JP2004225834A

JP2004225834A - Shock absorber

Info

Publication number: JP2004225834A
Application number: JP2003015761A
Authority: JP
Inventors: Tatsuya Masamura; 辰也政村
Original assignee: Kayaba Industry Co Ltd
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 2003-01-24
Filing date: 2003-01-24
Publication date: 2004-08-12
Anticipated expiration: 2023-01-24
Also published as: JP4152758B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a shock absorber having variable damping characteristics, in particular, easy to control and stable. <P>SOLUTION: The shock absorber comprises elongation and pressure side damping characteristic varying mechanisms and elongation and pressure side damping force generating elements 30, 31 provided in series on the way of a flow path communicating a first liquid chamber R1 and a second liquid chamber R2 formed in a piston 28 with each other. The damping characteristic varying mechanisms each consist of a solenoid S, a valve seat 26b, and a hollow spool 19 having a communication hole 25 communicating the inside thereof with the outside. The spool 19 is mounted between an armature 14 to be energized to the direction of normally closing an one-end opening portion of the spool 19 and attracted in the direction of opening it during exciting the solenoid S and the valve seat 26b for closing an other-end opening portion of the spool 19. With the current control of the solenoid S, cracking pressure Pcr is changed for opening a space between the valve seat 26b and the other-end opening portion of the spool 19 to vary damping characteristics. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、ソレノイドを利用し減衰力を変化可能な緩衝器に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、この種緩衝器としては、たとえば、いわゆる作動油が封入されたシリンダと、当該シリンダ内に摺動可能に嵌装されたピストンと、一端が前記ピストンに連結され、他端が前記シリンダの外部へ延出されたピストンロッドとピストン部に設けられたソレノイドバルブとを備え、また、このソレノイドバルブは、固定オリフィスを備えた主ディスクバルブとソレノイドへの通電によりクラッキング圧（開弁圧）を調節可能な環状オリフィスたる副ディスクバルブとを直列に設けている（たとえば、特許文献１参照）。
【０００３】
そして、このように構成された緩衝器は、作動油をピストン速度が低速の場合には主ディスクバルブのオリフィスを介してディスク背面に導き、さらに、副ディスクバルブへ流入させて、減衰力を発生し、他方ピストン速度が高速時には、上記オリフィスの前後で生じる圧力差により主ディスクバルブと弁座との間に隙間を生じさせ、この隙間から作動油が流出するときに減衰力を発生させるものである。このときの主ディスクバルブと弁座との間に隙間を生じるクラッキング圧の制御は、主および副ディスクバルブとの間の圧力をディスク背面に導くことにより行われる。すなわち、先ず、副ディスクバルブのソレノイドの電流量を制御することにより副ディスクバルブのクラッキング圧を、副ディスクバルブが結合されているスプールをソレノイドの推力とバネ力の力の釣合いで制御することにより調節して、主および副ディスクバルブとの間の圧力を調節しディスク背面の圧力を制御し、これにより主ディスクバルブのクラッキング圧の制御を行っている。
【０００４】
したがって、この緩衝器は、減衰特性を変化させることが可能である。
【０００５】
【特許文献１】
特開２００１−９０７６８号公報（第３頁左欄第５行目から第５頁左欄第１６行目、図１）
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述の緩衝器では、機能面で問題があるわけではないが、以下の不具合を招来する可能性があると指摘される恐れがある。
【０００７】
すなわち、従来の緩衝器では主および副ディスクバルブとの間の圧力を調節しディスク背面の圧力を制御し、これにより主ディスクバルブのクラッキング圧の制御を行っているが、その主ディスクバルブのクラッキング圧は、主ディスクバルブのオリフィスの圧力損失は開口面積の二乗に反比例するため、スプールの変位に対して強い非線形性を呈し制御性が悪い。
【０００８】
また、副ディスクバルブの環状オリフィスの開口面積は小さく、各部品の寸法誤差の累積により、オリフィス開度がばらつきやすく、安定した減衰特性を得にくいという問題もある。
【０００９】
そこで、本発明は、上記不具合を改善するために創案されたものであって、その目的とするところは、特に減衰特性を変化可能であるとともに、制御し易く安定した減衰特性が得られる緩衝器を提供することである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記した目的を達成するために、第１の課題解決手段は、シリンダと、シリンダ内に中空のピストンを介して移動自在に挿入した中空のピストンロッドと、ピストンがシリンダ内を区画する第１液室と第２液室と、ピストンロッド内とピストン内に形成され上記第１液室と第２液室とを連通する流路と、上記流路の途中に直列に設けた伸側および圧側減衰特性可変機構と伸側および圧側減衰力発生要素とを備えた緩衝器において、上記減衰特性可変機構が、ソレノイドと、弁座と、中空であってその内外を連通する連通孔を設けたスプールとで構成され、スプールを、上記スプールの一端開口部を常時閉じる方向に附勢されソレノイドの励磁時に開く方向に吸引されるアーマチュアとスプールの他端開口部を閉じる弁座との間に介装してなり、ソレノイドの電流制御により、弁座とスプールの他端開口部との間を開くクラッキング圧を変化させ減衰特性を変化させることを特徴とする。
【００１１】
さらに、第２の課題解決手段は、第１の課題解決手段において、上記スプール内が絞りを介して互いに連通するスプールの一端から開設される第１室とスプール他端から開設される第２室とに区画されるとともに、当該スプールがピストンロッド内に第１室側をピストンロッド内方に向けて挿入され、上記連通孔を第２室とスプール外方とを連通する位置に設けたことを特徴とする。
【００１２】
そして、第３の課題解決手段は、第１または第２の課題解決手段において、ピストンロッドにピストンロッド内外を連通するポートを設け、ピストンロッド内にスリーブを同芯に挿入し、上記スリーブ内にスプールを摺動自在に挿入し、スリーブにピストンロッドのポートに対向する孔を形成し、スプールの連通孔をスリーブの孔に対向させ、上記ピストンを略円筒状とし、その内周に段部を設け、上記段部とスリーブの下端とで弁座を挟持しながら、ピストン上端部をピストンロッド内周およびスリーブの下端部外周とに螺合したことを特徴とする。
【００１３】
また、第４の課題解決手段は、第３の課題解決手段において、上記スリーブが大径部と小径部を有する円筒形状に成形され、スプールが外周にランド部を設けた円筒形状であって、上記ランド部に円周方向にそって環状溝を形成し、上記連通孔がこの環状溝と上記第２室を連通するように設けられ、第１室とスプールの第１室側外周とをランド部近傍に設けた第１の孔で連通するとともに、スプールの第１室側端部とスプールのランド部の第２室側端部とを第２の孔で連通し、スリーブの小径部内周にスプールの第１室側外周を摺接させ、スプールの大径部内周にスプールのランド部外周を摺接させたことを特徴とする。
【００１４】
そして、第５の課題解決手段は、第２から第４のいずれかの課題解決手段において、アーマチュアを上記第１室の開口部を附勢バネで常時閉じるように附勢されたポペット型弁体としたことを特徴とする。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、図１から図５に示した本発明の一実施の形態を、図面に基づいて説明する。図１は、この発明による緩衝器の一実施の形態を示したものである。
【００１６】
この緩衝器は、シリンダ２と、シリンダ２内に中空円筒状のピストン２８を介して移動自在に挿入されたピストンロッド１と、ピストンロッド１の先端に穿設されたピストンロッド１内外を連通するポート１ａと、ピストンロッド１内に挿入され上記ポート１ａに対向する孔１７ａを設けたスリーブ１７と、互いが絞り１９ａを介して連通する第１室２０と第１室より大径の第２室２２を両端に軸方向に沿って開設するとともにスリーブ１７内に第１室２０側をピストンロッド１内方に向けて摺動自在に挿入されたスプール１９と、第２室２２とスプール１９外方とを連通しかつスプール１９の上記ポート１ａと対向する位置に設けた連通孔２５と、上記第１室２０の開口部を附勢バネ１１で常時閉じるように附勢されたソレノイドＳのアーマチュアたるポペット型弁体１４と、上記第２室２２の開口側のスプール１９端部が着座する弁座２６ｂを備えたディスク２６と、ピストン２８内に設けた減衰力発生要素たるリーフバルブ３０，３１と、励磁時に附勢バネ１１のバネ力に抗してアーマチュアたるポペット型弁体１４に第１室２０の開口部を開口する方向の力を作用させるソレノイドＳとで構成され、ピストン２８の外周にはピストンリング２９が嵌装されており、この場合、減衰特性可変機構が、ソレノイドＳと、ディスク２６と、スプール１９とで構成される。
【００１７】
したがって、図示した緩衝器にあっては、シリンダ２内をピストン２８で第１液室たるロッド側室Ｒ１と第２液室たるピストン側室Ｒ２とに区画しており、シリンダ２内は作動油等の液体が封入され、作動油等の液体の流路は、ピストンロッド１内およびピストン２８内およびポート１ａとなる。また、詳しくは説明しないが、この緩衝器は、他に高圧ガス等が封入されるリザーバ等を備えている。
【００１８】
なお、緩衝器はいわゆる単筒型のものでも複筒型のものでもよく、図示するところでは片ロッド型の緩衝器としているが、ピストンロッド１を図中下方に延長して、リーフバルブ３０，３１が配置されている位置より下方を縮径するとともに、ピストンロッド１内に作動油が流入可能なようにポートを設けておけば、両ロッド型の緩衝器にも適用可能であることは言うまでもない。
【００１９】
以下、詳細に説明すると、ピストンロッド１は、中空であって小径部１ｃと大径部１ｄを有する円筒状に形成され、大径部１ｄにはピストンロッド１の内外を連通するポート１ａが複数箇所設けられている。なお、このポート１ａはいくつでもよく、複数箇所設けたほうが作動油の流れが円滑となる。また、ピストンロッド１の小径部１ｃの外周であって、その大径部１ｄ近傍にはクッション部材４０が嵌合され、このクッション部材４０により、ピストンロッド１がシリンダ２に対し最大伸び切り時には、シリンダ２の上端部に設けられるであろうロッドガイドとの干渉が防止しされる。
【００２０】
ソレノイドＳは、コイルＣと、コイルボビン１０と、固定鉄芯たるキャップ１３と、パイプ１２と、アーマチュアたるポペット型弁体１４とで構成され、コイルＣは、有底筒状のコイルボビン１０の筒状部分に巻装されるとともに、ピストンロッド１の大径部１ｄ内に嵌装され、コイルボビン１０内には有底筒状の固定鉄芯たるキャップ１３とパイプ１２とが嵌装されている。そして、大径部１７ｃと小径部１７ｄを有する円筒形状に成形されたスリーブ１７の図中上端たる小径部１７ｄをコイルボビン１０内周に嵌装するが、図中下端たる大径部１７ｃの外周には螺子部が設けられ、後述するピストン２８の螺子部２８ｃを介してピストンロッド１の下端内周に設けられた螺子部１ｂに螺合されて、ピストンロッド１に固定されるとともに、このスリーブ１７により上記パイプ１２とキャップ１３はコイルボビン１０内に固定され、かつ、コイルボビン１０もピストンロッド１内に固定される。
【００２１】
なお、アーマチュアに別途ポペット型弁体を連結してもよいが、本実施の形態においては、アーマチュアをポペット型弁体１４としているので、アーマチュアからポペット型弁体が脱落したり、アーマチュアとポペット型弁体とにガタが生じたりすることは無いので、アーマチュアに別途ポペット型弁体を連結した場合に比較して動作が安定し、ソレノイドが損傷する事態を生じにくい。また、ポペット型弁体とせずに他の形状の弁体としてもよいが、ポペット型弁体とすることにより、スプールとの軸芯確保されるので、動作の安定性が確保され、さらに、使用しているうちにポペット型弁体の弁頭が後述する第１室の開口端となじむので密閉性が向上する。
【００２２】
また、上記のようにスリーブ１７がピストンロッド１内に固定された状態において、スリーブ１７の大径部１７ｃには、ピストンロッド１の大径部１ｄに設けられたポート１ａと対向する位置に孔１７ａが設けられており、この孔１７ａによりスリーブ１７内外が連通されている。したがって、ピストンロッド１の外方におけるロッド側室Ｒ１はポート１ａおよびスリーブ１７の孔１７ａを介してスリーブ１７内と連通している。
【００２３】
なお、コイルボビン１０は、その上端とピストンロッド１の段部１ｅとの間に介装した皿バネ４１で付勢されており、コイルボビン１０がピストンロッド１内で位置ズレを生じることが抑制されている。このように、皿バネ４１を使用すれば、後述するピストン２８によって、コイルボビン１０等を固定する際、寸法誤差により、ガタが生じてしまうことが防止されるので便利であり、加工も容易となる。
【００２４】
また、コイルボビン１０の上端から一端をコイルＣに接続した電線（図示せず）を収めたハーネス１８が、ピストンロッド１の小径部１ｃ内を上方へと延設されており、図示はしないが、ハーネス１８内の電線は電力源に接続されており、この電線を介して、コイルＣに電流を供給可能なようになっている。さらに、スリーブ１７の外周にはＯリング１６が嵌装されており、このＯリング１６によりスリーブ１７とピストンロッド１との間がシールされるとともに、キャップ１３、パイプ１２およびスリーブ１７は溶接にて接合され、シリンダ２内は液密状態とされ、ピストンロッド１内から作動油が漏れ出すことや、コイルＣ内に作動油が侵入することが防止されている。
【００２５】
スリーブ１７の小径部１７ｄ内上端およびパイプ１２内周には有底筒状のポペット型弁体１４が摺動自在に挿入され、このポペット型弁体１４とキャップ１３との間には附勢バネ１１が介装され、この附勢バネ１１により、ポペット型弁体１４は常にコイルＣ内から突出する方向、すなわち、図１中下方に向けて附勢されている。これにより、同じくスリーブ１７内に摺動自在に挿入したスプール１９を、スプール１９のさらに下方に設けた円盤状のディスク２６の環状の弁座２６ｂに向けて押し付けている。なお、附勢バネ１１のバネ定数は、所望する減衰力にあわせて適当な値とすればよい。
【００２６】
したがって、ポペット型弁体１４は、コイルＣが電力源から電線を介して電流供給され励磁されると、コイルＣが発生する磁界により固定鉄芯たるキャップ１３に吸引され附勢バネ１１のバネ力に抗して、スプール１９から離れる図中上方へ移動することができる。
【００２７】
スプール１９は、中間部外周にランド部１９ｂを設けた円筒形状であって、ランド部１９ｂの下端から下方に向けてスプール１９の側面外周に円周方向にそって環状溝１９ｃが設けられており、第１室２０がスプール１９の一端部たる図中上方に開設され、第１室２０より大径の第２室２２がスプール１９の他端部たる図中下方に開設され、ランド部１９ｂに円周方向にそって環状溝２３を形成し、この環状溝２３と第２室２２を連通する連通孔２５を設けるとともに、第１室２０とスプール１９の上方に区画された圧力室６１とをランド部１９ｂ近傍に穿設された第１の孔２１で連通するとともに、第１室２０と第２室２２とは互いに絞り１９ａを介して連通させ、さらに、環状溝１９ｃの側壁とスプール１９の図中上端部とを第２の孔２４で連通させている。そして、スリーブ１７の小径部１７ｄ内にスプールの第１室２０側の外周を摺接させ、スリーブ１７の大径部１７ｃ内周にスプール１９のランド部１９ｂの外周を摺接させており、また、上記ポペット型弁体１４の弁頭１４ａが附勢バネ１１により附勢されているので、通常はスプール１９の第１室２０の開口端を閉じている。
【００２８】
なお、スプール１９の環状溝２３は、作動油の圧力によりポペット型弁体１４を図中上方に押し上げスプール１９が図中上方に移動しても、スリーブ１７の段部１７ｂとスプール１９のランド部１９ｂの上端が当接し、それ以上のスプール１９の上方への移動が規制されているので、スリーブ１７の孔１７ａを塞ぐことはなく、作動油等の液体の流路が確保されるようになっている。
【００２９】
さらに、スリーブ１７の下端と、後述するピストン２８とで円盤状のディスク２６が挟持されており、このディスク２６の上面には環状の弁座２６ｂが設けられるとともに、ディスク２６の上下を連通する孔２６ａが穿設されている。このディスク２６の弁座２６ｂは、上述したように、ポペット型弁体１４がスプール１９の第１室２０開口端を附勢バネ１１のバネ力により図１中下方に押しているため、スプール１９の下端の第２室２２開口端近傍に当接している。
【００３０】
ピストン２８は、略円筒状であって、その内周に段部２８ａが設けられるとともに、その下端には引掛部２８ｂが設けられ、その上部内周および外周には螺子部２８ｃが設けられ、この螺子部２８ｃの外周をピストンロッド１内周に設けた螺子部１ｂに螺合するとともに、ピストン２８の段部２８ａとスリーブ１７の下端とでディスク２６を挟持しながら、螺子部２８ｃの内周を上記スリーブ１７の大径部１７ｃの外周に設けた螺子部と螺合させており、これによりピストン２８はピストンロッド１の下端内周に固定される。
【００３１】
すなわち、このピストン２８は、ピストンロッド１とスリーブ１７を結合、ひいてはこのピストン２８の段部２８ａとスリーブ１７により挟持され固定されるディスク２６、スプール１９、ポペット型弁体１４、附勢バネ１１、コイルボビン１０、キャップ１３、パイプ１２をも固定する役割を有しており、ピストン２８を螺合するだけで、上記した減衰特性可変機構のほとんどの部材が固定されることとなり、組付性がよい。
【００３２】
そして、ピストン２８内には、ピストン２８の段部２８ａの下端とピストン２８の下端の引掛部２８ｂによりスペーサ２７，３８とディスク３２が挟持され、このディスク３２には、環状の弁座３２ａがその上面に設けられるとともに、その上下を連通する孔３２ｂと中央孔３２ｃが穿設され、さらに、その中央孔３２ｃにはガイド３６が嵌合されている。なお、図示したところでは、孔３２ｂは２つだが、孔３２ｂはそれ以上設けてもよいし、好ましくはないが１つでもよい。
【００３３】
ガイド３６には、図中上方から順にバルブストッパ３５、リーフバルブ３０，３１およびディスク３３を附勢するリーフスプリング３４、減衰力発生要素たるリーフバルブ３０，３１、ディスク３３、間座３７，３７がそれぞれ嵌装されており、ディスク３３の下端外周には切欠３３ａが設けられるとともに、その下端外周を、ディスク３３の段部３３ｂをリーフバルブ３０，３１の内周側上面に当接させながらリーフバルブ３０，３１内周に挿入している。また、リーフバルブ３０，３１の外周側は、上記ディスク３２の環状の弁座３２ａに上下移動自在に当接している。なお、リーフバルブは、図示したところでは、２枚で１組としているが、所望する減衰力により１枚でもよく、複数枚を積層してもよいし、バックアップするためのリーフバルブより小径のリングをリーフバルブに重ねて使用してもよい。また、減衰力発生要素としては、リーフバルブ以外の他に慣用されているものを使用してもよい。
【００３４】
ディスク３３は、リーフスプリング３４により、間座３７，３７側に附勢されているので、図中下方からの作動油の流れに対しては、リーフバルブ３０，３１の内周側が支点となってリーフバルブ３０，３１の外周側が上方に撓み、弁座３２ａとの間に隙間を生じさせ、この隙間で減衰力を発生し、逆に図中上方からの作動油の流れに対しては、弁座３２ａが支点となって、リーフバルブ３０，３１の内周側が下方に撓んでディスク３３の段部３３ｂとリーフバルブ３０，３１との間に隙間を生じ、作動油が切欠３３ａを通過するので、この隙間で減衰力を発生することができる。
【００３５】
また、ピストン２８の外周には、ピストンリング２９が嵌装されており、このピストンリング２９は緩衝器のシリンダ２に摺接している。
【００３６】
上記のことからわかるように、ピストン２８のピストンリング２９で区画されたロッド側室Ｒ１とピストン側室Ｒ２は、ポート１ａ、孔１７ａ、連通孔２５、第２室２２、孔２６ａ、ピストン２８内を通る流路を介して連通されるとともに、同じく第２室２２から絞り１９ａ、第１室２０、孔２４を迂回する流路を介して連通されている。
【００３７】
なお、図１においては上記のように内外に開くリーフバルブを使用しているが、これに変えて、図３に示すように、リーフバルブを作動油が図中上方から下方へ向うときのみに作用するものと、作動油が図中下方から上方へ向うときのみに作用する周知のものを使用してもよい。すなわち、ピストン２８内に、上下のスペーサ２７，３８で挟持してピストン２８内に固定したディスク５７を設け、このディスク５７には、その上下を連通する孔５７ｂ，５７ｄと中央孔５７ｅを設け、上面と下面のそれぞれに弁座５７ａ，５７ｃを設けるとともに、さらに、その中央孔５７ｅにはガイド５６が嵌合されている。なお、孔５７ｂ、５７ｄは、複数個同心となるように設けられている。
【００３８】
ガイド５６には、上記ディスク５７の上下の弁座５７ａ，５７ｃに着座するリーフバルブ３０，３０，３１，３１を嵌装してあり、各リーフバルブ３０，３０，３１，３１は、このガイド５６の上下端のフランジ５６ａ，５６ｂでガイド５６から脱落しないように固定されている。リーフバルブは、図示したところでは、２枚で１組としているが、所望する減衰力により１枚でもよく、複数枚を積層してもよいし、バックアップするためのリーフバルブより小径のリングをリーフバルブに重ねて使用してもよい。
【００３９】
したがって、上側の弁座５７ａに着座しているのは、リーフバルブ５１，５２となり、他方下側の弁座５７ｃに着座しているのはリーフバルブ５４，５５となり、これにより、リーフバルブ５４，５５は作動油が図中上方から下方へ向うときのみに作用し、リーフバルブ５１，５２は作動油が図中下方から上方へ向うときのみに作用する。
【００４０】
つづいて、その作用について図２から図５に基づいて説明する。まず、コイルＣが通電されていない場合について説明すると、図２において、シリンダ２に対しピストンロッド１が図中上方に移動する、すなわち、緩衝器が伸び行程にある場合は、作動油はロッド側室Ｒ１からピストンロッド１のポート１ａを通過しピストンロッド１内に流入し、つづいて、スリーブ１７の孔１７ａ、スプール１９の環状溝２３および連通孔２５を介してスプール１９内の第２室２２へ流入する。さらに、作動油は、第２室２２から絞り１９ａを介して第１室２０へと流入する。
【００４１】
このとき、スプール１９は、ポペット型弁体１４の弁頭１４ａでディスク２６に向けて押し付けられているので、スプール１９の第１室２０の開口端はポペット型弁体１４で閉じられており、他方、第２室２２の開口端近傍のスプール１９下端部はディスク２６の弁座２６ｂに着座した状態となって、第１室２０および第２室２２内の圧力は上昇する。
【００４２】
そして、圧力が上昇した結果、この圧力によるポペット型弁体１４を図中上方に押す力が附勢バネ１１のバネ力に打ち勝つと第１室２０内の作動油は、ポペット型弁体１４ａと第１室２０の開口端との間に生じた隙間から、スプール１９の上端とスリーブ１７の小径部１７ｄの内周とポペット型弁体１４とでつくられる圧力室６０および孔２４、ディスク２６の孔２６ａを通過し、リーフバルブ側へ流入する。そして、図３に示すリーフバルブでは、作動油はディスク５７の孔５７ｄを通過し、リーフバルブ５４，５５を押し開きピストン側室へ流入する。このとき、図１に示したリーフバルブの場合には、図２に示すように、弁座３２ａが支点となって、リーフバルブ３０，３１が撓んでディスク３３の段部３３ｂとリーフバルブ３０，３１との間に隙間を生じ、作動油が切欠３３ａを通過しピストン側室Ｒ２へ流入する。
【００４３】
このときの圧力をＰｐとすると、図３に示すように、第１室２０内と、第１室２０と孔２１を介して連通している圧力室６１内の圧力は常にＰｐとなり、ピストン速度が上昇し、さらに作動油の流量が増加すると、絞り１９ａの圧力損失分だけ第２室２２内の圧力は上昇し、スプール１９を図３中上方へ押し上げる方向の力が増加する。そして、第２室２２内の圧力が、ディスク２６の弁座２６ｂと弁座２６ｂに着座しているスプール１９の下端の第２室２２開口端近傍との間に隙間を生じるクラッキング圧に達すると、ディスク２６の弁座２６ｂとスプール１９の端部との間に隙間が生じて、この隙間を作動油が通過し、リーフバルブ３０，３１側へ流入し、さらに上述のように、リーフバルブ３０，３１を通過し、やがては、ピストン側室Ｒ２へ流入することとなる。
【００４４】
このときのクラッキング圧をＰｃｒ（伸側）とすると、図３に示すスプールの釣合いから、
Ｐｃｒ（伸側）＝４×Ｆ×（Ｄ４^２−Ｄ２^２＋Ｄ１^２）÷（π×Ｄ１^２×Ｄ３^２）
となる。ここで、Ｆはポペット型弁体１４を附勢する附勢バネのバネ力、Ｄ１は第１室２０の内径、Ｄ２はスプール１９の上端部外径、Ｄ３はディスク２６の弁座２６ｂがスプール１９をシートしているシート部径、Ｄ４は、スプール１９のランド部１９ｂの外径である。
【００４５】
すなわち、このときの減衰力は、リーフバルブの発生差圧による減衰力にクラッキング圧分の減衰力を加えたものとなり、図６に示すようにピストン速度が低い場合には、ポペット型弁体１４とスプール１９の第１室の開口端との間に生じる隙間とリーフバルブ３０，３１と絞り１９ａとで線Ｘ１のごとくの減衰力を発生し、クラッキング圧に達するピストン速度が高い場合にはリーフバルブ３０，３１で線Ｙ１のごとくの減衰力を発生でき、減衰特性を変化させることが可能である。
【００４６】
なお、絞り１９ａを設けずとも使用可能であるが、第１室２０と第２室２２とを絞り１９ａを介して連通すると、これにより上記したように第２室２２内の圧力を上昇させて第１室２０および圧力室６１内の圧力とに差圧を生じさせ、確実に附勢バネ１１に抗してディスク２６の弁座２６ｂと弁座２６ｂに着座しているスプール１９の下端の第２室２２開口端近傍との間に隙間を生じさせることができる、すなわち、スプール１９のランド部１９ｂの外径およびその上端部外径および第１室２０の内径および弁座２６ｂのシート部径の各寸法の加工上の誤差により、スプール１９が附勢バネのバネ力に抗して図中上方に移動することができなくなるという事態を防止できるので、動作が安定し、スプール１９や弁座２６ｂの加工が容易となる。
【００４７】
逆に、図４において、シリンダ２に対しピストンロッド１が図中下方に移動する、すなわち、緩衝器が圧行程にある場合は、作動油はピストン側室Ｒ２からピストンロッド１の下端から、ピストンロッド１内に流入し、ディスク３２の孔３２ｂを通過し、リーフバルブ３０，３１をリーフバルブ３０，３１の内周側を支点として押し開き、リーフバルブ３０，３１と弁座３２ａとの間に生じた隙間を通過し、さらに、ディスク２６の孔２６ａを介して、スプール１９の下方とスリーブ１７の内周とで作られる圧力室６２に流入する。そして、圧力室６２に流入した作動油の一部はスプール１９の孔２４を介して、スプール１９の上面の圧力室６０に流入する。しかし、ポペット型弁体１４がスプール１９の第１室２０の開口端を閉じており、かつ、スプール１９の下端の第２室２２の開口端近傍がディスク２６の弁座２６ｂに着座しているため、作動油はスプール１９内に流入することができず、圧力室６０および圧力室６２の圧力が上昇する。
【００４８】
そして、圧力が上昇した結果、ディスク２６の弁座２６ｂと弁座２６ｂに着座しているスプール１９の下端の第２室２２開口端近傍との間に隙間を生じるクラッキング圧に達すると、ディスク２６の弁座２６ｂとスプール１９の端部との間に隙間が生じて、この隙間を作動油が通過し、スプール１９内に流入し、さらには、スプール１９の連通孔２５、環状溝２３、スリーブ１７の孔１７ａおよびピストンロッド１のポート１ａを通過し、やがては、ロッド側室Ｒ１へ流入することとなる。
【００４９】
このときのクラッキング圧をＰｃｒ（圧側）とすると、図５に示すスプールの釣合いから、
Ｐｃｒ（圧側）＝４×Ｆ÷（π×Ｄ４^２−Ｄ３^２−Ｄ２^２）
となる。ここで、上記の場合と同様にＦはポペット型弁体１４を附勢する附勢バネのバネ力、Ｄ２はスプール１９の上端部外径、Ｄ３はディスク２６の弁座２６ｂがスプール１９をシートしているシート部径、Ｄ４は、スプール１９のランド部１９ｂの外径である。
【００５０】
すなわち、このときの減衰力は、上記同様にリーフバルブの発生差圧による減衰力にクラッキング圧分の減衰力を加えたものとなり、ピストン速度が低い場合には、クラッキング圧に達せず図６中線Ｘ２のごとくの減衰力を発生し、クラッキング圧に達するピストン速度が高い場合にはリーフバルブ３０，３１で図６中線Ｙ２のごとくの減衰力を発生でき、減衰特性を変化させることが可能である。
【００５１】
なお、上述のように、クラッキング圧は、ポペット型弁体１４を附勢する附勢バネのバネ力、第１室２０の内径、スプール１９の上端部外径、ディスク２６の弁座２６ｂがスプール１９をシートしているシート部径、スプール１９のランド部１９ｂの外径によって決せられるので、所望する減衰特性にあわせて上記各部の寸法を設定すればよい。また、緩衝器の伸び行程時と圧行程時のクラッキング圧の比も上記各部の寸法を変えることにより自由に設定可能である。さらに、このスプールは、伸び行程時と圧行程時とで受圧面積の異なる種々の緩衝器に対して、各部の寸法の小変更のみで対応できるから、その適用性に優れる。
【００５２】
次にコイルＣに電流を流すと、コイルＣの周りに磁界が発生し、キャップ１３に磁力が発生し、ポペット型弁体１４がキャップ１３に吸引される方向の力が発生する。しかし、ポペット型弁体１４は、附勢バネ１１のバネ力により附勢されているので、スプール１９の第１室２０の開口端を閉じたままである。
【００５３】
ここで、ポペット型弁体１４をスプール１９側に押し付けるように働く力Ｆは、附勢バネ１１のバネ力からソレノイドＳの吸引力を減じたものとなる。したがって、この場合のクラッキング圧Ｐｃｒは、上記２つの式でＦの値が減少する分、緩衝器の伸び行程および圧行程とも減少することとなる。このときクラッキング圧Ｐｃｒは上記２つの式から明らかなようにＦの値の大きさに依存するが、このＦの値はコイルＣに流れる電流値に比例して減少するから、クラッキング圧ＰｃｒもコイルＣに流れる電流値に比例することとなる。したがって、この場合には、クラッキング圧Ｐｃｒが小さくなるので、減衰特性を変化させることができる。
【００５４】
また、クラッキング圧ＰｃｒはコイルＣに流れる電流値に比例したもの、すなわち、電流値に対し線形的に変化するので、従来の緩衝器では間接的にクラッキング圧を制御していたが、従来とは異なり直接的にクラッキング圧を制御できるので従来の緩衝器に比較して、その減衰特性を制御しやすくなる。そして、オリフィスを使用しておらず、部品の寸法誤差によるばらつきによる減衰特性の不安定性もなく、さらに、各部品に加工上の寸法誤差があったとしても電流値で容易に調節可能となるので、安定した減衰特性を得られるという効果とともに、その加工も容易となる効果も得られる。
【００５５】
そして、さらに、コイルＣに流れる電流を大きくしていくと、ソレノイドＳは、やがては、附勢バネ１１のバネ力以上の吸引力を発生し、ポペット型弁体１４は、スプール１９から離れる。このときのスプール１９に作用する附勢バネ１１によるバネ力はゼロになるので、緩衝器の伸び行程および圧行程のクラッキング圧Ｐｃｒはともにゼロとなるので、作動油はスプール１９を抵抗なく通過することができ、発生する減衰力はリーフバルブ３０，３１のみの圧力損失により発生することとなり、図６中線Ｚ１，Ｚ２のごとくの最も低い減衰力が得られる。
【００５６】
すなわち、この緩衝器にあっては、ソレノイドＳのコイルＣに供給する電流量を変化させることにより、伸び行程にあっては図６中線Ｚ１から線Ｘ１，Ｙ１の間で減衰力を変化させることができ、圧行程にあっては図６中線Ｚ２から線Ｘ２，Ｙ２の間で減衰力を変化させることができる。
【００５７】
それゆえ、この緩衝器においては、車両の乗り心地を向上することができるのである。また、ピストンロッド内にソレノイドを設けることができ、緩衝器外や緩衝器のボトム部材もしくはヘッド部材にソレノイドを設ける必要が無いので、緩衝器をコンパクトにすることができる。
【００５８】
以上で、本発明の実施の形態についての説明を終えるが、本発明の範囲は図示されまたは説明された詳細そのものには限定されないことは勿論である。
【００５９】
【発明の効果】
各請求項の発明によれば、ピストン速度に応じた減衰特性を発生可能である。
【００６０】
また、ソレノイドのコイルに流れる電流値に比例して、クラッキング圧を小さくすることができ、減衰特性を変化させることができる。
【００６１】
さらに、クラッキング圧はコイルに流れる電流値に比例したもの、すなわち、電流値に対し線形的に変化するので、従来の緩衝器では間接的にクラッキング圧を制御していたが、従来とは異なり直接的にクラッキング圧を制御できるので従来の緩衝器に比較して、その減衰特性を制御しやすくなる。そして、オリフィスを使用しておらず、部品の寸法誤差によるばらつきによる減衰特性の不安定性もなく、さらに、各部品に寸法誤差があったとしても電流値で容易に調節可能となるので、安定した減衰特性を得られるという効果とともに、その加工も容易となる効果も得られる。
【００６２】
そして、さらに、コイルに流れる電流を大きくすれば、発生する減衰力は減衰力発生要素のみの圧力損失により発生することとなり、最も低い減衰力が得られる。
【００６３】
それゆえ、その減衰特性を制御しやすく、安定した減衰特性を得られるので、車両の乗り心地を向上することができるのである。
【００６４】
また、ピストンロッド内にソレノイドを設けることができ、緩衝器外や緩衝器のボトム部材もしくはヘッド部材にソレノイドを設ける必要が無いので、緩衝器をコンパクトにすることができる。
【００６５】
請求項２の発明によれば、第１室と第２室とを絞りを介して連通したので、これにより第２室内の圧力を上昇させて第１室とに差圧を生じさせ、確実に附勢バネに抗してディスクの弁座とスプールの下端の第２室２開口端近傍との間に隙間を生じさせることができる。
【００６６】
請求項３の発明によれば、ピストンを螺合するだけで、この緩衝器の減衰特性可変機構のほとんどの部材が固定されることとなり、組付性がよい。
【００６７】
請求項４の発明によれば、スプールのランド部の外径とその上端側外径および第１室の内径および弁座のシート部径の各寸法の加工上の誤差により、スプールが附勢バネのバネ力に抗して移動することができなくなるという事態を防止できるので、動作が安定し、スプールや弁座の加工が容易となる。
【００６８】
また、クラッキング圧は、ポペット型弁体を附勢する附勢バネのバネ力、第１室の内径、スプールの上端部外径、弁座がスプールをシートしているシート部径、スプールのランド部の外径によって決せられるので、所望する減衰特性にあわせて上記各部の寸法を設定可能であり、緩衝器の伸び行程時と圧行程時のクラッキング圧の比も上記各部の寸法を変えることにより自由に設定可能である。したがって、このスプールは、伸び行程時と圧行程時とで受圧面積の異なる種々の緩衝器に対して、各部の寸法の小変更のみで対応できるから、その適用性に優れる。
【００６９】
請求項５の発明によれば、アーマチュアをポペット型弁体としているから、アーマチュアからポペット型弁体が脱落したり、アーマチュアとポペット型弁体とにガタが生じたりすることがないので、アーマチュアに別途ポペット型弁体を連結した場合に比較して動作が安定し、ソレノイドが損傷する事態を生じにくい。また、ポペット型弁体とすることにより、スプールとの軸芯確保されるので、動作の安定性が確保され、さらに、使用しているうちにポペット型弁体の弁頭がスプールの一端開口部もしくは第１室の開口端となじむので密閉性が向上する。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明による緩衝器の縦断面図である。
【図２】この発明による緩衝器の伸び行程時の作動油の流れを示した図である。
【図３】この発明による緩衝器の伸び行程時におけるスプールに作用する力の釣合いを示した図である。
【図４】この発明による緩衝器の圧行程時の作動油の流れを示した図である。
【図５】この発明による緩衝器の圧行程時におけるスプールに作用する力の釣合いを示した図である。
【図６】この発明による緩衝器の減衰特性を示す図である。
【符号の説明】
１ピストンロッド
１ａポート
２シリンダ
１１附勢バネ
１４アーマチュアたるポペット型弁体
１７スリーブ
１７ａ孔
１７ｃ大径部
１７ｄ小径部
１９スプール
１９ａ絞り
１９ｂランド部
２０第１室
２１孔
２２第２室
２３環状溝
２４孔
２５連通孔
２６ディスク
２６ｂ弁座
２８ピストン
３０，３１減衰力発生要素たるリーフバルブ
Ｐｃｒクラッキング圧
Ｒ１第１液室たるロッド側室
Ｒ２第２液室ピストン側室
Ｃコイル
Ｓソレノイド[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a shock absorber capable of changing a damping force using a solenoid.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as this type of shock absorber, for example, a cylinder filled with a so-called hydraulic oil, a piston slidably fitted in the cylinder, and one end connected to the piston, and the other end of the cylinder It has a piston rod extended to the outside and a solenoid valve provided on the piston portion. The solenoid valve also has a main disk valve having a fixed orifice and a cracking pressure (valve opening pressure) by energizing the solenoid. An adjustable annular orifice is provided in series with a secondary disk valve (for example, see Patent Document 1).
[0003]
When the piston speed is low, the shock absorber configured as described above guides the hydraulic oil to the back surface of the disk via the orifice of the main disk valve and further flows into the sub disk valve to generate a damping force. On the other hand, when the piston speed is high, a gap is created between the main disc valve and the valve seat due to a pressure difference generated before and after the orifice, and a damping force is generated when hydraulic oil flows out of the gap. is there. At this time, the control of the cracking pressure that creates a gap between the main disk valve and the valve seat is performed by guiding the pressure between the main and sub disk valves to the disk back surface. That is, first, the cracking pressure of the secondary disk valve is controlled by controlling the current amount of the solenoid of the secondary disk valve, and the spool to which the secondary disk valve is coupled is controlled by the balance between the thrust of the solenoid and the force of the spring force. By adjusting the pressure between the main and sub disc valves, the pressure on the back of the disc is controlled, thereby controlling the cracking pressure of the main disc valve.
[0004]
Therefore, the shock absorber can change the damping characteristic.
[0005]
[Patent Document 1]
JP 2001-90768 A (page 3, left column, line 5 to page 5, left column, line 16; FIG. 1)
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, although the above-described shock absorber does not necessarily have a problem in function, it may be pointed out that the following inconvenience may be caused.
[0007]
That is, in the conventional shock absorber, the pressure between the main and sub disc valves is adjusted to control the pressure on the back of the disc, thereby controlling the cracking pressure of the main disc valve. As for the pressure, since the pressure loss at the orifice of the main disk valve is inversely proportional to the square of the opening area, it exhibits strong non-linearity with respect to the displacement of the spool and poor controllability.
[0008]
In addition, there is a problem that the opening area of the annular orifice of the sub-disk valve is small, and the orifice opening degree is apt to fluctuate due to the accumulation of dimensional errors of each component, and it is difficult to obtain stable damping characteristics.
[0009]
Therefore, the present invention has been made in order to improve the above-mentioned problems, and it is an object of the present invention to provide a shock absorber in which the damping characteristics can be changed and the controllable and stable damping characteristics can be obtained. It is to provide.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a first object of the present invention is to provide a cylinder, a hollow piston rod movably inserted into the cylinder via a hollow piston, and a first liquid in which the piston partitions the inside of the cylinder. A flow path formed in the piston rod and the piston and communicating between the first liquid chamber and the second liquid chamber; and an extension side and a pressure side damper provided in series in the middle of the flow path. In a shock absorber provided with a characteristic variable mechanism and an extension side and compression side damping force generating element, the damping characteristic variable mechanism includes a solenoid, a valve seat, and a spool having a hollow communication hole that communicates between the inside and the outside. The spool is interposed between an armature that is urged in a direction to always close the one end opening of the spool and is sucked in a direction to open when the solenoid is excited, and a valve seat that closes the other end opening of the spool. Become The current control of the solenoid, and wherein the changing the damping characteristics by changing the cracking pressure to open between the other end opening of the valve seat and the spool.
[0011]
Further, the second problem solving means is the first problem solving means according to the first problem solving means, wherein the first chamber is opened from one end of the spool and the second chamber is opened from the other end of the spool. And the spool is inserted into the piston rod with the first chamber side inward of the piston rod, and the communication hole is provided at a position for communicating the second chamber with the outside of the spool. Features.
[0012]
The third problem solving means is the first or the second problem solving means, wherein a port is provided on the piston rod for communicating between the inside and the outside of the piston rod, a sleeve is inserted concentrically in the piston rod, and The spool is slidably inserted, a hole is formed in the sleeve facing the port of the piston rod, the communication hole of the spool faces the hole of the sleeve, the piston is made substantially cylindrical, and a step is formed on the inner periphery thereof. The upper end of the piston is screwed to the inner periphery of the piston rod and the outer periphery of the lower end of the sleeve while holding the valve seat between the step and the lower end of the sleeve.
[0013]
Further, a fourth object of the present invention is to provide the liquid ejecting apparatus according to the third object, wherein the sleeve is formed into a cylindrical shape having a large diameter portion and a small diameter portion, and the spool is provided with a land portion on the outer periphery. An annular groove is formed in the land portion along the circumferential direction, and the communication hole is provided so as to communicate the annular groove with the second chamber. A first hole provided in the vicinity of the spool communicates with a first chamber side end of the spool and a second chamber side end of a land portion of the spool through a second hole. The outer periphery of the first chamber side of the spool is slidably contacted, and the outer periphery of the spool land is slidably contacted with the inner periphery of the large diameter portion of the spool.
[0014]
According to a fifth aspect of the present invention, in any one of the second to the fourth aspects of the present invention, a poppet-type valve element is urged so that the opening of the armature is always closed by an urging spring. It is characterized by having.
[0015]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, one embodiment of the present invention shown in FIGS. 1 to 5 will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows an embodiment of a shock absorber according to the present invention.
[0016]
This shock absorber communicates between the cylinder 2, a piston rod 1 movably inserted into the cylinder 2 via a hollow cylindrical piston 28, and the inside and outside of the piston rod 1 formed at the tip of the piston rod 1. A port 1a, a sleeve 17 inserted into the piston rod 1 and having a hole 17a opposed to the port 1a, a first chamber 20 communicating with each other via a throttle 19a, and a second chamber having a diameter larger than the first chamber. A spool 19 is provided at both ends along the axial direction, and the first chamber 20 is slidably inserted into the sleeve 17 with the first chamber 20 side inward of the piston rod 1. And a communication hole 25 provided at a position facing the port 1a of the spool 19, and an arm of a solenoid S biased so that the opening of the first chamber 20 is always closed by a biasing spring 11. A disc 26 having a valve seat 26b on which an end of a spool 19 on the opening side of the second chamber 22 is seated; a leaf valve 30 as a damping force generating element provided in a piston 28; And a solenoid S for applying a force in the direction of opening the opening of the first chamber 20 to the armature poppet type valve body 14 against the spring force of the urging spring 11 at the time of excitation. A piston ring 29 is fitted around the outer periphery. In this case, the damping characteristic variable mechanism is constituted by the solenoid S, the disk 26, and the spool 19.
[0017]
Therefore, in the illustrated shock absorber, the inside of the cylinder 2 is partitioned by the piston 28 into a rod-side chamber R1 as a first liquid chamber and a piston-side chamber R2 as a second liquid chamber. The liquid is sealed, and the flow path of the liquid such as hydraulic oil is in the piston rod 1, the piston 28, and the port 1a. Although not described in detail, the shock absorber further includes a reservoir in which high-pressure gas or the like is sealed.
[0018]
The shock absorber may be of a so-called single-cylinder type or a double-cylinder type. In the drawing, a single-rod type shock absorber is used. It is needless to say that the present invention can be applied to a double rod type shock absorber if the diameter is reduced below the position where the 31 is arranged and a port is provided so that hydraulic oil can flow into the piston rod 1. No.
[0019]
Hereinafter, the piston rod 1 will be described in detail. The piston rod 1 is hollow and formed in a cylindrical shape having a small-diameter portion 1c and a large-diameter portion 1d, and the large-diameter portion 1d has a plurality of ports 1a communicating with the inside and outside of the piston rod 1. It is provided in places. Any number of ports 1a may be provided, and providing a plurality of ports 1a makes the flow of hydraulic oil smoother. Further, a cushion member 40 is fitted around the outer periphery of the small diameter portion 1c of the piston rod 1 and near the large diameter portion 1d. Interference with a rod guide that will be provided at the upper end of the cylinder 2 is prevented.
[0020]
The solenoid S is composed of a coil C, a coil bobbin 10, a cap 13 serving as a fixed iron core, a pipe 12, and a poppet type valve element 14 serving as an armature. The coil C has a cylindrical shape of the bottomed cylindrical coil bobbin 10. A coil 13 is fitted around the large diameter portion 1 d of the piston rod 1, and a cap 13 serving as a fixed iron core having a bottomed cylindrical shape and a pipe 12 are fitted inside the coil bobbin 10. A small-diameter portion 17d, which is the upper end of the sleeve 17 formed into a cylindrical shape having a large-diameter portion 17c and a small-diameter portion 17d, is fitted to the inner periphery of the coil bobbin 10 in the figure. Is screwed to a screw portion 1b provided on the inner periphery of the lower end of the piston rod 1 via a screw portion 28c of the piston 28, which will be described later, and is fixed to the piston rod 1. Thereby, the pipe 12 and the cap 13 are fixed in the coil bobbin 10, and the coil bobbin 10 is also fixed in the piston rod 1.
[0021]
In addition, although a poppet type valve body may be separately connected to the armature, in this embodiment, since the armature is the poppet type valve body 14, the poppet type valve body falls off from the armature, or the armature and the poppet type valve body. Since there is no play between the valve body and the valve body, the operation is stable as compared with a case where a poppet type valve body is separately connected to the armature, and a situation in which the solenoid is hardly damaged is less likely to occur. In addition, a valve body of another shape may be used instead of the poppet-type valve body, but the poppet-type valve body secures the axis with the spool, so that the operation stability is ensured, and During the operation, the valve head of the poppet-type valve element is adapted to the opening end of the first chamber described later, so that the airtightness is improved.
[0022]
When the sleeve 17 is fixed in the piston rod 1 as described above, the large diameter portion 17c of the sleeve 17 has a hole at a position facing the port 1a provided in the large diameter portion 1d of the piston rod 1. 17a is provided, and the inside and outside of the sleeve 17 are communicated by the hole 17a. Therefore, the rod side chamber R1 outside the piston rod 1 communicates with the inside of the sleeve 17 via the port 1a and the hole 17a of the sleeve 17.
[0023]
The coil bobbin 10 is urged by a disc spring 41 interposed between the upper end thereof and the step 1e of the piston rod 1, so that the coil bobbin 10 is prevented from being displaced in the piston rod 1. I have. As described above, when the disc spring 41 is used, when the coil bobbin 10 or the like is fixed by the piston 28 described later, it is possible to prevent the occurrence of backlash due to a dimensional error, which is convenient and facilitates the processing. .
[0024]
Further, a harness 18 containing an electric wire (not shown) having one end connected to the coil C from the upper end of the coil bobbin 10 extends upward in the small-diameter portion 1c of the piston rod 1, and is not shown. The electric wire in the harness 18 is connected to a power source, and a current can be supplied to the coil C via the electric wire. Further, an O-ring 16 is fitted around the outer periphery of the sleeve 17, the space between the sleeve 17 and the piston rod 1 is sealed by the O-ring 16, and the cap 13, the pipe 12 and the sleeve 17 are welded. The cylinder 2 is joined, and the inside of the cylinder 2 is made liquid-tight, so that leakage of hydraulic oil from inside the piston rod 1 and intrusion of hydraulic oil into the coil C are prevented.
[0025]
A bottomed cylindrical poppet type valve element 14 is slidably inserted into the upper end inside the small diameter portion 17d of the sleeve 17 and the inner circumference of the pipe 12, and an urging spring is provided between the poppet type valve element 14 and the cap 13. The poppet type valve element 14 is always urged by the urging spring 11 in a direction in which the poppet type valve element 14 projects from the inside of the coil C, that is, downward in FIG. Thus, the spool 19 slidably inserted into the sleeve 17 is pressed against the annular valve seat 26b of the disk-shaped disk 26 provided further below the spool 19. Note that the spring constant of the biasing spring 11 may be set to an appropriate value according to a desired damping force.
[0026]
Therefore, when the coil C is supplied with electric current from a power source via a wire and is excited, the poppet-type valve element 14 is attracted to the cap 13 as a fixed iron core by the magnetic field generated by the coil C, and the spring force of the urging spring 11 is increased. Can move upward in the figure away from the spool 19.
[0027]
The spool 19 has a cylindrical shape with a land portion 19b provided on the outer periphery of an intermediate portion, and an annular groove 19c is provided along the circumferential direction on the outer periphery of the side surface of the spool 19 downward from the lower end of the land portion 19b. The first chamber 20 is opened at the upper end of the spool 19 in the figure, and the second chamber 22 having a larger diameter than the first chamber 20 is opened at the lower end of the spool 19 in the figure. An annular groove 23 is formed along the circumferential direction, a communication hole 25 communicating the annular groove 23 with the second chamber 22 is provided, and the first chamber 20 and the pressure chamber 61 partitioned above the spool 19 are formed. The first chamber 21 and the second chamber 22 communicate with each other via a throttle 19a while communicating with a first hole 21 formed in the vicinity of the land portion 19b. The upper end in the figure is the second hole 2 In which to communicate with. The outer periphery of the spool on the side of the first chamber 20 is slid in the small-diameter portion 17d of the sleeve 17, the outer periphery of the land portion 19b of the spool 19 is slid on the inner periphery of the large-diameter portion 17c of the sleeve 17, and Since the valve head 14a of the poppet type valve body 14 is urged by the urging spring 11, the opening end of the first chamber 20 of the spool 19 is normally closed.
[0028]
Note that the annular groove 23 of the spool 19 pushes the poppet type valve element 14 upward in the drawing due to the pressure of the hydraulic oil and moves the step portion 17b of the sleeve 17 and the land portion of the spool 19 even if the spool 19 moves upward in the drawing. The upper end of the spool 19 abuts, and further upward movement of the spool 19 is restricted, so that the hole 17 a of the sleeve 17 is not closed, and a flow path for liquid such as hydraulic oil is secured. ing.
[0029]
Further, a disc-shaped disk 26 is sandwiched between a lower end of the sleeve 17 and a piston 28 described later. An annular valve seat 26b is provided on the upper surface of the disk 26, and a hole communicating the upper and lower sides of the disk 26 is provided. 26a is drilled. As described above, the valve seat 26 b of the disk 26 pushes the open end of the first chamber 20 of the spool 19 downward in FIG. 1 by the spring force of the urging spring 11. The lower end is in contact with the vicinity of the opening end of the second chamber 22.
[0030]
The piston 28 has a substantially cylindrical shape, is provided with a step portion 28a on its inner periphery, a hook portion 28b on its lower end, and a screw portion 28c on its upper inner and outer periphery. The outer periphery of the screw portion 28c is screwed into the screw portion 1b provided on the inner periphery of the piston rod 1, and the inner periphery of the screw portion 28c is held while the step 26a of the piston 28 and the lower end of the sleeve 17 sandwich the disk 26. The piston 28 is fixed to the inner periphery of the lower end of the piston rod 1 by screwing with a screw portion provided on the outer periphery of the large diameter portion 17c of the sleeve 17.
[0031]
That is, the piston 28 connects the piston rod 1 and the sleeve 17, and furthermore, the disk 26, the spool 19, the poppet type valve 14, the urging spring 11, which is sandwiched and fixed by the step 28 a of the piston 28 and the sleeve 17. It also has a role of fixing the coil bobbin 10, the cap 13, and the pipe 12, and by simply screwing the piston 28, most of the members of the above-described damping characteristic variable mechanism are fixed, and the assembling property is good. .
[0032]
In the piston 28, spacers 27 and 38 and a disk 32 are sandwiched by a lower end of a step 28a of the piston 28 and a hook portion 28b of a lower end of the piston 28. The disk 32 has an annular valve seat 32a. A hole 32b and a center hole 32c are provided on the upper surface and communicate with each other vertically, and a guide 36 is fitted into the center hole 32c. Although two holes 32b are shown in the drawing, more holes 32b may be provided, but it is not preferable but one hole may be provided.
[0033]
The guide 36 includes a valve stopper 35, a leaf spring 34 for urging the leaf valves 30 and 31 and the disc 33, a leaf valve 30 and 31 as a damping force generating element, a disc 33, and spacers 37 and 37 in order from the top in the figure. A notch 33a is provided in the outer periphery of the lower end of the disk 33, and the outer periphery of the lower end is made to contact the step 33b of the disk 33 with the upper surface of the inner periphery of the leaf valves 30, 31 while the leaf valve is in contact therewith. Inserted in the inner circumference of 30, 31. The outer peripheral sides of the leaf valves 30 and 31 are in contact with the annular valve seat 32 a of the disk 32 so as to be vertically movable. Although two leaf valves are shown as one set in the drawing, one leaf valve may be used depending on a desired damping force, a plurality of leaf valves may be stacked, and a ring having a smaller diameter than a leaf valve for backing up. May be used over the leaf valve. As the damping force generating element, a commonly used element other than the leaf valve may be used.
[0034]
Since the disc 33 is urged toward the spacers 37, 37 by the leaf spring 34, the inner peripheral side of the leaf valves 30, 31 is a fulcrum for the flow of hydraulic oil from below in the figure. The outer peripheral sides of the leaf valves 30 and 31 bend upward to create a gap between the leaf valves 30 and 31 and generate a damping force in the gap. Conversely, when the hydraulic oil flows from above in FIG. The seat 32a serves as a fulcrum, and the inner peripheral side of the leaf valves 30, 31 bends downward to form a gap between the step portion 33b of the disk 33 and the leaf valves 30, 31, so that the hydraulic oil passes through the notch 33a. The damping force can be generated in this gap.
[0035]
A piston ring 29 is fitted on the outer periphery of the piston 28, and the piston ring 29 is in sliding contact with the cylinder 2 of the shock absorber.
[0036]
As can be seen from the above, the rod-side chamber R1 and the piston-side chamber R2 defined by the piston ring 29 of the piston 28 pass through the port 1a, the hole 17a, the communication hole 25, the second chamber 22, the hole 26a, and the piston 28. In addition to being communicated through the flow path, it is also communicated from the second chamber 22 through a flow path that bypasses the throttle 19 a, the first chamber 20, and the hole 24.
[0037]
In FIG. 1, the leaf valve that opens inward and outward is used as described above, but instead, as shown in FIG. 3, the leaf valve is opened only when the hydraulic oil flows downward from above in the figure. One that works and one that works only when the hydraulic oil moves upward from below in the drawing may be used. That is, a disc 57 is provided in the piston 28 and fixed in the piston 28 by being sandwiched between the upper and lower spacers 27 and 38, and the disc 57 is provided with holes 57b and 57d and a central hole 57e communicating vertically. Valve seats 57a and 57c are provided on the upper surface and the lower surface, respectively, and a guide 56 is fitted in the central hole 57e. The holes 57b and 57d are provided so as to be concentric with each other.
[0038]
The leaf valves 30, 30, 31, 31 seated on the upper and lower valve seats 57a, 57c of the disc 57 are fitted on the guide 56. Each leaf valve 30, 30, 31, 31 is fitted to the guide 56. The upper and lower flanges 56a and 56b are fixed so as not to fall off the guide 56. Although two leaf valves are shown as one set as shown in the figure, the number of leaf valves may be one depending on the desired damping force, a plurality of leaf valves may be stacked, or a ring having a smaller diameter than a leaf valve for backup may be used. It may be used by overlapping the valve.
[0039]
Accordingly, the leaf valves 51 and 52 are seated on the upper valve seat 57a, and the leaf valves 54 and 55 are seated on the lower valve seat 57c. 55 operates only when the hydraulic oil moves from the upper side to the lower side in the figure, and the leaf valves 51 and 52 operate only when the hydraulic oil moves from the lower side to the upper side in the figure.
[0040]
Subsequently, the operation will be described with reference to FIGS. First, the case where the coil C is not energized will be described. In FIG. 2, when the piston rod 1 moves upward with respect to the cylinder 2 in the drawing, that is, when the shock absorber is in the extension stroke, the hydraulic oil is supplied to the rod side chamber. R1 passes through the port 1a of the piston rod 1 and flows into the piston rod 1, and then to the second chamber 22 in the spool 19 via the hole 17a of the sleeve 17, the annular groove 23 of the spool 19, and the communication hole 25. Inflow. Further, the hydraulic oil flows from the second chamber 22 into the first chamber 20 via the throttle 19a.
[0041]
At this time, since the spool 19 is pressed toward the disk 26 by the valve head 14a of the poppet type valve element 14, the open end of the first chamber 20 of the spool 19 is closed by the poppet type valve element 14, On the other hand, the lower end of the spool 19 near the opening end of the second chamber 22 is seated on the valve seat 26b of the disk 26, and the pressure in the first chamber 20 and the second chamber 22 increases.
[0042]
Then, as a result of the increase in the pressure, when the force pushing the poppet type valve element 14 upward in the drawing by this pressure overcomes the spring force of the urging spring 11, the hydraulic oil in the first chamber 20 becomes the poppet type valve element 14a. From the gap formed between the open end of the first chamber 20 and the pressure chamber 60 formed by the upper end of the spool 19, the inner circumference of the small diameter portion 17 d of the sleeve 17 and the poppet type valve element 14, the hole 24, and the disk 26. It passes through the hole 26a and flows into the leaf valve side. In the leaf valve shown in FIG. 3, the hydraulic oil passes through the hole 57d of the disk 57, pushes the leaf valves 54 and 55 open, and flows into the piston side chamber. At this time, in the case of the leaf valve shown in FIG. 1, as shown in FIG. 2, the valve seat 32a becomes a fulcrum, the leaf valves 30, 31 bend, and the step portion 33b of the disk 33 and the leaf valve 30, A gap is formed between the hydraulic fluid 31 and the hydraulic fluid, and the hydraulic oil passes through the notch 33a and flows into the piston side chamber R2.
[0043]
Assuming that the pressure at this time is Pp, as shown in FIG. 3, the pressure in the first chamber 20 and the pressure in the pressure chamber 61 communicating with the first chamber 20 via the hole 21 are always Pp, and the piston speed When the flow rate of the hydraulic oil further increases, the pressure in the second chamber 22 increases by the pressure loss of the throttle 19a, and the force in the direction of pushing the spool 19 upward in FIG. 3 increases. When the pressure in the second chamber 22 reaches a cracking pressure that creates a gap between the valve seat 26b of the disk 26 and the vicinity of the opening end of the second chamber 22 at the lower end of the spool 19 seated on the valve seat 26b. A gap is formed between the valve seat 26b of the disk 26 and the end of the spool 19, and the hydraulic oil passes through this gap and flows into the leaf valves 30, 31. Further, as described above, the leaf valve 30 , 31 and eventually flows into the piston side chamber R2.
[0044]
Assuming that the cracking pressure at this time is Pcr (extension side), from the balance of the spool shown in FIG.
Pcr (extended side) = 4 × F × (D4 ² -D2 ² + D1 ² ) ÷ (π × D1 ² × D3 ² )
It becomes. Here, F is the spring force of the urging spring for urging the poppet type valve element 14, D1 is the inner diameter of the first chamber 20, D2 is the outer diameter of the upper end of the spool 19, D3 is the spool 26b of the disk 26 is the spool. The diameter D4 of the sheet portion that seats 19 is the outer diameter of the land portion 19b of the spool 19.
[0045]
That is, the damping force at this time is obtained by adding the damping force corresponding to the cracking pressure to the damping force due to the differential pressure generated by the leaf valve. When the piston speed is low as shown in FIG. When the piston speed reaching the cracking pressure is high, a damping force as shown by the line X1 is generated between the gap formed between the valve and the opening end of the first chamber of the spool 19, the leaf valves 30, 31 and the throttle 19a. The damping force as shown by the line Y1 can be generated by the valves 30 and 31, and the damping characteristics can be changed.
[0046]
It is to be noted that the first chamber 20 and the second chamber 22 can be used without the throttle 19a, but when the first chamber 20 and the second chamber 22 communicate with each other via the throttle 19a, the pressure in the second chamber 22 is increased as described above. A differential pressure is generated between the pressure in the first chamber 20 and the pressure in the pressure chamber 61, and the valve seat 26 b of the disc 26 and the lower end of the spool 19 seated on the valve seat 26 b are reliably opposed to the biasing spring 11. A gap can be generated between the vicinity of the opening end of the second chamber 22 and the outer diameter of the land 19b of the spool 19, the outer diameter of the upper end thereof, the inner diameter of the first chamber 20, and the seat diameter of the valve seat 26b. Can prevent the spool 19 from moving upward in the drawing against the spring force of the urging spring due to the processing error of each dimension of, the operation is stabilized, and the spool 19 and the valve seat are prevented from moving. Processing of 26b becomes easy
[0047]
Conversely, in FIG. 4, when the piston rod 1 moves downward with respect to the cylinder 2 in the drawing, that is, when the shock absorber is in the pressure stroke, the hydraulic oil flows from the piston side chamber R2 to the piston rod 1 from the lower end of the piston rod 1. 1 and passes through the hole 32b of the disk 32, pushes the leaf valves 30, 31 open with the inner peripheral sides of the leaf valves 30, 31 as fulcrums, and is generated between the leaf valves 30, 31 and the valve seat 32a. Through the gap, and further flows into the pressure chamber 62 formed below the spool 19 and the inner periphery of the sleeve 17 through the hole 26 a of the disk 26. Then, a part of the hydraulic oil flowing into the pressure chamber 62 flows into the pressure chamber 60 on the upper surface of the spool 19 through the hole 24 of the spool 19. However, the poppet type valve element 14 closes the open end of the first chamber 20 of the spool 19, and the lower end of the spool 19 near the open end of the second chamber 22 is seated on the valve seat 26 b of the disk 26. Therefore, the hydraulic oil cannot flow into the spool 19, and the pressures in the pressure chambers 60 and 62 increase.
[0048]
When the pressure reaches a cracking pressure at which a gap is formed between the valve seat 26b of the disk 26 and the vicinity of the opening end of the second chamber 22 at the lower end of the spool 19 seated on the valve seat 26b, the disk 26 Between the valve seat 26b and the end of the spool 19, the hydraulic oil passes through the gap and flows into the spool 19, and further, the communication hole 25 of the spool 19, the annular groove 23, and the sleeve. 17 and the port 1a of the piston rod 1, and eventually flows into the rod side chamber R1.
[0049]
Assuming that the cracking pressure at this time is Pcr (pressure side), from the balance of the spool shown in FIG.
Pcr (pressure side) = 4 × F ÷ (π × D4 ² -D3 ² -D2 ² )
It becomes. Here, as in the above case, F is the spring force of the urging spring for urging the poppet type valve element 14, D2 is the outer diameter of the upper end of the spool 19, D3 is the valve seat 26b of the disk 26 and the spool 19 seats the spool 19. The sheet portion diameter D4 is the outer diameter of the land portion 19b of the spool 19.
[0050]
That is, the damping force at this time is a value obtained by adding the damping force corresponding to the cracking pressure to the damping force due to the differential pressure generated by the leaf valve, as described above. When the piston speed is low, the damping force does not reach the cracking pressure, and in FIG. A damping force as shown by the line X2 is generated, and when the piston speed reaching the cracking pressure is high, the damping force as shown by the line Y2 in FIG. 6 can be generated by the leaf valves 30 and 31 to change the damping characteristics. It is.
[0051]
As described above, the cracking pressure is determined by the spring force of the urging spring that urges the poppet type valve element 14, the inner diameter of the first chamber 20, the outer diameter of the upper end of the spool 19, and the valve seat 26b of the disk 26. Since it is determined by the diameter of the sheet portion where the sheet 19 is seated and the outer diameter of the land portion 19b of the spool 19, the dimensions of each of the above portions may be set in accordance with the desired attenuation characteristics. Also, the ratio of the cracking pressure at the time of the extension stroke of the shock absorber to the cracking pressure at the time of the pressure stroke can be freely set by changing the dimensions of the above-mentioned parts. Further, this spool can cope with various shock absorbers having different pressure receiving areas at the time of the extension stroke and at the time of the pressure stroke only by a small change in the dimensions of each part.
[0052]
Next, when a current is applied to the coil C, a magnetic field is generated around the coil C, a magnetic force is generated in the cap 13, and a force is generated in a direction in which the poppet type valve element 14 is attracted to the cap 13. However, since the poppet type valve element 14 is urged by the spring force of the urging spring 11, the open end of the first chamber 20 of the spool 19 remains closed.
[0053]
Here, the force F acting to press the poppet type valve element 14 against the spool 19 is obtained by subtracting the attraction force of the solenoid S from the spring force of the urging spring 11. Accordingly, in this case, the cracking pressure Pcr decreases in both the extension stroke and the pressure stroke of the shock absorber by the decrease in the value of F in the above two equations. At this time, the cracking pressure Pcr depends on the magnitude of the value of F as is apparent from the above two equations. However, the value of F decreases in proportion to the value of the current flowing through the coil C. It is proportional to the value of the current flowing through C. Therefore, in this case, since the cracking pressure Pcr becomes small, the damping characteristics can be changed.
[0054]
Further, since the cracking pressure Pcr is proportional to the current value flowing through the coil C, that is, changes linearly with respect to the current value, the conventional shock absorber indirectly controls the cracking pressure. Since the cracking pressure can be directly controlled differently, it becomes easier to control the damping characteristic as compared with the conventional shock absorber. Since no orifice is used, there is no instability in the damping characteristic due to variations due to dimensional errors of the parts, and even if there is a dimensional error in processing of each part, it can be easily adjusted with the current value. In addition to the effect that a stable damping characteristic can be obtained, the effect that the processing becomes easy can be obtained.
[0055]
When the current flowing through the coil C is further increased, the solenoid S eventually generates a suction force greater than the spring force of the urging spring 11, and the poppet-type valve element 14 separates from the spool 19. Since the spring force of the urging spring 11 acting on the spool 19 at this time becomes zero, the cracking pressure Pcr during the extension stroke and the pressure stroke of the shock absorber both becomes zero, so that the hydraulic oil passes through the spool 19 without resistance. Therefore, the generated damping force is generated by the pressure loss of only the leaf valves 30 and 31, and the lowest damping force is obtained as shown by the lines Z1 and Z2 in FIG.
[0056]
That is, in this shock absorber, the amount of current supplied to the coil C of the solenoid S is changed to change the damping force between the line Z1 and the lines X1 and Y1 in FIG. 6 during the extension stroke. In the pressure stroke, the damping force can be changed between the line Z2 in FIG. 6 and the lines X2 and Y2.
[0057]
Therefore, in this shock absorber, the riding comfort of the vehicle can be improved. Further, a solenoid can be provided in the piston rod, and there is no need to provide a solenoid outside the shock absorber or on the bottom member or the head member of the shock absorber, so that the shock absorber can be made compact.
[0058]
This concludes the description of the embodiments of the present invention, but it goes without saying that the scope of the present invention is not limited to the details shown or described.
[0059]
【The invention's effect】
According to the invention of each claim, it is possible to generate a damping characteristic according to the piston speed.
[0060]
Further, the cracking pressure can be reduced in proportion to the value of the current flowing through the solenoid coil, and the damping characteristic can be changed.
[0061]
Furthermore, since the cracking pressure is proportional to the current value flowing through the coil, that is, changes linearly with the current value, the conventional shock absorber controls the cracking pressure indirectly. Since the cracking pressure can be controlled, the damping characteristic of the shock absorber can be more easily controlled as compared with the conventional shock absorber. And since no orifice is used, there is no instability of the damping characteristic due to the variation due to the dimensional error of the parts, and even if there is a dimensional error in each part, it can be easily adjusted with the current value, so that the stable In addition to the effect of obtaining the damping characteristics, the effect of facilitating the processing can be obtained.
[0062]
When the current flowing through the coil is further increased, the generated damping force is generated by the pressure loss of only the damping force generating element, and the lowest damping force is obtained.
[0063]
Therefore, the damping characteristics can be easily controlled and stable damping characteristics can be obtained, so that the riding comfort of the vehicle can be improved.
[0064]
Further, a solenoid can be provided in the piston rod, and there is no need to provide a solenoid outside the shock absorber or on the bottom member or the head member of the shock absorber, so that the shock absorber can be made compact.
[0065]
According to the second aspect of the present invention, since the first chamber and the second chamber are communicated via the throttle, the pressure in the second chamber is increased to generate a pressure difference between the first chamber and the first chamber. A gap can be created between the valve seat of the disk and the vicinity of the opening end of the second chamber 2 at the lower end of the spool against the urging spring.
[0066]
According to the third aspect of the present invention, most members of the damping characteristic variable mechanism of the shock absorber are fixed by simply screwing the piston, and the assembling property is good.
[0067]
According to the fourth aspect of the present invention, the spool is biased by the bias spring due to errors in the processing of the outer diameter of the land portion of the spool, the outer diameter of the upper end side, the inner diameter of the first chamber, and the seat portion diameter of the valve seat. Can be prevented from being unable to move against the spring force of the above, the operation is stabilized, and machining of the spool and the valve seat is facilitated.
[0068]
The cracking pressure is determined by the spring force of the urging spring for urging the poppet type valve, the inner diameter of the first chamber, the outer diameter of the upper end of the spool, the diameter of the seat where the valve seat seats the spool, and the land of the spool. Since it is determined by the outer diameter of the part, the dimensions of each part can be set according to the desired damping characteristics, and the ratio of the cracking pressure at the time of the extension stroke of the shock absorber to the cracking pressure at the time of the pressure stroke can also be changed. Can be set freely. Therefore, the spool can cope with various shock absorbers having different pressure receiving areas at the time of the extension stroke and at the time of the pressure stroke only by a small change in the size of each part, and is excellent in its applicability.
[0069]
According to the fifth aspect of the present invention, since the armature is a poppet-type valve, the poppet-type valve does not fall off from the armature and the backlash between the armature and the poppet-type valve does not occur. The operation is stable as compared with a case where a poppet type valve element is separately connected, and a situation where the solenoid is damaged is less likely to occur. In addition, the poppet-type valve body secures the axis with the spool, so that the operation stability is ensured. Further, the valve head of the poppet-type valve body is opened at one end of the spool during use. Alternatively, the sealing performance is improved because the opening is adapted to the opening end of the first chamber.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a shock absorber according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing a flow of hydraulic oil during an extension stroke of a shock absorber according to the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing the balance of forces acting on the spool during the extension stroke of the shock absorber according to the present invention.
FIG. 4 is a diagram showing a flow of hydraulic oil during a pressure stroke of the shock absorber according to the present invention.
FIG. 5 is a view showing the balance of the forces acting on the spool during the pressure stroke of the shock absorber according to the present invention.
FIG. 6 is a diagram showing the damping characteristics of the shock absorber according to the present invention.
[Explanation of symbols]
1 piston rod
1a port
2 cylinder
11 biasing spring
14 Armature barrel poppet valve
17 sleeve
17a hole
17c Large diameter part
17d small diameter part
19 spool
19a aperture
19b Land
20 Room 1
21 holes
22 Room 2
23 annular groove
24 holes
25 Communication hole
26 disks
26b valve seat
28 piston
30, 31 Leaf valve as a damping force generating element
Pcr cracking pressure
R1 Rod side chamber as first liquid chamber
R2 Second liquid chamber piston side chamber
C coil
S solenoid

Claims

A cylinder, a hollow piston rod movably inserted into the cylinder via a hollow piston, a first liquid chamber and a second liquid chamber in which the piston divides the cylinder, a piston rod and a piston. A buffer provided with a flow path communicating the first liquid chamber and the second liquid chamber, a variable extension / compression-side damping characteristic mechanism, and a variable extension / compression-side damping force generating element provided in series in the middle of the channel. Wherein the variable damping characteristic mechanism comprises a solenoid, a valve seat, and a hollow spool provided with a communication hole communicating between the inside and the outside thereof, and the spool is always closed at one end opening of the spool. Between the armature, which is energized by the solenoid and is sucked in the opening direction when the solenoid is excited, and a valve seat that closes the other end of the spool, and the other end of the valve seat and the spool is opened by current control of the solenoid. Buffer, characterized in that to change the damping characteristics by changing the cracking pressure to open between parts.

The inside of the spool is divided into a first chamber opened from one end of the spool and a second chamber opened from the other end of the spool communicating with each other via a throttle, and the spool is placed in the piston rod in the first chamber side. 2. The shock absorber according to claim 1, wherein the shock absorber is inserted toward the inside of the piston rod, and the communication hole is provided at a position where the second chamber communicates with the outside of the spool. 3.

The piston rod is provided with a port that connects the inside and outside of the piston rod, the sleeve is inserted concentrically into the piston rod, the spool is slidably inserted into the sleeve, and a hole is formed in the sleeve that faces the port of the piston rod. Then, the communication hole of the spool is opposed to the hole of the sleeve, the piston is made substantially cylindrical, a step is provided on the inner periphery thereof, and the valve seat is held between the step and the lower end of the sleeve. The shock absorber according to claim 1 or 2, wherein a screw is screwed to an inner periphery of the piston rod and an outer periphery of a lower end portion of the sleeve.

The sleeve is formed in a cylindrical shape having a large-diameter portion and a small-diameter portion, and the spool has a cylindrical shape provided with a land portion on the outer periphery. The annular groove is formed in the land portion along a circumferential direction, and the communication is performed. A hole is provided so as to communicate the annular groove with the second chamber. The first chamber communicates with the outer periphery of the spool on the first chamber side by a first hole provided in the vicinity of the land portion. The chamber side end and the second chamber side end of the land portion of the spool communicate with each other through a second hole. 4. The shock absorber according to claim 3, wherein an outer periphery of a land portion of the spool is brought into sliding contact with the spool.

The shock absorber according to any one of claims 1 to 4, wherein the armature is a poppet type valve body which is urged to always close the opening of the first chamber with an urging spring.