JP4500786B2 - 緩衝器 - Google Patents

Description

本発明は、モータに生じる電磁力で上記車体と車軸との相対移動を抑制する緩衝器の改良に関する。

この種緩衝器としては、油圧ダンパと、油圧ダンパのピストンロッドに推進力を与えるアクチュエータを備えた緩衝器の提案があり、この提案では、油圧ダンパのロッドを筒状に形成するとともに該ロッドの内周側に雌螺子部を設け、一端がモータのロータに連結され他端が該ロッドの雌螺子部に螺合する雄螺子部材に連結されるシャフトを油圧ダンパのロッドに挿通し、上記シャフトとロッドとで油圧ダンパのピストンロッドが構成されてなるとしている（たとえば、特許文献１参照）。

この提案では、油圧ダンパで発生する減衰力に、モータでシャフトとロッドとを軸方向に相対移動させてピストンロッドを伸縮させる時に発生される力を加味して、すなわち、モータのトルクをシャフトとロッドとの相対移動方向の力に変換することによって油圧ダンパの減衰力に付加的に該力を作用させて振動を減衰させようとするものである。

また、車体側すなわち車両のバネ上部材側を弾性支持するコイルバネと、車軸すなわちバネ下部材側に連結されるボール螺子ナットに回転自在に螺合した螺子軸と、螺子軸の一端に連結されるとともに一対のバネに介装されてバネ上部材側に弾性支持されるモータと、車体側に固定されモータの上下方向の振動を減衰する油圧ダンパとで構成され、モータが発生する回転トルクで車体と車軸との相対移動をアクティブ制御するものがある（たとえば、特許文献２参照）。
特開２００１−１８０２４４号公報（段落番号００１９から００２１まで，図２） 特開平０８−１９７９３１号公報（段落番号００２３，図１）

しかし、上述した従来の緩衝器は、以下の点で問題がある。

すなわち、上記特許文献１の緩衝器では、モータによって強制的にピストンロッドが伸長させられてしまうため、油圧ダンパのピストン位置がシリンダに対しどのような位置にあるか定かでなくなってしまう。

これにより、どのような不都合があるかというと、たとえば、シリンダの下端近傍にピストンが位置した状態で、路面から突き上げるような高周波の振動が入力されると、ピストンがベースバルブやシリンダ底部に衝突してしまうことになり、結果、上記衝突による衝撃が車体のバネ上部材まで伝達されて車両における乗り心地を損なったり、最悪の場合、油圧ダンパの損傷に繋がったりしかねない。

また、シリンダの上端近傍にピストンが位置すると、今度は、車体がバンピングする場合に、シリンダ上部にピストンが衝突することになりかねず、この場合にも、上記同様、車両における乗り心地を悪化させ、さらには、油圧ダンパの損傷に繋がる結果となってしまい、緩衝器の信頼性の点で問題がある。

また、常に、シリンダに対するピストンの位置をモニターし、ピストンを中立位置になるように制御するとなると、車両走行中に、姿勢制御に不要であるにもかかわらずピストンロッドを伸縮させてピストンを中立位置に戻すことになるから、車体姿勢が変化してしまい、車両のオペレータに不安感や違和感を与えてしまうことになるから、そのようにしても、車両における乗り心地を改善するには至らないのである。

つづいて、特許文献２の緩衝器にあっては、モータが一対のバネを介してセンタリングされることから油圧ダンパのピストンはシリンダに対し位置決めがなされているので、上記した特許文献１の不具合は解消される。

この緩衝器は、減衰力発生源であるモータのトルクを直線方向に作用させるべき減衰力に変換する螺子軸とボール螺子ナットとで構成される運動変換機構を備えており、回転する部材の慣性質量が大きいことからモータおよび運動変換機構が高周波振動入力時には回転系のフリクションも相俟って伸縮動作できないので、上記した油圧ダンパおよび一対のバネで該高周波振動を吸収するようにしている。

しかしながら、この緩衝器にあっては、上記したように高周波振動入力時にはモータが直接その高周波振動によって振動せしめられてしまう結果となり、高周波振動は加速度が大きいこともあって、緩衝器の信頼性の点で問題がある。

また、モータおよび螺子軸の質量が大きいことから、モータおよび螺子軸が一対のバネによって弾性支持される構成では、モータおよび螺子軸も大きく振動することになり、バネ下部材の振動をバネ上部材に伝達しやすくなるという点で、乗り心地を悪化しかねない。

そこで、本発明は、上記の不具合を勘案して創案されたものであって、その目的とするところは、モータの電磁力を利用して減衰力を発生する構成を採用しつつ信頼性および車両における乗り心地を向上することができる緩衝器を提供することである。

上記した目的を達成するため、本発明の課題解決手段は、直線運動を回転運動に変換する運動変換機構と該運動変換機構により変換された回転運動が伝達されるモータとを備え車両のバネ上部材側に連結されるアクチュエータと、シリンダとシリンダ内に摺動自在に挿入されシリンダ内に２つの圧力室を隔成するピストンと一端がピストンに連結されるロッドとを備えロッドもしくはシリンダの一方にアクチュエータの直線運動が伝達されるとともにロッドもしくはシリンダの他方が車両のバネ下部材側に連結される液圧ダンパと、液圧ダンパを圧縮させる方向および液圧ダンパを伸長させる方向に附勢可能な附勢手段とを備え、附勢手段は、モータに対し軸方向に移動不能なバネ受け部と、上記ロッドもしくはシリンダの他方に対し軸方向に移動不能なバネ受け部と、上記ロッドもしくはシリンダの一方に対し軸方向に移動不能であって前記各バネ受け部との間に配置されるバネ受けと、各バネ受け部とバネ受けとの間の２箇所に介装される一対のバネとを具備してなることを特徴とする。

各請求項の発明によれば、この液圧ダンパは、アクチュエータに対しては直列に連結され、しかも、バネ下部材側に配置されることになるので、車両が悪路を走行したり、路面の突起に乗り上げたりするような場合にバネ下部材に、たとえば、比較的加速度が大きい振動等の高周波振動が入力されると、この振動エネルギを吸収し、附勢手段による振動伝達抑制効果と相俟って、アクチュエータ側に振動を伝達し難くするように作用する。

したがって、液圧ダンパが該振動を吸収し、さらに、附勢手段が振動伝達抑制効果を発揮することで、アクチュエータへの振動の伝達を抑制するので、この緩衝器にあっては、このような場合にあっても、車両における乗り心地を悪化させるということがないという効果がある。

さらに、上記したようにアクチュエータに直接的に高周波振動が作用することが液圧ダンパによって防止されることから、モータに特に加速度が大きな高周波振動が伝達されることが抑制されるので、緩衝器の主要部品であるアクチュエータの信頼性が向上し、従来緩衝器の不具合を解消して緩衝器の信頼性を向上させることができる。

そしてさらに、液圧ダンパを圧縮する方向および伸長させる方向に附勢する附勢手段を設けているので、特にバネ下部材の高周波振動をアクチュエータ側に、すなわち、バネ上部材側に伝達することを抑制する働きをすると同時に、液圧ダンパのシリンダに対してピストンを決められた位置に戻す作用を発揮する。

すなわち、従来緩衝器のようにシリンダにピストンが干渉して車両における乗り心地を悪化させたり、緩衝器の信頼性を低下させたりといった不具合が解消される。

以下、図に示した実施の形態に基づき、本発明を説明する。図１は、本発明の緩衝器を説明するための参考例を概念的に示した図である。図２は、本発明の緩衝器を概念的に示した図である。図３は、具体的な構成の参考例の緩衝器における縦断面図である。図４は、具体的な構成の参考例の緩衝器における液圧ダンパ部の拡大縦断面図である。図５は、具体的な構成の参考例の緩衝器の他の例における液圧ダンパ部の拡大縦断面図である。

図１に示すように、緩衝器Ｄは、バネ下部材Ｗとバネ上部材Ｂとの間に懸架バネＳと並列に介装されており、基本的には、バネ下部材Ｗに連結される液圧ダンパＥと、液圧ダンパＥに直列に連結されるとともにバネ上部材Ｂ側に連結されるアクチュエータＡと、アクチュエータＡとバネ下部材Ｗとの間に液圧ダンパＥと並列に介装され液圧ダンパＥを圧縮する方向および伸長する方向に附勢する附勢手段となるバネ１，２、バネ受けＸおよびバネ受け部Ｙ，Ｚとで構成されている。

アクチュエータＡは、直線運動を回転運動に変換する運動変換機構Ｔと該運動変換機構Ｔにより変換された回転運動が伝達されるモータＭとを備えて構成されており、運動変換機構Ｔは、具体的にたとえば、螺子軸と螺子ナットで構成される送り螺子機構や、ラックアンドピニオン、ウォームギア等の機構で構成されている。

そして、このアクチュエータＡの場合、駆動源をモータＭとしているので、運動変換機構Ｔにおける回転部材、すなわち、送り螺子機構を採用する場合には、螺子軸もしくは螺子ナットのいずれか回転する側の部材の回転運動がモータＭに伝達されるようになっており、モータＭに電気エネルギを与えて駆動する場合には、直線運動側の部材を直線運動させること、すなわちアクチュエータとしての機能を発揮できる。

また、モータＭは、回転部材側から強制的に回転運動が入力されると、誘導起電力に基づいて、回転部材の回転運動を抑制するトルクを発生するので、直線運動側の部材の直線運動を抑制するように機能する。すなわち、この場合には、モータＭが外部入力される運動エネルギを回生して電気エネルギに変換することによって発生する回生トルクで上記直線運動側の部材の直線運動を抑制するのである。

したがって、このアクチュエータＡは、モータＭに積極的にトルクを発生させることによって直線運動側の部材に推力を与えることができ、また、直線運動側の部材が外力によって強制的に運動させられる場合には、モータＭが発生する回生トルクで上記運動を抑制することができる。

そして、この緩衝器Ｄにあっては、上記アクチュエータＡが発生する推力およびトルクでバネ上部材Ｂとバネ下部材Ｗとの相対移動を抑制することができると同時に、アクチュエータとしての機能を生かしてバネ上部材Ｂ、具体的には、車両の車体の姿勢制御も同時に行うことができ、これにより、アクティブサスペンションとしての機能をも発揮することができる。

なお、モータＭと運動変換機構Ｔの回転部材とは回転運動を伝達することが可能に連結されればよいので、モータＭと上記回転部材との間に減速機や、回転運動の伝達が可能なリンク、継手等を介装するとしてもよい。

また、モータＭとしては、上記した機能を実現するものであればよいので、種々の形式のものを使用可能であり、具体的にたとえば、直流、交流モータ、誘導モータ、同期モータ等を用いることができる。

転じて、液圧ダンパＥは、具体的な構成は後述するが、シリンダＣと、シリンダＣ内に摺動自在に挿入されシリンダＣ内に２つの圧力室を隔成するピストンＰと、ピストンＰに一端が連結されるロッドＲとを備えて構成され、伸縮時に所定の減衰力を発生するようになっている。

この緩衝器において液圧ダンパＥは、主として高周波振動を吸収する目的で、アクチュエータＡとバネ下部材Ｗとの間に介装され、具体的には、一端がアクチュエータＡの直線運動側の部材に、他端がバネ下部材Ｗに連結される。

なお、液圧ダンパＥとアクチュエータＡとの連結に際しては、液圧ダンパＥのシリンダＣもしくはロッドＲの一方をアクチュエータＡの直線運動側の部材に連結すればよく、他方、バネ下部材Ｗには、液圧ダンパＥのシリンダＣもしくはロッドＲの他方を連結する。

したがって、液圧ダンパＥは、アクチュエータＡとバネ下部材Ｗとの間にいわゆる正立に介装されても倒立に介装されてもよい。

また、この緩衝器Ｄにあっては、附勢手段である液圧ダンパＥのシリンダＣもしくはロッドＲの他方に対して上下方向となる軸方向に不動の一対のバネ受け部Ｙ，Ｚと、液圧ダンパＥのシリンダＣもしくはロッドＲの一方に対して上下方向となる軸方向に不動のバネ受けＸと、各バネ受け部Ｙ，Ｚとバネ受けＸとの間にそれぞれ介装されるバネ１，２とを備えている。なお、この実施の形態の場合、アクチュエータＡに連結されるのは、ロッドＲであるので、具体的には、上記バネ受け部Ｙ，Ｚは、シリンダＣに連結されている。

すなわち、バネ１，２は、アクチュエータＡとバネ下部材Ｗとの間に液圧ダンパＥに対して並列に介装されることになり、これら２つのバネ１，２により、各バネ受け部Ｙ，Ｚの間に位置するバネ受けＸが挟持されるようにして支持されている。

これによりバネ１は、液圧ダンパＥを圧縮する方向に附勢しており、また、バネ２は、液圧ダンパＥを伸長する方向に附勢している。

これらのバネ１，２は、特にバネ下部材Ｗの高周波振動をアクチュエータＡ側に、すなわち、バネ上部材Ｂ側に伝達することを抑制する働きをすると同時に、液圧ダンパＥのシリンダに対してピストンを決められた位置に戻す作用を発揮する。

すなわち、従来緩衝器のようにシリンダＣにピストンＰが干渉して車両における乗り心地を悪化させたり、緩衝器の信頼性を低下させたりといった不具合が解消される。

また、バネ１，２の自然長と、バネ１，２が介装される各バネ受け部Ｙ，Ｚとバネ受けＸとの間の間隔によって、バネ１，２に初期荷重を与えることが可能となり、これにより、１本のバネによってシリンダＣとロッドＲとを接続するものに比較して、シリンダＣに対するロッドＲの移動量に対するバネ１，２の反力を高めることができることからピストンＰを決められた位置に戻す効果を高めることができるとともに、シリンダＣに対するピストン位置の調整も、バネ１，２を交換することなく上記各バネ受け部Ｙ，Ｚとバネ受けＸとの間の間隔によって調整することができ、さらには、バネ１，２を交換することなく初期荷重の調整が可能であるから緩衝器Ｄの特性を個々の車両に併せて最適化することも可能となる。

そして、この緩衝器Ｄにあっては、この液圧ダンパＥは、アクチュエータＡに対しては直列に連結され、しかも、バネ下部材Ｗ側に配置されることになるので、車両が悪路を走行したり、路面の突起に乗り上げたりするような場合にバネ下部材Ｗに、たとえば、比較的加速度が大きい振動等の高周波振動が入力されると、この振動エネルギを吸収し、上述の附勢手段による振動伝達抑制効果と相俟って、アクチュエータＡ側に振動を伝達し難くするように作用する。

ここで、アクチュエータＡは、バネ下部材Ｗ側から入力される直線運動となる振動を回転運動に変換することになるが、回転する多くの部材を備えており、その慣性質量も大きく高周波振動に対しては慣性モーメントが大きくなること、および、フリクションの影響もあって、バネ下部材Ｗ側の振動をバネ上部材Ｂに伝達しやすくなるという特性があるが、上述のように、液圧ダンパＥが該振動を吸収し、さらに、附勢手段が振動伝達抑制効果を発揮することで、アクチュエータＡへの振動の伝達を抑制するので、この緩衝器Ｄにあっては、このような場合にあっても、車両における乗り心地を悪化させるということがないという効果がある。

さらに、上記したようにアクチュエータＡに直接的に高周波振動が作用することが液圧ダンパＥによって防止されることから、モータＭに特に加速度が大きな高周波振動が伝達されることが抑制されるので、緩衝器Ｄの主要部品であるアクチュエータＡの信頼性が向上し、従来緩衝器の不具合を解消して緩衝器Ｄの信頼性を向上させることができる。

さらに、上記構成とすることでアクチュエータＡの使用環境を向上することができることから、アクチュエータＡのコストを低減することも可能となる。

また、液圧ダンパＥにアクチュエータＡの直線運動が伝達される構成、すなわち、モータＭや上記回転部材はバネ上部材Ｂ側に連結される構成となっているので、附勢手段で支持している質量にはモータＭ等の質量が大きいものは含まれない。

したがって、高周波振動がバネ下部材Ｗに作用しても、附勢手段に支持されバネ上部材Ｂとバネ下部材Ｗとの間で振動する総質量を、モータ自体がバネによって支持される従来緩衝器に比較して軽量のものとすることができるので、バネ下部材Ｗの振動がバネ上部材Ｂに伝達し難くなり、これにより、さらに乗り心地を向上することが可能となる。

さらに、上記したことから明らかなように、モータＭ自体が附勢手段により支持されないことから、モータＭの配線等の取りまわしが容易で、かつ、モータＭ自体に直接高周波振動が入力されないので、配線を傷める心配もない。したがって、この緩衝器Ｄの車両への搭載性が向上し、より実用的である。

また、上記した緩衝器Ｄにバネ受け部Ｙ，Ｚあるいはバネ受けＸに対してバネの周方向への回転を許容する許容手段を設けて、バネ１，２が伸縮する際に周方向に回転することが上記許容手段によって許容しておくと、バネ受け部Ｙ，Ｚおよびバネ受けＸには、バネ１，２の回転によるトルクが作用せず、バネ１，２が上記バネ受け部Ｙ，Ｚおよびバネ受けＸを傷つけることがない。

そして、バネ受け部Ｙ，Ｚおよびバネ受けＸには、上記許容手段によって、バネ１，２の回転によるトルクが作用せず、液圧ダンパＥやアクチュエータＡ側にバネ１，２のトルクが作用してしまうことも防止され、アクチュエータＡの円滑な直線運動を妨げることがなく、振動の吸収、抑制が円滑に行われるから、これにより、車両における乗り心地をより確実に向上できる。

なお、具体的な附勢手段としてはバネ１，２、バネ受けＸ，バネ受け部Ｙ，Ｚで構成されているが、上記構成によらず、附勢手段は、液圧ダンパＥを圧縮方向および伸長方向にそれぞれ附勢できる構成であればよい。

したがって、図２に示すような本発明の緩衝器Ｄ’の構成を採用することが可能である。この他の緩衝器Ｄ’について説明すると、上述の緩衝器Ｄでは、アクチュエータＡと液圧ダンパＥとを直列接続し、液圧ダンパＥのシリンダＣもしくはロッドＲの他方に対して軸方向に不動の一対のバネ受け部Ｙ，Ｚと、液圧ダンパＥのシリンダＣもしくはロッドＲの一方に対して軸方向に不動のバネ受けＸとの間にバネ１，２を介装して構成していたが、これに対して、本発明の緩衝器Ｄ’は、アクチュエータＡと液圧ダンパＥとを直列接続していることは上記緩衝器Ｄと同様であるが、アクチュエータＡのモータＭに対して移動不能なバネ受け部Ｙ’と、液圧ダンパＥのシリンダＣもしくはロッドＲの他方に対して軸方向に不動のバネ受け部Ｚ’と、液圧ダンパＥのシリンダＣもしくはロッドＲの一方に対して不動のバネ受けＸ’と、各バネ受け部Ｙ’，Ｚ’とバネ受けＸ’との間にそれぞれ介装されるバネ１’，２’とを備えて附勢手段を構成している。

このような構成を採用しても、上記した作用効果は失われず、この本発明の緩衝器Ｄ’にあっては、バネ１’，２’が協働してバネ上部材Ｂを支持する懸架バネＳとしても機能することができるので、懸架バネＳと懸架バネＳを担持するバネ受けが不要となり、部品点数を削減でき、車両のサスペンション装置全体としても軽量となる。

なお、上記バネ受け部Ｙ’は、アクチュエータＡのモータＭに対して軸方向に移動不能であればよいので、図２に示すように、モータＭが連結されるバネ上部材Ｂに設けてもよく、また、バネ受け部Ｚ’にあっても、同様に、液圧ダンパＥが連結されるバネ下部材Ｗに設けるようにしてもよい。

以上では、参考例の緩衝器Ｄを概念的に説明したが、以下、緩衝器Ｄの具体的な構成を示して説明する。

図３に示すように、具体的な構成の緩衝器Ｄは、基本的には、図示しないバネ下部材に連結される液圧ダンパＥと、液圧ダンパＥに直列に連結されるとともに図示しないバネ上部材側に連結されるアクチュエータＡと、附勢手段であるアクチュエータＡとバネ下部材との間に液圧ダンパＥと並列に介装したバネ１，２と、バネ受けＸと、バネ受け部Ｙ，Ｚとで構成されている。

以下、詳細に説明すると、アクチュエータＡは、モータＭおよび運動変換機構Ｔとを備えて構成されている。

モータＭは、特には図示しないが、ケース１０と、ロータと、ステータとで構成され、ロータは、シャフトと、シャフトの外周に取付けられた磁石とで構成されてケース１０にボールベアリング等を介して回転自在に支持されている。

他方、ステータは、ケース１０の内周であって上記磁石と対向するように取付けた電機子鉄心たるコアと、コアに巻回した巻線とで構成されており、モータＭは、いわゆるブラシレスモータとして構成されている。

ちなみに、図示はしないが、モータＭには、回転子の位置検出手段としてホール素子やレゾルバ等の磁気センサや光センサ等が搭載されており、ロータの回転運動の状況（回転角や角速度等）に応じて緩衝器Ｄが発生する車体と車軸との相対移動を抑制する減衰力あるいは制御力を制御できるようにしてある。

なお、ここではモータＭをブラシレスモータとしているが、上述のように、電磁力発生源として使用可能であれば、様々なモータ、たとえばブラシ付直流モータや交流モータ、誘導モータ等も使用可能である。

このモータＭは、マウント１１を介して図示しない車両のバネ上部材に連結可能とされており、具体的には、マウント１１は、下端に鍔部１３を備えハット型に形成されるマウント筒１２と、鍔部１３の図中上面に溶着した環状の防振ゴム１４と、防振ゴム１４の上端に溶着された環状のプレート１５とを備えて構成され、モータＭのケース１０をマウント筒１２の上端に固定し、プレート１５を図示しないバネ上部材に固定することで、モータＭをバネ上部材に連結するようになっている。

つづいて、運動変換機構Ｔは、螺子軸１６と螺子ナットたるボール螺子ナット１７とで構成されている。

そして、螺子軸１６は、ボールベアリング１８，１９を介して、内筒２０によって回転自在に支持されている。具体的には、このボールベアリング１８，１９は、内筒２０の図３中上端内に嵌着のキャップ体２１に保持されており、さらに、キャップ体２１は、外周側に鍔部２２が設けられ、この鍔部２２は、上述のマウント筒１２の上底部に図示しないボルト等で締結されている。

また、螺子軸１６の図中上端側には、段部１６ａが設けられ、この段部１６ａとナット９９とでボールベアリング１８，１９を挟持しており、内筒２０に対して螺子軸１６の軸ぶれが防止されている。

そして、螺子軸１６の図中上端は、マウント筒１２の上底部の軸芯部に形成された付示しない孔に挿通されるとともに、図示しないモータＭのロータに連結されており、螺子軸１６の回転運動をモータＭのロータに伝達可能とされている。

転じて、螺子軸１６に螺合されている螺子ナットたるボール螺子ナット１７は、内筒２０より小径の連繋筒４０の図３中上端に回動不能に連結されており、この連携筒４０は、外周側に軸方向に沿う複数の溝４０ａを備えており、この溝４０ａ内には、内筒２０の図中下端内周側に形成した突起２０ａが挿入されており、連繋筒４０は、上記溝４０ａと突起２０ａとにより内筒２０に対して回り止めされている。

つまり、連繋筒４０に連結されたボール螺子ナット１７は、内筒２０に対して回り止めされることになる。

この具体的な緩衝器ＤにおけるアクチュエータＡは、上記したように、モータＭ、螺子軸１６、内筒２０、ボール螺子ナット１７および連繋筒４０で構成され、マウント１１によって図示しないバネ上部材に連結されている。

そして、上述したところから、内筒２０は、キャップ体２１を介してマウント筒１２に連結され、さらに、モータＭがマウント筒１２に固定されているので、モータＭが回転駆動させられると、螺子軸１６が回転するが、ボール螺子ナット１７が内筒２０に対して回り止めされているので、ボール螺子ナット１７は図中上下方向の直線運動を呈することになる。

逆に、ボール螺子ナット１７が螺子軸１６に対し図中上下方向の直線運動を呈すると、ボール螺子ナット１７は、連繋筒４０および内筒２０により回転運動が規制されているので、螺子軸１６は強制的に回転駆動され、モータＭのロータが強制的に回転運動せしめられることになる。

ここで、ボール螺子ナット１７が外力を受けて強制的に直線運動を呈する場合には、上記したように、モータＭのロータが強制的に回転運動せしめられることから、モータＭの巻線には、誘導起電力が生じて回生電流が流れ、モータＭはロータの回転を抑制する電磁力を発生する。

つまり、該巻線に誘導起電力を発生させることよりモータＭにエネルギ回生させて電磁力を発生させ、モータＭのロータには電磁力によるトルクが作用し、上記トルクがロータの回転運動を抑制することとなる。

そして、このロータの回転を抑制するトルクは、運動変換機構Ｔによってボール螺子ナット１７の直線運動を抑制する力、緩衝器Ｄにおいては減衰力として作用することになる。

したがって、アクチュエータＡは、モータＭを駆動するとボール螺子ナット１７に直線方向の推進力を与えるアクチュエータとして機能するとともに、ボール螺子ナット１７の直線運動を抑制する機能を備えている。

なお、マウント１１は、上述したものに限られず、他の構成をとることも可能である、つまり、マウントとして機能する限りにおいて他の構成および形状としても差し支えない。

そして、上記内筒２０は、その外周側に配在の外筒６０内に軸受６３を介して摺動自在に挿入されている。

この外筒６０は、内筒２０を覆う第１筒６１と、第１筒６１の一端部である図中下端部を覆うようにして第１筒６１に螺合によって結合される有底筒状の第２筒６２とを備えている。

また、第１筒６１の中間部外周の所定の位置に車両のバネ上部材の質量を支持する懸架バネＳの下端を支承する懸架バネ受け１００を備え、懸架バネＳは、図３に示すように、防振ゴム１４の外周側下部に設けた窪み１４ａと、上記懸架バネ受け１００との間に介装されている。

このように構成することで、車両に過度のバンピングが生じても懸架バネＳの上端を防振ゴム１４で受けているので、バネ上部材側への伝達される振動を柔らかく吸収して車両における乗り心地を向上できるようになっている。

さらに、上述のように第１筒６１の上端内周には、環状の軸受６３が配在されており、内筒２０の外筒６０に対する軸ぶれが防止され、また、第１筒６１の上端開口部には、筒状のストッパ部材６６が嵌着されこのストッパ部材６６の内周側に配在の環状のダストシール６７が内筒２０の外周と外筒６０との間をシールして、外筒６０と内筒２０で形成される空間内に、すなわち、緩衝器Ｄ内への埃、塵、雨水等の侵入が防止され、緩衝器Ｄの主要部材である螺子軸１６、ボール螺子ナット１７やモータＭの品質劣化が防止され、緩衝器Ｄの信頼性を向上させている。

さらに、上記螺子軸１６とボール螺子ナット１７は、内筒２０および外筒６０内に収容されているので、外部からの飛び石等の干渉を受けないので、この点で緩衝器Ｄの信頼性が向上されている。

また、上記ストッパ部材６６の上端は、この緩衝器Ｄが収縮して任意の長さとなると、内筒２０の図３中上端外周側に設けた蛇腹筒状のバンプストッパ２５と当接するようになっており、緩衝器Ｄの収縮時の衝撃を緩和できるようになっている。とともに、また、螺子軸１６の下端が後述する液圧ダンパＥのロッド３２の上端に衝突、すなわち、緩衝器Ｄのいわゆる底付きが防止され、緩衝器Ｄの最収縮時における車両における乗り心地が向上される。

なお、第１筒６１の下方側は、若干拡径されているが、これは、図面上の都合によるもので、あえて拡径する必要はないが、図面のように拡径する場合には、第２筒６２内に後述する液圧ダンパＥ、バネ１，２、バネ受け部Ｙ，Ｚおよびバネ受けＸの収容スペースを確保する点では都合がよい。

そして、第２筒６２の下端には、車両のバネ下部材へ緩衝器Ｄを連結可能なアイ型ブラケット６４を備えており、このアイ型ブラケット６４と上記マウント１１によって緩衝器Ｄは、懸架バネＳに対して並列に配置されてバネ上部材とバネ下部材との間に介装される。

なお、第１筒６１と第２筒６２との結合に際しては、第１筒６１の下端外周側に形成した螺子部６１ａに、他方の第２筒６２の内周側に形成した螺子部６２ａを螺合させてあり、また、ロックナット６５によって第１筒６１と第２筒６２との回り止めを図っている。

転じて、液圧ダンパＥは、図４に示すように、シリンダ３０と、シリンダ３０内に摺動自在に挿入されシリンダ３０内に図中上下の圧力室３５，３６を隔成するピストン３１と、一端がピストン３１に連結されるロッド３２と、シリンダ３０の外周側を覆うリザーバ筒３３とを備えている。

以下、詳しく説明すると、シリンダ３０の上端開口部には、環状のヘッド部材３７の下部に形成の段部（付示せず）が嵌合されている。そして、このヘッド部材３７は、リザーバ筒３３の内側に嵌合されるとともに、リザーバ筒３３の上端開口部を加締めてリザーバ筒３３に固定されており、このヘッド部材３７によってシリンダ３０とリザーバ筒３３が同心に位置決められている。

また、ヘッド部材３７の内周側にはロッド３２が挿通され、ヘッド部材３７の外周側に配在のシール部材４１によってヘッド部材３７とリザーバ筒３３との間がシールされるとともに、ヘッド部材３７の内周側に配在のロッド３２の外周に摺接する筒状のロッドガイド３８と、同じくロッド３２の外周に摺接してロッド３２とヘッド部材３７との間をシールするシール部材４２が設けられ、リザーバ筒３３とシリンダ３０の上端側が液密に封止されている。

他方、リザーバ筒３３の下端は、外筒６０の一部をなす有底筒状の第２筒６２の底部に結合されるとともに、シリンダ３０の下端には、鍔付円板状のバルブボディ４３が嵌合されている。

このバルブボディ４３は、鍔の外周側をリザーバ筒３３の内周に当接させてあり、シリンダ３０の下端に嵌合されているので、リザーバ筒３３とシリンダ３０を同心に位置決めている。

また、バルブボディ４３は、底部に設けた凹部４３ａと、この凹部４３ａと圧力室３６とを連通する通路５１，５２と、各通路５１，５２の途中に設けた減衰力発生要素５３，５４と、凹部４３ａと鍔の外周側とを連通する切欠４３ｂとを備えている。

また、ピストン３１は、圧力室３５と圧力室３６とを連通する通路５５，５６と、各通路５５，５６の途中に設けた減衰力発生要素５７，５８とを備えて構成されている。

さらに、ロッド３２のピストン３１側には、環状のクッション部材７０と、クッション部材７０のピストン側への移動を規制するストッパ７１とを備えている。

そして、シリンダ３０内の圧力室３５，３６には作動油等の液体が充填されるとともに、シリンダ３０とリザーバ筒３３との間の隙間にも所定量の液体が充填されるが、該隙間４４には液面Ｏを境にして気室Ｇが形成され、該隙間４４はリザーバとして機能する。

したがって、この液圧ダンパＥは、いわゆる複筒型として形成されている。無論、液圧ダンパＥをいわゆる単筒型として形成するようにしてもよいが、上述したように、液圧ダンパＥを複筒型としリザーバをシリンダの外周側に配置した構成とすることにより、液圧ダンパＥの全長を短くすることができる利点がある。

この液圧ダンパＥにあっては、ロッド３２がシリンダ３０に対して図中下方に移動すると、ピストン３１が下方に移動して圧力室３５を拡大し、圧力室３６を収縮させる。

このとき、液体は、圧力室３６から通路５６および減衰力発生要素５８を通過して圧力室３５へ移動するとともに、シリンダ３０内で余剰となるシリンダ３０内へのロッド侵入体積分の液体がリザーバとしての隙間４４へ通路５１および減衰力発生要素５３を通過して移動する。

そして、液圧ダンパＥは、液体が減衰力発生要素５３，５８通過するときに生じる圧力損失に見合った減衰力を発生する。

逆に、ロッド３２がシリンダ３０に対して図中上方に移動すると、ピストン３１が上方に移動して圧力室３６を拡大し、圧力室３５を収縮させる。

このとき、液体は、圧力室３５から通路５５および減衰力発生要素５７を通過して圧力室３６へ移動するとともに、シリンダ３０内で不足となるシリンダ３０内から退出するロッド３２の体積分の液体がリザーバとしての隙間４４から通路５２および減衰力発生要素５４を通過してシリンダ３０内に移動する。

この場合には、液圧ダンパＥは、液体が減衰力発生要素５４，５７通過するときに生じる圧力損失に見合った減衰力を発生する。

なお、減衰力発生要素５３，５４，５７，５８については、具体的には、オリフィスやリーフバルブ等を用いればよく、また、所定の減衰作用を呈する限りにおいてそれ以外のものを使用してもよい。

つづいて、バネ受け部Ｚは、図４に示すように、液圧ダンパＥと第２筒６２との間に設けられており、詳しくは、環状の基部８０と、基部８０の内周側から起立する筒状のガイド８１とを備えて構成され、基部８０が上記第２筒６２の底部に載置される。

また、バネ受け部Ｚにおけるガイド８１の上端には、樹脂製であって環状のクッション部材８３が嵌合されており、クッション部材８３の内周は、液圧ダンパＥのリザーバ筒３３の外周に嵌合されている。したがって、バネ受け部Ｚは、液圧ダンパＥによって半径方向の位置決めがなされている。

さらに、バネ受け部Ｚにおける基部８０の上端には、環状のワッシャ８４が積層されている。

他方、もう１つのバネ受け部Ｙは、上記バネ受け部Ｚに対向するように配置されており、したがって、バネ受け部Ｙ，Ｚは、液圧ダンパＥのシリンダ３０の軸方向に上下に並べて配置されている。

このばね受け部Ｙは、バネ受け部Ｚと略同様の構成であって、詳しくは、環状の基部８５と、基部８５の内周側から垂下される筒状のガイド８６とを備えて構成され、基部８５の上端が外筒６０の第１筒６１の下端に当接され、バネ受け部Ｙの図４中上方への移動が規制されている。

さらに、バネ受け部Ｙにおける基部８５の下端には、環状のワッシャ８７が積層されている。

そして、上記各バネ受け部Ｙ，Ｚとの間には、バネ受けＸが配置されている。このバネ受けＸは、ロッド３２に連結される環状の連結部９０と、連結部９０の外周側から垂下されるとともに液圧ダンパＥの外周側に配置される筒部９１と、筒部９１の外周側に突設される環状の鍔部９３とを備えて構成されている。

上記連結部９０は、有底筒状に形成され、底部の軸芯部には、ロッド３２が挿通可能なように孔９０ａが穿設されており、ロッド３２の段部３２ａとナット９４に上記底部を挟持させることで、ロッド３２に連結されている。すなわち、バネ受けＸは、ロッド３２に対して軸方向に移動不能とされている。

また、上記連結部９０の内周には、図３および図４に示すように連繋筒４０の下端が圧入等によって一体となるように連結されており、これによって、ロッド３２にアクチュエータＡの直線運動が伝達可能とされている。

さらに、鍔部９３は、上記した各バネ受け部Ｙ，Ｚにおける基部８０，８５に対向させてあり、この鍔部９３の上端とバネ受け部Ｙの基部８５との間には、バネ１が介装され、鍔部９３の下端とバネ受け部Ｚの基部８０との間にはバネ２が介装されおり、バネ受け部Ｙ，Ｚは、液圧ダンパＥのシリンダ３０の軸方向に移動不能とされる。

したがって、上記バネ１，２で弾性支承する質量は、バネ受けＸ、連繋筒４０ボール螺子ナット１７、液圧ダンパＥのロッド３２およびピストン３１となり、負担する質量が従来緩衝器に比較して軽量となる。

また、この緩衝器Ｄの場合、ピストン３１が図４中上方に移動する際には、バネ１が最収縮する前にロッド３２に設けたクッション部材７０がヘッド部材３７に、ピストン３１が図４中下方に移動する際には、バネ２が最収縮する前にバネ受け部Ｚの上端に設けたクッション部材８３がバネ受けＸの筒部９１の下端に、それぞれ当接するように設定されている。

すなわち、ピストン３１のバネ１，２によって位置決めされた中立位置からの移動距離がバネ１，２のトータルの線条間隔長（隣り合う線条の隙間長さのバネ全体の総延長）の範囲内でいずれかのクッション部材７０，８３がクッション効果を発揮することになるので、バネ１，２のメタルタッチ時の衝撃を緩和して、車両における乗り心地を向上することができ、さらに、該衝撃を緩和できるから、緩衝器Ｄの異音発生を抑制し、さらには、バネ１，２の劣化が防止できるのでメンテナンス量が減るという効果も期待できる。

なお、クッション部材７０をシリンダ３０内に収納するようにしているが、たとえば、バネ受けＸの筒部９１の上端部にクッション部材を設けて、該クッション部材を液圧ダンパＥの伸長時にバネ受け部Ｙのガイド８６の図中下端と当接させるようにしてもよい。

ここで、上述したように液圧ダンパＥが伸縮すると、この伸縮に伴い、バネ１，２も伸縮することになる。そして、伸縮する際にバネ１，２は、周方向に回転する特性を有しているので、バネ受けＸの鍔部９３および各バネ受け部Ｙ，Ｚにおける基部８０，８５に対して周方向に回転しようとする。

このバネ１，２の回転に対し、基部８０，８５に積層されたワッシャ８４，８７が基部８０，８５に対してすべりを生じるので、バネ１，２の回転を妨げることがない。

つまり、バネ１，２は伸縮時にワッシャ８４，８７と共に基部８０，８５に対して回転するので、バネ１，２の線条端部が鍔部９３のバネ１，２を支承する面や、基部８０，８５の支承面をかじることがない。

また、バネ１とバネ２でジオメトリ変化が異なっていても、同様に、上記ワッシャ８４，８７によって、基部８０，８５の支承面をこじることがない。

したがって、バネ受け部Ｙ，Ｚおよびバネ受けＸを傷つける事がないので、バネ受け部Ｙ，Ｚおよびバネ受けＸの劣化を防止でき、この点においても、緩衝器Ｄの信頼性が向上される。

さらに、ワッシャ８４，８７がバネ１，２と共に回転することから、鍔部９３にトルクが作用しないことになる。

すなわち、バネ１，２の伸縮時の回転によるトルクおよび緩衝器Ｄの伸縮に伴う懸架バネＳの回転によるトルクはバネ受けＸに作用せず、バネ受けＸは、バネ１，２の伸縮および緩衝器Ｄの伸縮にあっても周方向に対しては静止状態を維持することになり、ロッド３２に対して周方向に回転してしまうことがないので、ロッド３２との連結が解かれてしまう事態が防止される。

また、バネ受けＸ自体にバネ１，２からのトルクが作用しないことから、連繋筒４０の溝４０ａと内筒２０の突起２０ａとの間に必要以上の摩擦力を生じさせず、緩衝器Ｄの円滑な伸縮を妨げないばかりでなく、該連繋筒４０と内筒２０の劣化を防止することが可能となる。

したがって、この具体的な緩衝器Ｄにおける許容手段は、上記ワッシャ８４，８７ということになり、このように許容手段を環状部材であるワッシャ８４，８７で構成することで、簡易、かつ、低コストで、バネ受け部Ｙ，Ｚに対してバネ１，２の周方向への回転を許容できる。なお、上記ワッシャ８４，８７の介装位置であるが、ワッシャ８４，８７をそれぞれバネ受けＸの上面と下面に積層してもよいし、いずれか一方のワッシャの介装位置はそのままにしておき、他方のワッシャのみを回転を許容するべきバネとバネ受けＸとの間に介装させるようにしてもよい。

また、上記バネ１，２に与える初期荷重および車高調整は、バネ受け部Ｙが第１筒６１の下端に当接されているので、第２筒６２を第１筒６１に対して回動することによって、第１筒６１に対して第２筒６２を軸方向に進退させることで調節することが可能となっている。

なお、このバネ１，２の初期荷重調整時にあっても、ワッシャ８４，８７によってバネ１，２に対して第２筒６２の回動が伝達されないので、該調整時にバネ受けＸ、バネ受け部Ｙ，Ｚひいては該連繋筒４０および内筒２０の劣化を防止することが可能となる。

さらに、この第２筒６２の軸方向への進退によって、バネ１，２の初期荷重を変更できるだけでなく、バネ１，２によって位置決めされるピストン３１の中立位置の変更も可能となる。

したがって、バネ１，２の交換を要せずにピストン３１の中立位置を簡単に変更できる。

このようにピストン３１の中立位置を調整可能であるから、クッション部材７０，８３が機能しない事態を回避することができると同時に、バネ１，２を交換することなく初期荷重の調整が可能であるから緩衝器Ｄの特性を個々の車両に併せて最適化することも可能となる。

また、緩衝器Ｄの外部からの上記操作によってバネ１，２の初期荷重およびピストン３１の中立位置を変更可能となるので、その調整作業も非常に容易となる。

なお、図５に示すように、バネ受けＸａを、円盤形状の本体１０１と本体１０１の外周に上下面でバネ１，２の端部を支承する鍔部１０２とを備えた鍔付円板形状に形成し、連繋筒４０とロッド３２との間に介装させるようにしてもよい。

この場合には、第１筒６１の下端部の形状を上述したバネ受け部Ｙと略同様となるように形成しておくことで、バネ受け部Ｙを別部品とすることなしに、バネ受け部Ｙの機能を実現でき、また、この場合にも、第１筒６１に対して第２筒６２を軸方向に進退することでバネ１，２の初期荷重およびピストン３１の中立位置の調整を行うことができる。

さらに、この場合には、本体１０１と、液圧ダンパＥのシリンダ３０の図５中上端との間にバネ２を介装させてもよい。

また、この場合に合っても、第１筒６１の下端部に許容手段であるワッシャ８７を積層し、他方のバネ受け部Ｚにもワッシャ８４を積層してあるので、上記した許容手段を設けたことによる種々の利点を享受することが可能である。

このように、バネ受けＸは、具体的な緩衝器Ｄにおいて、ロッド３２に対して軸方向の移動が規制されればよいので、図５に示すような構成としてよいが、上述したように、バネ受けＸが連結部９０と、筒部９１と、鍔部９３とを備えて構成される方が、バネ１，２が、液圧ダンパＥの外周側に配置されるようにすることができるので、緩衝器Ｄの全長に影響することがないという点で非常に有利である。

また、上述したところでは、バネ受けＸ、バネ受けＸａは、ロッド３２と連繋筒４０とを繋ぐ役目も果たしているので、両者の連結が容易となるが、これをロッド３２と連繋筒４０が別途連結される限りおいては、バネ受けＸ、バネ受けＸａをロッド３２もしくは連繋筒４０のいずれか一方に連結するとしてもよい。

そして、アクチュエータＡの連繋筒４０は、上述のように、液圧ダンパＥのロッド３２に連結されていることから、ロッド３２に連結されたピストン３１が外筒６０の第２筒６２に固定されているシリンダ３０に摺接され軸受として機能し連繋筒４０の下端側における軸ぶれが防止され、また、第１筒６１によって軸ぶれが防止される内筒２０の突起２０ａによっても連繋筒４０の軸ぶれが防止されるので、結果的に、ボール螺子ナット１７に対する螺子軸１６の軸ぶれが防止され、これにより、緩衝器Ｄに横方向からの力が入力されても、ボール螺子ナット１７の一部のボール（図示せず）に集中して荷重がかかることを防止でき、上記ボールもしくは螺子軸１６の螺子溝の劣化を避けることが可能である。

また、上記ボールもしくは螺子軸１６の螺子溝の劣化を防止できるので、螺子軸１６のボール螺子ナット１７に対する回転および緩衝器Ｄの伸縮方向への移動の各動作の円滑さを保つことができ、上記各動作の円滑を保てるので、緩衝器Ｄとしての機能も損なわれず、本構成を採ることによって、この点でも緩衝器Ｄの信頼性を向上する。

また、液圧ダンパＥが複筒型として形成されるため、緩衝器Ｄの全長を短くすることができ、加えて、バネ１，２、バネ受け部Ｙ，Ｚおよびバネ受けＸが液圧ダンパＥの外周側に配置されているので、上述のように、バネ１，２等が緩衝器Ｄの全長に影響することがないから、複筒型の液圧ダンパＥと相俟って、緩衝器Ｄの全長を最小限に留めることが可能となり、これにより、アクチュエータＡに液圧ダンパＥを直列に連結して構成される緩衝器Ｄにあってもストローク確保が容易となるばかりでなく、車両への搭載性も向上する。

さらに、外筒６０は、第１筒６１と、液圧ダンパＥ、バネ１，２、バネ受け部Ｙ，Ｚおよび液圧ダンパＥに連結されたバネ受けＸを収容する第２筒６２の２つの部材で構成されているから、部品組付け時に、アクチュエータＡ側と、液圧ダンパＥ側をそれぞれアッセンブリ化することができる。

すなわち、アクチュエータＡは、モータＭを含む電気機器であり、液圧ダンパＥは油圧機器であるから、生産ラインが異なることになりかねないが、それぞれ、アッセンブリ化できるので、それぞれを別工場で生産するようなことになっても、両者を単に組付けるだけで最終製品である緩衝器Ｄを製造することができる点で有利であり、また組付け作業も容易となる。

さて、上述のように構成された緩衝器Ｄにあっては、路面から力を受けて車両のバネ上部材とバネ下部材とが直線相対運動すると、車軸側に連結されるボール螺子ナット１７とバネ上部材側に連結される螺子軸１６とが直線相対運動を呈し、この相対運動が上記のように螺子軸１６の回転運動に変換され、モータMのロータに伝達される。

そして、モータＭのロータが回転運動を呈すると、モータＭ内の巻線が磁石の磁界を横切ることとなり、該巻線に誘導起電力を発生させることよりモータＭにエネルギ回生させて電磁力を発生させ、モータＭのロータには誘導起電力に起因する電磁力による回転トルクが作用し、上記回転トルクがロータの回転運動を抑制することとなる。

このロータの回転運動を抑制する作用は、上記螺子軸１６の回転運動を抑制することとなり、螺子軸１６の回転運動が抑制されるのでボール螺子ナット１７の直線運動を抑制するように働き、緩衝器Ｄは、上記電磁力によって、この場合減衰力として働く制御力を発生し、振動エネルギを吸収緩和する。

このとき、積極的に巻線に外部電源から電流供給する場合には、ロータに作用する回転トルクを調節することで緩衝器Ｄの伸縮を自由に制御、すなわち、緩衝器Dの制御力を発生可能な範囲で自由に制御することが可能であるので、緩衝器Dの減衰特性を可変としたり、緩衝器Ｄをアクチュエータとして機能させたりすることも可能であり、また、上述のエネルギ回生による減衰力にあわせて緩衝器Dをアクチュエータとして機能させて適切な制御を行う場合には、緩衝器Ｄをアクティブサスペンションとしても機能させることも可能である。

なお、上述のように積極的にアクチュエータとして機能させる必要が無い場合、すなわち、減衰力の発生させるだけであれば、モータＭを外部電源に接続する必要はなく、モータＭのロータが強制的に回転させられるときに巻線に生じる誘導起電力により、すなわち、エネルギ回生のみにより発生する電磁力に起因する回転トルクで螺子軸１６とボール螺子ナット１７との直線相対運動を抑制するとしてもよいことは勿論である。

そして、この緩衝器Ｄにあっては、バネ下部材側に液圧ダンパＥが配置されているので、路面から高周波振動が入力されて、上記したようにアクチュエータＡで振動吸収できないような場面にあっても、液圧ダンパＥで高周波振動を吸収し、また、バネ１，２によって該振動がバネ上部材側へ伝達されてしまうことを抑制できる。

したがって、具体的な緩衝器Ｄにあっても、車両が悪路を走行したり、路面の突起に乗り上げたりするような場合にバネ下部材に、たとえば、比較的加速度が大きい振動等の高周波振動が入力された場合にあっても、車両における乗り心地を悪化させるということがないという効果が奏することになる。

さらに、上記許容手段であるワッシャ８４，８７によりバネ１，２のトルクが連繋筒４０側に伝達されず、連繋筒４０の溝４０ａと内筒２０の突起２０ａとの間で生じる摩擦力を抑制することができアクチュエータＡの円滑な伸縮運動を妨げないので、振動の吸収、抑制が円滑に行われるから、これにより、車両における乗り心地をより確実に向上できるのである。

ここで、慣性モーメントによる減衰力について少し説明すると、緩衝器ＤのアクチュエータＡ側で発生する減衰力は、概ね、螺子軸１６の慣性モーメント、モータＭのロータの慣性モーメント、ボール螺子ナット１７の慣性モーメントによって緩衝器Ｄの軸方向に作用する力と、モータＭの発生する電磁力の総和であり、中でも回転系の慣性モーメントによる力は、モータＭのロータの角加速度が、上記緩衝器Ｄの伸縮運動の加速度に比例することから、緩衝器Ｄの伸縮運動の加速度に比例して大きくなるが、ロータおよび螺子軸１６の慣性モーメントは比較的大きく減衰力に対する影響は無視できない。

そして、この上記ロータおよび螺子軸１６の慣性モーメントによる力は、上述の通り上記伸縮運動の加速度に比例することから、路面等から緩衝器Ｄに入力される緩衝器Ｄの軸方向の力に対し対向する方向に作用することから、緩衝器ＤはモータＭの電磁力に依存しない減衰力を発生することになり、特に急激な軸方向の力が入力された場合には、より高い減衰力を発生することになり、車両搭乗者にゴツゴツ感を知覚させてしまうこととなる。

したがって、常に電磁力に依存した減衰力に先んじてロータおよび螺子軸１６の慣性モーメントによる減衰力が発生することとなり、また、緩衝器Ｄの伸縮運動の加速度に依存するロータおよび螺子軸１６の慣性モーメントにより発生する減衰力は制御しづらいので、ロータおよび螺子軸１６の慣性モーメントが小さければ小さいほど、ロータおよび螺子軸１６の慣性モーメントの減衰力に対する影響を抑制することができることとなるが、ロータおよび螺子軸１６の慣性モーメントによって緩衝器Ｄの軸方向に作用する力は、上述のように液圧ダンパＥおよびバネ１，２によって吸収され、バネ上部材への加速度が大きい振動の伝達が抑制されることから、車両における乗り心地が向上されることになるのである。

さらに、バネ下部材に高周波振動が作用した場合にあっても、バネ１，２で支持している質量は、質量の大きいモータＭや螺子軸１６等の質量が含まれず、従来緩衝器に比較して軽量となっているので、バネ下部材の振動の入力をバネ上部材へ伝達する力も上記軽量化によって小さくなり、車両における乗り心地を向上できることとなる。

また、バネ１，２で支持する質量が軽量化されて固有振動数も高くなるから、車両搭乗者に特に乗り心地が悪いと感じる領域の周波数で共振してしまう弊害もなく、この点でも車両における乗り心地を向上することが可能となる。

さらに、液圧ダンパＥをバネ下側に配置しているので、液圧ダンパＥの搭載スペースを車体内側に確保することを要しないので、モータＭを特に車体の内側に固定できるので、緩衝器Ｄの相対運動部分の長さは、緩衝器Ｄ全体の長さからモータＭの長さを除した長さとなり、緩衝器Ｄのストロークの確保が容易となる。つまり、モータＭが車体の下部、すなわち、車体外方に取付ける場合に比較すると、モータＭの長さ分のストロークを長く取ることが可能となる。

また、モータＭを車体内側に配置可能であるから、モータＭの各電極から延設されるであろう電線（図示せず）を車体内側で取り回すことが可能であり、当該電線を外方の制御装置、制御回路に接続することも容易となり、当該電線は車体内に収納されることとなるので、電線の劣化機会も減ずることが可能となる。

なお、モータＭを特に車体の内側に固定しているから、車体側の取付部位の変更なしに、緩衝器Ｄを車両に搭載することが可能となり、車体側の取付部位を規格化できコスト低減可能となるとともに、フルバウンドした場合の衝撃的な荷重は上記マウント部分を介して車体に伝達されるようにしてあるので、モータＭに大きな力が作用してしまうことを防止可能である利点もある。

また、具体的な構成の緩衝器Ｄにあっても、液圧ダンパＥを倒立配置することができ、その場合には、ロッド３２を第２筒６２に、シリンダ３０を連繋筒４０に連結しておき、バネ受けＸをシリンダ３０に対し軸方向に移動できないように設置するようにしておけばよい。

さらに、本発明の緩衝器Ｄ’と同様の構成を実現する場合には、第１筒６１および第２筒６２を廃止して、ロッド３２にバネ受けＸ’を設け、シリンダ３０の外周に直接バネ受け部Ｚ’を設け、さらに、モータＭにバネ受け部Ｙ’を連結し、バネ受けＸ’とバネ受け部Ｙ’との間にバネ１’を介装し、バネ受けＸ’とバネ受け部Ｚ’との間にバネ２’を介装すればよい。

なお、繰り返しにはなるが、具体的な緩衝器Ｄの構成にあっても、ボール螺子ナット１７をモータＭのロータに連結し、螺子軸１６の回り止めを施しておくことによって、螺子軸１６を図３中上下方向に直線運動させるようにアクチュエータＡを構成してもよい。

また、懸架バネＳはエアバネとされてもよいことは勿論であり、参考例の緩衝器Ｄおよび本発明の緩衝器Ｄ’におけるバネ１，１’，２，２’がエアバネとされてもよい。

以上で、本発明の実施の形態についての説明を終えるが、本発明の範囲は図示されまたは説明された詳細そのものには限定されないことは勿論である。

本発明の緩衝器を説明するための参考例を概念的に示した図である。 本発明の緩衝器を概念的に示した図である。 具体的な構成の参考例の緩衝器における縦断面図である。 具体的な構成の参考例の緩衝器における液圧ダンパ部の拡大縦断面図である。 具体的な構成の参考例の緩衝器の他の例における液圧ダンパ部の拡大縦断面図である。

符号の説明

１，１’，２，２’ バネ
１０ ケース
１１ マウント
１６ 螺子軸
１７ ボール螺子ナット
２０ 内筒
３０ シリンダ
３１ ピストン
３２ ロッド
３３ リザーバ筒
３５，３６ 圧力室
４０ 連繋筒
６０ 外筒
６１ 第１筒
６２ 第２筒
７０，８３ クッション部材
８０，８５ 基部
８１，８６ ガイド
８４，８７ 環状部材たるワッシャ
９０ 連結部
９１ 筒部
９３ 鍔部
１００ 懸架バネ受け
１０１ 本体
１０２ 鍔部
Ａ アクチュエータ
Ｂ バネ上部材
Ｃ シリンダ
Ｄ，Ｄ’ 緩衝器
Ｅ 液圧ダンパ
Ｍ モータ
Ｐ ピストン
Ｒ ロッド
Ｓ 懸架バネ
Ｔ 運動変換機構
Ｗ バネ下部材
Ｘ，Ｘ’，Ｘａ バネ受け
Ｙ，Ｙ’，Ｚ，Ｚ’ バネ受け部

Claims (10)

1. 直線運動を回転運動に変換する運動変換機構と該運動変換機構により変換された回転運動が伝達されるモータとを備え車両のバネ上部材側に連結されるアクチュエータと、シリンダとシリンダ内に摺動自在に挿入されシリンダ内に２つの圧力室を隔成するピストンと一端がピストンに連結されるロッドとを備えロッドもしくはシリンダの一方にアクチュエータの直線運動が伝達されるとともにロッドもしくはシリンダの他方が車両のバネ下部材側に連結される液圧ダンパと、液圧ダンパを圧縮させる方向および液圧ダンパを伸長させる方向に附勢可能な附勢手段とを備え、附勢手段は、モータに対し軸方向に移動不能なバネ受け部と、上記ロッドもしくはシリンダの他方に対し軸方向に移動不能なバネ受け部と、上記ロッドもしくはシリンダの一方に対し軸方向に移動不能であって前記各バネ受け部との間に配置されるバネ受けと、各バネ受け部とバネ受けとの間の２箇所に介装される一対のバネとを具備してなることを特徴とする緩衝器。
2. 各バネの周方向への回転を許容する許容手段を備えたことを特徴とする請求項１に記載の緩衝器。
3. 許容手段は、各バネ受け部と各バネとの間の２箇所、あるいは、一方のバネとバネ受けの間および他方のバネとバネ受け部との間の２箇所、あるいは、一方のバネとバネ受け部の間および他方のバネとバネ受けとの間の２箇所に介装される環状部材であることを特徴とする請求項２に記載の緩衝器。
4. バネが最収縮する以前にピストンに当接するクッション部材を設けたことを特徴とする請求項１から３のいずれかに記載の緩衝器。
5. 液圧ダンパは、シリンダの外周側にリザーバを備えたことを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の緩衝器。
6. バネ受け部およびバネ受けは、シリンダの外周側に配置されることを特徴とする請求項１から５のいずれかに記載の緩衝器。
7. バネ受けは、ロッドに連結される連結部と、連結部の外周側から垂下されるとともに液圧ダンパの外周側に配置される筒部と、筒部の外周側に突設される環状の鍔部とを備え、各バネ受け部と鍔部との間の２箇所にそれぞれバネが介装されることを特徴とする請求項６に記載の緩衝器。
8. 運動変換機構が、モータに連結される螺子軸と、ロッドに連結されるとともに上記螺子軸に回転自在に螺合される螺子ナットであることを特徴とする請求項１から７のいずれかに記載の緩衝器。
9. ロッドもしくはシリンダの他方に連結され液圧ダンパおよび各バネ受け部およびバネ受けおよび各バネを収容する外筒と、螺子軸および螺子ナットを覆い外筒内に挿入される内筒とを備えたことを特徴とする請求項８に記載の緩衝器。
10. 外筒に懸架バネ受けを設けたことを特徴とする請求項９に記載の緩衝器。

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