【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、車両のサスペンション装置等に用いられる油圧緩衝器に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般的に、自動車等の車両のサスペンション装置においては、車体（バネ上）と車輪（バネ下）との間に、懸架バネと共に油圧緩衝器が装着され、バネ上、バネ下間の振動を吸収して、操縦安定性及び乗り心地をよくしている。
【０００３】
自動車のサスペンション装置に装着される筒型油圧緩衝器の一例について、図６を参照して説明する。図６に示すように、油圧緩衝器１は、単筒式油圧緩衝器であって、有底円筒状のシリンダ２の開口部にロッドガイド３およびロッドシール４が取付けられ、シリンダ２内の底部側に、フリーピストン５が摺動可能に嵌装されている。シリンダ２内は、フリーピストン５によって底部側のガス室６と他端側の油室７とに画成されており、ガス室６には高圧ガスが封入され、油室７には油液が封入されている。
【０００４】
シリンダ２の油室７には、ピストン８が摺動可能に嵌装され、このピストン８によって、油室７内がシリンダ上室７Ａとシリンダ下室７Ｂとの２室に画成されている。ピストン８には、ピストンロッド９の一端がナット１０によって連結されており、ピストンロッド９の他端側は、ロッドガイド３およびロッドシール４に、摺動可能かつ液密的に挿通されて外部へ延出されている。
【０００５】
ピストン８には、シリンダ上下室７Ａ，７Ｂ間を連通させる伸び側油路１１および縮み側油路１２が設けられている。伸び側油路１１および縮み側油路１２には、それぞれ、その油液の流動を制御して減衰力を発生させるオリフィスおよびディスクバルブ等からなる伸び側減衰力発生機構１３および縮み側減衰力発生機構１４が設けられている。
【０００６】
この構成により、ピストンロッド９の伸び行程時には、シリンダ２内のピストン８の摺動にともない、シリンダ上室７Ａの油液がピストン８の伸び側油路１１を通ってシリンダ下室７Ｂへ流れ、伸び側減衰力発生機構１３によって減衰力が発生する。また、縮み行程時には、シリンダ下室７Ｂの油液が縮み側油路１３を通ってシリンダ上室７Ａへ流れ、縮み側減衰力発生機構１４によって減衰力が発生する。このとき、ピストンロッド９の侵入、退出による油室７の容積変化をフリーピストン５が移動してガス室６の高圧ガスを圧縮、膨張することによって補償する。
【０００７】
また、ロッドシール４は、パッキン又はオイルシールをピストンロッド９の外周面に密着させて、ピストンロッド９を円滑に摺動させながら、高圧下においてシリンダ２内の油液の漏れ及びシリンダ２内への埃、雨水等の異物の侵入を防止している。さらに、摩擦力を適度に高めたパッキン又はオイルシールを用いることにより、伸び側及び縮み側減衰力発生機構１３，１４による減衰力が発生しないピストンロッド９の微小ストローク領域において、摩擦力によって減衰力を発生させることにより、微小振動を効果的に制振することができる。
【０００８】
油圧緩衝器１に装着される従来のロッドガイド３及びロッドシール４の構造について図７を参照して説明する。図７に示すように、ロッドガイド３及びロッドシール４は、シリンダ２の開口部内に嵌合されて、シリンダ２の側壁をカシメることによって固定されている。ロッドシール４は、金属製の補強部材１５の内周部にメインリップ１６及びダストリップ１７を加硫接着したものであり、メインリップ１６によってシリンダ２内の油液をシールし、ダストリップ１７によって、シリンダ２内への異物の侵入を防止している。メインリップ１６は、シリンダ上室７の圧力を受ける受圧部を有しており、この圧力によってピストンロッド９に押圧されることにより、高圧下におけるシール性を高めている。
【０００９】
ロッドシールの摩擦力によって減衰力を制御する油圧緩衝器に関する先行技術として、例えば特許文献１には、ソレノイドアクチュエータを用いて、摩擦力を電気的に制御するものが開示されている。
【特許文献１】
特開２００２−３４９６３０号公報
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、図７に示す従来のロッドシール４では、次のような問題がある。ピストンロッド９への高周波入力時に、減衰力発生に伴う高い動圧がメインリップ１６の受圧部に作用して摩擦力が増大することにより、減衰力が過度に上昇し、振動、騒音の吸収を充分に行うことができず、乗り心地の悪化の原因となる。特に、ガス室に高圧ガスを封入した単筒式油圧緩衝器の場合、シリンダの内圧が高圧となるので、ロッドシールの摩擦力の増大が問題となる。
【００１１】
また、特許文献１に記載されたものでは、摩擦力を電気的に制御することができるが、ソレノイドアクチュエータ等を設けるために、構造が複雑で、スペース上の制約があり、製造コストが高くなるという問題がある。
【００１２】
本発明は、上記の点に鑑みてなされたものであり、構造が簡単で、ロッドシールの摩擦力を利用して適切な減衰力を得ることができる油圧緩衝器を提供することを目的とする。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するために、本発明は、油液が封入されたシリンダと、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に装着されたロッドガイド及びロッドシールに挿通されて外部へ延出されたピストンロッドとを備えた油圧緩衝器において、
前記ロッドガイドと前記ロッドシールとの間に圧力室が形成され、前記ロッドシールは、前記圧力室の内圧を受ける受圧部を有し、前記圧力室の内圧によって前記ピストンロッドに押圧され、前記ロッドガイドには、前記圧力室と前記シリンダ内の室とを連通する絞り通路が設けられていることを特徴とする。
このように構成したことにより、ピストンロッドへの高周波入力に対して、シリンダ内の室に生じる動圧が絞り通路によって圧力室に伝達されにくくなるので、高周波領域におけるロッドシールのピストンロッドに対する摩擦力の過度の上昇が防止される。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、本実施形態は、本発明を図６に示す油圧緩衝器１に適用したものであるから、以下の説明において、図６に示すものに対して、同様の部分には同一の符号を付して、異なる部分についてのみ詳細に説明する。
【００１５】
図１に示すように、本実施形態に係る油圧緩衝器１８では、シリンダ２の開口部内に、ロッドガイド１９が嵌合されて、シリンダ２の側壁に形成されたカシメ部２０に当接して軸方向に固定されている。シリンダ２の開口部内のロッドガイド１９の外側に、ロッドシール２１が嵌合され、ロッドガイド１９に形成された環状凸部２２に当接して、ロッドガイド１９とロッドシール２１との間に圧力室２３が形成されている。ロッドシール２１及びロッドガイド１９は、シリンダ２の開口端部がカシメられて、そのカシメ部２４によって固定されている。
【００１６】
ロッドガイド１９の外周部とシリンダ２の内周面との間は、Ｏリング２５によってシールされている。ロッドガイド１９の内周面とピストンロッド９との間は、フッ素樹脂等からなる低摩擦のシールリング２６及びバックアップリング２７からなる二重シールによってシールされている。これにより、圧力室２３とシリンダ上室７Ａとの間が確実にシールされている。なお、図１中、符号２８はピストンロッド９を摺動可能に支持するガイドリング、２９は、シールリング２６及びバックアップリング２７を保持するためにリテーナである。そして、ロッドガイド１９には、シリンダ上室７Ａと圧力室２３とを連通させる絞り通路３０が設けられている。
【００１７】
ロッドシール２１は、金属等の剛性材料からなる補強部材３１の外周部にシリンダ２の内周面との間をシールする内面シールリップ３２が加硫接着され、内周部にピストンロッド９との間をシールするダストリップ３３及びメインリップ３４が加硫接着されている。ダストリップ３３は、埃、雨水等の異物がシリンダ２内に侵入するの防止するためのものであり、ピストンロッド９への押圧力を付与するバネ３５が設けられている。メインリップ３４は、シリンダ２内（圧力室２３）からの油液の漏れを防止するためのものであり、ピストンロッド９への押圧力を付与するバネ３６が設けられている。メインリップ３４は、圧力室２３に対する受圧部３４ａを有しており、受圧部３４ａによって圧力室２３の内圧を受けて、ピストンロッド９に押圧されるようになっている。また、メインリップ３４は、ピストンロッド９との摩擦力によって減衰力を制御すべく適度に摩擦係数を高めたものが使用されている。
【００１８】
以上のように構成した本実施形態の作用について次に説明する。
シリンダ上室７Ａ内の油液の圧力は、ロッドガイド１９の絞り通路３０を介して圧力室２３に伝達され、圧力室２３の内圧がロッドシール２１のメインリップ３４の受圧部３４ａに作用して、メインリップ３４をピストンロッド９に押圧して、これらの間に作用する摩擦力によって減衰力を制御する。
【００１９】
このとき、圧力室２３は、絞り通路３０の絞りによって、シリンダ上室７Ａに対して一次遅れ系となるので、シリンダ上室７Ａの高周波領域の圧力変動が圧力室２３に伝達されにくくなる。したがって、絞り通路３０の流路面積を適当に設定することにより、バネ上共振周波数付近に相当する低周波領域においては、減衰力の発生によるシリンダ上室７Ａの動圧が殆どそのまま圧力室２３に伝達されることになり、その圧力によってメインリップ３４をピストンロッド９に押圧して減衰力を高めることができる。一方、バネ下共振周波数付近に相当する高周波領域においては、減衰力発生によるシリンダ上室７Ａの動圧が絞り通路３０によって圧力室２３に伝達されにくくなるので、圧力室２３の内圧の上昇が抑制され、メインリップ３４のピストンロッド９への押圧力を軽減して、減衰力の過度の上昇を防止することができる。
【００２０】
これにより、簡単な構造で、バネ上共振周波数付近の低周波振動に対しては、適度に減衰力を高めて車体を安定させることができ、バネ下共振周波数付近の高周波振動に対しては、減衰力の過度の上昇を防止して乗り心地を向上させることができる。
【００２１】
本実施形態に係る油圧緩衝器１８において、ピストン速度０．３ｍ／ｓ一定として、ピストンロッド９を周波数１．５Ｈｚ〜１５Ｈｚで加振した場合の各周波数についてのシリンダ上室７Ａ及び圧力室２３の内圧の変化を図３に示す。図３を参照すると、バネ上共振周波数に相当する１．５Ｈｚでは、シリンダ上室７Ａの内圧（上室圧）と圧力室２３の内圧（シール圧）とは、位相のズレはあるが略同圧であり、周波数の増大とともに圧力室２３の内圧（シール圧）が低下し、バネ上共振周波数に相当する１５Ｈｚでは、圧力室２３は、殆ど動圧が生じず、静圧状態に維持されていることがわかる。
【００２２】
ロッドシール２１の摩擦力を減衰力に換算した等価減衰係数とピストンロッド９の加振周波数との関係を図４に示す。図４を参照すると、本発明のものは、従来の高摩擦パッキン及び高摩擦オイルシールに対して、周波数の増大にともなう等価減衰力の低下が大きく、特にバネ下共振周波数付近の１０〜１５Ｈｚにおいて、等価減衰係数が小さく抑えられていることがわかる。
【００２３】
車体応答加速度とピストンロッド９の加振周波数との関係を図５に示す。図５を参照すると、通常のパッキンに対して、従来の高摩擦パッキン又は高摩擦オイルシールを用いた場合は、１．５Ｈｚ付近の低周波領域では、車体応答加速度を低く抑えて、いわゆる「フラット感」を得ることができるが、１５Ｈｚ付近の高周波領域では、逆に車体応答加速度が上昇して、いわゆる「ゴツゴツ感」、「ビリビリ感」を生じる高周波の微振動や騒音が増大することになる。これに対して、本発明のものでは、低周波領域の車体応答加速度を低く抑えるともに、高周波領域における車体応答加速度の上昇を最低限に抑えることができ、「フラット感」を得ると共に、「ゴツゴツ感」、「ビリビリ感」を抑えて良好な乗り心地を達成できることがわかる。
【００２４】
また、本発明に係る油圧緩衝器においては、減衰力の発生にともなって生じる高圧かつ高周波の動圧がシールロッド２１のメインリップ３４に作用しないので、メインリップ３４の耐久性を向上させることができる。
【００２５】
上記実施形態の変形例として、図２に示すように、ロッドガイド１９に、別体のオリフィス３７を取付けて、絞り通路３０の流路面積を設定するように構成することにより、オリフィス３７を交換することによって、ピストンロッド９の加振周波数に対する減衰力特性を容易に調整することが可能となる。
【００２６】
なお、上記実施形態では、一例として、本発明を単筒式油圧緩衝器に適用した場合について説明しているが、本発明は、これに限らず、リザーバを有する複筒式の油圧緩衝器にも同様に適用することができる。
【００２７】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明に係る油圧緩衝器によれば、ピストンロッドへの高周波入力に対して、シリンダ内の室に生じる動圧が絞り通路によって圧力室に伝達されにくくなるので、高周波領域におけるロッドシールのピストンロッドに対する摩擦力の過度の上昇を防止することができ、車両の操縦安定性及び乗り心地を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係る油圧緩衝器の要部であるロッドガイド及びロッドシール部を拡大して示す縦断面図である。
【図２】本発明の一実施形態の変形例に係る油圧緩衝器の要部であるロッドガイド及びロッドシール部を拡大して示す縦断面図である。
【図３】図１に示す油圧緩衝器の各加振周波数についてのシリンダ上室及び圧力室の内圧の変化を示すグラフ図である。
【図４】図１に示す油圧緩衝器のロッドシールの摩擦力を減衰力に換算した等価減衰係数とピストンロッドの加振周波数との関係を示すグラフ図である。
【図５】図１に示す油圧緩衝器の車体応答加速度とピストンロッドの加振周波数との関係を示すグラフ図である。
【図６】本発明を適用することができる単筒式油圧緩衝器の縦断面図である。
【図７】従来の油圧緩衝器のロッドガイド及びロッドシール部を拡大して示す縦断面図である。
【符号の説明】
２ シリンダ
８ ピストン
９ ピストンロッド
１８ 油圧緩衝器
１９ ロッドガイド
２１ ロッドシール
２３ 圧力室
３０ 絞り通路
３４ メインリップ
３４ａ 受圧部[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a hydraulic shock absorber used in a vehicle suspension device or the like.
[0002]
[Prior art]
In general, in a suspension device of a vehicle such as an automobile, a hydraulic shock absorber is mounted between a vehicle body (on a spring) and a wheel (under a spring) together with a suspension spring to absorb vibration between the spring and the unspring. Thus, the steering stability and the ride comfort are improved.
[0003]
An example of a cylindrical hydraulic shock absorber mounted on the suspension device of an automobile will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 6, the hydraulic shock absorber 1 is a single cylinder type hydraulic shock absorber, and a rod guide 3 and a rod seal 4 are attached to an opening of a bottomed cylindrical cylinder 2. On the side, a free piston 5 is slidably fitted. The cylinder 2 is defined by a free piston 5 into a gas chamber 6 on the bottom side and an oil chamber 7 on the other end side. The gas chamber 6 is filled with high-pressure gas, and the oil chamber 7 is filled with oil liquid. It is enclosed.
[0004]
A piston 8 is slidably fitted in the oil chamber 7 of the cylinder 2, and the oil chamber 7 is defined by the piston 8 as two chambers, a cylinder upper chamber 7 </ b> A and a cylinder lower chamber 7 </ b> B. One end of a piston rod 9 is connected to the piston 8 by a nut 10, and the other end of the piston rod 9 is slidably and liquid-tightly inserted into the rod guide 3 and the rod seal 4 to the outside. It has been extended.
[0005]
The piston 8 is provided with an extension side oil passage 11 and a contraction side oil passage 12 that communicate between the cylinder upper and lower chambers 7A and 7B. The extension-side oil passage 11 and the contraction-side oil passage 12 are respectively provided with an extension-side damping force generation mechanism 13 and a compression-side damping force generation composed of an orifice, a disk valve, and the like that control the flow of the oil to generate a damping force. A mechanism 14 is provided.
[0006]
With this configuration, during the extension stroke of the piston rod 9, as the piston 8 in the cylinder 2 slides, the oil in the cylinder upper chamber 7A flows to the cylinder lower chamber 7B through the extension-side oil passage 11 of the piston 8, A damping force is generated by the extension side damping force generation mechanism 13. Further, during the contraction stroke, the oil in the cylinder lower chamber 7 </ b> B flows through the contraction side oil passage 13 to the cylinder upper chamber 7 </ b> A, and the contraction side damping force generation mechanism 14 generates a damping force. At this time, the volume change of the oil chamber 7 due to the entry and exit of the piston rod 9 is compensated by the free piston 5 moving and compressing and expanding the high-pressure gas in the gas chamber 6.
[0007]
Further, the rod seal 4 has a packing or an oil seal in close contact with the outer peripheral surface of the piston rod 9, and smoothly slides the piston rod 9, and leaks oil in the cylinder 2 and into the cylinder 2 under high pressure. Intrusion of foreign matter such as dust and rainwater is prevented. Further, by using a packing or an oil seal with a moderately increased frictional force, a damping force is generated by the frictional force in the minute stroke region of the piston rod 9 where no damping force is generated by the expansion side and contraction side damping force generation mechanisms 13 and 14. By generating, minute vibrations can be effectively suppressed.
[0008]
The structure of the conventional rod guide 3 and rod seal 4 mounted on the hydraulic shock absorber 1 will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 7, the rod guide 3 and the rod seal 4 are fitted into the opening of the cylinder 2 and fixed by caulking the side wall of the cylinder 2. The rod seal 4 is obtained by vulcanizing and bonding a main lip 16 and a dust lip 17 to an inner peripheral portion of a metal reinforcing member 15. The oil lip in the cylinder 2 is sealed by the main lip 16, and the dust lip 17 Intrusion of foreign matter into the cylinder 2 is prevented. The main lip 16 has a pressure receiving portion that receives the pressure of the cylinder upper chamber 7 and is pressed against the piston rod 9 by this pressure, thereby improving the sealing performance under high pressure.
[0009]
As a prior art related to a hydraulic shock absorber that controls a damping force by a frictional force of a rod seal, for example, Patent Document 1 discloses that a frictional force is electrically controlled using a solenoid actuator.
[Patent Document 1]
JP 2002-349630 A
[Problems to be solved by the invention]
However, the conventional rod seal 4 shown in FIG. 7 has the following problems. When a high frequency is input to the piston rod 9, the high dynamic pressure caused by the generation of the damping force acts on the pressure receiving portion of the main lip 16 to increase the frictional force, so that the damping force rises excessively and absorbs vibration and noise. It cannot be performed sufficiently and causes a deterioration in ride comfort. In particular, in the case of a single cylinder type hydraulic shock absorber in which high pressure gas is sealed in the gas chamber, the internal pressure of the cylinder becomes high, so that an increase in the frictional force of the rod seal becomes a problem.
[0011]
In addition, although the frictional force can be electrically controlled in the device described in Patent Document 1, since a solenoid actuator or the like is provided, the structure is complicated, the space is limited, and the manufacturing cost is increased. There is a problem.
[0012]
The present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to provide a hydraulic shock absorber that has a simple structure and can obtain an appropriate damping force by using a friction force of a rod seal. .
[0013]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problems, the present invention provides a cylinder in which oil is sealed, a piston slidably fitted in the cylinder, one end connected to the piston, and the other end to the cylinder. A hydraulic shock absorber comprising a rod guide attached to the piston rod and a piston rod inserted through the rod seal and extended to the outside.
A pressure chamber is formed between the rod guide and the rod seal, and the rod seal has a pressure receiving portion that receives an internal pressure of the pressure chamber, and is pressed against the piston rod by the internal pressure of the pressure chamber, and the rod The guide is provided with a throttle passage communicating the pressure chamber and the chamber in the cylinder.
This configuration makes it difficult for the dynamic pressure generated in the chamber in the cylinder to be transmitted to the pressure chamber by the throttle passage in response to high-frequency input to the piston rod, so the frictional force of the rod seal on the piston rod in the high-frequency region Is prevented from rising excessively.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In this embodiment, since the present invention is applied to the hydraulic shock absorber 1 shown in FIG. 6, in the following description, the same reference numerals are given to the same parts as those shown in FIG. Only the different parts will be described in detail.
[0015]
As shown in FIG. 1, in the hydraulic shock absorber 18 according to the present embodiment, a rod guide 19 is fitted in the opening of the cylinder 2 and abuts against a caulking portion 20 formed on the side wall of the cylinder 2. It is fixed in the direction. A rod seal 21 is fitted to the outside of the rod guide 19 in the opening of the cylinder 2, abuts against an annular protrusion 22 formed on the rod guide 19, and a pressure chamber is provided between the rod guide 19 and the rod seal 21. 23 is formed. The rod seal 21 and the rod guide 19 are fixed by a caulking portion 24 with the opening end of the cylinder 2 being caulked.
[0016]
A space between the outer peripheral portion of the rod guide 19 and the inner peripheral surface of the cylinder 2 is sealed by an O-ring 25. A gap between the inner peripheral surface of the rod guide 19 and the piston rod 9 is sealed by a double seal made of a low friction seal ring 26 and a backup ring 27 made of fluororesin or the like. Thereby, the space between the pressure chamber 23 and the cylinder upper chamber 7A is securely sealed. In FIG. 1, reference numeral 28 is a guide ring that slidably supports the piston rod 9, and 29 is a retainer for holding the seal ring 26 and the backup ring 27. The rod guide 19 is provided with a throttle passage 30 that allows the cylinder upper chamber 7A and the pressure chamber 23 to communicate with each other.
[0017]
The rod seal 21 is formed by vulcanizing and bonding an inner surface seal lip 32 for sealing between the inner peripheral surface of the cylinder 2 and an outer peripheral portion of a reinforcing member 31 made of a rigid material such as metal. A dust strip 33 and a main lip 34 for sealing the gap are vulcanized and bonded. The dust lip 33 is for preventing foreign matter such as dust and rainwater from entering the cylinder 2, and a spring 35 for applying a pressing force to the piston rod 9 is provided. The main lip 34 is for preventing leakage of oil from the cylinder 2 (pressure chamber 23), and a spring 36 for applying a pressing force to the piston rod 9 is provided. The main lip 34 has a pressure receiving portion 34 a for the pressure chamber 23, receives the internal pressure of the pressure chamber 23 by the pressure receiving portion 34 a, and is pressed by the piston rod 9. Further, the main lip 34 is used with a friction coefficient appropriately increased so as to control the damping force by the frictional force with the piston rod 9.
[0018]
Next, the operation of the present embodiment configured as described above will be described.
The pressure of the oil in the cylinder upper chamber 7A is transmitted to the pressure chamber 23 through the throttle passage 30 of the rod guide 19, and the internal pressure of the pressure chamber 23 acts on the pressure receiving portion 34a of the main lip 34 of the rod seal 21. The main lip 34 is pressed against the piston rod 9, and the damping force is controlled by the frictional force acting between them.
[0019]
At this time, the pressure chamber 23 becomes a first-order lag system with respect to the cylinder upper chamber 7 </ b> A due to the restriction of the restriction passage 30, so that the pressure fluctuation in the high frequency region of the cylinder upper chamber 7 </ b> A is not easily transmitted to the pressure chamber 23. Therefore, by appropriately setting the flow passage area of the throttle passage 30, the dynamic pressure in the cylinder upper chamber 7 </ b> A due to the generation of the damping force is almost directly applied to the pressure chamber 23 in the low frequency region corresponding to the vicinity of the sprung resonance frequency. The main lip 34 is pressed against the piston rod 9 by the pressure, and the damping force can be increased. On the other hand, in the high frequency region corresponding to the vicinity of the unsprung resonance frequency, the dynamic pressure in the cylinder upper chamber 7A due to the generation of damping force is less likely to be transmitted to the pressure chamber 23 by the throttle passage 30, thereby suppressing the increase in the internal pressure of the pressure chamber 23. Thus, the pressing force of the main lip 34 on the piston rod 9 can be reduced, and an excessive increase in the damping force can be prevented.
[0020]
Thus, with a simple structure, it is possible to stabilize the vehicle body by moderately increasing the damping force for low-frequency vibrations near the sprung resonance frequency, and for high-frequency vibrations near the unsprung resonance frequency, Riding comfort can be improved by preventing an excessive increase in damping force.
[0021]
In the hydraulic shock absorber 18 according to the present embodiment, the piston speed of the cylinder upper chamber 7A and the pressure chamber 23 for each frequency when the piston rod 9 is vibrated at a frequency of 1.5 Hz to 15 Hz with a constant piston speed of 0.3 m / s. The change in internal pressure is shown in FIG. Referring to FIG. 3, at 1.5 Hz corresponding to the sprung resonance frequency, the internal pressure (upper chamber pressure) of the cylinder upper chamber 7A and the inner pressure (seal pressure) of the pressure chamber 23 are substantially the same although there is a phase shift. As the frequency increases, the internal pressure (seal pressure) of the pressure chamber 23 decreases, and at 15 Hz corresponding to the sprung resonance frequency, the pressure chamber 23 is maintained in a static pressure state with almost no dynamic pressure. I understand that.
[0022]
FIG. 4 shows the relationship between the equivalent damping coefficient obtained by converting the frictional force of the rod seal 21 into the damping force and the excitation frequency of the piston rod 9. Referring to FIG. 4, the present invention has a large decrease in equivalent damping force with an increase in frequency compared with the conventional high friction packing and high friction oil seal, particularly at 10 to 15 Hz near the unsprung resonance frequency. It can be seen that the equivalent attenuation coefficient is kept small.
[0023]
The relationship between the vehicle body response acceleration and the excitation frequency of the piston rod 9 is shown in FIG. Referring to FIG. 5, when a conventional high friction packing or high friction oil seal is used in comparison with a normal packing, the vehicle body response acceleration is kept low in a low frequency region near 1.5 Hz, so-called “flat”. In the high-frequency region near 15 Hz, the vehicle body response acceleration is increased, and the high-frequency micro-vibration and noise that cause the so-called “cracking feeling” and “billing feeling” increase. . On the other hand, according to the present invention, the vehicle body response acceleration in the low frequency region can be suppressed to a low level, and the increase in the vehicle body response acceleration in the high frequency region can be minimized. It can be seen that a good riding comfort can be achieved by suppressing the “feel” and “buzz”.
[0024]
Further, in the hydraulic shock absorber according to the present invention, the high-pressure and high-frequency dynamic pressure generated with the generation of the damping force does not act on the main lip 34 of the seal rod 21, so that the durability of the main lip 34 can be improved. it can.
[0025]
As a modification of the above embodiment, as shown in FIG. 2, the orifice 37 is replaced by attaching a separate orifice 37 to the rod guide 19 and setting the flow passage area of the throttle passage 30. By doing so, it becomes possible to easily adjust the damping force characteristic with respect to the excitation frequency of the piston rod 9.
[0026]
In the above-described embodiment, the case where the present invention is applied to a single cylinder hydraulic shock absorber is described as an example. However, the present invention is not limited to this, and the present invention is not limited to this. Can be applied similarly.
[0027]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the hydraulic shock absorber according to the present invention, the dynamic pressure generated in the chamber in the cylinder is less likely to be transmitted to the pressure chamber by the throttle passage in response to the high frequency input to the piston rod. An excessive increase in the frictional force of the rod seal with respect to the piston rod in the region can be prevented, and the steering stability and riding comfort of the vehicle can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an enlarged longitudinal sectional view showing a rod guide and a rod seal part, which are main parts of a hydraulic shock absorber according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged longitudinal sectional view showing a rod guide and a rod seal part, which are main parts of a hydraulic shock absorber according to a modification of the embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a graph showing changes in internal pressure of a cylinder upper chamber and a pressure chamber for each excitation frequency of the hydraulic shock absorber shown in FIG. 1;
4 is a graph showing the relationship between the equivalent damping coefficient obtained by converting the friction force of the rod seal of the hydraulic shock absorber shown in FIG. 1 into damping force and the excitation frequency of the piston rod.
FIG. 5 is a graph showing the relationship between the vehicle body response acceleration of the hydraulic shock absorber shown in FIG. 1 and the excitation frequency of the piston rod.
FIG. 6 is a longitudinal sectional view of a single cylinder type hydraulic shock absorber to which the present invention can be applied.
FIG. 7 is an enlarged longitudinal sectional view showing a rod guide and a rod seal portion of a conventional hydraulic shock absorber.
[Explanation of symbols]
2 Cylinder 8 Piston 9 Piston rod 18 Hydraulic shock absorber 19 Rod guide 21 Rod seal 23 Pressure chamber 30 Restriction passage 34 Main lip 34a Pressure receiving portion
