JP2013137042A

JP2013137042A - 流体圧緩衝器

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Publication number: JP2013137042A
Application number: JP2011287480A
Authority: JP
Inventors: Kazuaki Shibahara; 和晶柴原
Original assignee: Hitachi Automotive Systems Ltd
Current assignee: Hitachi Astemo Ltd
Priority date: 2011-12-28
Filing date: 2011-12-28
Publication date: 2013-07-11
Anticipated expiration: 2031-12-28
Also published as: JP5917140B2

Abstract

【課題】コスト的に満足でき、所望の減衰力特性を安定して発生させることが可能な流体圧緩衝器を提供する。
【解決手段】本流体圧緩衝器１ａでは、前側端板４に設けた、シリンダ３のロッド側油室１８とリザーバ室６とを連通する流路３０に、第１の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用すると共に、前記第１の開弁圧よりも高い第２の開弁圧に達した後、ピストン１５の速度の増加に応じて開口面積が増加する弁機構３５ａが備えられているので、コスト的に満足でき、所望の減衰力特性を安定して発生させることができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、鉄道車両等に使用される流体圧緩衝器に関するものである。

従来から、鉄道車両には、台車が車両本体に対して水平方向に蛇行（ヨーイング）することを抑制する鉄道車両用ヨーダンパ（流体圧緩衝器）が備えられている（特許文献１参照）
ところで、従来の鉄道車両用ヨーダンパにあっては、台車の揺動を抑制するため、シリンダ内のピストンの摺動によって作動流体がシリンダ内からリザーバ室へ流れる流路にリリーフ弁を設け、ピストン速度が０のときに一定の減衰力を有し（オフセット荷重を有する）、開弁後は極低速で高い減衰力を発生するようリリーフ特性による減衰力特性とするヨーダンパが考慮された。しかしながら、この形態では、急激な減衰力の変動により、乗り心地が悪化してしまう、という懸念があった。

そのため、リリーフ弁に代えて弁にオリフィス構造を備えることで、ピストンの速度増加に伴って減衰力が二次曲線で増加する減衰力特性を発生させるヨーダンパが提案されている。しかしながら、この形態では、ピストン速度が０のときに一定の減衰力が発生しない（オフセット荷重がない）ために、台車の揺動を十分に抑制することが困難である、という懸念があった。

特開平７−２０８５３１号公報

そのため、上述した問題を解消できる安定した減衰力特性を発生させることができる鉄道車両用ヨーダンパの開発が求められている。
そして、本発明は、所望の減衰力特性を安定して発生させることが可能な流体圧緩衝器を提供することを目的とする。

上記課題を解決するための手段として、本発明は、内部に作動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挿嵌されたピストンと、該ピストンに連結され前記シリンダから外部に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作動流体の流れが生じる流路と、該流路に設けられ、前記ピストンの移動に伴って開閉する弁機構を備えた流体圧緩衝器であって、前記弁機構は、第１の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用すると共に、前記第１の開弁圧よりも高い第２の開弁圧に達した後、前記ピストンの速度の増加に応じて開口面積が増加することを特徴とするものである。

本発明の流体圧緩衝器は、所望の減衰力特性を安定して発生させることが可能である。

図１は、本発明の第１実施形態に係る流体圧緩衝器を示す断面図である。図２は、第１実施形態に係る流体圧緩衝器に備えた弁機構の第１実施形態に係る制御弁の断面図である。図３は、第１及び第２実施形態に係る流体緩衝器に備えた弁機構の減衰力特性図である。図４は、第１実施形態に係る流体圧緩衝器に備えた弁機構の第２実施形態に係る制御弁の断面図である。図５は、第１実施形態に係る流体圧緩衝器に備えた弁機構の第３実施形態に係る制御弁の断面図である。図６は、第１実施形態に係る流体圧緩衝器に備えた弁機構の第４実施形態に係る制御弁の断面図である。図７は、第２実施形態に係る流体圧緩衝器に備えた弁機構の図であり、（ａ）は軸直交断面図で、（ｂ）は軸方向断面図である。図８は、第２実施形態に係る流体圧緩衝器に備えた弁機構の他の実施形態を示す図であり、（ａ）は軸直交断面図で、（ｂ）は軸方向断面図である。

以下、本発明を実施するための形態を図１〜図８に基づいて詳細に説明する。
図１及び図２に示すように、第１の実施形態に係る流体圧緩衝器１ａは、台車と車体との間に横置き状態で取り付けられる鉄道車両用ヨーダンパとして採用される。
まず、第１実施形態に係る流体圧緩衝器１ａを図１〜図６に基づいて説明する。
第１実施形態に係る流体圧緩衝器１ａは、図１に示すように、外筒２と、該外筒２と同心状に配置されたシリンダ３とを備えている。これら外筒２及びシリンダ３の両端開口は後側端板５及び前側端板４によりそれぞれ閉鎖されている。外筒２の内壁面とシリンダ３の外壁面との間に環状のリザーバ室６が形成される。
なお、説明の便宜のため、以下では図中左側（符号を正立視した場合。以下同じ。）、つまりブラケット１３側を前側、図中右側、つまりブラケット１４側を後側としてそれぞれ説明する。

後側端板５は、外筒２の後端開口を閉鎖する主蓋部材１１と、シリンダ３の後端開口を閉鎖する副蓋部材１２とからなる分割構造となっている。なお、主蓋部材１１には、車体側との連結用のブラケット１４が固設されている。
一方、前側端板４は、外筒２及びシリンダ３の前端開口を閉鎖すると共にピストンロッド１６のガイド機能も備えたロッドガイドとして構成される。

シリンダ３内には、ピストン１５が摺動可能に配設されている。該ピストン１５にはピストンロッド１６の一端部が連結され、該ピストンロッド１６の他端部は前側端板（ロッドガイド）４を液密的に挿通して外筒２の外部へ延びている。なお、ピストンロッド１６の他端部には、台車側と連結する連結用のブラケット１３が固設されている。

シリンダ３内は、ピストン１５によってロッド側油室１８と反ロッド側油室１９とに区画されている。これらのロッド側油室１８及び反ロッド側油室１９に作動油（作動流体）がそれぞれ封入されている。ピストン１５には、反ロッド側油室１９からロッド側油室１８への作動油の流通のみを許容する逆止弁２０が配設される。また、後側端板５の副蓋部材１２には、リザーバ室６から反ロッド側油室１９への作動油の流通のみを許容する逆止弁２１が配設されている。

また、前側端板４には、シリンダ３のロッド側油室１８とリザーバ室６とを連通する流路３０が設けられている。該流路３０に、ピストン１５の移動に伴って開閉する弁機構３５ａが備えられている。
該弁機構３５ａは、図１及び図２に示すように、第１の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィス５０ａが作用する第１の弁体としての第１実施形態に係る制御弁４０ａと、前記第１の開弁圧よりも高い第２の開弁圧に達した後、ピストン１５の速度の増加に応じて開口面積が増加する第２の弁体としてのリリーフ弁４１とから構成される。

そこで、図１に示すように、シリンダ３のロッド側油室１８とリザーバ室６とを連通する流路３０は途中部位で第１流路３０ａと第２流路３０ｂとに分岐される。第１流路３０ａに第１の実施形態に係る制御弁４０ａが備えられ、第２流路３０ｂにリリーフ弁４１が備えられている。また、第１流路３０ａには、図２に示すように、ロッド側油室１８側と連通する小径流路３１と、該小径流路３１から連続して設けられ該小径流路３１より大径でリザーバ室６側と連通する大径流路３２とが設けられる。

第１の実施形態に係る制御弁４０ａは、図２に示すように、小径流路３１及び大径流路３２に沿って軸方向に移動自在に支持されるバルブ本体４５と、該バルブ本体４５を、小径流路３１が常時閉状態となるように小径流路３１側に付勢するスプリング４６とから構成される。バルブ本体４５は、小径流路３１に嵌合する小径軸部４７と、該小径軸部４７の端部（リザーブ室６側）から一体的に接続され、小径流路３１よりも大径で該小径流路３１を開閉する板状の開閉部４８と、該開閉部４８の端部（リザーブ室６側）から一体的に接続される大径軸部４９とから構成される。大径軸部４９は小径軸部４７よりも大径に形成され、開閉部４８が大径軸部４９より大径に設定される。

バルブ本体４５の小径軸部４７にオリフィス５０ａが形成される。該オリフィス５０ａは、小径軸部４７の端面（ロッド側油室１８側）の略中心から軸方向に延びる大径開口部５５と、該大径開口部５５よりも小径で該大径開口部５５の端部に連通して軸方向に延びる小径開口部５６と、該小径開口部５６の端部に連通して小径軸部４７の径方向の全範囲を貫通するように延びる径方向開口部５７とから構成される。なお、大径開口部５５の開口径と径方向開口部５７の開口径とはほぼ同じである。
そして、小径流路３１内にバルブ本体４５の小径軸部４７が挿入され、開閉部４８及び大径軸部４９が大径流路３２内に配置される。また、開閉部４８と大径流路３２の壁部５９との間にスプリング４６が配置される。この結果、スプリング４６の付勢力によって開閉部４８が常時小径流路３１を塞ぐようになる。
ここで、オリフィス５０ａ、径方向開口部５７の形状について述べる。例えば、小径軸部４７の外周側を削ることによりオリフィスを形成すること、小径流路３１との摺動により磨耗し、オリフィス面積が経時変化することが考えられる。そのような構成と比して、本実施の形態では、オリフィス５０ａを小径軸部４７の端面の略中心から軸方向に延びるよう構成するため、磨耗することなく、オリフィス面積を常に一定に保つことができ、安定した減衰力特性を発生することができる。

次に、本発明の第１実施形態に係る流体圧緩衝器１ａの作用を説明する。
第１実施形態に係る流体圧緩衝器１ａは、台車と車体との間に横置き状態で取り付けられており、台車にピストンロッド１６側のブラケット１３が連結され、車体に外筒２側のブラケット１４が連結される。

そして、台車と車体とが水平方向へ相対移動すると、本流体圧緩衝器１ａのピストンロッド１６が伸縮動作する。その結果、ピストンロッド１６の伸び行程時には、ロッド側油室１８の作動油は、ピストン１５に設けた逆止弁２０により反ロッド側油室１９には流れないために、流路３０の第１流路３０ａ内に備えた第１実施形態に係る制御弁４０ａを開弁させてリザーバ室６に流れ、これに応じて伸び側の減衰力が発生する。なお、この伸び行程時には、ピストンロッド１６の退出分の作動油が後側端板５の副蓋部材１２に設けた逆止弁２１を経てリザーバ室６から反ロッド側油室１９へ補給される。

一方、ピストンロッド１６の縮み行程時には、反ロッド側油室１９の作動油がピストン１５に設けた逆止弁２０を経由してロッド側油室１８に流れ、反ロッド側油室１９とロッド側油室１８とがほぼ同し流体圧となり、ピストンロッド１６の進入分の作動油が、流路３０の第１流路３０ａ内に備えた第１実施形態に係る制御弁５０ａを開弁させてリザーバ室６に流れ、これに応じて縮み側の減衰力が発生する。

そこで、ピストンロッド１６の伸び行程及び縮み行程時、ロッド側油室１８の作動油が流路３０の第１流路３０ａ内の第１実施形態に係る制御弁５０ａを開弁させてリザーバ室６に流入するが、このとき、シリンダ３内の流体圧が第１の開弁圧（スプリング４６の付勢力に対応）に到達すると、該制御弁５０ａのバルブ本体４５がスプリング４６の付勢力に抗して移動して、オリフィス５０ａの径方向開口部５７が大径流路３２内に臨むようになる。その結果、バルブ本体４５のオリフィス５０ａを介して大径流路３２と小径流路３１とが連通することで、ロッド側油室１８の作動油が小径流路３１からオリフィス５０ａを介して大径流路３２を経てリザーバ室６に流れ、この時、図３に示すような、オリフィス作用による二次曲線で減衰力が増加する所定の減衰力特性にて減衰力が発生する。しかも、第１実施形態に係る制御弁４０ａでは、図３に示すように、シリンダ３内の流体圧が第１の開弁圧まで到達しないと開弁しないので、ピストン速度が０のときに一定の減衰力が発生する（オフセット荷重有り）ために、台車の揺動を十分に抑制すること可能になる。

その後、シリンダ３内の流体圧が前記第１の開弁圧よりも大きい第２の開弁圧に到達した際には、流路３０の第２流路３０ｂに備えたリリーフ弁４１（図１参照）が開弁されて、詳しくは、リリーフ弁４１がピストン３の速度の増加に応じて開口面積が増加するように開弁されて、ロッド側油室１８内の作動油が流路３０の第１及び第２流路３０ａ、３０ｂを経由してリザーバ室６内に流れる。

次に、第１実施形態に係る流体圧緩衝器１ａの弁機構３５ａに採用される第２実施形態に係る制御弁４０ｂを図４に基づいて説明するが、第１実施形態に係る制御弁４０ａとはオリフィス５０ｂの構成が相違するので、該オリフィス５０ｂの構成を具体的に説明する。
第２実施形態に係る制御弁４０ｂに備えたオリフィス５０ｂは、小径軸部４７の端面（ロッド側油室１８側の面）の略中心から軸方向に延びる軸方向開口部６５と、該軸方向開口部６５の端部に連通して径方向に延び小径軸部４７の外周の１箇所のみが開口される径方向開口部６６とから構成される。なお、軸方向開口部６５の開口径が径方向開口部６６の開口径よりも大きく設定される。

次に、第１実施形態に係る流体圧緩衝器１ａの弁機構３５ａに採用される第３実施形態に係る制御弁４０ｃを図５に基づいて説明するが、第１及び２実施形態に係る制御弁４０ａ、４０ｂとはオリフィス５０ａ、５０ｂの構成が相違するので、該オリフィス５０ｃの構成を具体的に説明する。
第３実施形態に係る制御弁４０ｃに備えたオリフィス５０ｃは、小径軸部４７の端面（ロッド側油室１８側の面）の略中心から軸方向に延びる軸方向開口部６５と、該軸方向開口部６５の端部に連通して径方向に延び小径軸部４７の外周の１箇所のみが開口される径方向開口部６７とからなり、径方向開口部６７が、軸方向開口部６５側に位置する小径開口部６７ａと、該小径開口部６７ａよりも大径で小径軸部４７の外周側に位置する大径開口部６７ｂとから構成される。なお、軸方向開口部６５の開口径と径方向開口部６７の大径開口部６７ｂの開口径とは略同じである。

次に、第１実施形態に係る流体圧緩衝器１ａの弁機構３５ａに採用される第４実施形態に係る制御弁４０ｄを図６に基づいて説明するが、第１〜３実施形態に係る制御弁４０ａ〜４０ｃとはオリフィス５０ａ〜５０ｃの構成が相違するので、該オリフィス５０ｄの構成を具体的に説明する。
第４実施形態に係る制御弁４０ｄに備えたオリフィス５０ｄは、小径軸部４７の端面（ロッド側油室１８側）の略中心から軸方向に延びる軸方向開口部６５と、該軸方向開口部６５の軸方向途中部位に連通して小径軸部４７の径方向の全範囲を貫通するように延びる径方向開口部６８とから構成される。なお、軸方向開口部６５の開口径は径方向開口部６８の開口径よりも大きく設定される。

そして、第２〜第４実施形態に係る制御弁４０ｂ〜４０ｄにおいても、第１実施形態に係る制御弁４０ａと同様の作用を奏するようになる。

次に、本発明の第２実施形態に係る流体圧緩衝器１ｂを図７及び図８に基づいて説明する。該第２実施形態に係る流体圧緩衝器１ｂを説明する際には、第１実施形態に係る流体圧緩衝器１ａとの相違点のみを説明する。
第２実施形態に係る流体圧緩衝器１ｂでは、シリンダ３のロッド側油室１８とリザーバ室６とを連通する流路３０は分岐しておらず、流路３０に、ロッド側油室１８側と連通する小径流路３１と、該小径流路３１から連続して設けられ該小径流路３１より大径でリザーバ室６側と連通する大径流路３２とが設けられる。該流路３０に、ピストン１５の移動に伴って開閉する弁機構３５ｂが備えられている。
該弁機構３５ｂは、第１の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用すると共に、前記第１の開弁圧よりも高い第２の開弁圧に達した後、ピストン１５の速度の増加に応じて開口面積が増加する機能を有するものである。

具体的に、弁機構３５ｂは、図７に示すように、小径流路３１及び大径流路３２に沿って軸方向に移動自在に支持されるバルブ本体４５と、該バルブ本体４５を、小径流路３１が常時閉状態となるように付勢するスプリング４６とから構成される。バルブ本体４５は、小径流路３１に嵌合する小径軸部４７と、該小径軸部４７の端部（リザーブ室６側）から一体的に接続され、小径流路３１よりも大径で該小径流路３１を開閉する板状の開閉部４８と、該開閉部４８の端部（リザーブ室６側）から一体的に接続される大径軸部４９と、小径軸部４７の端面（ロッド側油室１８側）に形成される径方向に延びる所定深さのリリーフ溝７０とから構成される。該リリーフ溝７０は小径軸部４７の径方向中心を跨ぐように所定幅で形成される。

また、小径軸部４７にオリフィス７１が形成される。該オリフィス７１は、リリーフ溝７０の底部に臨むように開口して小径軸部４７内を軸方向に延びる軸方向開口部６５と、該軸方向開口部６５の軸方向略中間部位に連通して径方向に延び小径軸部４７の外周の１箇所が開口される径方向開口部６６とから構成される。なお、軸方向開口部６５の開口径が径方向開口部６６の開口径よりも大きく設定される。

そして、シリンダ３内の流体圧が第１の開弁圧に到達すると、まず、弁機構３５ｂのバルブ本体４５がスプリング４６の付勢力に抗して移動して、オリフィス７１の径方向開口部６６が大径流路３２内に臨むようになる。その結果、バルブ本体４５のオリフィス７１を介して大径流路３２と小径流路３１とが連通することで、ロッド側油室１８の作動油が小径流路３１からオリフィス７１を介して大径流路３２を経てリザーバ室６に流れる。その後、シリンダ３内の流体圧が第１の開弁圧よりも大きい第２の開弁圧に到達すると、さらに、バルブ本体４５がスプリング４６の付勢力に抗して移動して、リリーフ溝７０が大径流路３２内に臨むようになり、リリーフ溝７０と大径流路３２とが連通すると共にピストン１５の速度の増加に応じてその開口面積が増加して、ロッド側油室１８内の作動油が弁機構３５ｂのオリフィス７１及びリリーフ溝７０を介してリザーバ室６内に流れる。これにより、本弁機構３５ｂでも、図３に示すような、ピストン速度が０のときに一定の減衰力が発生する（オフセット荷重有り）と共に、オリフィス作用による二次曲線で減衰力が増加する所定の減衰力特性にて減衰力が発生する。

次に、図７に示す弁機構３５ｂの他の実施形態を図８に基づいて説明する。
該弁機構３５ｂ’は、小径軸部４７の端面（ロッド側油室１８側）に、その半円領域に端面から所定深さで外周壁を切り欠くリリーフ切欠８０が形成される。また、小径軸部４７の端面における残りの半円領域にオリフィス８１が形成される。該オリフィス８１は、小径軸部４７の端面から軸方向に延びる軸方向開口部６５と、該軸方向開口部６５の軸方向の端部に連通して径方向に延びリリーフ切欠８０の反対側の外周が１箇所開口される径方向開口部６６とから構成される。なお、軸方向開口部６５の開口径が径方向開口部６６の開口径よりも大きく設定される。また、軸方向開口部６５はリリーフ切欠８０より深く形成され、径方向開口部６６はリリーフ切欠８０の底部よりも深い位置に形成される。

そして、シリンダ内の流体圧が第１の開弁圧に到達すると、まず、該弁機構３５ｂ’のバルブ本体４５がスプリング４６の付勢力に抗して移動して、オリフィス８１の径方向開口部６６が大径流路３２内に臨むようになる。その結果、バルブ本体４５のオリフィス８１を介して大径流路３２と小径流路３１とが連通することで、ロッド側油室１８の作動油が小径流路３１からオリフィス８１を介して大径流路３２を経てリザーバ室６に流れる。その後、シリンダ３内の流体圧が第１の開弁圧よりも大きい第２の開弁圧に到達すると、弁機構３５ｂ’のリリーフ切欠８０と大径流路３２とが連通すると共にピストン３の速度の増加に応じてその開口面積が増加して、ロッド側油室１８内の作動油が弁機構３５ｂ’のオリフィス８１とリリーフ切欠８０とを介してリザーバ室６内に流れる。

以上説明した、第１及び第２実施形態に係る流体圧緩衝器１ａ、１ｂによれば、前側端板４に設けた、シリンダ３のロッド側油室１８とリザーバ室６とを連通する流路３０に、第１の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用すると共に、前記第１の開弁圧よりも高い第２の開弁圧に達した後、ピストン１５の速度の増加に応じて開口面積が増加する弁機構３５ａ、３５ｂ（３５ｂ’）を備えているので、図３に示すような、ピストン速度が０のときに一定の減衰力を有する（オフセット荷重有り）と共に、オリフィス作用による二次曲線で減衰力が増加する所定の減衰力特性を備えることができる。この結果、台車の揺動を十分に抑制することができ、しかも、急激な減衰力の変動を抑制することができるため、車両の安定性が良好となり乗り心地が向上するようになる。

しかも、第１及び第２実施形態に係る流体圧緩衝器１ａ、１ｂに備えた弁機構３５ａ、３５ｂ（３５ｂ’）のオリフィス５０ａ〜５０ｄ、７１及び８１は、単なる円形状の開口部等を複数形成して構成されており、複雑な加工を必要としないので、その加工が容易で精度も高くなることから、所望の減衰力特性を安定して発生させることができると共に、コスト的にも安価にすることができる。

１ａ流体圧緩衝器（第１実施形態），１ｂ流体圧緩衝器（第２実施形態），２外筒，３シリンダ，６リザーバ室，１５ピストン，１６ピストンロッド，１８ロッド側油室，１９反ロッド側油室，３０流路，３０ａ第１流路，３０ｂ第２流路，３５ａ弁機構，３５ｂ、３５ｂ’ 弁機構，４０ａ〜４０ｄ制御弁（第１の弁体），４１リリーフ弁（第２の弁体），５０ａ〜５０ｄオリフィス，７０リリーフ溝，７１オリフィス，８０リリーフ切欠，８１オリフィス

Claims

内部に作動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挿嵌されたピストンと、該ピストンに連結され前記シリンダから外部に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作動流体の流れが生じる流路と、該流路に設けられ、前記ピストンの移動に伴って開閉する弁機構を備えた流体圧緩衝器であって、
前記弁機構は、第１の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用すると共に、前記第１の開弁圧よりも高い第２の開弁圧に達した後、前記ピストンの速度の増加に応じて開口面積が増加することを特徴とする流体圧緩衝器。
前記弁機構は、第１の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用する第１の弁体と、第２の開弁圧に達した後、前記ピストンの速度の増加に応じて開口面積が増加する第２の弁体とからなることを特徴とする請求項１に記載の流体圧緩衝器。