JP2009243636A - Damping force adjustable shock absorber and suspension control device using same - Google Patents

Damping force adjustable shock absorber and suspension control device using same Download PDF

Info

Publication number
JP2009243636A
JP2009243636A JP2008093351A JP2008093351A JP2009243636A JP 2009243636 A JP2009243636 A JP 2009243636A JP 2008093351 A JP2008093351 A JP 2008093351A JP 2008093351 A JP2008093351 A JP 2008093351A JP 2009243636 A JP2009243636 A JP 2009243636A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
valve
damping force
pressure
shock absorber
cylinder
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
JP2008093351A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP5120629B2 (en
JP2009243636A5 (en
Inventor
Yohei Katayama
Takao Nakatate
Takashi Nezu
孝雄 中楯
隆 根津
洋平 片山
Original Assignee
Hitachi Ltd
株式会社日立製作所
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Hitachi Ltd, 株式会社日立製作所 filed Critical Hitachi Ltd
Priority to JP2008093351A priority Critical patent/JP5120629B2/en
Priority claimed from KR1020090025467A external-priority patent/KR101568042B1/en
Priority claimed from CN201210525684.8A external-priority patent/CN102979846B/en
Publication of JP2009243636A publication Critical patent/JP2009243636A/en
Publication of JP2009243636A5 publication Critical patent/JP2009243636A5/ja
Publication of JP5120629B2 publication Critical patent/JP5120629B2/en
Application granted granted Critical
Application status is Active legal-status Critical
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent excessive increase of damping force by inhibiting a rise of pressure in a back pressure chamber in response to high frequency vibration in a pilot (back pressure) type damping force adjustable hydraulic shock absorber.
SOLUTION: The damping force adjustable shock absorber generates damping force by controlling flow of oil between an annular oil passage 21 and a reservoir 4 generated by a slide movement of a piston in a cylinder by a pilot (back pressure) type damping valve 27 and a pressure control valve 28 (solenoid control valve). The damping force is directly generated by the pressure control valve 28 and valve-opening pressure of the damping valve 27 is controlled by adjusting inner pressure of the back pressure chamber 53. Since resistant force against movement in a valve-opening direction is larger than resistant force against movement in a valve-closing direction in a valve body 58 of the pressure control valve 28, valve close delay to unsprung resonance (high frequency vibration) of a suspension device occurs, a valve opening state is maintained to continuous input, and damping force drops. Consequently, deterioration of ride comfort due to excessive rise of damping force can be prevented.
COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

本発明は、自動車等の車両のサスペンション装置等に装着される減衰力調整式緩衝器及びこれを用いたサスペンション制御装置に関するものである。 The present invention relates to a suspension control apparatus using the damping force adjustable shock absorber is mounted on a suspension apparatus of a vehicle such as an automobile and the same.

自動車のサスペンション装置に装着される減衰力調整式緩衝器は、一般に、油液が封入されたシリンダ内にピストンロッドを連結したピストンを摺動可能に嵌装してシリンダ内を2室に画成し、シリンダ内のピストンの摺動によって生じる油液の流れをオリフィス、ディスクバルブ等からなる減衰力発生機構によって制御して減衰力を発生させ、また、流量制御弁、圧力制御弁等を用いて減衰力発生機構の流通抵抗を変化させることにより減衰力を調整するようになっている。 Damping force adjustable shock absorber mounted on a vehicle suspension system, generally, a piston coupled to the piston rod into the cylinder of a hydraulic fluid sealed therein by slidably fitted in defining in the cylinder into two chambers and the flow of hydraulic fluid caused by the sliding of the piston in the cylinder orifice, controlled by the damping force generating mechanism composed of a disk valve, etc. to generate a damping force, also, the flow control valve, using a pressure control valve or the like thereby adjusting the damping force by changing the flow resistance of the damping force generating mechanism.

この種の減衰力調整式緩衝器においては、例えば特許文献1に記載されているように、減衰力発生機構であるディスクバルブの背部に背圧室を形成し、この背圧室を固定オリフィスを介して上流側のシリンダ室に接続し、また、圧力制御弁(ソレノイドバルブ)を介して下流側のシリンダ室に接続する構成としたものがある。 In this type of damping force adjustable shock absorber, for example, as described in Patent Document 1, a back pressure chamber formed at the back of the disk valve is damping force generating mechanism, a fixed orifice the back pressure chamber was connected to the upstream side of the cylinder chamber through, also, there is that is configured to be connected to the cylinder chamber on the downstream side via the pressure control valve (solenoid valve).
特開2001−12534号公報 JP 2001-12534 JP

この構成により、圧力制御弁によって油液の流通抵抗を直接調整するとともに、背圧室の内圧を調整してディスクバルブの開弁圧力を調整することができるので、減衰力特性の調整範囲を広くすることができる。 This arrangement, as well as directly adjust the flow resistance of the hydraulic fluid by a pressure control valve, it is possible to adjust the opening pressure of the disk valve to adjust the internal pressure of the back pressure chamber, the adjustable range of damping force characteristics widely can do.

しかしながら、特許文献1に記載されているような減衰力調整式緩衝器では、次のような問題がある。 However, the damping force adjustable shock absorber as described in Patent Document 1 has the following problems. 例えば、自動車等の車両のサスペンション制御装置に装着して、車両の走行状態に応じてコントローラからの制御信号によって減衰力制御を実行する場合、サスペンション装置のバネ下共振(高周波振動)に対して、圧力制御弁(ソレノイドバルブ)のプランジャの慣性等によって応答(開弁)遅れが生じて、背圧室の圧力が上昇し、減衰力が過度に増大して、乗り心地が悪化することがある。 For example, by mounting the suspension control apparatus of a vehicle such as an automobile, to perform the damping force control by the control signal from the controller in accordance with the running state of the vehicle relative to unsprung resonance of the suspension device (high frequency vibrations), occurs response (open) delayed by the inertia, etc. of the plunger of the pressure control valve (solenoid valve), the pressure in the back pressure chamber is increased, and the damping force is excessively increased, it may ride comfort is deteriorated.

本発明は、上記の点に鑑みてなされたものであり、高周波振動に対して、背圧室の圧力の上昇を抑えて減衰力の過度の増大を防止することができる減衰力調整式緩衝器及びこれを用いたサスペンション制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above, with respect to high-frequency vibrations, the damping force adjustable shock absorber capable of preventing an excessive increase in the damping force to suppress the increase of the pressure in the back pressure chamber Another object of the invention is to provide a suspension control apparatus using the same.

上記の課題を解決するために、本発明は、流体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の外部へ延出されたピストンロッドと、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させ、開弁圧力を調整可能な圧力制御弁とを備えた減衰力調整式緩衝器において、 In order to solve the above problems, the present invention includes a cylinder which fluid is sealed, a piston slidably fitted in the cylinder, one end of the connected other end the cylinder to the piston outside a piston rod which extends into the control the flow of fluid generated by the sliding of the piston in the cylinder to generate a damping force, the damping force adjustment with an adjustable pressure control valve opening pressure in formula buffer,
前記圧力制御弁の弁体は、開弁方向の移動に対する抵抗力よりも閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きく、所定の高周波入力に対して閉弁遅れが生じるようになっていることを特徴とする。 The valve body of the pressure control valve, characterized in that so large resistance to movement in the valve closing direction than the resistance force to movement of the valve opening direction, the valve closing delay for a given high frequency input occurring to.

本発明によれば、所定の高周波入力、例えばサスペンション装置のバネ下共振周波数の振動に対して、圧力制御弁に閉弁遅れが生じて、連続入力に対して開弁状態が維持され、減衰力が低下するので、減衰力の過度の増大による乗り心地の悪化を防止することができる。 According to the present invention, a predetermined high frequency input, for example against the vibration of the unsprung resonance frequency of the suspension device, and valve closing delay occurs in the pressure control valve, the valve opening state is maintained for a continuous input, the damping force since but decreases, it is possible to prevent deterioration of the riding comfort due to excessive increase in the damping force.

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。 It will be described in detail with reference to an embodiment of the present invention with reference to the drawings.
図2に示すように、本実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器1(流体圧緩衝器)は、シリンダ2の外側に外筒3を設けた二重筒構造となっており、シリンダ2と外筒3との間にリザーバ4が形成されている。 As shown in FIG. 2, the damping force adjustable hydraulic shock absorber according to the present embodiment 1 (fluid pressure shock absorber) has a double tube structure in which the outer cylinder 3 on the outside of the cylinder 2, the cylinder 2 reservoir 4 is formed between the outer cylinder 3 and. シリンダ2内には、ピストン5が摺動可能に嵌装されており、このピストン5によってシリンダ2内がシリンダ上室2Aとシリンダ下室2Bとの2室に画成されている。 In the cylinder 2, the piston 5 are slidably fitted in, the cylinder 2 is defined into two chambers of the upper chamber 2A and the cylinder lower chamber 2B cylinder by the piston 5. ピストン5には、ピストンロッド6の一端がナット7によって連結されており、ピストンロッド6の他端側は、シリンダ上室2Aを通り、シリンダ2及び外筒3の上端部に装着されたロッドガイド8およびオイルシール9に挿通されて、シリンダ2の外部へ延出されている。 The piston 5, one end of the piston rod 6 is coupled by a nut 7, the other end of the piston rod 6 extends through the cylinder upper chamber 2A, a rod mounted on the upper end of the cylinder 2 and the outer cylinder 3 guide 8 and is inserted through the oil seal 9, is extended to the outside of the cylinder 2. シリンダ2の下端部には、シリンダ下室2Bとリザーバ4とを区画するベースバルブ10が設けられている。 At the lower end of the cylinder 2, the base valve 10 for partitioning and the reservoir 4 cylinder lower chamber 2B is provided.

ピストン5には、シリンダ上下室2A、2B間を連通させる油路11、12が設けられている。 The piston 5, the oil passage 11 and 12 is provided for communicating between the cylinder upper and lower chambers 2A, 2B. そして、油路11には、シリンダ下室2B側からシリンダ上室2A側への油液の流通のみを許容する逆止弁13が設けられ、また、油路12には、シリンダ上室2A側のの油液の圧力が所定圧力に達したとき開弁して、これをシリンダ下室2B側へリリーフするディスクバルブ14が設けられている。 Then, the oil passage 11, the check valve 13 is provided to allow the cylinder lower chamber 2B side only flow of hydraulic fluid into the cylinder upper chamber 2A side, also, the oil passage 12, the cylinder upper chamber 2A side and opening when the pressure of the hydraulic fluid in the has reached a predetermined pressure, the disk valve 14 is provided to relieve this into the cylinder lower chamber 2B side.

ベースバルブ10には、シリンダ下室2Bとリザーバ4とを連通させる油路15、16が設けられている。 The base valve 10, the oil passage 15 and 16 are provided for communicating the the reservoir 4 cylinder lower chamber 2B. そして、油路15には、リザーバ4側からシリンダ下室2B側への油液の流通のみを許容する逆止弁17が設けられ、また、油路16には、シリンダ下室2B側の油液の圧力が所定圧力に達したとき開弁して、これをリザーバ4側へリリーフするディスクバルブ18が設けられている。 Then, the oil passage 15, a check valve 17 from the reservoir 4 side allows only the flow of hydraulic fluid into the cylinder lower chamber 2B side is provided, also, the oil passage 16, the oil in the cylinder lower chamber 2B side and opening when the pressure of the liquid reaches a predetermined pressure, the disk valve 18 is provided to relieve it to the reservoir 4 side. シリンダ2内には油液が封入されており、リザーバ4内には油液及びガスが封入されている。 The cylinder 2 has a hydraulic fluid is sealed, it is in the reservoir 4 hydraulic fluid and gas is sealed.

シリンダ2には、上下両端部にシール部材19を介してアウタチューブ20が外嵌されており、シリンダ2とアウタチューブ20との間に環状油路21が形成されている。 The cylinder 2, which is fitted the outer tube 20 via a seal member 19 to the upper and lower ends, the annular oil passage 21 is formed between the cylinder 2 and the outer tube 20. 環状油路21は、シリンダ2の上端部付近の側壁に設けられた油路22によってシリンダ上室2Aに連通されている。 Ring-shaped oil passage 21 is communicated with the cylinder upper chamber 2A through the oil passage 22 provided in the side wall near the upper end of the cylinder 2. アウタチューブ20の側壁には、小径の開口23が設けられ、また、外筒3の側壁には、開口23と略同心に大径の開口24が設けられており、外筒3の壁の開口24に減衰力発生機構25が取付けられている。 On the side wall of the outer tube 20, small diameter aperture 23 is provided, also on the side wall of the outer tube 3, the opening 23 and has large-diameter opening 24 is provided substantially concentrically, the wall of the outer tube 3 opening damping force generating mechanism 25 is mounted to 24.

減衰力発生機構25について、図1を参照して説明する。 Damping force generating mechanism 25 will be described with reference to FIG. 図1に示すように、円筒状のケース26の一端部が開口24に挿入されて溶接によって固定されている。 As shown in FIG. 1, one end of the cylindrical case 26 is fixed by welding are inserted into the opening 24. ケース26内には、パイロット型(背圧型)の減衰弁27及び圧力制御弁28(ソレノイド制御弁)が一体化されたバルブユニット30が挿入されて、ナット31によって固定されている。 The casing 26, the pilot-type valve unit 30 (back pressure type) of the damping valve 27 and the pressure control valve 28 (solenoid control valve) is integrated is inserted and fixed by a nut 31.

バルブユニット30は、ナット31によってケース26に固定されるソレノイドケース32を備えている。 Valve unit 30 includes a solenoid case 32 which is fixed to the case 26 by a nut 31. ソレノイドケース32の外側端部には、軸方向に沿ってガイドボア33が形成され、ガイドボア33には、プランジャ34が摺動可能に案内され、更に、コイル35、プランジャスプリング36及びコア37が収容されており、これらは、ベース38をナット39によってソレノイドケース32に取付けることによって固定されている。 The outer end of the solenoid case 32, are guide bores 33 in the axial direction is formed, the guide bore 33, the plunger 34 is guided slidably, further, the coil 35, plunger spring 36 and the core 37 are accommodated and it is fixed by mounting the solenoid case 32 by the base 38 nut 39. ベース38には、プランジャスプリング36のばね力を調整するための調整ねじ40が取付けられている。 The base 38, the adjustment screw 40 for adjusting the spring force of the plunger spring 36 is attached. また、コイル35には、通電用のリード線35Aが接続されて外部へ延出されている。 Further, the coil 35, lead wires 35A for energizing is extended to connected external.

ソレノイドケース32の内側端部には、ガイドボア33と同心の通路ボア41が形成されており、ガイドボア33と通路ボア41とが小径のポート42を介して連通されている。 The inner end portion of the solenoid case 32 is formed a guide bore 33 concentric with the passage bore 41, the guide bore 33 and the passage bore 41 is communicated through port 42 of small diameter. ソレノイドケース32の内側端部には、有底円筒状のガイド部材43及び段付円筒状のバルブ部材44がこの順で配置され、バルブ部材44の小径部がガイド部材43の底部に挿通され、その先端のねじ部が通路ボア41にねじ込まれることによって、これらが一体に結合されている。 The inner end portion of the solenoid case 32, a bottomed cylindrical guide member 43 and the stepped cylindrical valve member 44 are arranged in this order, the small diameter portion of the valve member 44 is inserted into the bottom of the guide member 43, by threaded portion of the tip is screwed into the passage bore 41, they are bonded together. バルブ部材44の大径部には、段付円筒状の通路部材45の大径部が嵌合され、通路部材45の小径部がアウタチューブ20の開口23に溶接されたポート部材46に挿入されており、バルブ部材44の内部の室47が通路部材45を介して環状油路21に連通されている。 The large-diameter portion of the valve member 44, the large diameter portion of the stepped cylindrical passage member 45 is fitted, the small diameter portion of the passage member 45 is inserted into the port member 46 which is welded to the opening 23 of the outer tube 20 and, inside the chamber 47 of the valve member 44 is communicated with the annular oil passage 21 via a passage member 45. また、ケース26内のバルブユニット30の周囲に形成された室48がリザーバ4に連通されている。 Further, the chamber 48 formed around the valve unit 30 in the case 26 is communicated with the reservoir 4.

バルブ部材44の底部には、室47に連通する複数の油路49が設けられ、底部の外側端面には、油路49の外周側に環状の弁座50が突出されている。 At the bottom of the valve member 44, a plurality of oil passage 49 communicating with the chamber 47 are mounted on the outer end face of the bottom portion, an annular valve seat 50 is projected on the outer peripheral side of the oil passage 49. バルブ部材44とガイド部材43との間に、複数枚積層されたディスクバルブ51(メインバルブ)の内周部がクランプされており、ディスクバルブ51の外周部が弁座50に着座している。 Between the valve member 44 and the guide member 43, the inner peripheral portion of the disk valve 51 are plurally stacked (main valve) is clamped, the outer peripheral portion of the disk valve 51 is seated on the valve seat 50. また、ディスクバルブ51の背面には、環状のシール部材52が固着されており、シール部材52がガイド部材43の円筒部の内周面に液密的かつ摺動可能に嵌合されて、ガイド部材43の内部に背圧室53が形成されている。 Further, on the back of the disc valve 51, which is fixed an annular seal member 52, the seal member 52 is fitted so as to be fluid-tightly and slidably on the inner peripheral surface of the cylindrical portion of the guide member 43, guide back pressure chamber 53 is formed inside the member 43. そして、ディスクバルブ51は、油路49の油液の圧力を受けて撓んで弁座50から離座(開弁)して、油路49を室48に直接連通させる。 Then, the disk valve 51 is deflected under the pressure of the hydraulic fluid in the oil passage 49 a valve seat 50 from the separating and (open), thereby directly communicated with the oil passage 49 to the chamber 48. このとき、ディスクバルブ51と背圧室53とでパイロット型(背圧型)の減衰弁を形成しており、背圧室53の内圧がディスクバルブ51の閉弁方向に作用するようになっている。 At this time, the disk valve 51 and the back pressure chamber 53 forms a damping valve of a pilot type (back pressure type), the internal pressure of the back pressure chamber 53 is adapted to act in the closing direction of the disk valve 51 . バルブ部材44の小径部内の軸方向油路55は、一端側が固定オリフィス56を介して室47に連通し、他端側が通路ボア41内に連通し、また、径方向油路57を介して背圧室53に連通している。 Axial oil passage 55 of the small diameter portion of the valve member 44 communicates with the chamber 47 via the one end fixed orifice 56 communicates with the other end in the passage bore 41, also through a radial oil passage 57 back It communicates with the pressure chamber 53.

プランジャ34の先端部には、ポート42を開閉する弁体58が軸方向に移動可能に取付けられており、弁体58は、弁体58とプランジャ34との間に介装されたバルブスプリング59(コイルばね)によってポート42の周囲のシート面42A(弁座)に押圧されてポート42を閉じている。 The distal end of the plunger 34, the valve member 58 for opening and closing the port 42 is mounted so as to be movable in the axial direction, the valve body 58, valve spring 59 interposed between the valve body 58 and the plunger 34 closing the port 42 is pressed against the periphery of the seat surface 42A (the valve seat) of the port 42 by (coil spring). そして、ポート42と弁体58とで圧力制御弁28を形成しており、弁体58は、ポート42内の油液の圧力が所定圧力に達するとシート面42Aから離間して開弁し、その開弁圧力はプランジャスプリング36のばね力及びソレノイドの推力すなわちコイル35への通電電流に応じて調整されるようになっている。 Then, the port 42 and the valve body 58 and forms a pressure control valve 28, the valve member 58, the pressure of the hydraulic fluid in the port 42 is opened apart from reaching the sheet surface 42A at a predetermined pressure, its opening pressure is adapted to be adjusted in accordance with the current supplied to the spring force and the thrust i.e. coil 35 of the solenoid of the plunger spring 36. プランジャ34の先端部によってガイドボア33内に形成された室33Aは、ソレノイドケース32に形成された油路60を介して室48に連通されている。 Chamber 33A formed in the guide bore 33. by the tip portion of the plunger 34 is communicated with the chamber 48 through an oil passage 60 formed in the solenoid case 32.

図3に示すように、プランジャ34は、一端側に弁体58に当接する小径部34Aを有する段付円筒状に形成されて、中心部に軸方向に貫通してガイドボア33内の室33Aとプランジャ34の背部に形成された室33Bとを連通する案内通路61が設けられている。 As shown in FIG. 3, the plunger 34 is formed into a stepped cylindrical shape having a small-diameter portion 34A in contact with the valve member 58 at one end, a chamber 33A of the guide bore 33. through axially central portion guide passage 61 that communicates the chamber 33B formed in the back of the plunger 34 is provided. 案内通路61の小径部34A側の開口の周縁部にはテーパ状の面取部61Aが形成されている。 The peripheral portion of the small-diameter portion 34A side of the opening of the guide passage 61 tapered chamfered portion 61A is formed. 弁体58は、プランジャ34の案内通路61に所定の隙間をもって挿入される小径部58Aと、プランジャ34の小径部34Aの先端に当接する中径の当接部58Bと、バルブスプリング59を受ける大径のばね受部58Cとからなる段付円柱状に形成され、ばね受部58C側の端部に、ポート42の周囲のシート面42Aに離着座する環状のシート部58Dが突出されている。 Valve member 58 is large to receive the small diameter portion 58A which is inserted with a predetermined clearance into the guide passage 61 of the plunger 34, and the abutting portion 58B of intermediate diameter, which abuts the tip end of the small diameter portion 34A of the plunger 34, the valve spring 59 is formed in a stepped cylindrical shape comprising a diameter of the spring receiving portion 58C, the end portion of the spring receiving portion 58C side, an annular seat portion 58D that away seated on the seat surface 42A around the port 42 is projected. 弁体58の小径部58Aの基部には、案内通路61の面取部61Aに対向するテーパ部58Eが形成されており、図5に示すように、弁体58の当接部58Bがプランジャ34の小径部34Aに当接したとき、面取り部61Aとテーパ部58Eとの間に所定の隙間が形成されるようになっている。 At the base of the small diameter portion 58A of the valve body 58, a tapered portion 58E facing the chamfered portion 61A of the guide passage 61 is formed, as shown in FIG. 5, the abutting portion 58B plunger 34 of the valve body 58 when the abutted against the small-diameter portion 34A, so that the predetermined gap is formed between the chamfered portion 61A and the tapered portion 58E. また、図4にも示すように、プランジャ34の小径部34Aの先端部には、径方向に延びる複数(図示の例では円周方向に沿って等間隔で4つ)のオリフィス溝34Bが形成されている。 Further, as shown in FIG. 4, the distal end of the small diameter portion 34A of the plunger 34, the orifice groove 34B of the plurality of (four in equal intervals along the circumferential direction in the illustrated example) extending in a radial direction is formed It is.

そして、図5に示すように、弁体58の当接部58Bがプランジャ34の小径部34Aに当接したとき、オリフィス溝34Bを介して、プランジャ34の両端の室33A、33Bが互いに連通されるようになっている。 Then, as shown in FIG. 5, when the contact portion 58B of the valve body 58 is in contact with the small diameter portion 34A of the plunger 34, through the orifice groove 34B, both ends of the chamber 33A of the plunger 34, 33B is communicated with each other It has become so. オリフィス溝34Bは、図示の例では、周方向に等間隔で4箇所に放射状に配置されている。 Orifice groove 34B in the example shown, are arranged radially at equal intervals in the circumferential direction four locations.

ガイドボア33内のプランジャ34の両側の室33A、33B間を案内通路61を介して連通する流路(可変オリフィス流路)の面積は、プランジャ34の小径部34Aと弁体58の当接部58Bとの間の隙間Cに応じて変化し、弁体58の小径部58Aと案内通路61との間の隙間の流路面積をE、オリフィス溝34Bの流路面積をFとすると、図11に示すように、最大で流路面積Eであり、隙間Cが小さくなるにしたがって小さくなり、最小で流路面積Fとなる。 The area of ​​each side of the chamber 33A of the plunger 34 in the guide bore 33., the channel which communicates via the guide passage 61 between 33B (variable orifice flow path) is abutting portion 58B of the small-diameter portion 34A and the valve body 58 of the plunger 34 changes according to the clearance C between the flow area of ​​the gap between the small diameter portion 58A and the guide passage 61 of the valve body 58 E, the flow passage area of ​​the orifice groove 34B When F, 11 as shown, a flow path area E at a maximum, decreases as the clearance C decreases, the flow channel area F at a minimum. そして、この流路面積による減衰係数c1と隙間Cとの関係は図12に示すようになる。 Then, the relationship between the damping coefficient c1 and the clearance C due to the flow passage area is as shown in FIG. また、隙間Cの初期値は、調整ねじ40によってプランジャスプリング36のばね力を変化させることによって調整することができる。 The initial value of the gap C can be adjusted by changing the spring force of the plunger spring 36 by the adjustment screw 40.

圧力制御弁28の弁体58は、開弁開始時、すなわち、シート部58Dがシート面42Aから離間し始める際には、隙間Cが大きいので、弁体58の開弁方向の移動に対する油液による抵抗力が小さく、開弁し易くなっている。 The valve member 58 of the pressure control valve 28, when open-starting, i.e., when the seat part 58D starts away from the seat surface 42A, since the clearance C is larger, the hydraulic fluid for movement of the valve opening direction of the valve body 58 resistance force by the small, has become easy to open. 一方、開弁後、閉弁する際には、隙間Cが小さく、弁体58の閉弁方向の移動に対する油液による抵抗力が大きく、閉弁しにくくなっている。 On the other hand, after opening, when the valve is closed, a clearance C is small, large resistance force due to hydraulic fluid for moving the valve closing direction of the valve body 58, is less likely closed.

次に、圧力制御弁28の振動系のモデルを図10に示す。 Next, FIG. 10 a vibration system model of the pressure control valve 28. 図10において、M1はプランジャ34の質量、M2は弁体58の質量、k1はプランジャスプリング36の弾性係数、k2はバルブスプリング59の弾性係数、x1はプランジャの変位、x2は弁体58の変位、c1はプランジャ34の変位に対する減衰係数、c2は弁体58の変位に対する減衰係数、Fは弁体58に作用する外力をそれぞれ表している。 10, the mass of the plunger 34 M1, M2 is the mass of the valve member 58, k1 is the elastic modulus of the plunger spring 36, k2 is the modulus of elasticity of the valve spring 59, x1 plunger displacement, x2 displacement of the valve element 58 , c1 is the attenuation coefficient with respect to the displacement of the plunger 34, c2 is the attenuation coefficient for the displacement of the valve body 58, F represents an external force acting on the valve member 58, respectively. 減衰係数c1は、図12に示すように、隙間Cに応じて変化する。 Damping coefficient c1, as shown in FIG. 12, changes according to the clearance C.

プランジャ43の変位x1及び弁体58の変位x2に関する運動方程式は、次式(数式1、数式2)によって表すことができる。 Equation of motion about displacement x2 of the displacement x1 and the valve body 58 of the plunger 43 can be expressed by the following equation (Equation 1, Equation 2).
M1・x1´´=−k1・x1−k2・(x1−x2)−c1・x1´−c2・(x1´−x2´) … (数式1) M1 · x1'' = -k1 · x1-k2 · (x1-x2) -c1 · x1'-c2 · (x1'-x2') ... (Equation 1)
M2・x2´´=k2・(x1−x2)+c2・(x1´−x2´)+F … (数式2) M2 · x2'' = k2 · (x1-x2) + c2 · (x1'-x2') + F ... (Equation 2)

そして、圧力制御弁28の弁体58は、車両のサスペンション装置のバネ下共振周波数よりも低い低周波入力に対しては、閉弁の遅れを生じることなく、変位量(振幅)が大きく、バネ下共振周波数付近の高周波入力に対しては、閉弁遅れを生じて、変位量(振幅)が小さくなり、開弁圧力(コイル35への通電電流)にかかわらず、連続入力に対して開弁状態が維持されるようになっている。 Then, the valve member 58 of the pressure control valve 28, to the lower low frequency input than the unsprung resonance frequency of the suspension system of a vehicle, without causing a delay in valve closing, displacement (amplitude) is large, the spring for high frequency input near the lower resonance frequency, it caused the valve closing delay, displacement (amplitude) is reduced, regardless of the opening pressure (current supplied to the coil 35), the valve opening for successive input status is to be maintained.

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。 Next will be described the operation of this embodiment configured as described above.
減衰力調整式油圧緩衝器1は、自動車等の車両のサスペンション装置に対して、シリンダ2側をバネ下側に連結し、ピストンロッド6側をバネ上側に連結し、また、コイル35のリード線35Aをコントローラ(図示せず)に接続してサスペンション制御装置に装着される。 Damping force adjustable hydraulic shock absorber 1, to the suspension system of a vehicle such as an automobile, and connected to the cylinder 2 side unsprung side, the piston rod 6 side is connected to the spring upper, also lead wire of the coil 35 connect the 35A to a controller (not shown) is attached to the suspension control system.

ピストンロッド6の伸び行程時には、シリンダ2内のピストン5の移動によって、ピストン5の逆止弁12が閉じ、ディスクバルブ14の開弁前には、シリンダ上室2A側の油液が加圧されて、油路22及び環状油路21を通り、通路部材45から減衰力発生機構25の室47へ流れる。 During the extension stroke of the piston rod 6, by the movement of the piston 5 in the cylinder 2, the check valve 12 closes the piston 5, before opening of the disk valve 14, hydraulic fluid in the cylinder upper chamber 2A side is pressurized Te, through the oil passage 22 and the annular oil passage 21, flows from the passage member 45 to the chamber 47 of the damping force generating mechanism 25. そして、メインバルブ27のディスクバルブ51の開弁前においては、油液は、室47から固定オリフィス56、軸方向油路55、通路ボア41及びポート42を通り、圧力制御弁28の弁体58を開弁させてガイドボア33内の室33Aへ流れ、更に、油路60及び室48を通ってリザーバ4へ流れる。 Then, before the opening of the disk valve 51 of the main valve 27, hydraulic fluid is fixed orifice 56 from the chamber 47, the axial oil passage 55, through the passage bore 41 and port 42, the valve member 58 of the pressure control valve 28 was allowed to open to flow into the chamber 33A in the guide bore 33., further flows through the oil passage 60 and chamber 48 to the reservoir 4. そして、室47内の圧力がディスクバルブ51の開弁圧力に達すると、ディスクバルブ51が開弁して、油液が室47から直接室48へ流れる。 When the pressure in chamber 47 reaches the valve-opening pressure of the disk valve 51, the disk valve 51 is opened, hydraulic fluid flows from the chamber 47 directly into chamber 48.

このとき、ピストン5が移動した分の油液がリザーバ4からベースバルブ10の逆止弁17を開いてシリンダ下室2Bへ流入する。 At this time, min hydraulic fluid piston 5 moves flows from the reservoir 4 by opening the check valve 17 of the base valve 10 into the cylinder lower chamber 2B. なお、シリンダ上室2Aの圧力がピストン5のディスクバルブ14の開弁圧力に達すると、ディスクバルブ14が開いて、シリンダ上室2Aの圧力をシリンダ下室2Bへリリーフすることにより、シリンダ上室2Aの過度の圧力の上昇を防止する。 Incidentally, the pressure in the cylinder upper chamber 2A reaches the valve-opening pressure of the disk valve 14 of the piston 5, the disk valve 14 is opened by the relief of pressure in the cylinder upper chamber 2A into the cylinder lower chamber 2B, the upper cylinder chamber to prevent excessive increase in the pressure of 2A.

ピストンロッド6の縮み行程時には、シリンダ2内のピストン5の移動によって、ピストン5の逆止弁13が開き、ベースバルブ10の油路15の逆止弁17が閉じて、ディスクバルブ18の開弁前には、ピストン下室2Bの油液がシリンダ上室2Aへ流入し、ピストンロッド6がシリンダ2内に侵入した分の油液がシリンダ上室2Aから、上記伸び行程時と同様の経路を通ってリザーバ4へ流れる。 During a compression stroke of the piston rod 6, by the movement of the piston 5 in the cylinder 2 opens the check valve 13 of the piston 5, the check valve 17 in the oil passage 15 of the base valve 10 is closed, opening of the disk valve 18 the front, the oil in the piston lower chamber 2B flows into the cylinder upper chamber 2A, the piston rod 6 min hydraulic fluid cylinder upper chamber 2A which has entered into the cylinder 2, the same path as during the extension stroke through and flows into the reservoir 4. なお、シリンダ下室2B内の圧力がベースバルブ10のディスクバルブ18の開弁圧力に達すると、ディスクバルブ18が開いて、シリンダ下室2Bの圧力をリザーバ4へリリーフすることにより、シリンダ下室2Bの過度の圧力の上昇を防止する。 Incidentally, the pressure in the cylinder lower chamber 2B reaches the valve-opening pressure of the disk valve 18 of the base valve 10, the disk valve 18 is opened by the relief of pressure in the cylinder lower chamber 2B to the reservoir 4, the cylinder lower chamber to prevent excessive increase in the pressure of 2B.

これにより、ピストンロッド6の伸縮行程時共に、メインバルブ27の開弁前(ピストン速度低速域)においては、固定オリフィス56及び圧力制御弁28によって減衰力が発生し、メインバルブ27の開弁後(ピストン速度高速域)においては、その開度に応じて減衰力が発生する。 Thus, during expansion and contraction stroke of the piston rod 6 together, before the opening of the main valve 27 (the piston speed low speed range), the damping force is generated by the fixed orifice 56 and the pressure control valve 28, after the opening of main valve 27 in (high piston speed region), the damping force is generated according to the degree of opening thereof. そして、コイル35への通電電流によって圧力制御弁28の開弁圧力を調整することにより、ピストン速度にかかわらず、減衰力を直接制御することができる。 By adjusting the valve opening pressure of the pressure control valve 28 by the current supplied to the coil 35, regardless of piston speed, it is possible to control the damping force directly. このとき、圧力制御弁28の開弁圧力によって背圧室53の内圧が調整されるので、メインバルブ27の開弁圧力を同時に調整することができ、減衰力特性の調整範囲を広くすることができる。 At this time, since the internal pressure of the back pressure chamber 53 is adjusted by the opening pressure of the pressure control valve 28, that can adjust the opening pressure of the main valve 27 at the same time, to widen the adjustable range of damping force characteristics it can.

ここで、圧力制御弁28の弁体58の移動に対する抵抗力は、隙間Cの流路面積の変化によって変化する。 Here, resistance to movement of the valve body 58 of the pressure control valve 28 is changed by a change in flow area of ​​the clearance C. ポート42の油液の圧力を受けて弁体58が開弁する際、先ず弁体58が後退して、プランジャ34との隙間Cが小さくなり、弁体58がプランジャ34に当接すると(図5参照)、その後は、弁体58とプランジャ34とが一体となって後退する(図6参照)。 When the valve body 58 under the pressure of the hydraulic fluid port 42 is opened, first valve member 58 is retracted, the clearance C between the plunger 34 is reduced, the valve body 58 abuts on the plunger 34 (FIG. see 5), then, the valve member 58 and the plunger 34 moves backward together (see Figure 6). このとき、弁体58の開弁時には、隙間Cが大きく、弁体58の開弁方向の移動に対する油液による抵抗力が小さいので、開弁し易く、また、開弁後、閉弁する際には、隙間Cが小さくなっており、弁体58の閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きいので、閉弁しにくくなっている。 In this case, at the time of opening of the valve member 58, the clearance C is large, the resistance force by the hydraulic fluid for movement of the valve opening direction of the valve body 58 is small, easy to open, also after opening, when the closing , the gap C has become smaller, since a large resistance to movement in the valve closing direction of the valve body 58, is less likely closed. また、図10に示すモデル及び数式1、2によって表される振動系の特性により、弁体58は、低周波入力に対しては閉弁遅れを生じることなく、変位量(振幅)が大きく、その開弁圧力(コイル35への通電電流)に応じた減衰力を発生させるが、バネ下共振周波数付近の高周波入力に対しては、閉弁遅れを生じて、変位量(振幅)が小さくなり、連続入力に対して開弁状態が維持されるので、その開弁圧力(コイル35への通電電流)にかかわらず、減衰力が低下することになる。 Further, the characteristic of the vibration system represented by the model and equations 1 and 2 are shown in FIG. 10, the valve body 58, without causing the valve closing delay for low frequency input, displacement (amplitude) is large, While generating a damping force according to the opening pressure (current supplied to the coil 35), with respect to the high frequency input near unsprung resonance frequency, caused the valve closing delay, displacement (amplitude) is reduced since the valve opening state is maintained for a continuous input, regardless of the opening pressure (current supplied to the coil 35), the damping force is reduced.

例えば、図13(A)に示すように、ピストンロッド6への入力周波数が1Hz(低周波)の場合(減衰力発生機構25では、ピストンロッド6の伸縮に対して、油液は同じ流路を流通するので、圧力制御弁28の弁体58への入力周波数は2Hzとなる。)、図13(B)に示すように、弁体58は、連続入力に対して追従することができ、閉弁時のシート面42Aからの浮上量Y1は充分小さくなる。 For example, as shown in FIG. 13 (A), in the case where the input frequency to the piston rod 6 is 1Hz (low-frequency) (damping force generating mechanism 25, with respect to expansion and contraction of the piston rod 6, the oil liquid is the same flow path since flows through the input frequency to the valve member 58 of the pressure control valve 28 becomes 2 Hz.), as shown in FIG. 13 (B), the valve member 58 may be follow the continuous input, flying height Y1 from the seat surface 42A at the time of closing is sufficiently small.

これに対して、図14(A)に示すように、ピストンロッド6への入力周波数が20Hz(高周波)の場合(減衰力発生機構25では、ピストンロッド6の伸縮に対して油液は同じ流路を流通するので、圧力制御弁28の弁体58への入力周波数は40Hzとなる。)、図14(B)に示すように、弁体58は、閉弁遅れが生じて、連続入力に対して、閉弁時のシート面42からの浮上量Y2が大きくなり、開弁状態が維持されることになる。 In contrast, as shown in FIG. 14 (A), the case where the input frequency to the piston rod 6 is 20Hz for (high-frequency) (damping force generating mechanism 25, hydraulic fluid is the same fluid against expansion and contraction of the piston rod 6 since flows through the road, the input frequency to the valve body 58 becomes 40 Hz. the pressure control valve 28), as shown in FIG. 14 (B), the valve body 58, valve closing delay is occurring, the continuous input in contrast, the flying height Y2 is increased from the seat surface 42 of valve-closing time, so that the open state is maintained.

これにより、入力周波数と弁体58の閉弁時のシート面42Aからの浮上量との関係は、図15に示すようになり、低周波入力に対しては、閉弁時の浮上量が小さく、コイル35への通電電流に応じて所定の減衰力を発生させることができ、また、高周波入力に対しては、閉弁時の浮上量が大きく、連続入力に対して開弁状態が維持されるので、コイル35への通電電流にかかわらず減衰力を充分低下させることができる。 Thus, the relationship between the flying height of the seat surface 42A at the time of closing of the input frequency and the valve body 58 is as shown in FIG. 15, for the low frequency input, the flying height at the time of closing is small , depending on the current supplied to the coil 35 can generate a predetermined damping force, also, for the high-frequency input, a large flying height when the valve is closed, the valve opening state is maintained for continuous input Runode, the damping force irrespective of the current supplied to the coil 35 can be reduced sufficiently.

その結果、路面入力によるサスペンション装置のバネ下の振動がバネ下共振周波数よりも低い通常状態では、コントローラからの制御電流によって圧力制御弁28の開弁圧力を制御することによって、減衰力を制御することができる。 As a result, the vibration of the unsprung suspension device according to the road surface input is the lower normal state than the resonance frequency under the spring, by controlling the valve opening pressure of the pressure control valve 28 by a control current from the controller, to control the damping force be able to. 路面からの入力周波数が上昇して、サスペンション装置のバネ下共振周波数付近に達すると、圧力制御弁28の弁体58は、連続入力に対して閉弁遅れを生じて開弁状態を維持することになり、これにより、減衰力が充分小さくなるので、バネ下の振動を吸収してバネ上(車体側)への伝達を遮断することができ、乗り心地を向上させることができる。 Input frequency from the road surface is increased, and reaches the vicinity of the unsprung resonance frequency of the suspension device, the valve member 58 of the pressure control valve 28, that caused the valve closing delay for successive input to maintain the open state becomes, thereby, since the damping force is sufficiently small, by absorbing the vibration of the unsprung can block the transmission of the sprung (vehicle body), thereby improving the ride comfort. このようにして、バネ下の共振に対して、コントローラから制御電流によらず、減衰力を小さくすることができ、適切な減衰力制御を行うことができる。 Thus, for the resonance of the unsprung, irrespective of the control current from the controller, it is possible to reduce the damping force, it is possible to perform appropriate damping force control.

次に、上記実施形態の圧力制御弁28の変形例について、図7乃至図9を参照して説明する。 Next, a modified example of the pressure control valve 28 of the above embodiment will be described with reference to FIGS. なお、上記実施形態に対して、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。 Incidentally, with respect to the embodiments, the same parts are denoted by the same reference numerals will be described in detail only for different parts.

図7乃至図9に示す変形例では、プランジャ34の先端部には、小径部34Aの代りに円筒部62が形成され、円筒部62内に段付円柱状の弁体58が摺動可能に嵌合されており、円筒部62の底部と、弁体58との間に板ばね状のバルブスプリング63が介装されている。 7 to the modification shown in FIG. 9, the distal end portion of the plunger 34, the cylindrical portion 62 is formed in place of the small-diameter portion 34A, so as to be stepped cylindrical valve body 58 into the cylindrical portion 62 is slid It is fitted, and the bottom of the cylindrical portion 62, a plate spring-like valve spring 63 is interposed between the valve element 58. 弁体58には、軸方向に貫通する通路64が設けられている。 The valve member 58, passages 64 extending in the axial direction is provided. 円筒部62の底部には、径方向に延びるオリフィス溝65が形成されており、オリフィス溝65によって通路64とプランジャ34の案内通路61とが常時連通されるようになっている。 At the bottom of the cylindrical portion 62, and an orifice groove 65 extending in a radial direction is formed, and the guide passage 61 of the passage 64 and the plunger 34 is adapted to be communicated constantly by the orifice groove 65. 図示の例では、4つのオリフィス溝65が等間隔で放射状に配置されている。 In the illustrated example, four orifices grooves 65 are arranged radially at equal intervals. バルブスプリング63は、図8に示すように、弁体58に当接する中央部63Aから円筒部62の底部に当接する脚部63Bが等間隔で4方に延ばされた略十字形に形成されており、図9に示すように、弁体58が円筒部62の底部側に移動した状態で、通路64を閉鎖しないように配置されている。 Valve spring 63, as shown in FIG. 8, formed in a substantially cross-shaped abutting leg 63B in the bottom portion of the cylindrical portion 62 from contact with the central portion 63A is extended in four directions at equal intervals on the valve body 58 and which, as shown in FIG. 9, while the valve body 58 is moved to the bottom side of the cylindrical portion 62 are arranged so as not to close the passage 64.

このように構成したことにより、上記実施形態と同様の作用効果を奏することができる。 By having such a configuration, it is possible to obtain the same effects as the above embodiment. また、弁体58を円筒部62内に嵌合し、バルブスプリング63を板ばねとしたことにより、組付性を高めると共に、製造コストを低減することができる。 Furthermore, fitting the valve member 58 in the cylindrical portion 62, a valve spring 63 by which the plate spring, to increase the assembling properties, it is possible to reduce the manufacturing cost.

なお、上記実施形態及びその変形例では、一例として、コイル35への制御電流に応じて圧力制御弁28によっては背圧室53の圧力を制御するものについて説明しているが、制御電流によらず、他の駆動手段によって圧力制御弁を制御するものにも同様に適用することができる。 In the above embodiment and its modified example, as one example, although the pressure control valve 28 in accordance with a control current to the coil 35 are described to control the pressure in the back pressure chamber 53, depending on the control current It not, also controls the pressure control valve by other drive means can be applied as well.

また、上記実施形態及びその変形例では、減衰弁27、圧力制御弁28が一体化されたバルブユニット30をシリンダ2の側部のケース26内に配置して、環状油路21とリザーバ4との間の油液の流れを制御して減衰力を発生させるようにしているが、バルブユニット30をピストン5あるいはベースバルブ10に配置して、適宜その油路の油液の流れを制御して減衰力を発生させるようにしてもよい。 In the above embodiment and its modified example, the damping valve 27, and the valve unit 30 of the pressure control valve 28 is integrated is arranged in the case 26 side of the cylinder 2, an annular oil passage 21 and the reservoir 4 by controlling the flow of hydraulic fluid between it and so as to generate a damping force, by arranging the valve unit 30 to the piston 5 or the base valve 10 controls the flow of hydraulic fluid needed the oil passage it may be caused to generate a damping force.

更に、上記実施形態及びその変形例では、油液の流れを制御することによって減衰力を発生させる油圧緩衝器について説明しているが、本発明は、これに限らず、ガス等の他の流体の流れを制御して減衰力を発生させるものにも同様に適用することができる。 Further, in the above embodiment and the modifications thereof, has been described a hydraulic shock absorber that generates a damping force by controlling the flow of hydraulic fluid, the present invention is not limited thereto, other fluids such as a gas also the flow to what generates the control to the damping force can be applied similarly.

本発明の一実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力発生機構を拡大して示す縦断面図である。 Is a longitudinal sectional view showing an enlarged damping force generating mechanism of damping force adjustable hydraulic shock absorber according to an embodiment of the present invention. 本発明の一実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の縦断面図である。 It is a longitudinal sectional view of a damping force adjustable hydraulic shock absorber according to an embodiment of the present invention. 図1の減衰力発生機構の圧力制御弁を拡大して示す縦断面図である Is a longitudinal sectional view showing an enlarged pressure control valve of the damping force generating mechanism in FIG. 1 図3のA−A線による縦断面図である。 It is a longitudinal sectional view according to line A-A of FIG. 図3の圧力制御弁において、弁体が後退してプランジャに当接した状態を示す縦断面図である。 In the pressure control valve of FIG. 3 is a longitudinal sectional view showing a state where the valve body is in contact with the plunger retracted. 図3の圧力制御弁において、弁体が後退してプランジャに当接し、更に、プランジャが後退した状態を示す縦断面図である。 In the pressure control valve of FIG. 3, in contact with the plunger retracted the valve body, further, is a longitudinal sectional view showing a state where the plunger is retracted. 図3の圧力制御弁の変形例を示す縦断面図である。 It is a longitudinal sectional view showing a modified example of the pressure control valve of FIG. 図7の圧力制御弁のバルブスプリングを示す平面図である。 Is a plan view showing a valve spring of the pressure control valve of FIG. 図7の圧力制御弁において、弁体が後退した状態を示す縦断面図である。 In the pressure control valve of FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing a state where the valve body is retracted. 図3の圧力制御弁のプランジャ及び弁体の振動系をモデル化した概略図である。 It is a schematic diagram modeling the vibration system of the plunger and the valve body of the pressure control valve of FIG. 図3の圧力制御弁のプランジャと弁体との隙間Cとその流路面積との関係を示すグラフ図である。 Is a graph showing the relationship between the clearance C and the flow path area between the plunger and the valve body of the pressure control valve of FIG. 図3の圧力制御弁のプランジャと弁体との隙間Cとその減衰係数との関係を示すグラフ図である。 Is a graph showing the relationship between the clearance C and the damping coefficient of the plunger and the valve body of the pressure control valve of FIG. 図3の圧力制御弁の低周波入力に対する弁体の変位を示すグラフ図である。 Is a graph illustrating the displacement of the valve body with respect to low-frequency input of the pressure control valve of FIG. 図3の圧力制御弁の高周波入力に対する弁体の変位を示すグラフ図である。 Is a graph illustrating the displacement of the valve body with respect to the high frequency input of the pressure control valve of FIG. 図3の圧力制御弁において、入力周波数と弁体の閉弁時のシート面からの浮上量との関係を示す図である。 In the pressure control valve of FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the flying height of the seat surface of the valve-closing time of the input frequency and the valve body.

符号の説明 DESCRIPTION OF SYMBOLS

1 減衰力調整式油圧緩衝器(減衰力調整式緩衝器)、2 シリンダ、5 ピストン、6 ピストンロッド、28 圧力制御弁、58 弁体 1 the damping force adjustable hydraulic shock absorber (damping force adjustable shock absorber), 2 cylinder, 5 piston, 6 the piston rod, 28 a pressure control valve, 58 valve

Claims (20)

  1. 流体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の外部へ延出されたピストンロッドと、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させ、開弁圧力を調整可能な圧力制御弁とを備えた減衰力調整式緩衝器において、 A cylinder fluid is sealed, a piston slidably fitted in the cylinder, a piston rod having one end the other end is connected to the piston is extended to the outside of the cylinder, in the cylinder to generate a damping force by controlling the flow of fluid generated by the sliding of the piston, the damping force adjustable shock absorber having an adjustable pressure control valve opening pressure,
    前記圧力制御弁の弁体は、開弁方向の移動に対する抵抗力よりも閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きく、所定の高周波入力に対して閉弁遅れが生じるようになっていることを特徴とする減衰力調整式緩衝器。 The valve body of the pressure control valve, characterized in that so large resistance to movement in the valve closing direction than the resistance force to movement of the valve opening direction, the valve closing delay for a given high frequency input occurring damping force adjustable shock absorber to.
  2. 前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させるメインバルブと、該メインバルブに閉弁方向に内圧を作用させる背圧室とを備え、前記流体の流れの一部を前記背圧室に導入して前記背圧室の内圧によって前記メインバルブの開弁を制御し、前記背圧室の内圧を前記圧力制御弁によって調整することを特徴とする請求項1に記載の減衰力調整式緩衝器。 Comprising a main valve that generates damping force by controlling the flow of fluid generated by the sliding of the piston within the cylinder, and a back pressure chamber for applying a pressure in the closing direction to said main valve, the flow of the fluid claims the part is introduced into the back pressure chamber to control opening of the main valve by the internal pressure of the back pressure chamber, and adjusting the internal pressure of the back pressure chamber by the pressure control valve damping force adjustable shock absorber according to 1.
  3. 前記圧力制御弁は、コイルへの通電電流によってプランジャの推力を調整することによって前記弁体の開弁圧を制御するソレノイド制御弁であることを特徴とする請求項1又は2に記載の減衰力調整式緩衝器。 Said pressure control valve, the damping force according to claim 1 or 2, characterized in that a solenoid control valve for controlling the valve opening pressure of the valve body by adjusting the thrust of the plunger by the current supplied to the coil adjustable shock absorber.
  4. 前記弁体と前記プランジャとの間の隙間を流通する流体の流れによって前記弁体に作用する抵抗力を発生させることを特徴とする請求項3に記載の減衰力調整式緩衝器。 Damping force adjustable shock absorber according to claim 3, characterized in that to generate a resistance force acting on the valve member by the flow of the fluid flowing through the gap between the plunger and the valve body.
  5. 前記弁体は、該弁体と前記プランジャとの間に介装されたバルブスプリングを介して前記プランジャによって弁座に押圧されていることを特徴とする請求項3又は4に記載の流体圧緩衝器。 Said valve body, a fluid pressure shock according possible to claim 3 or 4, characterized in that via the interposed a valve spring is pressed against the valve seat by said plunger between the plunger and the valve body vessel.
  6. 前記弁体の開弁方向の移動によって前記隙間の流路面積が小さくなることにより、前記弁体に作用する抵抗力が増大することを特徴とする請求項4又は5に記載の流体圧緩衝器。 By flow area of ​​the gap is reduced by the movement of the valve opening direction of the valve body, a fluid pressure shock absorber according to claim 4 or 5 resistive forces acting on the valve body is characterized by increased .
  7. 前記所定の高周波入力の周波数は、当該減衰力調整式緩衝器が装着されるサスペンション装置のバネ下共振周波数であることを特徴とする請求項1乃至7のいずれかに記載の減衰力調整式緩衝器。 Wherein the frequency of the predetermined high frequency input, the damping force adjustable shock according to any one of claims 1 to 7, characterized in that the damping force adjustable shock absorber is the unsprung resonance frequency of the suspension system to be mounted vessel.
  8. 流体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の外部へ延出されたピストンロッドと、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させるメインバルブと、該メインバルブに閉弁方向に内圧を作用させて前記メインバルブの開弁を制御する背圧室と、前記メインバルブの上流側から前記背圧室側に流体を導入する固定オリフィスと、前記背圧室側から前記メインバルブの下流側への流体の流れを制御する圧力制御弁とを備え、該圧力制御弁によって前記背圧室の内圧を制御する減衰力調整式緩衝器において、 A cylinder fluid is sealed, a piston slidably fitted in the cylinder, a piston rod having one end the other end is connected to the piston is extended to the outside of the cylinder, in the cylinder a main valve that generates damping force by controlling the flow of fluid generated by the sliding of the piston, and a back pressure chamber for controlling the opening of the main valve by the action of internal pressure in the closing direction to said main valve, wherein comprising a fixed orifice for introducing the fluid from the upstream side of the main valve to the back pressure chamber side, and a pressure control valve for controlling fluid flow to a downstream side of the main valve from the back pressure chamber side, the pressure in the damping force control type damper that controls the internal pressure of the back pressure chamber by a control valve,
    前記圧力制御弁の弁体は、開弁方向の移動に対する抵抗力よりも閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きく、所定の高周波入力に対して閉弁遅れが生じるようになっていることを特徴とする緩衝器。 The valve body of the pressure control valve, characterized in that so large resistance to movement in the valve closing direction than the resistance force to movement of the valve opening direction, the valve closing delay for a given high frequency input occurring shock absorber to be.
  9. 前記圧力制御弁は、コイルへの通電電流によってプランジャの推力を調整することによって前記弁体の開弁圧を制御するソレノイド制御弁であることを特徴とする請求項8に記載の減衰力調整式緩衝器。 Said pressure control valve, the damping force adjustable according to claim 8, characterized in that a solenoid control valve for controlling the valve opening pressure of the valve body by adjusting the thrust of the plunger by the current supplied to the coil shock absorber.
  10. 前記弁体と前記プランジャとの間の隙間を流通する流体の流れによって前記弁体に作用する抵抗力を発生させることを特徴とする請求項9に記載の減衰力調整式緩衝器。 Damping force adjustable shock absorber according to claim 9, characterized in that to generate a resistance force acting on the valve member by the flow of the fluid flowing through the gap between the plunger and the valve body.
  11. 前記弁体は、該弁体と前記プランジャとの間に介装されたバルブスプリングを介して前記プランジャによって弁座に押圧されていることを特徴とする請求項9又は10に記載の流体圧緩衝器。 Said valve body, a fluid pressure shock according to claim 9 or 10, characterized in that via the interposed a valve spring is pressed against the valve seat by said plunger between the plunger and the valve body vessel.
  12. 前記弁体の開弁方向の移動によって前記隙間の流路面積が小さくなることにより、前記弁体に作用する抵抗力が増大することを特徴とする請求項10又は11に記載の流体圧緩衝器。 By flow area of ​​the gap is reduced by the movement of the valve opening direction of the valve body, a fluid pressure shock absorber according to claim 10 or 11 resistance force acting on the valve body is characterized by increased .
  13. 前記所定の高周波入力の周波数は、当該減衰力調整式緩衝器が装着されるサスペンション装置のバネ下共振周波数であることを特徴とする請求項8乃至12のいずれかに記載の減衰力調整式緩衝器。 Wherein the frequency of the predetermined high frequency input, the damping force adjustable shock according to any one of claims 8 to 12, characterized in that the damping force adjustable shock absorber is the unsprung resonance frequency of the suspension system to be mounted vessel.
  14. 車両のサスペンション装置のバネ上バネ下間に減衰力調整式緩衝器が装着され、前記車両の走行状態に基づいて、コントローラによって前記減衰力調整式緩衝器の減衰力を調整するサスペンション制御装置において、 Damping force adjustable shock absorber between the sprung unsprung suspension device for a vehicle is mounted, on the basis of the running state of the vehicle, the suspension control system for adjusting the damping force of the damping force adjustable shock absorber by the controller,
    前記減衰力調整式緩衝器は、流体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の外部へ延出されたピストンロッドと、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させ、開弁圧力を前記コントローラからの制御信号に応じて調整可能な圧力制御弁とを備え、 The damping force adjustable shock absorber includes a cylinder which fluid is sealed, a piston slidably fitted in the cylinder, extends one end the other end is connected to the piston to the outside of the cylinder and a piston rod, wherein by controlling the flow of fluid generated by the sliding of the piston in the cylinder to generate a damping force, an adjustable pressure control valve according to the valve opening pressure on a control signal from the controller provided,
    前記圧力制御弁の弁体は、開弁方向の移動に対する抵抗力よりも閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きく、所定の高周波入力に対して閉弁遅れが生じるようになっていることを特徴とするサスペンション制御装置。 The valve body of the pressure control valve, characterized in that so large resistance to movement in the valve closing direction than the resistance force to movement of the valve opening direction, the valve closing delay for a given high frequency input occurring suspension control system to.
  15. 前記減衰力調整式緩衝器は、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させるメインバルブと、該メインバルブに閉弁方向に内圧を作用させる背圧室とを備え、前記流体の流れの一部を前記背圧室に導入して前記背圧室の内圧によって前記メインバルブの開弁を制御し、前記背圧室の内圧を前記圧力制御弁によって調整することを特徴とする請求項14に記載のサスペンション制御装置。 The damping force adjustable shock absorber has a main valve that generates damping force by controlling the flow of fluid generated by the sliding of the piston within the cylinder, back-pressure exerting internal pressure in the valve closing direction to said main valve and a chamber, a portion of the flow of the fluid is introduced into the back pressure chamber to control opening of the main valve by the internal pressure of the back pressure chamber, the internal pressure of the back pressure chamber by the pressure control valve suspension controller according to claim 14, wherein the adjusting.
  16. 前記圧力制御弁は、コイルへの通電電流によってプランジャの推力を調整することによって前記弁体の開弁圧を制御するソレノイド制御弁であることを特徴とする請求項14又は15に記載のサスペンション制御装置。 Said pressure control valve, suspension control according to claim 14 or 15, characterized in that a solenoid control valve for controlling the valve opening pressure of the valve body by adjusting the thrust of the plunger by the current supplied to the coil apparatus.
  17. 前記圧力制御弁の弁体は、該弁体と前記プランジャとの間の隙間を流通する流体の流れによって前記弁体に作用する抵抗力を発生させることを特徴とする請求項16に記載のサスペンション制御装置。 The valve body of the pressure control valve suspension according to claim 16, characterized in that to generate a resistance force acting on the valve member by the flow of the fluid flowing through the gap between the plunger and the valve body Control device.
  18. 前記圧力制御弁の弁体は、該弁体と前記プランジャとの間に介装されたバルブスプリングを介して前記プランジャによって弁座に押圧されていることを特徴とする請求項17に記載のサスペンション制御装置。 The valve body of the pressure control valve suspension according to claim 17, characterized in that it is pressed against the valve seat by the plunger via a valve spring interposed between the plunger and the valve body Control device.
  19. 前記減衰力調整式緩衝器は、前記弁体の開弁方向の移動によって前記隙間の流路面積が小さくなることにより、前記弁体に作用する抵抗力が増大することを特徴とする請求項17又は18に記載のサスペンション制御装置。 The damping force adjustable shock absorber, by flow area of ​​the gap is reduced by the movement of the valve opening direction of the valve body, according to claim 17 in which the resistance force acting on the valve body is characterized by increased or a suspension control apparatus according to 18.
  20. 前記所定の高周波入力の周波数は、前記サスペンション装置のバネ下共振周波数であることを特徴とする請求項14乃至17のいずれかに記載のサスペンション制御装置。 Wherein the frequency of the predetermined high frequency input, the suspension control device according to any one of claims 14 to 17, characterized in that the unsprung resonance frequency of the suspension system.
JP2008093351A 2008-03-31 2008-03-31 Damping force adjustable shock absorber and suspension control apparatus using the same Active JP5120629B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2008093351A JP5120629B2 (en) 2008-03-31 2008-03-31 Damping force adjustable shock absorber and suspension control apparatus using the same

Applications Claiming Priority (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2008093351A JP5120629B2 (en) 2008-03-31 2008-03-31 Damping force adjustable shock absorber and suspension control apparatus using the same
KR1020090025467A KR101568042B1 (en) 2008-03-31 2009-03-25 Adjustable shock absorber damping force
CN 200910130681 CN101550981A (en) 2008-03-31 2009-03-27 Damping force adjustment type buffer
CN201210525684.8A CN102979846B (en) 2008-03-31 2009-03-27 Damping force adjustable shock absorber
DE102009015584A DE102009015584A1 (en) 2008-03-31 2009-03-30 Adjustable shock absorber damping force
US12/385,130 US8794400B2 (en) 2008-03-31 2009-03-31 Damping force adjustable shock absorber

Publications (3)

Publication Number Publication Date
JP2009243636A true JP2009243636A (en) 2009-10-22
JP2009243636A5 JP2009243636A5 (en) 2011-04-28
JP5120629B2 JP5120629B2 (en) 2013-01-16

Family

ID=41155394

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2008093351A Active JP5120629B2 (en) 2008-03-31 2008-03-31 Damping force adjustable shock absorber and suspension control apparatus using the same

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP5120629B2 (en)
CN (1) CN101550981A (en)

Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2011078317A1 (en) * 2009-12-25 2011-06-30 ヤマハ発動機株式会社 Shock absorber
JP2011158016A (en) * 2010-01-29 2011-08-18 Hitachi Automotive Systems Ltd Shock absorber
WO2012118211A1 (en) * 2011-03-02 2012-09-07 本田技研工業株式会社 Damper with variable damping force
JP2013011342A (en) * 2011-05-31 2013-01-17 Hitachi Automotive Systems Ltd Shock absorber
CN103930689A (en) * 2011-09-21 2014-07-16 日立汽车系统株式会社 Shock absorber
JP5582318B2 (en) * 2010-02-12 2014-09-03 日立オートモティブシステムズ株式会社 Suspension system
KR101464578B1 (en) * 2013-08-05 2014-11-24 주식회사 인팩 The Solenoid Of Shock Absorber System
JP2016020699A (en) * 2014-07-11 2016-02-04 日立オートモティブシステムズ株式会社 Shock absorber
JP2016070429A (en) * 2014-09-30 2016-05-09 株式会社ショーワ Shock absorber
JP2016194319A (en) * 2015-03-31 2016-11-17 株式会社ショーワ Shock absorber

Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102010063386B4 (en) * 2010-12-17 2012-09-20 Zf Friedrichshafen Ag adjustable damping valve device
CN103282220B (en) * 2011-01-31 2016-07-06 日立汽车系统株式会社 Suspension control apparatus
JP5812650B2 (en) * 2011-03-31 2015-11-17 日立オートモティブシステムズ株式会社 Damping force adjustable shock absorber
DE102012112729B4 (en) * 2012-12-20 2015-12-17 Wp Performance Systems Gmbh Damping valve arrangement for a semi-active damper
JP6093587B2 (en) * 2013-02-15 2017-03-08 Kyb株式会社 Solenoid valve
JP5952761B2 (en) * 2013-03-13 2016-07-13 Kyb株式会社 Damping valve
JP5952762B2 (en) * 2013-03-13 2016-07-13 Kyb株式会社 Damping valve
JP6114667B2 (en) * 2013-09-17 2017-04-12 Kyb株式会社 Damping valve
JPWO2017073219A1 (en) * 2015-10-27 2018-08-09 日立オートモティブシステムズ株式会社 Damping force adjustable shock absorber

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05231464A (en) * 1992-02-17 1993-09-07 Kayaba Ind Co Ltd Hydraulic shock absorber
JPH09151980A (en) * 1995-11-27 1997-06-10 Oehlins Racing Ab Hydraulic shock absorber
JPH09236147A (en) * 1995-12-26 1997-09-09 Tokico Ltd Damping force regulation type hydraulic buffer
JP2001012534A (en) * 1999-06-30 2001-01-16 Tokico Ltd Damping force adjustable type hydraulic shock absorber
JP2007303545A (en) * 2006-05-11 2007-11-22 Kayaba Ind Co Ltd Shock absorber

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4147502B2 (en) * 1998-06-26 2008-09-10 株式会社日立製作所 Damping force adjustable hydraulic shock absorber
US6371262B1 (en) * 1999-04-28 2002-04-16 Tokico Ltd. Damping force control type hydraulic shock absorber
CN100526674C (en) * 2004-05-25 2009-08-12 日产自动车株式会社;株式会社日立制作所 Hydraulic shock absorber

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05231464A (en) * 1992-02-17 1993-09-07 Kayaba Ind Co Ltd Hydraulic shock absorber
JPH09151980A (en) * 1995-11-27 1997-06-10 Oehlins Racing Ab Hydraulic shock absorber
JPH09236147A (en) * 1995-12-26 1997-09-09 Tokico Ltd Damping force regulation type hydraulic buffer
JP2001012534A (en) * 1999-06-30 2001-01-16 Tokico Ltd Damping force adjustable type hydraulic shock absorber
JP2007303545A (en) * 2006-05-11 2007-11-22 Kayaba Ind Co Ltd Shock absorber

Cited By (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPWO2011078317A1 (en) * 2009-12-25 2013-05-09 ヤマハ発動機株式会社 shock absorber
WO2011078317A1 (en) * 2009-12-25 2011-06-30 ヤマハ発動機株式会社 Shock absorber
CN102667225A (en) * 2009-12-25 2012-09-12 雅马哈发动机株式会社 Shock absorber
KR101321386B1 (en) * 2009-12-25 2013-10-23 야마하하쓰도키 가부시키가이샤 Shock absorber
JP2011158016A (en) * 2010-01-29 2011-08-18 Hitachi Automotive Systems Ltd Shock absorber
JP5582318B2 (en) * 2010-02-12 2014-09-03 日立オートモティブシステムズ株式会社 Suspension system
US9303711B2 (en) 2011-03-02 2016-04-05 Honda Motor Co., Ltd. Damper with variable damping force
WO2012118211A1 (en) * 2011-03-02 2012-09-07 本田技研工業株式会社 Damper with variable damping force
JP5732126B2 (en) * 2011-03-02 2015-06-10 本田技研工業株式会社 The damping force variable damper
JP2013011342A (en) * 2011-05-31 2013-01-17 Hitachi Automotive Systems Ltd Shock absorber
US9285006B2 (en) 2011-09-21 2016-03-15 Hitachi Automotive Systems, Ltd. Shock absorber
CN103930689A (en) * 2011-09-21 2014-07-16 日立汽车系统株式会社 Shock absorber
KR101464578B1 (en) * 2013-08-05 2014-11-24 주식회사 인팩 The Solenoid Of Shock Absorber System
JP2016020699A (en) * 2014-07-11 2016-02-04 日立オートモティブシステムズ株式会社 Shock absorber
JP2016070429A (en) * 2014-09-30 2016-05-09 株式会社ショーワ Shock absorber
JP2016194319A (en) * 2015-03-31 2016-11-17 株式会社ショーワ Shock absorber

Also Published As

Publication number Publication date
JP5120629B2 (en) 2013-01-16
CN101550981A (en) 2009-10-07

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US6474454B2 (en) Damping force control type hydraulic shock absorber
US6371262B1 (en) Damping force control type hydraulic shock absorber
JP3978708B2 (en) Damping force adjustable hydraulic shock absorber
US6079526A (en) Damping force control type hydraulic shock absorber
JP6174000B2 (en) Shock absorber comprising a continuously variable valve for baseline valving
KR101160776B1 (en) Buffer device
CN101541571B (en) Shock absorber having a continuously variable semi-active valve
JP4038654B2 (en) Damping force adjustable hydraulic shock absorber
EP1975453B1 (en) Damping force adjustable fluid pressure shock absorber
CN102808888B (en) buffer
KR100347779B1 (en) Hydraulic damper of damping force adjusting type
CN102102729B (en) Shock absorber
KR101439541B1 (en) Hydraulic buffer
US7694785B2 (en) Controllable damping force hydraulic shock absorber
US9695900B2 (en) Damper with digital valve
JP3733496B2 (en) Damping force adjustable hydraulic shock absorber
KR101942111B1 (en) Suspension controller
CN1871452A (en) Stroke dependent bypass
KR101420441B1 (en) Damping force adjusting hydraulic shock absorber
JP4427066B2 (en) Damping force control valve and a shock absorber using the same
JP3978707B2 (en) Damping force adjustable hydraulic shock absorber
US8479894B2 (en) Shock absorber
JP2000081072A (en) Damping force adjustment type hydraulic buffer
KR101568042B1 (en) Adjustable shock absorber damping force
US8794405B2 (en) Damping force control type shock absorber

Legal Events

Date Code Title Description
RD03 Notification of appointment of power of attorney

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7423

Effective date: 20090907

A711 Notification of change in applicant

Effective date: 20090907

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A712

A521 Written amendment

Effective date: 20110309

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

A621 Written request for application examination

Effective date: 20110309

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

A977 Report on retrieval

Effective date: 20111227

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

A131 Notification of reasons for refusal

Effective date: 20120111

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20120312

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Effective date: 20120912

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20121010

R150 Certificate of patent (=grant) or registration of utility model

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20151102

Year of fee payment: 3