JP2008008483A - 油圧緩衝器 - Google Patents
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Abstract
【課題】安価で、且つ長期に及ぶ使用において安定した減衰力が確保される油圧緩衝器を提供する。
【解決手段】伸び側減衰弁11の弁座13が截頭円錐形状に形成され、ポペット15の弁座13に対する着座位置の変位に応じてポペット15の受圧面積を変化させてポペット15の着座位置の変位に伴う圧縮コイルばね16の取付け長さの変化によるばね力の変動を相殺し、ポペット15の着座位置の変位に伴う開弁力の変動が消滅される。これにより、極めて簡素な且つ安価な構造で、長期に及ぶ使用においても安定した減衰力が得られる油圧緩衝器1を提供することができる。
【選択図】図1
【解決手段】伸び側減衰弁11の弁座13が截頭円錐形状に形成され、ポペット15の弁座13に対する着座位置の変位に応じてポペット15の受圧面積を変化させてポペット15の着座位置の変位に伴う圧縮コイルばね16の取付け長さの変化によるばね力の変動を相殺し、ポペット15の着座位置の変位に伴う開弁力の変動が消滅される。これにより、極めて簡素な且つ安価な構造で、長期に及ぶ使用においても安定した減衰力が得られる油圧緩衝器1を提供することができる。
【選択図】図1
Description
本発明は、自動車等の車両の懸架装置に用いられる油圧緩衝器に関するもので、特に、ポペット弁構造を有する油圧緩衝器の改良に関する。
一般に、自動車の懸架装置に用いられる筒型の油圧緩衝器は、油液が封入されたシリンダ内に、ピストンロッドに連結されたピストンが摺動可能に嵌装され、該ピストンには、伸び側減衰力と縮み側減衰力とを発生させる減衰力発生機構が設けられる。このような減衰力発生機構としては、例えば、特許文献1に記載されたものが知られている。該特許文献1に記載の減衰バルブ構造(減衰力発生機構)では、ピストンに形成された伸び側ポートと縮み側ポートとによって一方のシリンダ室と他方のシリンダ室とが連通され、該縮み側ポートの下流側端部に形成された弁座には、圧縮コイルばねによって該縮み側ポートが閉塞される側へ付勢されるスチールボールが着座される。
ところで、上記従来の減衰力発生機構においては、スチールボールが着座される弁座の座面が平坦に形成されるため、スチールボールが弁座に繰り返し当接され、スチールボール及び弁座が磨耗又は変形されるに伴い、該スチールボールの着座位置が、弁座に対して圧縮コイルばねによるスチールボールの押付け方向へ移動され、これにより、該圧縮コイルばねの取付け長さが増大し、圧縮コイルばねによってスチールボールを弁座に押付ける力、延いては油圧緩衝器の減衰力が低下する問題がある。この現象は、スチールボールの代わりにポペットを用いた減衰力発生機構においても例外ではない。そこで、減衰力が調節可能な機構を採用してもよいが、構造が複雑化し、製造コストが増大する。
特開2002−161936号公報
そこで本発明は、上記事情に鑑みてなされたもので、安価で、且つ長期に及ぶ使用において安定した減衰力が確保される油圧緩衝器を提供することを目的とする。
上記目的を達成するために、本発明のうち請求項1に記載の発明は、油液が封入されるシリンダと、該シリンダの内部に摺動可能に嵌装されて該シリンダの内部を2つのシリンダ室に分画するピストンと、一端部が該ピストンに接続されるピストンロッドと、該ピストンロッドの伸び工程時に、一方のシリンダ室から他方のシリンダ室への油液の流れを制御して減衰力を発生させる伸び側減衰弁と、ピストンロッドの縮み工程時に、他方のシリンダ室から一方のシリンダ室への油液の流れを制御して減衰力を発生させる縮み側減衰弁と、を具備し、伸び側減衰弁と縮み側減衰弁との少なくとも一方が、ポペットが圧縮コイルばねのばね力によって弁座に押付けられるポペット弁である油圧緩衝器において、ポペット弁は、弁座が、ポペットの該弁座に対する着座位置の変位に応じてポペットの受圧面積を変化させて該ポペットの着座位置の変位に伴う圧縮コイルばねの取付け長さの変化によるポペットの開弁力の変動を消滅させる截頭円錐形状に形成されることを特徴とする。
また、本発明のうち請求項2に記載の発明は、油液が封入されるシリンダと、該シリンダの内部に摺動可能に嵌装されて該シリンダの内部を2つのシリンダ室に分画するピストンと、一端部が該ピストンに接続されるピストンロッドと、該ピストンロッドの伸び工程時に、一方の前記シリンダ室から他方の前記シリンダ室への油液の流れを制御して減衰力を発生させる伸び側減衰弁と、ピストンロッドの縮み工程時に、他方の前記シリンダ室から一方の前記シリンダ室への油液の流れを制御して減衰力を発生させる縮み側減衰弁と、を具備し、前記伸び側減衰弁と前記縮み側減衰弁との少なくとも一方が、ポペットが圧縮コイルばねのばね力によって弁座に押付けられるポペット弁である油圧緩衝器において、前記圧縮コイルばねの取付けた状態の長さの経年変化量ΔLと前記ポペットの着座状態における受圧面積の経年変化量ΔAとの関係を、ΔL/ΔAの値が実質的に一定となる関係としたことを特徴とする。
そして、本発明のうち請求項3に記載の発明は、請求項2の油圧緩衝器であって、次の式を満たすことを特徴とする。
ΔL/ΔA=P0/K
ただし、前記圧縮コイルばねのばね定数をK、所定期間使用後の前記圧縮コイルばねの取付け長さの変化量をΔL、所定期間使用後の前記ポペットの受圧面積の変化量をΔA、前記ポペットの受圧面における差圧をP0とする。
ΔL/ΔA=P0/K
ただし、前記圧縮コイルばねのばね定数をK、所定期間使用後の前記圧縮コイルばねの取付け長さの変化量をΔL、所定期間使用後の前記ポペットの受圧面積の変化量をΔA、前記ポペットの受圧面における差圧をP0とする。
したがって、請求項1〜3に記載の発明では、ポペットが弁座に繰り返し当接し、ポペット又は弁座が磨耗又は変形してポペットの着座位置が変位することで、圧縮コイルばねの取付け長さが伸びてポペットを弁座へ押付ける力が変動した場合であっても、ポペットの受圧面積を変化させることにより、ポペットの開弁力、延いては油圧緩衝器の減衰力を保持することができる。
上記目的を達成するために、本発明のうち請求項4に記載の発明は、油液が封入されるシリンダと、該シリンダの内部に摺動可能に嵌装されて伸び側油路及び縮み側油路が配設されるピストンと、該ピストンに連結されてシリンダの外部へ延出するピストンロッドと、伸び側油路に設けられる伸び側メインバルブと、該伸び側メインバルブの開弁圧力を調整する伸び側背圧室と、伸び側油路と伸び側背圧室とを連通する伸び側オリフィス通路と、縮み側油路に設けられる縮み側メインバルブと、該縮み側メインバルブの開弁圧力を調整する縮み側背圧室と、縮み側油路と縮み側背圧室とを連通する縮み側オリフィス通路と、伸び側背圧室と縮み側背圧室とを連通する共通通路と、該共通通路の油液の流れを制御する減衰力調整弁と、を具備し、減衰力調整弁が、弁体が圧縮コイルばねのばね力によって弁座に押付けられる圧力制御弁である減衰力調整式の油圧緩衝器において、圧縮コイルばねの取付けた状態の長さの経年変化量ΔLと弁体の着座状態における受圧面積の経年変化量ΔAとの関係を、ΔL/ΔAの値が実質的に一定となる関係としたことを特徴とする。
そして、本発明のうち請求項5に記載の発明は、請求項4の油圧緩衝器であって、次の式を満たすことを特徴とする。
ΔL/ΔA=P0/K
ただし、圧縮コイルばねのばね定数をK、所定期間使用後の圧縮コイルばねの取付け長さの変化量をΔL、所定期間使用後の弁体の受圧面積の変化量をΔA、弁体の受圧面における差圧をP0とする。
ΔL/ΔA=P0/K
ただし、圧縮コイルばねのばね定数をK、所定期間使用後の圧縮コイルばねの取付け長さの変化量をΔL、所定期間使用後の弁体の受圧面積の変化量をΔA、弁体の受圧面における差圧をP0とする。
したがって、請求項4、5に記載の発明では、弁体が弁座に繰り返し当接し、弁体又は弁座が磨耗又は変形して弁体の着座位置が変位することで、圧縮コイルばねの取付け長さが伸びて弁体を弁座へ押付ける力が変動した場合であっても、弁体の受圧面積を変化させることにより、弁体の開弁力、延いては油圧緩衝器の減衰力を保持して、減衰力調整式の油圧緩衝器の安定した性能を確保することができる。
安価で、且つ長期に及ぶ使用において安定した減衰力が確保される油圧緩衝器を提供することができる。
(第1実施形態)
本発明の第1実施形態を図1〜図3に基づいて説明する。図2及び図3に示されるように、本油圧緩衝器1は、有底円筒状のシリンダ2の内部にピストン3が摺動可能に嵌装され、該ピストン3によって、シリンダ2の内部が2つのシリンダ室4a,4bに上下に分画される。該ピストン3は、上端部がシリンダ2の上部開口端に装着されたロッドガイド及びオイルシールに挿通されたピストンロッド5の下端の小径部5aに、ボス6a,7aを有する環状に形成された一対の対向するバルブハウジング6,7間に配置される。そして、ピストン3は、該ピストンロッド5の小径部5aの先端に螺合されたナット8を締め付けることで、一対のバルブハウジング6,7の各ボス6a,7aによって挟持されてピストンロッド5に固定される構造になっている。また、本油圧緩衝器1は、上記シリンダ室4a,4bに油液が充填され、各シリンダ室4a,4bが、ピストン3に形成された伸び側ポート9及び縮み側ポート10によって連通される。
本発明の第1実施形態を図1〜図3に基づいて説明する。図2及び図3に示されるように、本油圧緩衝器1は、有底円筒状のシリンダ2の内部にピストン3が摺動可能に嵌装され、該ピストン3によって、シリンダ2の内部が2つのシリンダ室4a,4bに上下に分画される。該ピストン3は、上端部がシリンダ2の上部開口端に装着されたロッドガイド及びオイルシールに挿通されたピストンロッド5の下端の小径部5aに、ボス6a,7aを有する環状に形成された一対の対向するバルブハウジング6,7間に配置される。そして、ピストン3は、該ピストンロッド5の小径部5aの先端に螺合されたナット8を締め付けることで、一対のバルブハウジング6,7の各ボス6a,7aによって挟持されてピストンロッド5に固定される構造になっている。また、本油圧緩衝器1は、上記シリンダ室4a,4bに油液が充填され、各シリンダ室4a,4bが、ピストン3に形成された伸び側ポート9及び縮み側ポート10によって連通される。
本油圧緩衝器1は、上記伸び側ポート9に、図3における上側のシリンダ室4aから下側のシリンダ室4bへの油液の流れを制御して伸び側の減衰力を発生させる伸び側減衰弁11が設けられると共に、上記縮み側ポート10に、下側のシリンダ室4bから上側のシリンダ室4aへの油液の流れを制御して縮み側の減衰力を発生させる縮み側減衰弁12が設けられる。上記伸び側減衰弁11は、図1にも示されるように、伸び側ポート9におけるシリンダ室4b側の端部に形成される弁座13と、球面状の受圧面14を有するポペット15と、該ポペット15を当該伸び側減衰弁11の閉塞側(図3における上側)に付勢させて弁座13に着座させる圧縮コイルばね16と、バルブハウジング6に形成されて該圧縮コイルばね16の一端部を保持するばね受17と、を備えるポペット弁である。
上記伸び側減衰弁11と同様に、上記縮み側減衰弁12は、縮み側ポート10におけるシリンダ室4a側の端部に形成される弁座18と、球面状の受圧面19を有するポペット20と、該ポペット20を当該縮み側減衰弁12の閉塞側(図3における下側)に付勢させて弁座18に着座させる圧縮コイルばね21と、バルブハウジング7に形成されて該圧縮コイルばね21の一端部を保持するばね受22と、を備えるポペット弁である。なお、図3に示されるように、上記伸び側減衰弁11と縮み側減衰弁12とは、上下対称に構成されることから、以下、伸び側減衰弁11のみを説明し、縮み側減衰弁12の詳細な説明を省く。図1に示されるように、上記伸び側減衰弁11は、弁座13が所定のテーパ角θを有するテーパ状(截頭円錐形状)に形成され、該弁座13にポペット15の受圧面14が当接されて当該伸び側減衰弁11が閉塞される。
これにより、本油圧緩衝器1では、弁座13にポペット15が繰り返し当接し、ポペット15又は弁座13が磨耗又は変形して弁座13に対するポペット15の着座位置がピストン3側(図1における上側)に変位されても、該ポペット15の着座位置の変位に伴い、該ポペット15の受圧面14の受圧面積が逓減される。そして、本油圧緩衝器1では、ポペット15の着座位置の変位に伴い圧縮コイルばね16の取付け長さが伸長され、該圧縮コイルばね16のばね力が減少した場合であっても、該ばね力の変動に応じてポペット15の受圧面積が減少されることで、ポペット15の開弁力(圧縮コイルばね16を圧縮させてポペット15を押込むのに必要な力)、延いては減衰力が保持される構造になっている。言い換えると、本油圧緩衝器1では、ポペット15の着座位置の変位に伴う開弁力の減少(圧縮コイルばね16のばね力の減少)が、該ポペット15の受圧面14の受圧面積を減少させることで相殺、即ち、ポペット15の着座位置の変位に伴うポペット15の開弁力の変動が、該ポペット15の着座位置に応じてポペット15の受圧面14の受圧面積を変化させることで消滅される構造になっている。
ここで、使用初期のポペット15の開弁力(減衰力)をF1、所定期間使用後のポペット15の開弁力(減衰力)をF2、圧縮コイルばね16のばね定数をK、圧縮コイルばね16の自由長をL0、使用初期の圧縮コイルばね16の取付け長さをL1、所定期間使用後の圧縮コイルばね16の取付け長さをL2、所定期間使用後の圧縮コイルばね16の取付け長さの変化量(ポペット15の着座位置の変位量L2−L1)をΔL、使用初期のポペット15の受圧面積をA1、所定期間使用後のポペット15の受圧面積をA2、所定期間使用後のポペット15の受圧面積の変化量(A2−A1)をΔA、ポペット15の受圧面14における差圧(受圧面14が受ける圧力と、受圧面14と反対側の面23が受ける圧力と、の差圧)をP0とすると、使用初期のポペット15の開弁力F1は、以下の第1式で表される。
F1=P0×A1 ・・・・(1)
また、上記使用初期のポペット15の開弁力F1は、以下の第2式で表される。
F1=(L0−L1)×K ・・・・(2)
F1=P0×A1 ・・・・(1)
また、上記使用初期のポペット15の開弁力F1は、以下の第2式で表される。
F1=(L0−L1)×K ・・・・(2)
したがって、上記第1式と第2式とにより、
P0×A1=(L0−L1)×K
が成立し、以下の第3式が導かれる。
L1=L0−(P0×A1)/K ・・・・(3)
一方、所定期間使用後のポペット15の開弁力F2は、以下の第4式で表される。
F2=P0×A2 ・・・・(4)
また、該開弁力F2は、以下の第5式で表される。
F2=(L0−L2)×K ・・・・(5)
そして、上記第4式と第5式とにより、
P0×A2=(L0−L2)×K
が成立し、以下の第6式が導かれる。
L2=L0−(P0×A2)/K ・・・・(6)
また、
ΔL=L2−L1
即ち、
L2=L1+ΔL
であることから、第6式から、以下の第7式が導かれる。
L1=L0−(P0×A2)/K−ΔL ・・・・(7)
そして、上記第3式と第7式とにより、
L0−(P0×A1)/K=L0−(P0×A2)/K−ΔL
が成立し、
ΔL=(P0×(A1−A2))/K
が導かれ、
ΔA=A1−A2
であることから、以下の第8式が導かれる。
ΔL=(P0×ΔA)/K ・・・・(8)
そして、P0/Kは定数であるので、結局、以下の第9式となる。
ΔL/ΔA=P0/K=C (一定)・・・・(9)
P0×A1=(L0−L1)×K
が成立し、以下の第3式が導かれる。
L1=L0−(P0×A1)/K ・・・・(3)
一方、所定期間使用後のポペット15の開弁力F2は、以下の第4式で表される。
F2=P0×A2 ・・・・(4)
また、該開弁力F2は、以下の第5式で表される。
F2=(L0−L2)×K ・・・・(5)
そして、上記第4式と第5式とにより、
P0×A2=(L0−L2)×K
が成立し、以下の第6式が導かれる。
L2=L0−(P0×A2)/K ・・・・(6)
また、
ΔL=L2−L1
即ち、
L2=L1+ΔL
であることから、第6式から、以下の第7式が導かれる。
L1=L0−(P0×A2)/K−ΔL ・・・・(7)
そして、上記第3式と第7式とにより、
L0−(P0×A1)/K=L0−(P0×A2)/K−ΔL
が成立し、
ΔL=(P0×(A1−A2))/K
が導かれ、
ΔA=A1−A2
であることから、以下の第8式が導かれる。
ΔL=(P0×ΔA)/K ・・・・(8)
そして、P0/Kは定数であるので、結局、以下の第9式となる。
ΔL/ΔA=P0/K=C (一定)・・・・(9)
そして、本油圧緩衝器1では、弁座13のテーパ角θ並びにポペット15の形状を上記第8式が満たされるように設定することで、弁座13にポペット15が繰り返し当接して弁座13又はポペット15が磨耗又は変形し、弁座13に対するポペット15の着座位置がピストン3側(図1における上側)に変位した場合であっても、ポペット15の開弁力、延いては減衰力が保持される構造になっている。なお、図3に示されるように、各ポート9,10は、弁座13,18と反対側の端部も該弁座13,18と同一形状のテーパが形成される。また、各減衰弁11,12は、ピストンロッド5の回りに必要な数が配設される。
次に、第1実施形態の作用を説明する。本油圧緩衝器1に伸び側の力が入力、即ち、ピストンロッド5に上向きの力が入力されると、上側のシリンダ室4aの油液の液圧、即ち、伸び側減衰弁11のポペット15の受圧面14が受ける圧力が高まり、該圧力と受圧面14の面積との積(ポペット15を圧縮コイルばね16のばね力に反して押込もうとする力)が圧縮コイルばね16のばね力を超えた時点で、ポペット15が圧縮コイルばね16のばね力に反して押込まれる。これにより、上側のシリンダ室4aに充填された油液が伸び側ポート9を介して下側のシリンダ室4bへ流出し、本油圧緩衝器1は伸び側の減衰力を発生する。反対に、本油圧緩衝器1に縮み側の力が入力、即ち、ピストンロッド5に下向きの力が入力されると、下側のシリンダ室4bの油液の液圧、即ち、縮み側減衰弁12のポペット20の受圧面19が受ける圧力が高まり、該圧力と受圧面19の面積との積が圧縮コイルばね21のばね力を超えた時点で、ポペット20が圧縮コイルばね21のばね力に反して押込まれる。これにより、下側のシリンダ室4bに充填された油液が縮み側ポート10を介して上側のシリンダ室4aへ流出し、本油圧緩衝器1は縮み側の減衰力を発生する。
そして、図1に示されるように、長期に及ぶ使用により弁座13及びポペット15が磨耗又は変形し、弁座13に対するポペット15の着座位置がピストン3側(図1における上方)へ変位すると、圧縮コイルばね16の取付け長さがL1からL2へΔLだけ伸び、圧縮コイルばね16がポペット15を弁座13に押付ける力が、使用初期と比較してΔL×Kだけ減少する。ここで、弁座13に対するポペット15の着座位置がピストン3側(上方)へΔLだけ変位すると、ポペット15の受圧面積がA1からA2へΔAだけ減少する。そして、弁座13は、上記第8式(ΔL=(P0×ΔA)/K)を満たすようにテーパ(截頭円錐形状)が形成されていることで、圧縮コイルばね16のばね力の減少がポペット15の受圧面積の減少によって相殺され、これによりポペット15の開弁力の変動が消滅し、油圧緩衝器1の減衰力が保持される。なお、縮み側減衰弁12におけるポペット20の着座位置の変位においても、伸び側減衰弁11同様に減衰力が保持される。
第1実施形態では以下の効果を奏する。
本油圧緩衝器1は、各減衰弁11,12の各弁座13,18がテーパ状(截頭円錐形状)に形成され、各ポペット15,20の各弁座13,18に対する着座位置の変位に応じて各ポペット15,20の受圧面積を変化させて各ポペット15,20の着座位置の変位に伴う各圧縮コイルばね16,21の取付け長さの変化によるばね力(各ポペット15,20を各弁座13,18に押付ける力)の変動を相殺し、各ポペット15,20の着座位置の変位に伴う開弁力の変動が消滅される。
ここで、本油圧緩衝器1は、所定期間使用後の圧縮コイルばねの取付け長さの変化量をΔL、所定期間使用後のポペットの受圧面積の変化量をΔA、ポペットの受圧面における差圧をP0、圧縮コイルばねのばね定数をK、とした場合に、次の式を満たす。
ΔL/ΔA=P0/K
本油圧緩衝器1は、各減衰弁11,12の各弁座13,18がテーパ状(截頭円錐形状)に形成され、各ポペット15,20の各弁座13,18に対する着座位置の変位に応じて各ポペット15,20の受圧面積を変化させて各ポペット15,20の着座位置の変位に伴う各圧縮コイルばね16,21の取付け長さの変化によるばね力(各ポペット15,20を各弁座13,18に押付ける力)の変動を相殺し、各ポペット15,20の着座位置の変位に伴う開弁力の変動が消滅される。
ここで、本油圧緩衝器1は、所定期間使用後の圧縮コイルばねの取付け長さの変化量をΔL、所定期間使用後のポペットの受圧面積の変化量をΔA、ポペットの受圧面における差圧をP0、圧縮コイルばねのばね定数をK、とした場合に、次の式を満たす。
ΔL/ΔA=P0/K
したがって、本油圧緩衝器1では、各ポペット15,20が各弁座13,18に繰り返し当接し、各ポペット15,20又は各弁座13,18が磨耗又は変形して各ポペット15,20の着座位置がピストン3側へ変位することで、各圧縮コイルばね16,21の取付け長さが伸びて各ポペット15,20を各弁座13,18へ押付ける力が減少した場合であっても、各ポペット15,20の受圧面積を減少させることにより、各ポペット15,20の開弁力、延いては当該油圧緩衝器1の減衰力を保持することができる。また、本油圧緩衝器1では、従来の油圧緩衝器の各ポート9,10の端部にテーパを設けるだけで実施することが可能であるため、極めて簡素な且つ安価な構造で、油圧緩衝器1の減衰力を安定させることができる。
なお、第1実施形態は上記に限定されるものではなく、例えば次のように構成してもよい。
本油圧緩衝器1では、各減衰弁11,12にきのこ形のポペット15,20を用いたが、これらポペット15,20の代わりに、例えば、スチールボールを用いて各減衰弁11,12を構成してもよい。
外部にリザーブタンクを備えるタイプの油圧緩衝器に本油圧緩衝器1の構造を採用してもよい。
本油圧緩衝器1では、各減衰弁11,12にきのこ形のポペット15,20を用いたが、これらポペット15,20の代わりに、例えば、スチールボールを用いて各減衰弁11,12を構成してもよい。
外部にリザーブタンクを備えるタイプの油圧緩衝器に本油圧緩衝器1の構造を採用してもよい。
(第2実施形態)
本発明の第2実施形態を図4及び図5に基づいて説明する。図4に示されるように、本油圧緩衝器31は、単筒式油圧緩衝器であって、有底円筒状のシリンダ32の開口部にロッドガイド及びオイルシールが設けられると共に、シリンダ32内の底部側には、フリーピストンが摺動可能に嵌装される。シリンダ32は、内部がフリーピストンによって底部側のガス室と他端側の油室とに画成され、ガス室に高圧ガスが封入されると共に油室に油液が封入される。シリンダ32の油室には、油室内をシリンダ上室32Aとシリンダ下室32Bとの2室に画成するピストン33が摺動可能に嵌装される。ピストン33は、ナット5によってピストンボルト34に固定される。ピストンボルト34の基端部(図4における上側部分)には、略有底円筒状のケース36が設けられる。該ケース36の底部には、ピストンロッドの一端部(図4における下側部分)が連結される。ピストンロッドの他端側は、ロッドガイド及びオイルシールに摺動可能且つ液密に挿通され、シリンダ32の外部へ延出する。
本発明の第2実施形態を図4及び図5に基づいて説明する。図4に示されるように、本油圧緩衝器31は、単筒式油圧緩衝器であって、有底円筒状のシリンダ32の開口部にロッドガイド及びオイルシールが設けられると共に、シリンダ32内の底部側には、フリーピストンが摺動可能に嵌装される。シリンダ32は、内部がフリーピストンによって底部側のガス室と他端側の油室とに画成され、ガス室に高圧ガスが封入されると共に油室に油液が封入される。シリンダ32の油室には、油室内をシリンダ上室32Aとシリンダ下室32Bとの2室に画成するピストン33が摺動可能に嵌装される。ピストン33は、ナット5によってピストンボルト34に固定される。ピストンボルト34の基端部(図4における上側部分)には、略有底円筒状のケース36が設けられる。該ケース36の底部には、ピストンロッドの一端部(図4における下側部分)が連結される。ピストンロッドの他端側は、ロッドガイド及びオイルシールに摺動可能且つ液密に挿通され、シリンダ32の外部へ延出する。
ピストン33には、シリンダ上室32A側に開口する伸び側油路38とシリンダ下室32B側に開口する縮み側油路39とが設けられる。ピストン33の下端部には、伸び側油路38の油液の流動を制御する伸び側減衰弁40が設けられ、また、上端部には、縮み側油路39の油液の流動を制御する縮み側減衰弁41が設けられる。伸び側減衰弁40は、ピストン33の下端面に形成されたシート部42に着座する伸び側メインバルブ43(ディスクバルブ)と、ナット35によってピストンボルト34に取付けられたバルブ部材44によって伸び側メインバルブ43の背部に形成された伸び側背圧室45とを備える。伸び側背圧室45は、その内圧を伸び側メインバルブ43に対して閉弁方向に作用させる。伸び側背圧室45は、バルブ部材44に設けられたオリフィス46A(切欠)を有するディスクバルブ46を介してシリンダ下室32Bに接続される。オリフィス46Aは、伸び側背圧室45とシリンダ下室32Bとを常時連通させる。ディスクバルブ46は、伸び側背圧室45の圧力が所定圧力に達したとき開弁して、その圧力をシリンダ下室32Bへリリーフする。
伸び側背圧室45は、バルブ部材44に設けられた背圧導入弁47を介してピストンボルト34の径方向油路48に接続される。径方向油路48は、ピストンボルト34の軸心に沿って延びる軸方向油路49(共通通路)に連通する。背圧導入弁47は、径方向油路48側から伸び側背圧室45側への油液の流通を許容する逆止弁である。背圧導入弁47は、径方向油路48と伸び側背圧室45とを常時連通させるオリフィス47Aを備える。軸方向油路49は径方向油路50に連通し、該径方向油路50はピストン33に設けられた伸び側オリフィス51Aを有する縮み側逆止弁51を介して伸び側油路38に接続される。伸び側オリフィス51Aは、径方向油路50と伸び側油路38とを常時連通させる。縮み側逆止弁51は、径方向油路50側から伸び側油路38側への油液の流通のみを許容する。
縮み側減衰弁41は、ピストン33の上端面に形成されたシート部52に着座する縮み側メインバルブ53(ディスクバルブ)と、ナット35によってピストンボルト34に取付けられたバルブ部材54によって縮み側メインバルブ53の背部に形成された縮み側背圧室55とを備えている。縮み側背圧室55は、その内圧を縮み側メインバルブ53に対して閉弁方向に作用させる。また、縮み側背圧室55は、バルブ部材54に設けられたオリフィス56A(切欠)を有するディスクバルブ56を介してシリンダ上室32Aに接続される。オリフィス56Aは、縮み側背圧室55とシリンダ上室32Aとを常時連通させる。また、ディスクバルブ56は、縮み側背圧室55の圧力が所定圧力に達したとき開弁し、その圧力をシリンダ上室32Aへリリーフする。
ピストンボルト34の基端側には、軸方向に沿って延びる弁室57が形成される。該弁室57は、軸方向油路49よりも大径で、その先端部が軸方向油路49に連通される。縮み側背圧室55は、バルブ部材54に設けられた背圧導入弁58を介してピストンボルト34の径方向油路59に接続される。該径方向油路59は、弁室57の側壁に開口する。背圧導入弁58は、径方向油路59側から縮み側背圧室55側への油液の流通を許容する逆止弁である。また、背圧導入弁58は、径方向油路59と縮み側背圧室55とを常時連通させるオリフィス58Aを有する。弁室57の側壁には径方向油路60が開口し、該径方向油路60は、ピストン33に設けられた縮み側オリフィス61Aを有する伸び側逆止弁61を介して縮み側油路39に接続される。縮み側オリフィス61Aは、径方向油路60と縮み側油路39とを常時連通させる。伸び側逆止弁61は、径方向油路60側から縮み側油路39側への油液の流通を許容する。
弁室57には、弁体62(減衰力調整弁)が摺動可能に嵌装される。また、図5に示されるように、弁室57の先端部には、所定のテーパ角θを有するテーパ状(截頭円錐形状)の弁座64が形成される。弁体62は、弁室57の側壁に嵌合する基部に対して先端側が小径に形成され、先端部に球面状の受圧面63が形成される。そして、弁体62が、弁座64に離着座することによって軸方向油路49と弁室57との間の流路を開閉する。弁体62の基端部は、ケース36内に設けられたソレノイドアクチュエータ66のプランジャ67に連結され、コイル68への通電電流によってプランジャ67の推力を調整することにより、弁体62の開弁圧力を制御する構造になっている。コイル68に通電するためのリード線69は、中空のピストンロッドに挿通されて外部へ延びている。
プランジャ67は、圧縮コイルばね70によって弁体62を弁座64に押圧する方向へ付勢され、圧縮コイルばね70のセット荷重は調整ねじ71によって調整される。プランジャ67には、両端部に作用する液圧をバランスさせるためのバランス通路72が軸方向へ貫通される。ケース36の底部(最上部)には、製造行程において油液を充填するに際して、ケース36内の気泡を排出するためのオリフィス通路73が設けられる。
次に、第2実施形態の作用を説明する。ピストンロッドの伸び行程時には、シリンダ上室32A側の油液は、伸び側メインバルブ43が開弁前の状態では、伸び側油路38、伸び側オリフィス51A、径方向油路50、軸方向油路49、弁室57、径方向油路60を通って伸び側逆止弁61を開き、縮み側油路39を通ってシリンダ下室32Bへ流れる。シリンダ上室32A側の圧力と伸び側背圧室45の圧力との圧力バランスが伸び側メインバルブ43の開弁圧力に達すると、該伸び側メインバルブ43が開弁し、伸び側油路38からシリンダ下室32Bへ直接油液が流れる。このとき、ピストンロッドがシリンダ32内から退出した分、ガス室又はリザーバのガスが膨張してシリンダ32内の容積変化を補償する。そして、ソレノイドアクチュエータ66のコイル68への通電電流によって弁体62の開弁圧力を調整することにより、軸方向油路49から弁室57への油液の流れを直接制御して減衰力を調整する。
ピストンロッドの縮み行程時には、シリンダ下室32B側の油液は、縮み側メインバルブ53が開弁前の状態では、縮み側油路39、縮み側オリフィス61A、径方向油路60、弁室57、軸方向油路49、径方向油路50を通って縮み側逆止弁51を開き、伸び側油路38を通ってシリンダ上室32Aへ流れる。シリンダ下室32B側の圧力と縮み側背圧室55の圧力との圧力バランスが縮み側メインバルブ53の開弁圧力に達すると、該縮み側メインバルブ53が開弁して縮み側油路39からシリンダ上室32Aへ直接油液が流れる。そして、ソレノイドアクチュエータ66のコイル68への通電電流によって弁体62の開弁圧力を調整することにより、弁室57から軸方向油路49への油液の流れを直接制御して減衰力を調整する。
そして、図5に示されるように、長期に及ぶ使用により弁体62及び弁座64が磨耗又は変形し、弁座64に対する弁体62の着座位置が図5における下方へ変位すると、圧縮コイルばね70の取付け長さがΔLだけ伸び、圧縮コイルばね70が弁体62を弁座64に押付ける力が、使用初期と比較してΔL×Kだけ減少する。ここで、弁座64に対する弁体62の着座位置が図5における下方へΔLだけ変位すると、弁体62の受圧面積がA1からA2へΔAだけ減少する。そして、弁座64は、ΔL=(P0×ΔA)/K(第1実施形態第8式参照)を満たすようにテーパ(截頭円錐形状)が形成されていることで、圧縮コイルばね70のばね力の減少が弁体62の受圧面積の減少によって相殺される。これにより、弁体62の開弁力の変動が消滅し、弁体62の開弁力、延いては油圧緩衝器31の減衰力を保持して、当該減衰力調整式の油圧緩衝器31の安定した性能を確保することができる。
1 油圧緩衝器、2シリンダ、3 ピストン、4a,4b シリンダ室、5 ピストンロッド、9 伸び側ポート、10 縮み側ポート、11 伸び側減衰弁、12 縮み側減衰弁、13,18 弁座、15,20 ポペット、16,21 圧縮コイルばね
Claims (5)
- 油液が封入されるシリンダと、該シリンダの内部に摺動可能に嵌装されて該シリンダの内部を2つのシリンダ室に分画するピストンと、一端部が該ピストンに接続されるピストンロッドと、該ピストンロッドの伸び工程時に、一方の前記シリンダ室から他方の前記シリンダ室への油液の流れを制御して減衰力を発生させる伸び側減衰弁と、ピストンロッドの縮み工程時に、他方の前記シリンダ室から一方の前記シリンダ室への油液の流れを制御して減衰力を発生させる縮み側減衰弁と、を具備し、前記伸び側減衰弁と前記縮み側減衰弁との少なくとも一方が、ポペットが圧縮コイルばねのばね力によって弁座に押付けられるポペット弁である油圧緩衝器において、前記ポペット弁は、前記弁座が、前記ポペットの該弁座に対する着座位置の変位に応じて前記ポペットの受圧面積を変化させて該ポペットの着座位置の変位に伴う前記圧縮コイルばねの取付け長さの変化による前記ポペットの開弁力の変動を消滅させる截頭円錐形状に形成されることを特徴とする油圧緩衝器。
- 油液が封入されるシリンダと、該シリンダの内部に摺動可能に嵌装されて該シリンダの内部を2つのシリンダ室に分画するピストンと、一端部が該ピストンに接続されるピストンロッドと、該ピストンロッドの伸び工程時に、一方の前記シリンダ室から他方の前記シリンダ室への油液の流れを制御して減衰力を発生させる伸び側減衰弁と、ピストンロッドの縮み工程時に、他方の前記シリンダ室から一方の前記シリンダ室への油液の流れを制御して減衰力を発生させる縮み側減衰弁と、を具備し、前記伸び側減衰弁と前記縮み側減衰弁との少なくとも一方が、ポペットが圧縮コイルばねのばね力によって弁座に押付けられるポペット弁である油圧緩衝器において、前記圧縮コイルばねの取付けた状態の長さの経年変化量ΔLと前記ポペットの着座状態における受圧面積の経年変化量ΔAとの関係を、ΔL/ΔAの値が実質的に一定となる関係としたことを特徴とする油圧緩衝器。
- 請求項2の油圧緩衝器であって、実質的な一定値が、開弁時の前記ポペットの受圧面における差圧P0を前記圧縮コイルばねのばね定数Kで割った値としたことを特徴とする油圧緩衝器。
- 油液が封入されるシリンダと、該シリンダの内部に摺動可能に嵌装されて伸び側油路及び縮み側油路が配設されるピストンと、該ピストンに連結されて前記シリンダの外部へ延出するピストンロッドと、前記伸び側油路に設けられる伸び側メインバルブと、該伸び側メインバルブの開弁圧力を調整する伸び側背圧室と、前記伸び側油路と前記伸び側背圧室とを連通する伸び側オリフィス通路と、前記縮み側油路に設けられる縮み側メインバルブと、該縮み側メインバルブの開弁圧力を調整する縮み側背圧室と、前記縮み側油路と前記縮み側背圧室とを連通する縮み側オリフィス通路と、前記伸び側背圧室と前記縮み側背圧室とを連通する共通通路と、該共通通路の油液の流れを制御する減衰力調整弁と、を具備し、前記減衰力調整弁が、弁体が圧縮コイルばねのばね力によって弁座に押付けられる圧力制御弁である減衰力調整式の油圧緩衝器において、
前記圧縮コイルばねの取付けた状態の長さの経年変化量ΔLと前記弁体の着座状態における受圧面積の経年変化量ΔAとの関係を、ΔL/ΔAの値が実質的に一定となる関係としたことを特徴とする油圧緩衝器。 - 請求項4の油圧緩衝器であって、実質的な一定値が、開弁時の前記弁体の受圧面における差圧P0を前記圧縮コイルばねのばね定数Kで割った値としたことを特徴とする油圧緩衝器。
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Cited By (3)
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WO2009102046A1 (ja) * | 2008-02-13 | 2009-08-20 | Kayaba Industry Co., Ltd. | 流体圧緩衝器の減衰力発生機構 |
JP2009222198A (ja) * | 2008-03-18 | 2009-10-01 | Kayaba Ind Co Ltd | 緩衝器のバルブ構造 |
JP2010144785A (ja) * | 2008-12-17 | 2010-07-01 | Kayaba Ind Co Ltd | 緩衝器のバルブ構造 |
-
2006
- 2006-12-28 JP JP2006356256A patent/JP2008008483A/ja active Pending
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