，所述扇形阀座13B在该环状阀座13A的径向内侧，在比所述上侧端面低一层的位置形成为扇形。后述的内侧圆盘阀16能够落座于扇形阀座13B或从其离座。油孔13C开设于该各扇形阀座13B的内侧位置。收缩侧先导室D经由油孔13C与扇形阀座13B的内侧部位连通。油槽13D将收缩侧先导室D与阶梯杆9的油孔9C始终连通。
另外，如图4所示，在上侧壳体13的中心侧开设有杆穿透孔13E。上侧壳体13利用该杆穿透孔13E安装于阶梯杆9。
压力控制阀14具有：能够落座于活塞6的环状阀座6D或从其离座的主盘14A；通过硫化、烧结等方式固定地设置于该主盘14A的顶面外周侧的环状弹性密封部件14B。该弹性密封部件14B使用橡胶等弹性材料形成为厚的环状，将内侧的收缩侧先导室D相对于外侧的杆侧油室A呈液密性地密封。
另外，压力控制阀14的主盘14A构成作为本发明的构成要件的收缩侧的主衰减阀。压力控制阀14是如下的装置：在活塞杆7的收缩行程中，若底侧油室B(环状凹部6C)和收缩侧先导室D之间的压力差增大至预先确定的安全压力的设定值，则主盘14A自环状阀座6D离座，产生规定的收缩侧衰减力。在打开压力控制阀14(主盘14A)时，油室A、B之间经由活塞6的油路6A连通，由此形成作为本发明的构成要件的第一通路。
外侧圆盘阀15构成收缩侧的第一副衰减阀。在上侧壳体13的上侧端面和外侧圆盘阀15之间，形成有位于环状阀座13A的径向内侧的收缩侧受压室E。该收缩侧受压室E成为位于后述的第二阻尼孔(缺口16A)和第三阻尼孔28的下游侧的汇合部，在该汇合部的下游侧设置有外侧圆盘阀15。在收缩侧受压室E内的压力相对于杆侧油室A上升至预先确定的设定压力时，能够落座于环状阀座13A或从其离座的外侧圆盘阀15打开，在除此之外的情况下，上述外侧圆盘阀15落座于环状阀座13A而保持闭阀状态。
另外，在外侧圆盘阀15上，在其与环状阀座13A之间形成有构成收缩侧的第五阻尼孔的小的缺口15A(固定阻尼孔)。即便在外侧圆盘阀15关闭的情况下，该缺口15A也允许收缩侧受压室E内的油液朝向杆侧油室A流动。外侧圆盘阀15具有图7所示的后述的特性线37那样的阀特性。在收缩侧受压室E和杆侧油室A之间，产生与流过外侧圆盘阀15前后的油液的流量Q相应的压差ΔP。另外，固定阻尼孔(缺口15A)也可以设置于环状阀座13A。
附图标记16是构成设置于上侧壳体13的收缩侧受压室E内的收缩侧的第二副衰减阀的内侧圆盘阀。该内侧圆盘阀16能够落座于上侧壳体13的扇形阀座13B或从其离座，上侧壳体13内的收缩侧先导室D及油孔13C与收缩侧受压室E内连通或被截断。另外，在内侧圆盘阀16上，在其与扇形阀座13B之间形成有构成收缩侧的第二阻尼孔的微小的缺口16A(固定阻尼孔)。该缺口16A的流路面积形成为比外侧圆盘阀15的缺口15A的流路面积小。缺口16A和外侧圆盘阀15的缺口15A的通路面积的关系若设为如上所述的关系(16A＜15A)，则衰减力特性的线性增强，但也可以将缺口16A和外侧圆盘阀15的缺口15A的通路面积的关系设为相等的关系(16A＝15A)，或设为相反的关系(16A＞15A)。另外，固定阻尼孔(缺口16A)也可以设置于扇形阀座13B。
内侧圆盘阀16具有图8所示的特性线38那样的阀特性。如图8的特性线38所示，在收缩侧先导室D和收缩侧受压室E之间，产生与流过内侧圆盘阀16前后的油液的流量Q相应的压差ΔP。即便在内侧圆盘阀16关闭的情况下，缺口16A也允许收缩侧先导室D内的油液自油孔13C侧朝向收缩侧受压室E流动。
另外，由于缺口16A相对于外侧圆盘阀15的缺口15A存在串联的位置关系，因此，可以提高低速区域的衰减力的提升特性并增大其斜度。
附图标记17是本实施方式所采用的伸长侧衰减力产生机构(以下称为伸出侧衰减机构17)。如图2所示，该伸出侧衰减机构17位于液压缸1的底侧油室B内并以固定状态安装于活塞6的下侧。伸出侧衰减机构17是如下的装置：当在活塞杆7的伸长行程中活塞6在液压缸1内向上滑动位移时，对自杆侧油室A经由活塞6的各油路6B、环状凹部6E、阶梯杆9的油孔9E～9G、后述的挡块25的油槽25B等朝底侧油室B流动的油液施加阻力，按照例如图9所示的特性产生伸出侧的衰减力。
伸出侧衰减机构17具有：有底筒状的下侧壳体18、压力控制阀19、后述的外侧圆盘阀20及内侧圆盘阀21等。下侧壳体18位于后述的衬垫23和活塞6之间并固定于阶梯杆9的外周侧。压力控制阀19具有以具有过盈量的方式嵌合于下侧壳体18的顶面侧的后述的弹性密封部件19B，在其与下侧壳体18之间形成作为环状背压室的伸出侧先导室F。
伸出侧衰减机构17的下侧壳体18构成为与收缩侧衰减机构12的上侧壳体13大致相同，如图4所例示的那样，具有：环状阀座18A、多个扇形阀座18B、作为轴向油路的油孔18C、作为径向油路的油槽18D。另外，如图4所示，在下侧壳体18的中心侧开设有杆穿透孔18E，下侧壳体18利用该杆穿透孔18E安装于阶梯杆9。
压力控制阀19构成为与收缩侧衰减机构12的压力控制阀14大致相同。压力控制阀19由能够落座于活塞6的环状阀座6F或从其离座的主盘19A和固定地设置于该主盘19A的底面外周侧的环状弹性密封部件19B构成。而且，压力控制阀19构成作为本发明的构成要件的伸出侧的主衰减阀。
压力控制阀19是如下的装置：在活塞杆7的伸长行程中，若杆侧油室A(环状凹部6E)和伸出侧先导室F之间的压力差增大至预先确定的安全压力的设定值，则主盘19A自环状阀座6F离座，产生规定的伸长侧衰减力。在打开压力控制阀19(主盘19A)时，油室A和油室B之间经由活塞6的油路6B连通，从而形成作为本发明的构成要件的伸出侧的第一通路。
外侧圆盘阀20构成伸出侧的第一副衰减阀。在下侧壳体18的下侧端面和外侧圆盘阀20之间，形成有位于环状阀座18A的径向内侧的伸出侧受压室G。该伸出侧受压室G成为位于后述的第二阻尼孔(缺口21A)和第三阻尼孔30的下游侧的汇合部，在该汇合部的下游侧设置有外侧圆盘阀20。在伸出侧受压室G内的压力上升至预先确定的设定压力时，能够落座于环状阀座18A或从其离座的外侧圆盘阀20打开，在除此之外的情况下，上述外侧圆盘阀20落座于环状阀座18A而保持闭阀状态。
另外，在外侧圆盘阀20上，在其与环状阀座18A之间形成有构成伸出侧的第五阻尼孔的小的缺口20A(固定阻尼孔)。即便在外侧圆盘阀20关闭的情况下，该缺口20A也允许伸出侧受压室G内的油液朝向底侧油室B流动。外侧圆盘阀20具有图7所示的特性线37那样的阀特性。如图7的特性线37所示，在伸出侧受压室G和底侧油室B之间产生与流过外侧圆盘阀20前后的油液的流量相应的压差ΔP。另外，固定阻尼孔(缺口20A)也可以设置于环状阀座18A。
附图标记21是构成设置于下侧壳体18的伸出侧受压室G内的伸出侧的第二副衰减阀的内侧圆盘阀。该内侧圆盘阀21能够落座于下侧壳体18的扇形阀座18B或从其离座，下侧壳体18内的伸出侧先导室F和油孔18C与伸出侧受压室G内连通或被截断。另外，在内侧圆盘阀21上，在其与扇形阀座18B之间形成有构成伸出侧的第二阻尼孔的微小的缺口21A(固定阻尼孔)。该缺口21A的流路面积形成为比外侧圆盘阀20的缺口20A的流路面积小。缺口21A和外侧圆盘阀20的缺口20A的通路面积的关系若设为如上所述的关系(20A＜21A)，则衰减力特性的线性增强，但也可以将缺口21A和外侧圆盘阀20的缺口20A的通路面积的关系设为相等的关系(20A＝21A)，或设为相反的关系(20A＞21A)。另外，固定阻尼孔(缺口21A)也可以设置于环状阀座18B。
内侧圆盘阀21具有图8所示的特性线38那样的阀特性。在伸出侧先导室F和伸出侧受压室G之间产生与流过内侧圆盘阀21前后的油液的流量相应的压差ΔP。即便在内侧圆盘阀21关闭的情况下，缺口21A也允许伸出侧先导室F内的油液自油孔18C侧朝向伸出侧受压室G流动。由于缺口21A相对于外侧圆盘阀20的缺口20A存在串联的位置关系，因此，可以提高低速区域的衰减力的提升特性并增大其斜度。
附图标记22是设置于阶梯杆9的台阶部9H和上侧壳体13之间的衬垫。该衬垫22由嵌合于阶梯杆9的外周侧而设置的环状环等构成。衬垫22在其与上侧壳体13之间夹持收缩侧衰减机构12的外侧圆盘阀15及内侧圆盘阀16，以使外侧圆盘阀15及内侧圆盘阀16的开阀闭阀动作稳定。
附图标记23是设置于伸出侧衰减机构17的下侧壳体18和螺母10之间的其他衬垫。该衬垫23也由嵌合于阶梯杆9的外周侧而设置的环状环等构成。衬垫23在其与下侧壳体18之间夹持伸出侧衰减机构17的外侧圆盘阀20及内侧圆盘阀21，以使外侧圆盘阀20及内侧圆盘阀21的开阀闭阀动作稳定。
附图标记24是本实施方式所采用的通路面积可变机构。该通路面积可变机构24具有：后述的挡块25、控制杆26、步进电机等执行机构(未图示)。通路面积可变机构24的执行机构例如设置于筒状杆8的突出端侧并经由控制杆26对挡块25进行转动操作。需要说明的是，虽然本实施方式的结构为使用执行机构经由控制杆26对挡块25进行转动操作，但也可以通过手动进行调节。
附图标记25为设置于阶梯杆9的挡块装入孔9A内的挡块。该挡块25利用通路面积可变机构24的开口面积可变部件即后述的可变阻尼孔27、28、29、30构成流量控制阀。挡块25以一体旋转的方式嵌合于控制杆26的下端侧而设置，在阶梯杆9的挡块装入孔9A内与控制杆26一起转动。控制杆26穿过阶梯杆9的杆插入孔8A内而设置，其上端侧与所述执行机构的输出轴(未图示)连结。
在挡块25的外周面设置有：作为沿轴向延伸的凹槽而形成的收缩侧的油槽25A、自该油槽25A沿轴向离开且同样地作为沿轴向延伸的凹槽而形成的伸出侧的油槽25B。如图2所示，挡块25的油槽25A配置于与阶梯杆9的油孔9B、9C、9D在径向相对的位置，根据挡块25的转动位置，油孔9D与油孔9B、9C连通或被截断。
作为本发明的构成要件的收缩侧的第二通路由与底侧油室B连通的活塞6的油路6A、环状凹部6C、阶梯杆9的油孔9D、挡块25的油槽25A、阶梯杆9的油孔9C、收缩侧先导室D、上侧壳体13的油孔13C及内侧圆盘阀16的缺口16A等构成。设置于第二通路中途的挡块25的油槽25A和阶梯杆9的油孔9C构成作为根据挡块25的转动位置可变地调节开口面积的可变阻尼孔的收缩侧的第一阻尼孔27。另外，内侧圆盘阀16的缺口16A成为固定阻尼孔并构成收缩侧的第二阻尼孔。
作为本发明的构成要件的收缩侧的第三通路由与底侧油室B连通的活塞6的油路6A、环状凹部6C、阶梯杆9的油孔9D、挡块25的油槽25A、阶梯杆9的油孔9B、收缩侧受压室E及外侧圆盘阀15的缺口15A等构成。设置于第三通路中途的挡块25的油槽25A和阶梯杆9的油孔9B构成作为根据挡块25的转动位置可变地调节开口面积的可变阻尼孔的收缩侧的第三阻尼孔28。另外，外侧圆盘阀15的缺口15A成为固定阻尼孔并构成收缩侧的第五阻尼孔。
而且，利用收缩侧的衰减阀(压力控制阀14、外侧圆盘阀15及内侧圆盘阀16)产生的衰减力和挡块25(油槽25A)相对于阶梯杆9的油孔9C的开口面积S(即，第一阻尼孔27的通路面积)的关系如图5中所示的后述的特性线34那样被设定。
即，当利用挡块25增大油孔9C的开口面积S(第一阻尼孔27的通路面积)时，收缩侧先导室D内的压力(背压)相对上升，主盘14变得难以打开。此时，油液自上侧壳体13的油孔13C流过内侧圆盘阀16的缺口16A而流到收缩侧受压室E，因此，利用流路面积小的缺口16A产生的衰减力构成硬特性。
另外，当利用挡块25减小油孔9C的开口面积S(第一阻尼孔27的通路面积)时，收缩侧先导室D内的压力(背压)相对降低，主盘14变得容易打开。此时，自油孔13C侧流到内侧圆盘阀16的缺口16A的油液的流量减小，因此，产生的衰减力构成软特性。
另一方面，挡块25(油槽25A)相对于阶梯杆9的油孔9B的开口面积S(即，第三阻尼孔28的通路面积)和衰减力的关系如图5中所示的后述的特性线35那样被设定。即，当利用挡块25增大油孔9B的开口面积S(第三阻尼孔28的通路面积)时，自挡块25的油槽25A经由油孔9B流到收缩侧受压室E内的油液的流量增加，此时的油液经由外侧圆盘阀15的缺口15A流到杆侧油室A。
在该情况下，在增大第三阻尼孔28的通路面积时，几乎不存在经由内侧圆盘阀16的缺口16A流动的油液的流量，油液仅经由外侧圆盘阀15的缺口15A进行流动，因此，产生的衰减力构成软特性。
另一方面，当利用挡块25减小油孔9B的开口面积(第三阻尼孔28的通路面积)时，自挡块25的油槽25A经由油孔9B流到收缩侧受压室E内的油液的流量减小。此时，油液的大部分自油孔9C侧朝向先导室D流动。因此，收缩侧先导室D内的压力(背压)相对上升。此时，油液自上侧壳体13的油孔13C流过内侧圆盘阀16的缺口16A而流到收缩侧受压室E，进而流过外侧圆盘阀15的缺口15A而流到杆侧油室A，因此，因串联地流过两个缺口16A、15A而产生的衰减力构成硬特性。
接着，作为本发明的构成要件的伸出侧的第二通路由与杆侧油室A连通的活塞6的油路6B、环状凹部6E、阶梯杆9的油孔9E、挡块25的油槽25B、阶梯杆9的油孔9F、伸出侧先导室F、下侧壳体18的油孔18C及内侧圆盘阀21的缺口21A等构成。设置于第二通路中途的挡块25的油槽25B和阶梯杆9的油孔9F构成作为根据挡块25的转动位置可变地调节开口面积的可变阻尼孔的伸出侧的第一阻尼孔29。另外，内侧圆盘阀21的缺口21A成为固定阻尼孔并构成伸出侧的第二阻尼孔。
作为本发明的构成要件的伸出侧的第三通路由与杆侧油室A连通的活塞6的油路6B、环状凹部6E、阶梯杆9的油孔9E、挡块25的油槽25B、阶梯杆9的油孔9G、伸出侧受压室G及外侧圆盘阀20的缺口20A等构成。设置于第三通路中途的挡块25的油槽25B和阶梯杆9的油孔9G构成作为根据挡块25的转动位置可变地调节开口面积的可变阻尼孔的收缩侧的第三阻尼孔30。另外，外侧圆盘阀20的缺口20A成为固定阻尼孔并构成伸出侧的第五阻尼孔。
而且，利用伸出侧的衰减阀(压力控制阀19、外侧圆盘阀20及内侧圆盘阀21)产生的衰减力和挡块25(油槽25B)相对于阶梯杆9的油孔9F的开口面积(即，第一阻尼孔29的通路面积)的关系与前述的收缩侧的特性线34(参照图5)同样地被设定，当增大开口面积(第一阻尼孔29的通路面积)时，衰减力构成硬特性。另外，当减小开口面积(第一阻尼孔29的通路面积)时，产生的衰减力构成软特性。
另一方面，挡块25(油槽25B)相对于阶梯杆9的油孔9G的开口面积(即，第三阻尼孔30的通路面积)和衰减力的关系与前述的收缩侧的特性线35(参照图5)同样地被设定，当增大开口面积(第三阻尼孔30的通路面积)时，产生的衰减力构成软特性。另外，当减小开口面积(第三阻尼孔30的通路面积)时，产生的衰减力构成硬特性。
在阶梯杆9的挡块装入孔9A内，位于挡块25的下侧(轴向的一侧)而设置有筒体31。在挡块25的上侧(轴向的另一侧)设置有筒状的筒体32。筒体32和所述筒体31构成用于防止挡块25在挡块装入孔9A中向上方及下方移动的轴向定位部件。筒体31的内周侧构成内孔31A。
第一实施方式的衰减力调节式液压缓冲器具有如上所述的结构，接着，对其工作进行说明。
首先，将衰减力调节式液压缓冲器实际安装于车辆时，筒状杆8的上端侧安装于车辆的车体侧，设置于底盖2的安装环33(参照图1)侧安装于车轮侧。在车辆行驶时，若因路面的凹凸等而产生上下方向的振动，则活塞杆7以自液压缸1伸长、收缩的方式位移，可以利用收缩侧衰减机构12和伸出侧衰减机构17等产生衰减力，从而可以对车辆的振动进行缓冲。
即，在活塞杆7的收缩行程中，活塞杆7进入液压缸1内，底侧油室B内相比杆侧油室A而成为高压。因此，底侧油室B内的油液自活塞6的油路6A经由环状凹部6C、阶梯杆9的油孔9D流入挡块25的油槽25A内。该流入油经由阶梯杆9的油孔9C及/或油孔9B流到收缩侧先导室D及/或收缩侧受压室E内。
在此，在转动通路面积可变机构24的挡块25以将衰减力特性设定为硬特性的情况下，如图5所示的特性线34所示，利用挡块25使油孔9C的开口面积(第一阻尼孔27的通路面积)增大至大致完全打开，如特性线35所示，利用挡块25使油孔9B的开口面积(第三阻尼孔28的通路面积)减小至大致完全关闭。
在该状态下，大部分油液自挡块25的油槽25A经由油孔9C(第一阻尼孔27)流到收缩侧先导室D内。因此，活塞6的环状凹部6C内和收缩侧先导室D的压力差(压差)相对降低。与此相应地，压力控制阀14成为主盘14A的开阀压力(即，安全设定压力)被设定为高压的状态。因此，流入的收缩侧先导室D的油液自上侧壳体13的油孔13C流过内侧圆盘阀16的缺口16A而流到收缩侧受压室E，可以将利用流路面积小的缺口16A产生的衰减力设为硬特性。
在该情况下，内侧圆盘阀16的缺口16A的流路面积形成得小，因此，如图9中所示的收缩侧衰减力的特性线39所示，可以提高低速区域的衰减力的提升特性，并可以增大其斜度。
另外，流过内侧圆盘阀16的缺口16A的油液流入收缩侧受压室E，并自该收缩侧受压室E经由外侧圆盘阀15的缺口15A流向杆侧油室A内。
接着，若在该状态下活塞杆7的收缩速度逐渐加快，则流过处于大致完全打开状态的油孔9C(第一阻尼孔27)的油液的流量增加，在油孔9C产生与流量相应的前后压差。即，根据油孔9C，收缩侧先导室D的压力不上升。因此，与此相应地活塞6的环状凹部6C内和收缩侧先导室D的压差也逐渐增大，压力控制阀14的主盘14A如图6所示的特性线36所示按照上述压差ΔP改变主盘14A的开口面积S、即阀开度。在压力控制阀14打开的状态下，如图9中所示的收缩侧衰减力的特性线39所示，产生与活塞速度大致成比例的收缩侧的衰减力。
另一方面，在转动通路面积可变机构24的挡块25以将衰减力特性设定为软特性S的情况下，如图5中所示的特性线34所示，利用挡块25将油孔9C的开口面积(第一阻尼孔27的通路面积)减小至大致完全关闭，如特性线35所示，利用挡块25将油孔9B的开口面积(第三阻尼孔28的通路面积)增大至大致完全打开。
在该状态下，大部分油液自挡块25的油槽25A经由油孔9B(第三阻尼孔28)流到收缩侧受压室E，收缩侧先导室D内的压力(背压)相对降低。因此，活塞6的环状凹部6C内和收缩侧先导室D的压差增大，与此相应地，压力控制阀14成为主盘14A的开阀压力(即，安全设定压力)被设定为低压的状态。
并且，此时，大部分油液以不流到收缩侧先导室D内的方式即不经过内侧圆盘阀16的缺口16A的方式，自油孔9B直接流到收缩侧受压室E内，进而经过外侧圆盘阀15的缺口15A流向杆侧油室A内。而且，由于不经过内侧圆盘阀16的缺口16A，因此，可以将此时产生的衰减力如图9中所示的收缩侧的特性线40所示设为软特性。另外，由于大部分油液在阀刚性低的外侧圆盘阀15流动，因此，低速区域的衰减力特性可以减小衰减力特性的斜度。
另外，若在该状态下活塞杆7的收缩速度逐渐加快，则如前所述安全压力被设定为低压的压力控制阀14的主盘14A打开，其开口面积S如图6所示的特性线36所示按照所述压差ΔP而改变。在压力控制阀14打开的状态下，如图9中所示的收缩侧的特性线40所示，成为与活塞速度大致成比例的软衰减力特性。而且，由于压力控制阀14的安全压力被设定为低压，因此，可以得到开阀压力低的衰减力特性。
接着，在活塞杆7的伸长行程中，杆侧油室A内相比底侧油室B而成为高压。因此，杆侧油室A内的油液经由活塞6的油路6B、环状凹部6E、阶梯杆9的油孔9E流入挡块25的油槽25B内。该流入油经由阶梯杆9的油孔9F及/或油孔9G流到伸出侧先导室F及/或伸出侧受压室G内。
在此，在转动通路面积可变机构24的挡块25以将衰减力特性设定为硬特性的情况下，与前述的收缩行程同样地如图5所示的特性线35所示，利用挡块25将油孔9F的开口面积(第一阻尼孔29的通路面积)增大至大致完全打开，如特性线35所示，利用挡块25将油孔9G的开口面积(第三阻尼孔30的通路面积)减小至大致完全关闭。
在该状态下，大部分油液自挡块25的油槽25B经由油孔9F(第一阻尼孔29)流到伸出侧先导室F内。因此，活塞6的环状凹部6E内和伸出侧先导室F的压差相对降低，与此相应地压力控制阀19成为主盘19A的开阀压力(安全设定压力)被设定为高压的状态。因此，流入伸出侧先导室F的油液自下侧壳体18的油孔18C流过内侧圆盘阀21的缺口21A而流到伸出侧受压室G，可以将利用流路面积小的缺口21A产生的衰减力设为硬特性。
在该情况下，内侧圆盘阀21的缺口21A的流路面积形成得小，因此，如图9中所示的伸出侧衰减力的特性线41所示，可以提高低速区域的衰减力的提升特性，并可以增大其斜度。另外，流过内侧圆盘阀21的缺口21A的油液流入伸出侧受压室G，进而从该伸出侧受压室G经由外侧圆盘阀20的缺口20A流向底侧油室B内。
接着，若在该状态下活塞杆7的伸长速度逐渐加快，则流过处于大致完全打开状态的油孔9F(第一阻尼孔29)的油液的流量增加，在油孔9F，与流量相应地前后压差增大。即，根据油孔9F，伸出侧先导室F的压力不上升。因此，与此相应地，活塞6的环状凹部6E内和伸出侧先导室F的压差也逐渐增大，压力控制阀19的主盘19A打开，其开口面积如图6所示的特性线36所示根据所述压差ΔP而改变。在打开压力控制阀19的状态下，如图9中所示的伸出侧衰减力的特性线41所示，产生与活塞速度大致成比例的伸出侧的衰减力。
另一方面，在转动通路面积可变机构24的挡块25以将衰减力特性设定为软特性的情况下，也与前述的收缩行程同样地如图5所示的特性线34所示，利用挡块25使油孔9F的开口面积(第一阻尼孔29的通路面积)减小至大致完全关闭，如特性线35所示，利用挡块25使油孔9G的开口面积(第三阻尼孔30的通路面积)增大至大致完全打开。
在该状态下，大部分油液自挡块25的油槽25B经由油孔9G(第三阻尼孔30)流到伸出侧受压室G，于是伸出侧先导室F内的压力(背压)相对降低，因此，活塞6的环状凹部6E内和伸出侧先导室F的压差增大，与此相应地，压力控制阀19成为主盘19A的开阀压力(安全设定压力)被设定为低压的状态。
并且，此时，大部分油液以不流到伸出侧先导室F内的方式即不经过内侧圆盘阀21的缺口21A的方式，自油孔9G直接流到伸出侧受压室G内，进而经过外侧圆盘阀20的缺口20A流向底侧油室B内。而且，可以将此时产生的衰减力如图9中所示的伸出侧的特性线42所示设为软特性。
另外，若在该状态下活塞杆7的伸长速度逐渐加快，则如前所述，安全压力被设定为低压的压力控制阀19的主盘19A打开，其开口面积如图6所示的特性线36所示根据所述压差而改变。在打开压力控制阀19的状态下，如图9中所示的伸出侧的特性线42所示，构成与活塞速度大致成比例的软衰减力特性。
这样，根据第一实施方式，利用根据挡块25的转动操作而能够从外部调节通路面积的可变阻尼孔(即，由阶梯杆9的油孔9C、9F构成的第一阻尼孔27、29、由阶梯杆9的油孔9B、9G构成的第三阻尼孔28、30)，可以独立地限定低速区域的衰减力特性和压力控制阀14、19(主衰减阀)的安全压力，在调节衰减力特性方面可以确保较高的自由度。
如图5所示的特性线34所示设定第一阻尼孔27、29的特性，如特性线35所示设定第三阻尼孔28、30的特性，如图6所示的特性线36所示设定压力控制阀14、19的开阀特性。另外，如图7所示的特性线37所示设定外侧圆盘阀15、20的阀特性，如图8所示的特性线38所示设定内侧圆盘阀16、21的阀特性。
由此，如图9所示的特性线39～42所示，可以在自活塞杆7的微低速区域至压力控制阀14、19释放后这期间线性地改变衰减力特性。另外，通过将压力控制阀14、19的开阀特性如图6所示的特性线36所示设为平缓的线图，从而可以使低速区域和释放后的衰减力特性的联系平滑地连续。
另外，若将所述第一阻尼孔27、29固定于一定的开度，则可以利用第三阻尼孔28、30可变地调节低速区域的衰减力。另外，若固定第三阻尼孔28、30的开度，则可以利用第一阻尼孔27、29可变地限定先导室D、F的压力(安全压力)。由此，不改变低速区域的衰减力特性就能够仅对压力控制阀14、19(主衰减阀)的安全压力可变地进行限定，或者不改变安全压力就能够仅对低速区域的衰减力特性可变地进行调节，可以独立地进行低速区域的衰减力和安全压力的可变幅度的调节。并且，关于安全压力，可以在伸出侧和收缩侧独立地调节可变幅度。
另外，关于衰减力特性的调节方法，低速区域的衰减力特性在伸缩行程中通用，利用外侧圆盘阀15、20、内侧圆盘阀16、21的阻尼孔面积(缺口15A、16A、20A、21A的流路面积)、第三阻尼孔28、30进行调节。释放后的特性在各伸缩行程利用第一阻尼孔27、29和压力控制阀14、19的主盘14A、19A来进行调节。由此，可以对低速区域的衰减力特性、伸长行程的释放后的特性、收缩行程的释放后的特性分别在自硬特性至软特性的各阶段独立地调节。
因此，根据本实施方式，由于可以独立地限定低速区域的衰减力特性和安全压力，因此可以提高衰减力特性的调节自由度，可以不改变低速区域的衰减力特性而仅改变安全压力，或者也可以仅将低速区域的衰减力特性设为可变的特性。另外，由于安全压力可以独立地调节伸长行程和收缩行程，因此可以提高衰减力特性的调节自由度。
另外，通过采用收缩侧的外侧圆盘阀15和内侧圆盘阀16这两段阀，可以将低速区域设为线性的衰减力特性，因此，可以从微低速区域线性地改变衰减力。对于伸出侧而言，通过采用外侧圆盘阀20和内侧圆盘阀21这两段阀，也可以得到同样的效果。并且，通过使衰减力特性具有较高的自由度，可以在自硬特性至软特性的各位置处设为即便被动也能够进行处理这样的衰减力特性。并且，若将收缩侧的外侧圆盘阀15和内侧圆盘阀16、及伸出侧的外侧圆盘阀20和内侧圆盘阀21各自的缺口面积设为外侧圆盘阀的缺口＞内侧圆盘阀的缺口，则可以进一步提高阻尼孔特性的线性。
另外，可以简化控制，可以实现半主动悬架系统的低成本化。而且，通过采用压力控制阀结构，流过挡块的可变阻尼孔的流量减小，可以减小流体力。并且，作为挡块式衰减力可变阻尼器，可以缩短轴长。
另外，在所述第一实施方式中，构成为，将挡块25和先导室D、F之间的第一阻尼孔27、29配置于先导室D、F的上游侧并设为可变阻尼孔。但是，本发明并不限于此，例如将可变阻尼孔设置于先导室(即，背压室)的下游侧也可以得到与第一实施方式同样的效果。该情况下的可变阻尼孔与在上游可变的结构相反，例如与第三阻尼孔28、30(可变阻尼孔)同样地在硬特性时使其完全关闭而在软特性时使其完全打开即可。
接着，图10表示本发明的第二实施方式。第二实施方式的特征在于：作为由共用的圆盘阀构成的单段阀而构成第一副衰减阀和第二副衰减阀。另外，在第二实施方式中，与前述的第一实施方式相同的构成要件标注相同附图标记，省略其说明。
图中，附图标记51是第二实施方式所采用的缩小侧衰减力产生机构(以下称为收缩侧衰减机构51)。该收缩侧衰减机构51与第一实施方式所述的收缩侧衰减机构12大致相同地具有：有盖筒状的上侧壳体52、在其与该上侧壳体52之间形成收缩侧先导室D的压力控制阀14。但是，后述的圆盘阀53兼用作第一实施方式所述的外侧圆盘阀15和内侧圆盘阀16，在这方面与第一实施方式不同。
收缩侧衰减机构51的上侧壳体52与第一实施方式所述的上侧壳体13大致相同地构成，该上侧壳体52设置有：环状阀座52A、多个扇形阀座52B、作为轴向油路的油孔52C及作为径向油路的油槽52D。但是，该情况下的上侧壳体52与第一实施方式的不同之处在于：后述的圆盘阀53能够落座于环状阀座52A和各扇形阀座52B这两者或从其离座。
附图标记53是兼用作第一副衰减阀和第二副衰减阀的共用的圆盘阀。该圆盘阀53的径向外侧部位能够落座于上侧壳体52的环状阀座52A或从其离座。另外，该圆盘阀53的径向中间部位能够落座于各扇形阀座52B或从其离座。在上侧壳体52和圆盘阀53之间，形成有位于环状阀座52A和各扇形阀座52B之间的收缩侧受压室E。该收缩侧受压室E成为位于后述的第二阻尼孔(缺口55)和第三阻尼孔28的下游侧的汇合部，在该汇合部的下游侧设置有圆盘阀53。
在此，在圆盘阀53上，在其与环状阀座52A之间形成有构成收缩侧的第五阻尼孔的小的缺口54(固定阻尼孔)。即便在圆盘阀53关闭时，该缺口54也允许收缩侧受压室E内的油液朝向杆侧油室A流动。另外，在圆盘阀53上，在其与扇形阀座52B之间形成有构成收缩侧的第二阻尼孔的微小的缺口55(固定阻尼孔)。需要说明的是，缺口54也可以设置于环状阀座52A，缺口55也可以设置于扇形阀座52B。
附图标记56是本实施方式所采用的伸长侧衰减力产生机构(以下称为伸出侧衰减机构17)。该伸出侧衰减机构56与第一实施方式所述的伸出侧衰减机构17大致相同地具有：有底筒状的下侧壳体57、在其与该下侧壳体57之间形成作为环状背压室的伸出侧先导室F的压力控制阀19。但是，后述的圆盘阀58兼用作第一实施方式所述的外侧圆盘阀20和内侧圆盘阀21，在这方面与第一实施方式不同。
伸出侧衰减机构56的下侧壳体57与收缩侧衰减机构51的上侧壳体52大致相同地构成，该下侧壳体57具有：环状阀座57A、多个扇形阀座57B、作为轴向油路的油孔57C、作为径向油路的油槽57D。但是，在该情况下，下侧壳体57与第一实施方式的不同之处在于：后述的圆盘阀58能够落座于环状阀座57A和各扇形阀座57B这两者或从其离座。
附图标记58是兼用作第一副衰减阀和第二副衰减阀的共用的圆盘阀。该圆盘阀58的径向外侧部位能够落座于下侧壳体57的环状阀座57A或从其离座。另外，该圆盘阀58的径向中间部位能够落座于各扇形阀座57B或从其离座。在下侧壳体57和圆盘阀58之间，形成有位于环状阀座57A和各扇形阀座57B之间的伸出侧受压室G。该伸出侧受压室G成为位于后述的第二阻尼孔(缺口60)和第三阻尼孔28的下游侧的汇合部，在该汇合部的下游侧设置有圆盘阀58。
在此，在圆盘阀58上，在其与环状阀座58A之间形成有构成收缩侧的第五阻尼孔的小的缺口59(固定阻尼孔)。即便在圆盘阀58关闭时，该缺口59也允许伸出侧受压室G内的油液朝向底侧油室B流动。另外，在圆盘阀58上，在其与扇形阀座57B之间形成有构成收缩侧的第二阻尼孔的微小的缺口60(固定阻尼孔)。
这样，即便是如上所述构成的第二实施方式，也能够得到与前述的第一实施方式大致相同的作用效果。特别是，在第二实施方式中，由于采用兼用作第一、第二副衰减阀的收缩侧、伸出侧的圆盘阀53、58，因此可以简化收缩侧、伸出侧衰减机构51、56的结构，从而可以更廉价地实现与所述第一实施方式大致相同的效果。
另外，在第二实施方式，例如，在伸出侧的圆盘阀58，将圆盘阀58在各扇形阀座57B的内侧受压的受压面积形成为比圆盘阀58相对伸出侧受压室G的受压面积小，且将作为固定阻尼孔的缺口60和缺口59配置成串联的位置关系。因此，在将挡块25的转动位置设定为硬特性时，可以从微低速区域增大低速区域的衰减力特性的斜度并将其设为线性。
即，在将衰减力设为硬特性时，阶梯杆9的油孔9F(第一阻尼孔29)打开，油孔9G(第三阻尼孔30)关闭。因此，圆盘阀58仅在各扇形阀座57B的内侧经由伸出侧先导室F受到来自挡块25(油槽25B)的压力，其受压面积小，因此，可以较高地调节圆盘阀58的开阀压力(安全压力)，可以从微低速区域增大低速区域的衰减力特性的斜度并将其设为线性。
另一方面，在将挡块25的转动位置设定为软特性时，关闭阶梯杆9的油孔9F(第一阻尼孔29)，打开油孔9G(第三阻尼孔30)。因此，圆盘阀58受到自第三阻尼孔30侧流入伸出侧受压室G的油液的压力，开阀压力(安全压力)被确定。并且，当圆盘阀58的缺口59的流路面积比内侧的缺口60的流路面积大时，而且与硬特性时相比受压面积增大，因此，可以减小低速区域的衰减力特性的斜度，可以将安全压力设为低特性。
接着，图11表示本发明的第三实施方式。第三实施方式的特征在于：追加设置有频率感应机构，该频率感应机构根据向液压缓冲器输入的输入振动频率使衰减力降低。另外，在第三实施方式中，与前述的第一实施方式相同的构成要件标注相同附图标记，省略其说明。
图中，附图标记71是本实施方式所采用的阶梯杆。该阶梯杆71与第一实施方式所述的阶梯杆9大致相同地形成，并构成活塞杆7的一部分。而且，在该情况下，在阶梯杆71上也形成有与图2所示的阶梯杆9的挡块装入孔9A、油孔9B～9G同样的孔。
但是，在该情况下，阶梯杆71为了在下端侧安装后述的频率感应机构74而预先形成为比所述阶梯杆9长。而且，在阶梯杆71的下端侧旋合有后述的带盖螺母74A，从而将活塞6和阶梯杆71固定地安装。另外，在阶梯杆71的下端侧，沿径向开设有与后述的感应室H连通的油孔71H。
附图标记72是本实施方式所采用的挡块。该挡块72与第一实施方式所述的挡块25大致相同地构成，在其外周侧形成有沿轴向延伸的油槽72A、72B。但是，在该情况下，油槽72B构成为沿轴向延伸至阶梯杆71的下端侧，从而能够与油孔71H连通或被截断。
在此，油孔71H和油槽72B构成使后述的感应室H与杆侧油室A连通的第四通路。设置于第四通路中途的挡块72的油槽72B和阶梯杆71的油孔71H构成作为根据挡块72的转动位置可变地调节开口面积的可变阻尼孔的第四阻尼孔73。
附图标记74是设置于阶梯杆71下端侧的频率感应机构。该频率感应机构74具有：与阶梯杆71一体地在液压缸1内位移的筒状的外壳75、以能够相对位移的方式设置于该外壳75内的后述的自由活塞76。外壳75具有：作为与阶梯杆71的下端侧螺合而设置的盖部件的带盖螺母75A、筒状体75B。
外壳75的带盖螺母75A旋合于阶梯杆71的下端侧外周而设置。在带盖螺母75A的外周侧，筒状体75B的上端侧以嵌合状态被固定。而且，在外壳75的筒状体75B上，在自带盖螺母75A的外周侧向下垂下的部分，能够滑动地插入并嵌合设置有后述的自由活塞76。
附图标记76是能够滑动地设置于外壳75内的自由活塞。该自由活塞76如图11所示作为有底筒状的活塞而形成。自由活塞76在外壳75内划分在所述第四通路中与第四阻尼孔73串联设置的作为压力室的感应室H。
该感应室H经由例如由O型环等弹性体构成的阻力构件相对于外壳75外侧的底侧油室B被截断。自由活塞76滑动自如地插入感应室H内。在此，第四通路被自由活塞76划分。虽然在杆侧油室A和底侧油室B之间不产生油液置换的流动，但在自由活塞76相对于外壳75移动期间，杆侧油室A的油液流入感应室H，相同量的油液被挤出到底侧室B侧，因此，实质上产生流动。
液压缸1内的活塞6与活塞杆7一起沿上下方向振动，在反复进行伸长行程和收缩行程时，频率感应机构74的自由活塞76在外壳75内抵抗所述阻力构件而沿上下方向位移。此时，频率感应机构74根据自由活塞76的位移改变底侧油室B和感应室H的压力并根据输入振动频率变更衰减力特性以使衰减力平滑地下降。
另外，利用挡块72而作为可变阻尼孔起作用的第四阻尼孔73能够可变地控制频率感应机构74的截止频率带(衰减力降低的频率带)和高频输入时的衰减力减小率。另外，能够以平滑的特性来改变根据第四阻尼孔73的开口面积而改变的截止频率带和按照衰减力减小率减小的衰减力。
当利用挡块72关闭阶梯杆71的油孔71H并使第四阻尼孔73处于完全关闭状态时，频率感应机构74的感应室H与杆侧油室A的连通被截断，因此，可以停止作为频率感应机构74的工作。
这样，根据如上所述构成的第三实施方式，利用收缩侧衰减机构12、伸出侧衰减机构17、通路面积可变机构24的挡块72，与第一实施方式同样地可以将衰减力特性自低衰减力适当地调节至高衰减力。并且，在第三实施方式中，由于追加设置有频率感应机构74，因此，利用它们的组合可以平滑地进行衰减力的调节，从而可以进一步提高车辆的乘坐舒适性。
另外，利用通路面积可变机构24的挡块72，可以分别单独地调节前述的第二～第四通路的面积。因此，即便将利用衰减力调节式缓冲器产生的衰减力变更为硬特性、中等(ミデイアム)特性或软特性中的任一特性，也可以根据各个特性自由地改变由自由活塞76等构成的频率感应机构74的截止频率带和衰减力减小率。另外，可以确切地实现重视车辆的乘坐舒适性的控制和重视操纵稳定性的控制。
并且，即便处于难以限定衰减力的高频率带域，也可以根据频率感应机构74的截止频率带和衰减力减小率降低衰减力，因此，不需要复杂的控制。因控制CPU的规格降低而构成廉价的结构，而且由于控制频度低，故也有利于提高耐久性。
接着，图12、图13表示本发明的第四实施方式，第四实施方式的特征在于：由比例电磁阀构成通路面积可变机构的执行机构，使通路面积可变部件沿轴向直线移动(位移)。
需要说明的是，在第四实施方式中，对于与前述第一实施方式相同的构成要件标注相同的附图标记并省略其说明。另外，在第四实施方式中，与使用了单筒型液压缓冲器的第一实施方式不同，例举由外筒81和内筒82构成的双筒型液压缓冲器进行说明。
在此，在作为液压缸的内筒82内，与第一实施方式大致相同地插入并嵌合有活塞6(参照图2)。内筒82内被划分为杆侧油室(未图示)和底侧油室B这两个油室。另外，在外筒81和内筒82之间形成有环状储液室R。该储液室R经由底阀(未图示)等与内筒82内的底侧油室B连通。因此，例如在活塞杆的伸长行程中，所述杆侧油室内的油液经由后述的环状油室A1、环状通路89、衰减力调节阀84等流到储液室R。另外，流入储液室R的油液自该储液室R向底侧油室B内流动，其结果是，所述杆侧油室内的油液朝向底侧油室B流动。
附图标记83是配设于外筒81和内筒82之间的中间筒。该中间筒83在其与内筒82之间形成将内筒82的整个外周侧包围的环状油室A1。该环状油室A1经由形成于内筒81上部侧的径向油孔(未图示)与内筒82内的所述杆侧油室始终连通。因此，环状油室A1作为所述杆侧油室的一部分起作用。
附图标记84是设置于外筒81的下部外周侧的衰减力调节阀。该衰减力调节阀84具有：大致圆筒状的阀壳85、筒形支架86、有盖圆筒状的套筒体87等。大致圆筒状的阀壳85的基端侧固定于外筒81的下部侧外周，其前端侧自外筒81朝径向外侧突出。筒形支架86的基端侧固定于中间筒83的下部侧，从而隔着环状间隙地配设于阀壳85的内侧。筒形支架86在阀壳85内对后述的阀部件88进行定位。有盖圆筒状的套筒体87在阀壳85内经由后述的电磁阀壳96被定位。
在筒形支架86的前端侧设置有弯曲成大致L形的环状凸缘部86A。在该凸缘部86A，以抵接状态固定有阀部件88。该阀部件88嵌合地设置于套筒体87的外周侧。在筒形支架86和套筒体87之间形成有环状通路89。环状通路89的一侧与所述环状油室A1连通、另一侧延伸至阀部件88的位置。
在阀部件88上，沿套筒体87的轴向延伸的多条油路88A分别沿周向离开地形成。这些油路88A的一侧与环状通路89始终连通。另外，在阀部件88的另一侧端面设置有：以包围油路88A的另一侧开口的方式形成的环状凹部88B、位于该环状凹部88B的径向外侧的环状阀座88C，后述的主盘92A能够落座于环状阀座88C或从其离座。在此，阀部件88的油路88A构成在环状油室A1(杆侧油室)侧的环状通路89和储液室R之间经由主盘92A使油液流过的第一通路。
滑柱100可滑动地插入并嵌合于套筒体87的内周侧。滑柱100的一侧相对于环状通路89被盖部87A封闭。另外，另一侧成为在后述的电磁阀壳96内开口的滑柱滑动孔87B。
另外，在套筒体87上，自滑柱滑动孔87B朝向径向外侧延伸的多个油孔87C、87D、87E、87F分别沿轴向和周向离开地设置。这些油孔87C～87F中的各油孔87C与环状通路89始终连通。各油孔87D与阀部件88的环状凹部88B内始终连通。另外，各油孔87E与后述的先导室F1始终连通，各油孔87F与后述的受压室G1始终连通。
附图标记90是本实施方式所采用的衰减力产生机构(以下称为衰减机构90)。该衰减机构90位于阀壳85内并安装于套筒体87的外周侧。在活塞杆(未图示)的伸长行程及收缩行程中，当活塞(未图示)在内筒82内滑动位移时，衰减机构90对自所述杆侧油室、环状油室A1、环状通路89经由阀部件88的各油路88A、环状凹部88B、套筒体87的油孔87C～87F、后述的滑柱100的油槽100E、100F等朝向储液室R流动的油液施加阻力以产生规定的衰减力。
衰减机构90具有：有盖筒状的先导壳体91、压力控制阀92、后述的圆盘阀93等。有盖筒状的先导壳体91位于后述的衬垫105和阀部件88之间并固定于套筒体87的外周侧。压力控制阀92具有以具有过盈量的方式嵌合于该先导壳体91的内周面侧的后述的弹性密封部件92B。另外，压力控制阀92在其与先导壳体91之间形成作为环状背压室的伸出侧先导室F1。
伸出侧衰减机构90的先导壳体91构成为与第一实施方式所述的收缩侧衰减机构12的上侧壳体13大致相同。因此，如图12所例示的那样，先导壳体91具有：环状阀座91A、多个扇形阀座91B、作为轴向油路的油孔91C、作为径向油路的油槽91D。压力控制阀92与第一实施方式所述的压力控制阀14同样地构成。压力控制阀92具有：能够落座于阀部件88的环状阀座88C或从其离座的主盘92A；固定地设置于该主盘92A外周侧的环状弹性密封部件92B。而且，压力控制阀92构成作为本发明的构成要件的伸出侧及收缩侧的主衰减阀。
在活塞杆7的伸长行程及收缩行程中，若环状通路89(环状凹部88B)和先导室F1之间的压力差增大至预先确定的设定值，则压力控制阀92的主盘92A自环状阀座88C离座并产生规定的伸长侧衰减力。在打开压力控制阀92(主盘92A)时，筒形支架86的内侧(环状通路89)和外侧的储液室R之间经由阀部件88的油路88A、环状凹部88B连通，从而形成作为本发明的构成要件的伸出侧的第一通路。
附图标记93是构成衰减机构90的一部分的圆盘阀。该圆盘阀93与第二实施方式所述的圆盘阀58大致相同地构成兼用作第一副衰减阀和第二副衰减阀的共用的圆盘阀。圆盘阀93的径向外侧部位能够落座于先导壳体91的环状阀座91A或从其离座，径向的中间部位能够落座于各扇形阀座91B或从其离座。在先导壳体91和圆盘阀93之间，形成有位于环状阀座91A和各扇形阀座91B之间的伸出侧受压室G1。
附图标记94表示本实施方式所采用的通路面积可变机构。附图标记95是构成该通路面积可变机构94的执行机构的比例电磁阀(以下称为比例电磁阀95)。该比例电磁阀95具有：电磁阀壳96、筒状的线圈部97、可动铁芯98、作为输出部件的输出筒体99。电磁阀壳96的轴向的一侧设置成与阀壳85嵌合，另一侧被盖体96A封闭。筒状的线圈部97收纳设置于该电磁阀壳96内。可动铁芯98以能够位移的方式设置于该线圈部97的内周侧。输出筒体99固定地设置于该可动铁芯98的中心侧。
通过从外部向线圈部97供电，比例电磁阀95的可动铁芯98和输出筒体99一起抵抗后述的弹簧103、104而沿轴向位移。此时，输出筒体99的轴向位移量与流到线圈部97的电流值成比例地被控制。由此，后述的滑柱100在套筒体87的滑柱滑动孔87B内沿图13中的箭头a、b方向(轴向)滑动位移。
附图标记100是本实施方式所采用的作为开口面积可变部件的滑柱。如图13所示，该滑柱100以能够滑动的方式设置于套筒体87的滑柱滑动孔87B内，利用后述的可变阻尼孔27、28、29、30构成流量控制阀。
滑柱100利用比例电磁阀95的输出筒体99在滑柱滑动孔87B内沿轴向直线移动。在滑柱100设置有：沿轴向延伸的环状内侧通路部100A；自该内侧通路部100A朝向滑柱100的径向外侧开设且沿轴向相互离开地配置的通路孔100B、100C；经由该通路孔100B、100C与内侧通路部100A始终连通且沿滑柱100的轴向分别离开地形成于滑柱100外周面的环状的油槽100D、100E；位于该油槽100D、100E之间且形成于滑柱100的外周面的其他的环状油槽100F。
滑柱100的油槽100D经由套筒体87的油孔87C与环状通路89连通。因此，流过环状通路89的油液经由油孔87C、油槽100D及通路孔100B供给到内侧通路部100A内。接着，内侧通路部100A内的油液经由通路孔100C向环状的油槽100E内供给。当滑柱100沿箭头a、b方向滑动位移时，该油槽100E经由套筒体87的油孔87F与伸出侧受压室G1连通或被截断。
另外，滑柱100的油槽100F根据滑柱100的位移将套筒体87的油孔87D、87E之间连通或截断。滑柱100的油槽100F和套筒体87的油孔87D、87E与连通到所述杆侧油室的环状通路89、阀部件88的油路88A、环状凹部88B、先导壳体91的油槽91D、伸出侧先导室F1、油孔91C等一起构成作为本发明的构成要件的第二通路。
设置于第二通路中途的滑柱100的油槽100F和套筒体87的油孔87D，构成作为根据滑柱100的滑动位置可变地调节开口面积的可变阻尼孔的第一阻尼孔101。另外，设置于圆盘阀93的径向中间部位的缺口(未图示)成为固定阻尼孔并构成第二阻尼孔。
滑柱100的内侧通路部100A、通路孔100B、100C及油槽100D、100E与连通到所述杆侧油室的环状通路89、套筒体87的油孔87C、87F、先导壳体91和圆盘阀93之间的伸出侧受压室G1等一起构成作为本发明的构成要件的第三通路。设置于第三通路中途的滑柱100的油槽100E和套筒体87的油孔87F构成作为根据滑柱体100的滑动位置可变地调节开口面积的可变阻尼孔的第三阻尼孔102。另外，设置于圆盘阀93的外周侧的缺口(未图示)成为固定阻尼孔并构成第五阻尼孔。
在套筒体87的盖部87A和滑柱100的一侧端部之间设置有复位弹簧103。该复位弹簧103对滑柱100朝向比例电磁阀95的输出筒体99侧沿箭头b方向始终施力。在电磁阀壳96的盖体96A和输出筒体99之间，配设有与可动铁芯98一起沿箭头a方向对该输出筒体99始终施力的弹簧104。该弹簧104设定为比复位弹簧103小的弹簧力，当解除对比例电磁阀95通电时，利用复位弹簧103使滑柱100返回到图12、图13所示的初期位置。另外，在套筒体87的外周侧，位于伸出侧衰减机构90的阀部件88和比例电磁阀95的电磁阀壳96之间而设置有环状衬垫105。
这样，在如上所述构成的第四实施方式中，通过使滑柱100利用比例电磁阀95的输出筒体99沿轴向滑动位移(直线移动)，也可以对作为可变阻尼孔的第一阻尼孔101和第三阻尼孔102的开口面积可变地进行调节，从而能够得到与前述的第一实施方式大致相同的作用效果。特别是，根据第四实施方式，由于通路面积可变机构94的执行机构使用比例电磁阀95，因此，可以连续地进行衰减力的调节，能够以更高的精度进行衰减力调节，从而能够得到很好的控制效果。
另外，在所述第四实施方式中，例举在设置于由外筒81和内筒82构成的双筒型液压缓冲器的衰减力调节阀84设置作为执行机构的比例电磁阀95的情况进行了说明。但是，本发明并不限于此，例如对于第一～第三实施方式所述的单筒型液压缓冲器而言，作为通路面积可变机构的执行机构，也可以适用比例电磁阀。在该情况下，由于可以在液压缸的内部(例如，活塞杆内)设置比例电磁阀，因此，可以提高该衰减力调节式缓冲器向车辆的搭载性，执行机构不用突出地安装在发动机室内，从而可以节省空间且安全。
另外，在所述第一实施方式中，例举在收缩侧衰减机构12设置外侧圆盘阀15和内侧圆盘阀16的情况进行了说明。但是，本发明并不限于此，例如也可以不设置外侧圆盘阀15和内侧圆盘阀16，将上侧壳体13的油孔13C形成为收缩侧的固定阻尼孔(第二阻尼孔)。另外，对于伸出侧衰减机构17也可以进行同样的变更。另外，对于第二、第三实施方式也可以进行同样的变更。
另一方面，在所述第一实施方式中，例举使用一个挡块25对第二通路和第三通路各自的通路面积进行可变调节的情况进行了说明。但是，本发明并不限于此，例如也可以构成为利用各自的挡块个别地调节第二通路和第三通路各自的通路面积，也可以构成为利用各自的执行机构转动操作各个挡块。另外，通路面积可变机构也可以构成为不通过执行机构而通过手动来转动操作挡块。而且，在这方面对于第二、第三实施方式而言也一样。对于第四实施方式，也可以通过手动来调节滑柱100的滑动位置。
另外，在所述各实施方式中，例举作为设置于机动车等车辆的衰减力调节式缓冲器的衰减力调节式液压缓冲器进行了说明。但是，本发明并不限于此，例如，也可以适用于成为振动源的各种机械、建筑物等所使用的衰减力调节式缓冲器。
如以上实施方式所述，根据本发明，具有：利用活塞向一方向的移动使工作流体自液压缸内的两个室中的任一个室向另一个室流动的第四通路、设置于该第四通路的第四阻尼孔、在所述第四通路中与所述第四阻尼孔串联设置的压力室、滑动自如地插入所述压力室内的自由活塞。由此，使自由活塞根据车辆的振动等在压力室内位移，从而能够得到感应于振动频率的衰减力特性。而且，通过组合频率感应机构和衰减力调节机构，可以平滑地进行衰减力的调节，从而能够进一步提高车辆的乘坐舒适性。
根据本发明，构成将所述第四阻尼孔设为能够从外部进行调节的可变阻尼孔的结构。由此，除由所述第一阻尼孔、第二阻尼孔的至少一方和所述第三阻尼孔构成的可变阻尼孔之外可以追加作为可变阻尼孔的所述第四阻尼孔，从而可以分别个别地调节由频率感应机构和衰减力调节机构产生的衰减力。
根据本发明，构成利用一个执行机构驱动能够从外部进行调节的多个可变阻尼孔的结构。由此，可以利用一个执行机构驱动频率感应机构和衰减力调节机构的各可变阻尼孔。另外，根据本发明，能够从外部进行调节的所述多个可变阻尼孔由流量控制阀构成。由此，能够对在各可变阻尼孔流过的工作流体的流量可变地进行限定。
根据本发明，使所述第二通路和第三通路在所述第二阻尼孔和第三阻尼孔的下游侧汇合，在该汇合部的下游设置有第一副衰减阀。由此，可以将第一副衰减阀配置成在与第二、第三阻尼孔汇合的汇合部的下游串联的位置关系。另外，根据本发明，在所述第一副衰减阀设置有由固定阻尼孔构成的第五阻尼孔。由此，可以将第一副衰减阀的第五阻尼孔和第二、第三阻尼孔配置成串联的位置关系。
根据本发明，构成将所述第二阻尼孔设为固定阻尼孔并与该第二阻尼孔并列地设置有第二副衰减阀的结构。由此，可以将第二阻尼孔和第五阻尼孔配置成串联的位置关系，通过将低速区域的衰减力特性设为线性，可以从微低速区域线性地改变衰减力。另外，可以利用可变阻尼孔可变地调节由第二副衰减阀产生的衰减力。
根据本发明，所述第一副衰减阀和所述第二副衰减阀构成如下结构，即具有所述第一副衰减阀和所述第二副衰减阀各自的受压室和封闭所述受压室的共用的圆盘阀。在该情况下，利用兼用作第一、第二副衰减阀的共用的圆盘阀，可以简化衰减力产生机构的结构，从而可以更廉价地实现前述效果。
另外，根据本发明，构成如下结构：将所述第二阻尼孔设为固定阻尼孔，由所述可变阻尼孔构成的所述第一阻尼孔和所述第三阻尼孔构成为，当所述第一阻尼孔的流路面积增加时减小所述第三阻尼孔的流路面积，当所述第三阻尼孔的流路面积增加时减小所述第一阻尼孔的流路面积。由此，当第一阻尼孔的流路面积增加时，相对提高背压室的压力并增高安全设定压力，可以得到硬衰减力特性，并且，利用固定的第二阻尼孔可以增大低速区域的衰减力的斜度。另一方面，当第一阻尼孔的流路面积减小时，相对降低背压室的压力并降低安全设定压力，可以得到软衰减力特性，并且利用第三阻尼孔可以减小低速区域的衰减力的斜度。
并且，根据本发明，构成如下结构：针对活塞向另一方向的移动，也分别设置各所述通路、各所述阻尼孔及各所述衰减阀。由此，在活塞杆的伸长行程和收缩行程中，能够可变地调节各自的衰减力特性，从而能够切实地提高车辆的乘坐舒适性。另外，安全压力可以独立地调节伸长行程和收缩行程，可以提高衰减力特性的调节自由度。
根据本发明，利用能够从外部进行调节的可变阻尼孔，可以独立地控制低速区域的衰减力特性和主衰减阀的安全压力(开阀压力)，可以提高调节减力特性这方面的自由度。由此，不改变低速区域的衰减力特性就能够可变地限定主衰减阀的安全压力，或者不改变安全压力就能够可变地限定低速区域的衰减力特性。
虽然以上详细说明了本发明的实施方式，但对于本领域技术人员来说，在不脱离本发明主旨的范围内能够对上述实施方式进行各种改进。与此相应地，这些改进都应该包含在本发明要求保护的范围内。
本发明要求日本专利申请号2010-292241、申请日为2010年12月28日的优先权。
本发明在此援引上述日本专利申请号2010-292241、申请日为2010年12月28日的在先申请的说明书、权利要求书及附图的全部内容。

Claims (11)

1.一种衰减力调节式缓冲器，其特征在于，具有：
封入有工作流体的液压缸；
能够移动地嵌装在该液压缸内并将该液压缸内部划分为两个室的活塞；
一端侧固定于该活塞且另一端侧突出到所述液压缸的外部的活塞杆；
通过所述活塞向一方向的移动，使工作流体自所述液压缸内的两个室中的任一个室朝向另一个室流动的第一通路、第二通路及第三通路；
设置于所述第一通路，限制通过所述活塞的移动而产生的所述工作流体的流动以产生衰减力的主衰减阀；
设置于所述第二通路的第一阻尼孔；
位于该第一阻尼孔的下游侧且设置于所述第二通路的第二阻尼孔；
背压室，向该背压室导入所述第一阻尼孔和所述第二阻尼孔之间的压力，利用该压力对所述主衰减阀朝闭阀方向施力；以及
设置于所述第三通路的第三阻尼孔，
所述第一阻尼孔和第二阻尼孔中的至少一方和所述第三阻尼孔由能够从外部进行调节的可变阻尼孔构成，
使所述第二通路和第三通路在所述第二阻尼孔和第三阻尼孔的下游侧汇合，在所述第二通路和所述第三通路的汇合部的下游设置有第一副衰减阀。
2.如权利要求1所述的衰减力调节式缓冲器，其特征在于，具有：
通过所述活塞向一方向的移动，使工作流体自所述液压缸内的两个室中的任一个室朝向另一个室流动的第四通路；
设置于该第四通路的第四阻尼孔；
在所述第四通路中与所述第四阻尼孔串联设置的压力室；
滑动自如地插入所述压力室内的自由活塞。
3.如权利要求2所述的衰减力调节式缓冲器，其特征在于，
将所述第四阻尼孔形成为能够从外部进行调节的可变阻尼孔。
4.如权利要求1或2所述的衰减力调节式缓冲器，其特征在于，
利用一个执行机构驱动能够从外部进行调节的多个所述可变阻尼孔。
5.如权利要求4所述的衰减力调节式缓冲器，其特征在于，
能够从外部进行调节的多个所述可变阻尼孔是流量控制阀。
6.如权利要求1所述的衰减力调节式缓冲器，其特征在于，
在所述第一副衰减阀设置有由固定阻尼孔构成的第五阻尼孔。
7.如权利要求6所述的衰减力调节式缓冲器，其特征在于，
将所述第二阻尼孔形成为固定阻尼孔，与该第二阻尼孔并列地设置有第二副衰减阀。
8.如权利要求7所述的衰减力调节式缓冲器，其特征在于，
所述第一副衰减阀和所述第二副衰减阀构成为具有：所述第一副衰减阀和所述第二副衰减阀各自的受压室、封闭所述受压室的共用的圆盘阀。
9.如权利要求1或2所述的衰减力调节式缓冲器，其特征在于，
将所述第二阻尼孔形成为固定阻尼孔，由所述可变阻尼孔构成的所述第一阻尼孔和所述第三阻尼孔构成为，当所述第一阻尼孔的流路面积增加时使所述第三阻尼孔的流路面积减小，当所述第三阻尼孔的流路面积增加时使所述第一阻尼孔的流路面积减小。
10.如权利要求1或2所述的衰减力调节式缓冲器，其特征在于，
针对所述活塞向另一方向的移动，也分别设置有各所述通路、各所述阻尼孔及各所述衰减阀。
11.如权利要求1所述的衰减力调节式缓冲器，其特征在于，
所述衰减力调节式缓冲器具有：阶梯杆、设置于该阶梯杆的挡块装入孔内的挡块，
所述可变阻尼孔具有：所述挡块的油槽和所述阶梯杆的油孔，根据所述挡块的转动位置改变所述可变阻尼孔的开口面积。
CN201110446263.1A 2010-12-28 2011-12-28 衰减力调节式缓冲器 Active CN102537183B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2010292241A JP5584110B2 (ja) 2010-12-28 2010-12-28 減衰力調整式緩衝器
JP2010-292241 2010-12-28
JPJP2010-292241 2010-12-28

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN102537183A CN102537183A (zh) 2012-07-04
CN102537183B true CN102537183B (zh) 2016-05-18

Family

ID=46315339

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201110446263.1A Active CN102537183B (zh) 2010-12-28 2011-12-28 衰减力调节式缓冲器

Country Status (5)

Country Link
US (1) US8794405B2 (zh)
JP (1) JP5584110B2 (zh)
KR (1) KR20120075422A (zh)
CN (1) CN102537183B (zh)
DE (1) DE102011090032A1 (zh)

Families Citing this family (52)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8616351B2 (en) 2009-10-06 2013-12-31 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Damper with digital valve
US8746423B2 (en) 2010-03-02 2014-06-10 Hitachi Automotive Systems, Ltd. Shock absorber
EP2444688A1 (en) * 2010-10-22 2012-04-25 Öhlins Racing Ab Valve arrangement
JP5859813B2 (ja) * 2010-12-28 2016-02-16 日立オートモティブシステムズ株式会社 緩衝器
WO2014045965A1 (ja) * 2012-09-20 2014-03-27 日立オートモティブシステムズ株式会社 サスペンション装置
JP5960034B2 (ja) * 2012-11-21 2016-08-02 株式会社ショーワ 圧力緩衝装置および懸架装置
US9217483B2 (en) 2013-02-28 2015-12-22 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Valve switching controls for adjustable damper
KR20150121020A (ko) 2013-02-28 2015-10-28 테네코 오토모티브 오퍼레이팅 컴파니 인코포레이티드 전자장치가 통합된 댐퍼
US9884533B2 (en) 2013-02-28 2018-02-06 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Autonomous control damper
US10632805B1 (en) 2017-04-27 2020-04-28 Oshkosh Defense, Llc Suspension element systems and methods
US11199239B2 (en) 2013-03-10 2021-12-14 Oshkosh Defense, Llc Suspension element systems and methods
US9303715B2 (en) 2013-03-10 2016-04-05 Oshkosh Defense, Llc Limiting system for a vehicle suspension component
EP2971847A4 (en) 2013-03-15 2016-12-21 Tenneco Automotive Operating Co Inc BAR GUIDE ASSEMBLY WITH MULTIPLE VALVE ASSEMBLY
US9879748B2 (en) 2013-03-15 2018-01-30 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Two position valve with face seal and pressure relief port
US9163691B2 (en) 2013-03-15 2015-10-20 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Rod guide arrangement for electronically controlled valve applications
US9879746B2 (en) 2013-03-15 2018-01-30 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Rod guide system and method with multiple solenoid valve cartridges and multiple pressure regulated valve assemblies
WO2014153730A1 (en) * 2013-03-27 2014-10-02 Beijingwest Industries Co., Ltd. Hydraulic suspension system
JP5843842B2 (ja) * 2013-05-30 2016-01-13 日立オートモティブシステムズ株式会社 減衰力調整式緩衝器
US9638280B2 (en) 2013-08-26 2017-05-02 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Shock absorber with frequency dependent passive valve
JP6101179B2 (ja) * 2013-09-17 2017-03-22 Ｋｙｂ株式会社 減衰弁
JP6239921B2 (ja) * 2013-10-03 2017-11-29 Ｋｙｂ株式会社 液圧緩衝器
CN103511534A (zh) * 2013-10-15 2014-01-15 浙江亚之星汽车部件有限公司 一种单筒高压减振柱式减震器
JP5787961B2 (ja) * 2013-10-31 2015-09-30 日立オートモティブシステムズ株式会社 緩衝器
CN103527698B (zh) * 2013-11-04 2016-01-13 四川川南减震器集团有限公司 一种阻尼力可调摩托车减震器
US9868331B2 (en) * 2013-11-29 2018-01-16 Hitachi Automotive Systems, Ltd. Shock absorber
DE102013114169A1 (de) * 2013-12-17 2015-06-18 Thyssenkrupp Bilstein Gmbh Regelbarer Schwingungsdämpfer für Kraftfahrzeuge
US9500255B2 (en) * 2014-02-28 2016-11-22 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Shock absorber with frequency dependent passive valve
KR101671967B1 (ko) * 2014-03-28 2016-11-03 주식회사 만도 쇽업소버의 피스톤 어셈블리
JP6324254B2 (ja) * 2014-07-31 2018-05-16 日立オートモティブシステムズ株式会社 緩衝器付き車両
JP5719066B1 (ja) * 2014-08-26 2015-05-13 株式会社ショーワ 圧力緩衝装置
EP3012482B1 (en) * 2014-10-21 2019-01-02 Öhlins Racing Ab Valve arrangement
US10927917B2 (en) * 2014-10-31 2021-02-23 Hitachi Automotive Systems, Ltd. Shock absorber
JP2016102574A (ja) * 2014-11-28 2016-06-02 日立オートモティブシステムズ株式会社 緩衝器
JP2016130543A (ja) * 2015-01-13 2016-07-21 株式会社ショーワ 圧力緩衝装置
KR102370708B1 (ko) * 2015-05-11 2022-03-07 주식회사 만도 감쇠력 가변식 쇽업소버
JP6464036B2 (ja) * 2015-06-03 2019-02-06 Ｋｙｂ株式会社 減衰バルブ及び緩衝器
US9915316B2 (en) 2015-06-11 2018-03-13 International Business Machines Corporation Pallet design for vibration mitigation
DE102015211891B4 (de) * 2015-06-26 2021-10-14 Zf Friedrichshafen Ag Frequenzabhängige Dämpfventilanordnung
JP6489977B2 (ja) * 2015-08-31 2019-03-27 日立オートモティブシステムズ株式会社 緩衝器
DE112016004157T5 (de) * 2015-09-14 2018-06-14 Hitachi Automotive Systems, Ltd. Stoßdämpfer
KR102482569B1 (ko) 2015-09-17 2022-12-29 에이치엘만도 주식회사 쇽업소버
KR102471853B1 (ko) * 2015-10-22 2022-11-30 에이치엘만도 주식회사 감쇠력 가변식 쇽업소버
JP6811953B2 (ja) * 2016-07-12 2021-01-13 ハイモ株式会社 スケール防止剤及びスケール防止方法
DE102016217117A1 (de) 2016-09-08 2016-12-01 Zf Friedrichshafen Ag Frequenzselektive Dämpfventilanordnung
US20210207679A1 (en) * 2016-09-27 2021-07-08 Hitachi Automotive Systems, Ltd. Damping force adjustable shock absorber
US10588233B2 (en) 2017-06-06 2020-03-10 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Damper with printed circuit board carrier
US10479160B2 (en) 2017-06-06 2019-11-19 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Damper with printed circuit board carrier
DE102019201360A1 (de) * 2019-02-04 2020-08-06 Zf Friedrichshafen Ag Frequenzselektive Dämpfventileinrichtung
KR20200142293A (ko) * 2019-06-12 2020-12-22 주식회사 만도 주파수 감응형 쇽 업소버
US11236799B2 (en) 2019-08-14 2022-02-01 Tenneco Automotive Operating Company Inc. Valve assembly for a damper
JP7269899B2 (ja) * 2020-03-06 2023-05-09 日立Astemo株式会社 減衰力調整式緩衝器
CN112196932B (zh) * 2020-09-25 2022-04-22 中国直升机设计研究所 一种缓冲器用节流阀

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4953671A (en) * 1988-08-12 1990-09-04 Tokico Ltd. Damping force adjustable hydraulic shock absorber
US6220409B1 (en) * 1999-05-06 2001-04-24 Tenneco Automotive Inc. Stroke dependent bypass

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2694465B2 (ja) * 1989-05-19 1997-12-24 トキコ株式会社 油圧緩衝器
DE69212443T2 (de) * 1991-12-06 1996-11-28 Kayaba Industry Co Ltd Aufhängungssystem
JP3080266B2 (ja) * 1992-05-21 2000-08-21 株式会社ユニシアジェックス 車両懸架装置
JP3383863B2 (ja) * 1993-03-08 2003-03-10 トキコ株式会社 減衰力調整式油圧緩衝器
JPH07233840A (ja) * 1994-02-22 1995-09-05 Unisia Jecs Corp 減衰力可変型ショックアブソーバ
JPH07238976A (ja) * 1994-02-24 1995-09-12 Unisia Jecs Corp 減衰力可変型ショックアブソーバ
DE19518560C2 (de) 1994-05-20 1997-07-10 Tokico Ltd Hydraulischer Dämpfer mit einstellbarer Dämpfungskraft
JP3297829B2 (ja) * 1994-05-31 2002-07-02 トキコ株式会社 減衰力調整式油圧緩衝器
JP4587089B2 (ja) * 2000-05-31 2010-11-24 日立オートモティブシステムズ株式会社 減衰力調整式油圧緩衝器
JP3978708B2 (ja) * 2001-11-29 2007-09-19 株式会社日立製作所 減衰力調整式油圧緩衝器
CN100526674C (zh) * 2004-05-25 2009-08-12 日产自动车株式会社 液压缓冲器
JP4318080B2 (ja) * 2004-06-07 2009-08-19 株式会社日立製作所 油圧緩衝器
JP2008138757A (ja) * 2006-11-30 2008-06-19 Hitachi Ltd 減衰力調整式油圧緩衝器
JP4768648B2 (ja) * 2007-03-02 2011-09-07 カヤバ工業株式会社 緩衝装置
JP5034074B2 (ja) * 2007-03-30 2012-09-26 日立オートモティブシステムズ株式会社 減衰力調整式流体圧緩衝器

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4953671A (en) * 1988-08-12 1990-09-04 Tokico Ltd. Damping force adjustable hydraulic shock absorber
US6220409B1 (en) * 1999-05-06 2001-04-24 Tenneco Automotive Inc. Stroke dependent bypass

Also Published As

Publication number Publication date
DE102011090032A1 (de) 2012-06-28
CN102537183A (zh) 2012-07-04
JP2012140981A (ja) 2012-07-26
JP5584110B2 (ja) 2014-09-03
KR20120075422A (ko) 2012-07-06
US8794405B2 (en) 2014-08-05
US20120160620A1 (en) 2012-06-28

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN102537183B (zh) 衰减力调节式缓冲器
US9982740B2 (en) Shock absorber
CN107076247B (zh) 缓冲器
JP6722683B2 (ja) 緩衝器
CN104919207B (zh) 具有与位置相关的阻尼器组件的液压悬架阻尼器
JP4288430B2 (ja) 減衰力調整式油圧緩衝器
KR20120112039A (ko) 감쇠력 조정식 완충기
US8157065B2 (en) Shock absorber
CN206608498U (zh) 流体填充活塞缸单元
CN104094013A (zh) 缓冲器
US20090000891A1 (en) Shock absorber
US3568711A (en) Vehicle shock absorbers
KR20110131103A (ko) 완충기
CN104819240A (zh) 缸体装置
CN106104983B (zh) 一种转向电机的减震机构
CN101988553A (zh) 缓冲器
JP6956266B2 (ja) サスペンション装置
CN105358862A (zh) 减震器
GB2199118A (en) Hydraulic damper
JP2004257507A (ja) 油圧緩衝器
US20090134588A1 (en) Suspension system, vehicle comprising such a suspension system and a method for controlling a suspension system
WO2021192779A1 (ja) 緩衝器
JP2014231879A (ja) 緩衝器
CN204805201U (zh) 一种带缓冲功能的流量型平衡阀
JPH02159436A (ja) 減衰力調整式油圧緩衝器

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
TR01 Transfer of patent right
TR01 Transfer of patent right

Effective date of registration: 20210714

Address after: Ibaraki

Patentee after: Hitachi astemo Co.,Ltd.

Address before: Ibaraki

Patentee before: HITACHI AUTOMOTIVE SYSTEMS, Ltd.