JP4546860B2 - 液圧緩衝器 - Google Patents

Description

本発明は、車両用懸架装置に適用される液圧緩衝器に関し、特に、車両の乗り心地を改善するために、シリンダに対するピストンの運動にフリクションを与える機能を備えたものに関する。

従来のこの種の液圧緩衝器としては、例えば、特許文献１に記載のものが知られている。この従来例の液圧緩衝器は、ガイドブッシュとピストンロッドとの間に１箇所が切断された環状のブッシュを設け、このブッシュの外周側にコイルスプリングを配置してブッシュの内周面をピストンロッドに押圧し、これにより、ピストンロッドの微低速の運動にフリクションを与えるように構成されたものであった。
特開平１０−１４１４１５号公報

しかしながら、前記従来例の液圧緩衝器にあっては、以下に述べるような問題点がある。即ち、従来例にあっては、上述のように、前記ピストンロッドの微低速の運動にフリクションを得ることを主目的とするものであるため、ブッシュは、ロットガイドに形成された凹部内に収容され、この凹部を覆う抜け止め部材によって軸方向の抜け止めがなされているが、この凹部内において軸方向に隙間を持って収容されることにより、隙間の分だけロットガイドに対し軸方向移動可能に設けられている。従って、前記ピストンロッドの大振幅の運動に対してはブッシュによるフリクションが有効に作用するが、微振幅の運動（高周波振動）に対しては、ブッシュがピストンロッドに摩擦接触したままピストンロッドと共に隙間の範囲を軸方向移動するため、有効なフリクションが得られない。ところが、前記ピストンロッドの微振幅の運動、例えば、振幅が±０．５ｍｍ以下で周波数が１５Ｈｚ以上の高周波振動の制御は、車両の乗り心地を決定する要因の１つであるため、微低速・大振幅の低周波振動の低減はもとより、高周波振動を同時に低減させることが求められているが、従来例では、この高周波振動を同時に低減させることはできない。

本発明は、上述の従来の問題点に着目してなされたもので、液圧緩衝器にフリクション付与機能を発揮させることにより、高周波振動を含む広範な振動を有効に低減して車両の乗り心地を向上させることができる液圧緩衝器を提供することを目的とする。

上述の目的を達成するために、本発明請求項１記載の液圧緩衝器は、作動液体が充填されたシリンダと、該シリンダの内面側に摺接するピストンと、該ピストンが一端に固着され他端が前記シリンダ外方に延在するピストンロッドと、該ピストンロッドと摺接して前記作動液体の前記シリンダ外への漏洩を防止するシールリップを有するシール部材と、を備えた液圧緩衝器において、前記シールリップによって画成された前記シリンダ側の位置に、前記ピストンロッドに摺接する内周面にテーパ部を有し、該内周面は弾性ゴム材料からなる摩擦部材を具備し、前記摩擦部材の軸方向両側を連通する連通路が設けられていることを特徴とする。

請求項２記載の液圧緩衝器は、前記摩擦部材のテーパ部は、内周面が上端部側に向かうにつれて小径になるテーパ穴状部からなることを特徴とする。

請求項３記載の液圧緩衝器は、請求項２記載の液圧緩衝器において、前記摩擦部材は前記小径部にテーパ角が更に大きくなる低剛性部を備えることを特徴とする。

この発明請求項１記載の液圧緩衝器では、上述のように構成されるため、液圧緩衝器の圧行程において、フリクション値と微振幅時における動ばね定数を安定的に上昇させることができるようになる。よって、フリクションの安定性を向上させると共に、持続性（耐久性）を向上させることができる。

請求項２記載の液圧緩衝器は、上述のように構成されるため、ピストンロッドに装着した状態では、摩擦部材の上端部側が外周方向に大きく押し広げられることで、上端面側がその外周側が低くなる方向に傾斜する。一方、ピストンロッドが下向きに摺動する際には、ピストンロッドの外周面との摩擦抵抗により傾斜した上端面側が内側に倒れ込むように作用することから、緊迫力が上昇して摩擦係数値が高められた状態となる。これにより、請求項１の効果をさらに向上させることができる。

請求項３記載の液圧緩衝器は、上述のように構成されるため、ピストンロッドに装着した状態では、摩擦部材の上端部側が外周方向に大きく押し広げられることで、上端面側がその外周側が低くなる方向に傾斜すると共に、他の部分よりはテーパ角の大きい低剛性部はさらに外周方向に大きく押し広げられた状態となる。一方、ピストンロッドが下向きに摺動する際には、ピストンロッドの外周面との摩擦抵抗により低剛性部が内側に倒れ込むように作用することから、低剛性部の面圧力がその他の部分より上昇し、これにより緊迫力が上昇すると共に、摺動面の油膜を薄く削り取る方向に作用して摩擦係数値が高められた状態となる。これにより、液圧緩衝器の圧行程において、フリクション値と微振幅時における動ばね定数を安定的に上昇させることができるようになる。よって、フリクションの安定性を向上させると共に、持続性（耐久性）を向上させることができる。

本発明を実施する最良の形態を実施例として図面に基づいて説明する。

まず、本実施例１の構成を図１に基づいて説明する。
図１は、実施例１の液圧緩衝器１を示す要部の拡大断面図であり、この図に示すように、この液圧緩衝器１は、ツインチューブ式のダンパであり、シリンダ２と、該シリンダ２内に摺動自在に挿入されていて上部室Ａと下部室Ｂとの間を画成するピストン８と、該ピストン８の外周に設けられていてシリンダ２との間を摺動自在にシールするピストンリング６と、シリンダ２の外周にリザーバ室Ｃを形成する外筒１３と、ピストン８に連結されたピストンロッド５の軸方向移動をシリンダ２の上端部においてガイドするロッドガイド３と、該ロッドガイド３の上部で外筒１３の上端部に設けられていてピストンロッド５の摺動部をシールするシール部材４と、前記ピストン８に設けられた減衰力弁９、９と、前記ロッドガイド３とシール部材４との間においてシリンダ２側に設けられた摩擦部材２５と、を備えている。なお、前記リザーバ室Ｃ内には作動油を加圧する窒素ガス等の加圧気体が封入され、また、前記リザーバ室Ｃ内は、その底部に設けられたベース（図示せず）においてシリンダ２の下部室Ｂと連通されている。

さらに詳述すると、前記ピストン８および減衰力弁９は、ワッシャ１０、１０および補助板１１によって軸方向両側から挟まれた状態で、ナット１２によってピストンロッド５に締結固定されている。

前記減衰力弁９、９は、ピストン８で画成された上部室Ａと下部室Ｂとの間を連通する圧側連通路９ａおよび伸側連通路９ｂを上部室Ａまたは下部室Ｂ側からそれぞれ閉塞していて、作動油の流通をそれぞれ１方向にのみ制限的に許容することにより、圧行程時および伸行程時にそれぞれ減衰力を発生させる。

前記ロッドガイド３は、この実施例１において薄鋼板材料からプレス成形されてなり、外周が外筒１３の内周に接する大径部１５と、この大径部１５から垂下してシリンダ２内に挿入される小径部１６とを備えると共に、小径部１６の下端から折り返された内径部１７を備えている。そして、前記大径部１５の外周の一部には切欠き１８が形成されている。また、前記内径部１７の内周にはピストンロッド５の抜き差し動作を案内するガイドブッシュ１９が設けられている。

前記シール部材４は、金属環２１の内周側に加硫接着されたゴム材料からなるシールリップ２２を備えており、このシールリップ２２が所定のフリクションでピストンロッド５の外周面に接し、金属環２１が後述する摩擦部材２５上に載置されて、その外周が外筒１３の端部２３を折り曲げることによって固定されている。また、前記シール部材４とロッドガイド３との間には保油室２４が形成されるようになっている。

前記シール部材４よりもシリンダ２に近い側に、即ち、この実施例１においては、シール部材４とロッドガイド３との間に、ピストンロッド５の抜き差し動作にフリクションを与える摩擦部材２５が設けられている。この摩擦部材２５は、フッ素系ゴム材料、ニトリルゴム材料等の弾性ゴム材料から形成されていて、この実施例１においては、ピストンロッド５の外周面に接する摩擦体２６とこの摩擦体２６を軸方向両側に作用する圧力を均等にするために設けられた連通路２７とを備えている。

前記摩擦部材２５は、その摩擦体２６の内周面をピストンロッド５の外周面に弾接させることによりピストンロッド５の摺動に所定のフリクションを与えてシリンダ２とピストンロッド５の相対振動を減衰させ車両の乗り心地を向上させる役目をなすものであって、この実施例１では、前記摩擦体２６が金属環２８の内周に設けられており、この摩擦体２６がピストンロッド５の外周面に弾接し、金属環２８がロッドガイド３の大径部１５とシール部材４の金属環２１との間に挟接されている。また、前記摩擦体２６は金属環２８の内周に加硫接着され、この実施例１においては、シール部材４から遠い側に配置され、前記連通路２７は摩擦体２６および金属環２８を貫通して軸方向に形成されている。

前記摩擦部材２５の動ばね定数、具体的には摩擦部材２５における摩擦体２６の動ばね定数は、前記シールリップ２２で発生するフリクションより大きくなるように構成されている。また、前記摩擦部材２５で発生する動ばね定数が、少なくともピストンロッド５の軸方向作動振幅が±０．１ｍｍ以下の時は５０Ｎ／ｍｍ以上（望ましくは２００Ｎ／ｍｍ以上）でピストン８の軸方向作動振幅が±０．５ｍｍ以上の時は５０Ｎ／ｍｍ未満（望ましくは４０Ｎ／ｍｍ未満）となるようにピストン８の軸方向作動振幅に応じて変化するように設定されている。
また、前記摩擦部材２５の金属環２８には、その外周およびシール部材４の上面に連続する連通路２９が形成され、この連通路２９は、ロッドガイド３の大径部１５に形成した切欠き１８に整合して、リザーバ室Ｃと保油室２４内部とを連通可能としている。

前記シール部材４と摩擦部材２５との間には、保油室２４からリザーバ室Ｃへの作動油の流通を許容し、逆方向の流通を阻止する一方弁３１が設けられている。この一方弁３１は、この実施例１においては、シール部材４に付属して形成され、そのリップ部３２が摩擦部材２５の金属環２８に接した状態となっている。

次に、この実施例１の作用・効果を説明する。この実施例１の液圧緩衝器１は、この液圧緩衝器１が自動車の懸架装置に使用される場合には、シリンダ２の封止端側が外筒１３に取り付けたブラケット（図示せず）を介してばね下側（車輪側）に固定され、ピストンロッド５の突出端部がばね上側（車体側）に取り付けられる。

この状態で、前記液圧緩衝器１は、ピストンロッド５の抜き差し動作に伴ってシリンダ２内に位置するピストン８が往復動して、このピストン８に設けた減衰弁９、９の作用により、路面からの振動を吸収減衰する。

前記ピストンロッド５の抜き差し動作に伴うシリンダ２内の容積変動は、このシリンダ２内と図外のベース部分で連通するリザーバ室Ｃ内の作動油で補償される。また、前記シリンダ２内の作動油の一部は、ガイドブッシュ１９を潤滑した後、保油室２４内に導かれ、摩擦部材２５の摩擦体２６およびシール部材４のシールリップ２２の潤滑に供される。その後、前記保油室２４内の作動油は、一方弁３１および連通路２９を介してリザーバ室Ｃ内に還流される。

また、この実施例１の液圧緩衝器１では、上述のように構成されるため、シリンダ２とピストンロッド５が相対移動すると、ピストンロッド５の外周面に弾接して摺動する摩擦部材２５における摩擦体２６の外周面がピストンロッド５の外周面に所定の圧力で弾接して摺動することにより、フリクション機能が発揮される。

なお、前記摩擦部材２５で発生するフリクションは、シール部材４のシールリップ２２で発生するフリクションより大きくなるように構成されることで、該シールリップ２２で発生するフリクションによる影響を少なくし、かつ、シールリップ２２の摩耗を可及的に抑制することができるようになる。

そして、この摩擦部材２５における摩擦体２６によるフリクション機能は、シリンダ２に対するピストンロッド５の微低速・大振幅の低周波振動に対して当然に作用して振動を減衰させると共に、ピストンロッド５の微振幅の高周波振動に対しては、弾性ゴム材料からなる摩擦体２６が径方向に弾性変形することにより、ピストンロッド５に対する各弾接面の弾接状態を維持させ、これにより、長期にわたり安定したフリクション機能を発揮させるように作用する。また、弾性ゴム材料からなる摩擦体２６が軸方向に粘弾性変形するもので、これにより、ピストンロッド５の運動速度に対しフリクションの発生を若干遅らせることになる。従って、特に、シリンダ２に対するピストンロッド５の運動方向が切り替わる時（運動速度が零になる時）に動摩擦よりも静止摩擦が大きくなることによりフリクションの絶対値が増加し、即ち、摩擦部材の軸方向粘弾性力によって液圧緩衝器の動ばね定数が高くなり、シリンダ２に対するピストンロッド５の微振幅の高周波振動を減衰するように作用する。

なお、前記ピストンロッド５の運動速度に対する摩擦部材２５の摩擦体２６によるフリクションの発生時期の制御や、フリクションの大きさの制御は、摩擦体２６の剛性、即ち、材料および形状等を選択することにより可能である。

また、前記ピストンロッド５が抜き差し動作する時、このピストンロッド５の侵入体積に応じてシリンダ２内の圧力が変化し、この圧力変化が摩擦部材２５に作用することが考えられるけれども、この実施例１にあっては、摩擦部材２５に、摩擦体２６の軸方向両側に作用する圧力を均等にするための連通路２７が形成されているため、実質的に摩擦部材２５は圧力変化の影響を受けることがなく、安定したフリクションを発生させることができる。従って、高周波振動を含む広範な振動を有効に低減させることができるようになる。

さらに具体的には、前記摩擦部材２５で発生する動ばね定数が、少なくともピストン８（ピストンロッド５）の軸方向作動振幅が±０．１ｍｍ以下の時は５０Ｎ／ｍｍ以上（望ましくは２００Ｎ／ｍｍ以上）でピストン８の軸方向作動振幅が±０．５ｍｍ以上の時は５０Ｎ／ｍｍ未満（望ましくは４０Ｎ／ｍｍ未満）となるようにピストン８の軸方向作動振幅に応じて変化するように設定することにより、低周波振動および高周波振動を共により効果的に低減させることができるようになる。そこで、以上のように車両の乗り心地を向上するために数値限定された動ばね定数の根拠を、以下詳細に説明する。

即ち、高級車に求められる乗り心地性能向上要素の１つとして、高周波振動の低減が挙げられる。この高周波振動領域を液圧緩衝器１の作動領域で示すと、図２（実走行時におけるダンパストローク（振幅）と周波数と加速度との関係を示す図）に示す「ビリ、スッキリ、ザワツキ感」の周波数領域に相当し、液圧緩衝器の作動としては、微振幅・高周波（微低速）であることがわかる。

また、図３は、台上で差異が明確化したロッド加速度共振成分（１００Ｈｚ）が、実車の乗り心地へ与える影響を検証した結果、即ち、低剛性のノーマルインシュレータを用いた場合（点線）と高剛性のピローボールマウントを用いた場合（実線）の各周波数に対する運転席シート座面の上下加速度スペクトルレベルを示す図であり、この図に示すように、「ゴツゴツ感」の周波数帯である１５〜４０Ｈｚの低周波領域では、ノーマルインシュレータを用いた場合よりも高剛性のピローボールマウントを用いた場合の方が少し上下加速度レベルが高くなるが、「ビリ、スッキリ、ザワツキ感」の周波数帯である５０〜２００Ｈｚの高周波領域になると、ノーマルインシュレータを用いた場合よりも高剛性のピローボールマウントを用いた場合の方が上下加速度レベルが大幅に低くなっており、マウント剛性による加速度レベルの周波数特性の差が顕著に現れている。

即ち、ピローボールマウントはノーマルインシュレータと比較してピストンロッド５の軸方向支持剛性が非常に高く、ロッド加速度が殆ど発生しないことから、５０〜２００Ｈｚ付近の高周波領域の振動伝達を大幅に低減していることがわかる。この車両の試乗結果においても上記データの差異は明確に体感することができ、ピローボールマウントの場合は、「ゴツゴツ感」は少し悪化するものの、高周波振動のレベルは低く、「ビリ、ザワツキ感」が大幅に改善され、非常にスッキリした乗り心地となっている。

従って、この実施例１におけるように、液圧緩衝器１にフリクション機能を付加してロッド加速度の高周波成分を低減させることは、ピローボールマウントを用いた場合と同様に、車両における、「ビリ、ザワツキ感」および「ロードノイズ」低減に大きな効果が得られるものと考えられる。

さらに、液圧緩衝器１にフリクション機能を付加する場合は、ピローボールマウントを用いた場合とは異なり、ノーマルインシュレータによる１５〜４０Ｈｚ付近の低周波加速度レベル低減効果と、ピローボールマウントによる５０〜２００Ｈｚ付近の高周波加速度レベル低減効果とを併せ持つことになり、これにより、広域周波数帯でシート上下加速度レベルが低減され、実車乗り心地の向上効果が得られるものと考えられる。

以上のことを踏まえ、ロッド加速度低減効果の標準例として従来の標準ダンパと、この従来の標準ダンパに比べシール部材におけるシールリップの緊迫力を上げることによって、フリクション値を高めることにより、ロッド加速度低減効果を高く設定した液圧緩衝器（ロッド加速度低減ダンパ）について、微振幅・高周波加振（０．０１ｍ／ｓ・２０Ｈｚ（±０．０８ｍｍ））時のロッド加速度測定結果を図４に示す。まず、ロッド加速度低減ダンパは、図４（イ）に示すように、ロッド加速度の高周波振動の減衰性が高くなっている。このロッド加速度の高周波振動成分は、液圧緩衝器の行程切り替わり直後に発生するが、ロッド加速度低減ダンパは、ダンパ速度に対する伝達力（フリクション）の位相遅れが大きくその絶対値（Ｐ−Ｐ値）も大きいため、液圧緩衝器の行程切り替わり時に発生している伝達力（フリクション）が大きくなっており、この大きな伝達力により、ロッド加速度の高周波振動を制振していることがわかる。逆に、従来の標準ダンパは、図４（ロ）に示すように、ダンパ速度に対する伝達力の位相遅れが小さくその絶対値（Ｐ−Ｐ値）も小さいため、液圧緩衝器の行程切り替わり時に発生している伝達力（フリクション）も小さくなっており、このため、ロッド加速度の高周波振動を制振する力が弱いことがわかる。

次に、以上のように、微振幅・高周波加振時に大きな伝達力と、位相遅れが発生している原因を確認するため、ダンパストロークに対するフリクション特性を測定した結果を図５に示す。この図に示すように、ロッド加速度低減ダンパは、従来の標準ダンパと比較して、フリクションが高く、微振幅になるにつれて動ばね定数が高くなっていることがわかる。つまり、フリクションが高いということは、微振幅・高周波振動入力時の減衰力が高く、また、動ばね定数が高いということは、ダンパ速度に対して位相遅れが大きいことを意味する。以上のことから、液圧緩衝器が発生するフリクションを高くし、微振幅・高周波振動入力時の動ばね定数を高くすることにより、高周波振動の低減を図ることができることがわかる。

ここで、フリクション特性（フリクションおよび動ばね定数）の最適値を決定するために、図６に示すように、ロッド加速度低減ダンパ装備車両について、ダンパストロークに対する動ばね定数の実力値レンジを測定し、この測定結果に基づいて、動ばね定数の目標値を２００〜４５０Ｎ／ｍｍと決定した。そして、この目標値に基づき、前述のように、摩擦部材２５で発生する動ばね定数が、少なくともピストン８の軸方向作動振幅が±０．１ｍｍ以下の時は５０Ｎ／ｍｍ以上（望ましくは２００Ｎ／ｍｍ以上）でピストン８の軸方向作動振幅が±０．５ｍｍ以上の時は５０Ｎ／ｍｍ未満（望ましくは４０Ｎ／ｍｍ未満）となるようにピストン８の軸方向作動振幅に応じて変化するように設定した。

以上詳細に説明してきたように、この実施例１の液圧緩衝器１にあっては、上述のように、液圧緩衝器１にフリクション付与機能を発揮させることにより、高周波振動を含む広範な振動を有効に低減して車両の乗り心地を向上させることができるようになるという効果が得られる。

なお、本実施例１の液圧緩衝器１は、ロッド加速度低減ダンパ装備車両に比べると、以下に述べるような効果が得られる。即ち、図７は液圧緩衝器の作動サイクル数に対するフリクション値の変化特性図、図８は液圧緩衝器の作動サイクル数に対する動ばね定数の変化特性図であり、両図に示すように、ロッド加速度低減ダンパ装備車両の場合は、点線で示すように、フリクション値および動ばね定数が共に高い値を示しているが、液圧緩衝器の作動サイクルが１５００（×１０³）を越える当たりからその値が共に急激に低下するのに対し、本実施例１の液圧緩衝器１にあっては、実線で示すように、液圧緩衝器の作動サイクル数が１５００（×１０³）を越えてもフリクション値および動ばね定数がいずれも高い値に維持されている。

これは、前記ロッド加速度低減ダンパ装備車両の場合は、シール部材におけるシールリップの緊迫力を上げることによって、フリクション値を上げているため、フリクション特性の設定がオイルシール性能に影響を与えると共に、フリクション発生部の潤滑性が悪く、従って、フリクション特性の自由度が低く、フリクション特性の安定性が低くなると共に、フリクション特性の耐久劣化が大きくなる。

これに対し、本実施例１の液圧緩衝器１にあっては、シール部材４におけるシールリップ２２とは別に、シリンダ２の内部に摩擦部材２５を設けた構造とすることにより、オイルシール性に影響を与えることなく、潤滑油（作動油）によってフリクション値の安定性が優れ、従って、フリクション特性の自由度が高く、フリクション特性の安定性に優れると共に、フリクション特性の耐久劣化が非常に小さくなり、即ち、効果の持続性に優れる。

以上のように、本実施例１の液圧緩衝器１にあっては、ロッド加速度低減ダンパ装備車両に比べ、フリクション値および動ばね定数の持続性（耐久性）に優れるものであり、従って、長期にわたり車両の乗り心地を確保することができるようになるという効果が得られる。

次に、他の実施例を説明する。なお、この他の実施例の説明に当たっては、前記実施例１と同様の構成部分は図示およびその説明を省略し、もしくは同一の符号を付してその説明を省略し、相違点についてのみ説明する。

この実施例２の液圧緩衝器１は、図９にその要部拡大断面図を示すように、摩擦部材２５の摩擦体２６が金属環２８の内周側に設けてある点は、前記図１に示す実施例１と同様であるが、この摩擦体２６がシール部材４に近い側に配置されている点で相違したものである。

この実施例３の液圧緩衝器１は、図１０にその要部拡大断面図を示すように、ロッドガイド３が機械加工、焼結金属等によって形成されると共に、摩擦部材２５がロッドガイド３の内周側に配置され、連通路２７が摩擦部材２５の金属環２８とロッドガイド３との間に形成されている。

この実施例４の液圧緩衝器１は、図１１にその要部拡大断面図を示すように、ロッドガイド３が機械加工、焼結金属等によって形成されると共に、摩擦部材２５がロッドガイド３の内周側に配置され、連通路２７が摩擦部材２５の金属環２８とロッドガイド３との間に形成されている。また、前記摩擦部材２５に付属して保油室２４からリザーバ室Ｃへのみ作動油の流通を許容する一方弁３１が設けられ、この一方弁３１は、摩擦部材２５の下端部に設けられている。

この実施例５の液圧緩衝器１は、図１２にその要部拡大断面図を示すように、ロッドガイド３が機械加工、焼結金属等によって形成されると共に、摩擦部材２５がロッドガイド３の内周側に配置され、連通路２７が摩擦部材２５の金属環２８とロッドガイド３との間に形成されている。また、前記摩擦部材２５に付属して保油室２４からリザーバ室Ｃへのみ作動油の流通を許容する一方弁３１が設けられ、この一方弁３１は、摩擦部材２５の外周側に設けられている。

この実施例６の液圧緩衝器１は、図１３にその要部拡大断面図を示すように、ロッドガイド３が機械加工、焼結金属等によって形成されると共に、摩擦部材２５がロッドガイド３よりもシリンダ２の内側（下部）で、ロッドガイド３とシリンダ２との間に配置されている点で相違したものである。即ち、前記摩擦部材２５の金属環２８がロッドガイド３の小径部１６に装着され、シリンダ２が摩擦部材２５の金属環２８に装着されている。

この実施例７の液圧緩衝器１は、図１４にその要部拡大断面図を示すように、ロッドガイド３が機械加工、焼結金属等によって形成されると共に、摩擦部材２５がロッドガイド３の内周側に配置されている。そして、前記摩擦部材２５が、図１５の斜視図に示すように、ロッドガイド３に装着される外環３０と、ピストンロッド５の外周面に当接する樹脂製の摩擦体２６と、該摩擦体２６と外環３０との間に介装された弾性ゴム材料よりなる弾性環３３との３層一体構造に形成されると共に、前記摩擦体２６の内面側には周方向等間隔のもとに複数の連通路２７が形成されている。即ち、この実施例７においても、前記弾性環３３の径方向弾性と軸方向粘弾性により、前記実施例１と同様の作用・効果が得られる。

この実施例８の液圧緩衝器１は、図１６にその要部拡大断面図、図１７に斜視図を示すように、前記実施例７とほぼ同様であるが、連通路２７が、摩擦体２６に軸方向に形成された切欠部で構成されている点で相違したものである。

この実施例９の液圧緩衝器１は、図１８にその要部拡大断面図を示すように、前記実施例７とほぼ同様であるが、摩擦体２６が弾性環３３の内周に形成された環状溝３３ａ内に装着された構造とした点で相違したものである。

この実施例１０の液圧緩衝器１は、図１９にその要部拡大断面図を示すように、前記実施例９とほぼ同様であるが、径方向弾性を摩擦体２６の外周に装着された環状スプリング３４により得られるようにした点で相違したものである。

この実施例１１の液圧緩衝器１は、図２０にその要部拡大断面図を示すように、実施例３とほぼ同様であるが、以下の点で相違したものである。即ち、同図に示すように、ピストンロッド５に装着する前の無負荷状態において、弾性ゴム材料よりなる摩擦体２６の内周面全体が上端部に向かうに連れて小径となるテーパ穴状に形成されると共に、上端部側にはそのテーパ角がさらに大きくなる低剛性部２６ａが形成されている。

この実施例１１では、摩擦体２６が以上のように構成されるため、ピストンロッド５に装着した状態では、図２１に示すように、摩擦体２６の上端部側が外周方向に大きく押し広げられることで、上端面側がその外周側が低くなる方向に傾斜すると共に、他の部分よりはテーパ角の大きい低剛性部２６ａはさらに外周方向に大きく押し広げられた状態となる。

そして、この装着状態におけるピストンロッド５に対する面圧分布を見ると、低剛性部２６ａはその他の部分よりは緊迫力が弱いため、静止状態においては、実線で示すように、その他の部分よりは面圧力が小さくなり、また、低剛性部２６ａとその他の部分との境界部分が最も小さくなっている。

ところが、ピストンロッド５が図２１において下向きに摺動する際には、ピストンロッド５の外周面との摩擦抵抗により低剛性部２６ａが内側へ倒れ込むように作用することから、点線で示すように低剛性部２６ａの面圧力がその他の部分より上昇し、これにより緊迫力が上昇すると共に、摺動面の油膜を薄く削り取る方向に作用して摩擦係数値が高められた状態となるため、液圧緩衝器１の圧行程において、フリクション値と微振幅時における動ばね定数を安定的に上昇させることができるようになる。

以上のように、摩擦体２６ａの先端（上端）を低剛性部２６ａとすることにより、静止時における緊迫力を上げることなしに作動時（圧行程時）におけるフリクションを高めることができ、これにより、フリクションの安定性を向上させると共に、持続性（耐久性）を向上させることができるようになるという追加の効果が得られる。

この実施例１２の液圧緩衝器１は、図２２にその要部拡大断面図を示すように、前記実施例１１とほぼ同様の構成の摩擦部材２５を軸方向２段に設けたものである。このように、複数の摩擦部材２５を組み合わせることにより特性選択の自由度が向上すると共に、摩擦部材２５の種類を減らしながら、あらゆる要求特性に対応できるようになる。

この実施例１３の液圧緩衝器１は、図２３にその要部拡大断面図を示すように、前記実施例１２における２段の摩擦部材２５を上下逆方向に組み付けた例を示すものである。従って、この実施例１３では、液圧緩衝器１の伸行程におけるフリクションを高めることができるようになる。

この実施例１４の液圧緩衝器１は、図２４にその要部拡大断面図を示すように、前記実施例１２における２段の摩擦部材２５のうち、上側の摩擦部材２５のみを上下逆方向に組み付けた例を示すものである。従って、この実施例１４では、液圧緩衝器１の伸・圧両行程におけるフリクションを共に高めることができるようになる。

この実施例１５の液圧緩衝器１は、図２５にその要部拡大断面図を示すように、前記実施例１３における上側の摩擦部材２５を省略すると共に、下側の摩擦部材２５における金属環２８に上下逆方向の摩擦体２６、２６を一体に設けた構造としたものである。そして、上側の摩擦体２６の内周面側に連通路２７が形成されている。従って、この実施例１５では、部品点数の削減によるコストダウンが可能となる。

この実施例１６の液圧緩衝器１は、前記実施例１１で示した摩擦体２６における低剛性部２６ａの変形例を示している。実施例１６の液圧緩衝器１は、図２６にその要部拡大断面図を示すように、摩擦体２６における上端部の内周縁部側を他の部分より上方内向きに長く突出させることにより、該突出部を低剛性部２６ａとしたものである。

この実施例１７の液圧緩衝器１は、前記実施例１１で示した摩擦体２６における低剛性部２６ａの変形例を示している。実施例１７の液圧緩衝器１は、図２７にその要部拡大断面図を示すように、摩擦体２６における上端面の内周縁部寄りの位置に環状溝２６ｂを形成することにより、該環状溝２６ｂの内側に残った突出部を低剛性部２６ａとしたものである。

この実施例１８の液圧緩衝器１は、前記実施例１１で示した摩擦体２６における低剛性部２６ａの変形例を示している。実施例１８の液圧緩衝器１は、図２８にその要部拡大断面図を示すように、摩擦体２６における上端部の内周縁部側を他の部分より低くなるように環状切欠き部２６ｃを形成することにより、該環状切欠き部２６ｃの内周縁部に低剛性部２６ａを形成したものである。

この実施例１９の液圧緩衝器は１、図２９にその要部拡大断面図を示すように、ロッドガイド３が、前記実施例１と同様に薄鋼板材料からプレス成形されたものが用いられ、このロッドガイド３における内径部１７の上端部に摩擦部材２５を構成する弾性ゴム材料よりなる摩擦体２６を一体成形したものである。そして、前記内径部１７には、摩擦部材２５の軸方向両側に作用する圧力を均等にするための連通路２７が形成されている。

この実施例２０の液圧緩衝器１は、図３０にその要部拡大断面図を示すように、前記実施例１とほぼ同様であるが、前記連通路２７を摩擦体２６の内周面側に形成した変形例を示すものである。

この実施例２１の液圧緩衝器１は、図３１にその要部拡大断面図を示すように、ロッドガイド３が、前記実施例１９と同様に薄板材料からプレス成形されたものが用いられ、このロッドガイド３における内径部１７の内周に設けられたガイドブッシュ１９の一部で、摩擦部材２５を構成するようにしたものである。

即ち、図３２にその分解斜視図を示すように、前記ロッドガイド３が所定の弾性を有する薄板材料で構成されていて、該ロッドガイド３の内径部１７にはその下端部側を残して上部側に３つの軸方向スリット１７ａが形成されると共に、前記ガイドブッシュ１９は軸方向切欠き部１９ａを有する切欠円環状に形成されており、前記内径部１７におけるスリット１７ａが形成された部分に予め付与された内向きの緊迫力により、ガイドブッシュ１９の上部側をピストンロッド５の外周面に弾接する方向に付勢している。

従って、ガイドブッシュ１９の下部側でピストンロッド５の抜き差し動作を案内するガイドブッシュ１９の役目を果たすと同時に、ガイドブッシュ１９の上部側でフリクションを発生させる摩擦部材２５（摩擦体２６）の役目を果たしている。

この実施例２２の液圧緩衝器１は、図３３にその要部拡大断面図を示すように、ロッドガイド３が、前記実施例３と同様に機械加工、焼結金属等によって形成されると共に、このロッドガイド３の内側に、ハウジング１４を介してガイドブッシュ１９が設けられ、このガイドブッシュ１９の一部で、摩擦部材２５を構成するようにしたものである。

即ち、図３４にその分解斜視図を示すように、前記ハウジング１４が所定の弾性を有する薄板材料で上部側が小径となる異径の円環状に形成されていて、該ハウジング１４の大径部をロッドガイド３の内周下端部に装着固定されている。そして、該ハウジング１４の小径部には、その下端部側を残して上部側に３つの軸方向スリット１４ａが形成されると共に、この小径部内にガイドブッシュ１９が設けられている。また、このガイドブッシュ１９は軸方向切欠き部１９ａを有する切欠円環状に形成されており、前記小径部におけるスリット１４ａが形成された部分に予め付与された内向きの緊迫力により、ガイドブッシュ１９の上部側をピストンロッド５の外周面に弾接する方向に付勢している。

従って、ガイドブッシュ１９の下部側でピストンロッド５の抜き差し動作を案内するガイドブッシュ１９の役目を果たすと同時に、ガイドブッシュ１９の上部側でフリクションを発生させる摩擦部材２５（摩擦体２６）の役目を果たしている。

この実施例２３の液圧緩衝器１は、図３５にその要部拡大断面図を示すように、ロッドガイド３が機械加工、焼結金属等によって形成されると共に、摩擦部材２５がロッドガイド３とシリンダ２との間に配置されている。即ち、前記摩擦部材２５の金属環２８がロッドガイド３の小径部１６に挿入され、シリンダ２が摩擦部材２５の金属環２８に挿入されている。また、前記摩擦部材２５に付随して、リバウンドストッパ３５が設けられている。

この実施例２４の液圧緩衝器１は、図３６にその要部拡大断面図を示すように、ロッドガイド３が機械加工、焼結金属等によって形成されると共に、摩擦部材２５がロッドガイド３の下側で、シリンダ２内に配置されている。また、前記摩擦部材２５に付随し、摩擦体２６と一体にリバウンドストッパ３５が設けられている。

前記摩擦部材２５は、シリンダ２の内周面に弾接する摩擦体２６と、この摩擦体２６の軸方向両側に作用する圧力を均等にするために設けられた連通路２７とを備えている。また、前記摩擦部材２５は、摩擦体２６が金属環２８の外周に設けられており、この摩擦体２６がシリンダ２の内周面に弾接し、金属環２８がピストンロッド５に固定されている。

この実施例２５の液圧緩衝器１は、図３７にその要部拡大断面図を示すように、ピストン８に近接するピストンロッド５側に摩擦部材２５が設けられ、その摩擦体２６の外周面をシリンダ２の内周面に弾接させることによりピストン８の摺動に所定のフリクションを与えるようにしたものである。そして、この摩擦部材２５で発生するフリクションを、ピストンリング６で発生するフリクションより大きくなるように構成することにより、ピストンリング６で発生するフリクションによる影響を少なくし、かつ、ピストンリング６の摩耗を可及的に抑制することができるようになっている。また、前記ピストンロッド５にはリバウンドストッパ３５が設けられている。

実施例２５の液圧緩衝器１は、図３７にその要部拡大断面図をそれぞれ示すように、前記摩擦部材２５がピストン８の下側に固定されている。具体的には、前記摩擦部材２５の金属環２８がピストン８の減衰力弁９、９を挟むワッシャ１０、１０よりも下側に配置され、ピストン８および減衰力弁９、９と共にナット１２によってピストンロッド５に固定されている。そして、図３７では、摩擦部材２５の摩擦体２６がピストン８に近い位置に配置されている。

実施例２６の液圧緩衝器１は、図３８にその要部拡大断面図をそれぞれ示すように、前記摩擦部材２５がピストン８の下側に固定されている。具体的には、前記摩擦部材２５の金属環２８がピストン８の減衰力弁９、９を挟むワッシャ１０、１０よりも下側に配置され、ピストン８および減衰力弁９、９と共にナット１２によってピストンロッド５に固定されている。そして、図３８では、ピストン８から遠い位置に配置されている。

実施例２７の液圧緩衝器１は、図３９にその要部拡大断面図をそれぞれ示すように、前記摩擦部材２５がピストン８の上側に固定されている。具体的には、前記摩擦部材２５の金属環２８が、ピストン８の減衰力弁９を挟む補助板１１よりも上側に配置され、ピストン８および減衰力弁９、９と共にナット１２によってピストンロッド５に固定されている。そして、図３９では、摩擦部材２５の摩擦体２６がピストン８に近い位置に配置されている。なお、図３９に示す実施例２７においては、前記摩擦部材２５とリバウンドストッパ３５とを一体化することは任意に可能である。

実施例２８の液圧緩衝器１は、図４０にその要部拡大断面図をそれぞれ示すように、前記摩擦部材２５がピストン８の上側に固定されている。具体的には、前記摩擦部材２５の金属環２８が、ピストン８の減衰力弁９を挟む補助板１１よりも上側に配置され、ピストン８および減衰力弁９、９と共にナット１２によってピストンロッド５に固定されている。そして、図４０では、ピストン８から遠い位置に配置されている。なお、図４０に示す実施例２８においては、前記摩擦部材２５とリバウンドストッパ３５とを一体化することは任意に可能である。

実施例２９の液圧緩衝器１は、図４１にその要部拡大断面図を示すうに、前記摩擦部材２５がピストン８の上側で、ピストン８から遠い位置に配置されている点は前記実施例２８と同様であるが、摩擦部材２５が金属環２８に装着される内環３６と、シリンダ２の外周面に当接する樹脂製の摩擦体２６と、該摩擦体２６と内環３６との間に介装された弾性ゴム材料よりなる弾性環３３との３層一体構造に形成されたものであり、前記弾性環３３により径方向弾性と軸方向粘弾性が発揮される。

実施例３０の液圧緩衝器１は、図４２にその要部拡大半断面図を示すうに、前記摩擦部材２５がピストン８の下側で、ピストン８に近接した位置に配置されたもので、ピストン８の下端部外周部に形成されたスカート部８ａの下端面部に金属環２８により形成された装着溝２８ａに装着されることにより、その内周側が固定され、その外周面がシリンダ２の内周面に対し摺動自在に所定の圧力で弾接する状態で設けられている。

なお、前記金属環２８は、その上部側２８ｂをスカート部８ａの内周面に装着固定すると共に、その下端部に外向に折曲形成された折曲部２８ｃを備えていて、この折曲部２８ｃとスカート部８ａの下端面との間に摩擦部材２５の内周側を挟持した状態で装着固定する装着溝２８ａが形成されるようになっている。

実施例３１の液圧緩衝器は、図４３の要部拡大半断面図に示すように、弾性ゴム材料により環状に形成された摩擦体２６の下端内周側を前記金属環２８の折曲部２８ｃの外周面から上面側にかけて加硫接着することにより、その下端内周側が固定され、その外周面がシリンダ２の内周面に対し摺動自在に所定の圧力で弾接する状態で設けられている。

即ち、この実施例３１では、摩擦体２６が金属環２８の折曲部２８ｃに対する加硫接着部を支点として、径方向に撓み可能な状態に設けられている点が前記実施例３０とは相違したものである。

この実施例３２の液圧緩衝器は、図４４の要部拡大半断面図に示すように、前記摩擦部材２５を、ピストン８の上端部外周面に設けたものである。即ち、摩擦体２６の下端内周側を金属環２８の外周面から上面側にかけて加硫接着することにより、その下端内周側が固定され、その外周面がシリンダ２の内周面に対し摺動自在に所定の圧力で弾接することにより、ピストン８の摺動に所定のフリクションを発生させる状態で設けられている。そして、前記金属環２８の内周側をピストン８の小径部８ｂに装着固定した状態で備えられている。

実施例３３の液圧緩衝器１は、図４５にその要部拡大断面図を示すように、前記実施例２５とは、ピストンリング６と摩擦部材２５との装着位置を逆にした例を示すものである。即ち、ピストン８の外周面に弾性ゴム部材よりなる摩擦体２６が装着固定されると共に、ピストン８の下部側に設けられた金属環２８の下部外周にピストンリング６が装着固定されたものである。

実施例３４の液圧緩衝器１は、図４６にその要部拡大断面図を示すように、前記実施例２６とは、ピストンリング６と摩擦部材２５との装着位置を逆にした例を示すものである。即ち、ピストン８の外周面に弾性ゴム部材よりなる摩擦体２６が装着固定されると共に、ピストン８の上部側に設けられた金属環２８の上部外周にピストンリング６が装着固定されたものである。

以上発明の実施例を図面により説明したが、具体的な構成はこれらの発明の実施の形態に限られるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲における設計変更等があっても本発明に含まれる。

例えば、発明の実施例では、ピストン８に対し、金属環２８を介して摩擦部材２５を装着するようにしたが、ピストン８に形成した装着溝に摩擦部材２５を直接装着するようにしてもよい。

以上説明してきたように本発明の液圧緩衝器では、シールリップによって画成された前記シリンダ内の位置に、該シリンダ側または前記ピストンロッド側の一方に固設されると共に、他方に摺接して前記シールリップ部よりも大きいフリクションを発生する摩擦部材が設けられている手段としたことで、液圧緩衝器にシールリップ部よりも大きいフリクションによるフリクション機能を発揮させることができ、この摩擦部材によるフリクション機能は、シリンダに対するピストンの微低速・大振幅の低周波振動に対して当然に作用して振動を減衰させると共に、摩擦部材がシリンダ側またはピストンロッド側の一方に固設されることにより、ピストンの微振幅の高周波振動に対しても有効に作用して振動を減衰させることができ、従って、液圧緩衝器にフリクション付与機能を発揮させることにより、高周波振動を含む広範な振動を有効に低減して車両の乗り心地を向上させることができるようになるという効果が得られる。

また、摩擦部材において、シールリップ部よりも大きいフリクションを発生するようにしたことにより、シールリップ部のフリクションの影響を受けないフリクションを得ることができると共に、シールリップの摩耗を可及的に抑制することができる。

また、前記摩擦部材が、前記ピストンもしくは該ピストンの近傍に設けられていて該ピストンとシリンダとの間を摺動シールするピストンリングよりは大きいフリクションを発生するように構成されている手段としてもよい。これにより、ピストンリングのフリクションの影響を受けないフリクションを得ることができると共に、ピストンリングの摩耗を可及的に抑制することができるようになる。

また、前記摩擦部材が、前記ガイドブッシュ近傍のシリンダ側に設けられていて前記ガイドブッシュよりは大きいフリクションを発生するように構成されている手段としてもよい。これにより、ガイドブッシュのフリクションの影響を受けないフリクションを得ることができると共に、ガイドブッシュの摩耗を可及的に抑制することができるようになる。

また、前記摩擦部材が、前記ガイドブッシュの全部もしくは一部で構成されている手段としてもよい。これにより、部品点数の削減によるコストダウンおよびスペースの有効利用が可能となる。

また、前記摩擦部材の軸方向両側に作用する圧力を均等にするための連通路が設けられている手段としたことで、実質的に摩擦部材は圧力変化の影響を受けることがなく、これにより、安定したフリクションを発揮させることができるようになる。

また、前記シリンダ側または前記ピストンロッド側の一方に固設されると共に他方に摺接する摩擦部材が、該他方に常時摺接する方向に弾性反発力によって前記摩擦部材を径方向に付勢する弾性部材で構成されている手段としてもよい。これにより、長期にわたり安定したフリクションを発揮させることができるようになる。

また、前記シリンダ側または前記ピストンロッド側の一方に固設されると共に他方に摺接する摩擦部材を、該他方に常時摺接する方向に弾性反発力によって径方向に付勢する弾性部材を備えている手段としてもよい。これにより、長期にわたり安定したフリクションを発揮させることができるようになる。

また、前記弾性部材が、その径方向に弾性を有すると共に軸方向に粘弾性を有している手段としてもよい。これにより、長期にわたり安定したフリクションを発揮させることができると共に、特に、軸方向の粘弾性に基づいて、摩擦部材が軸方向に弾性変形することにより、シリンダに対する各弾接面の弾接状態を維持させるように作用し、これにより、ピストンの運動速度に対しフリクションの発生を若干遅らせることになり、従って、特に、ピストンの運動方向が切り替わる時（運動速度が零になる時）に動摩擦よりも静摩擦が大きくなることによりフリクションの絶対値が増加し、即ち、摩擦部材の弾性反発力によって液圧緩衝器の動ばね定数が高くなり、ピストンの微振幅の高周波振動を減衰するように作用し、これにより、高周波振動を含む広範な振動を有効に低減して車両の乗り心地を向上させることができるようになる。

また、前記摩擦部材で発生する軸方向の動ばね定数が、少なくとも前記ピストンロッドの軸方向作動振幅が±０．１ｍｍ以下の時は５０Ｎ／ｍｍ以上でピストンロッドの軸方向作動振幅が±０．５ｍｍ以上の時は５０Ｎ／ｍｍ未満となるように前記ピストンロッドの軸方向作動振幅に応じて変化するように構成されている手段としてもよい。これにより、低周波振動および高周波振動を共により効果的に低減させることができるようになる。

実施例１の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実走行時におけるダンパストローク（振幅）と周波数と加速度との関係を示す図である。 低剛性のノーマルインシュレータを用いた場合（点線）と高剛性のピローボールマウントを用いた場合（実線）の各周波数に対する運転席シート座面の上下加速度スペクトルレベルを示す図である。 欧州の高級車用液圧緩衝器および国産標準液圧緩衝器における各微振幅・高周波加振時のロッド加速度測定結果を示す図である。 欧州の高級車用液圧緩衝器および国産標準液圧緩衝器におけるダンパストロークに対するフリクション特性を測定した結果を示す図である。 高周波振動特性が良いとされる車両（欧州の高級車用液圧緩衝器装備）について、ダンパストロークに対する動ばね定数の実力値レンジを測定した結果を示す図である。 実施例１の液圧緩衝器における作動サイクル数に対するフリクション値の変化特性図である。 実施例１の液圧緩衝器における作動サイクル数に対する動ばね定数の変化特性図である。 実施例２の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例３の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例４の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例５の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例６の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例７の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例７の液圧緩衝器における摩擦部材を示す斜視図である。 実施例８の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例８の液圧緩衝器における摩擦部材を示す斜視図である。 実施例９の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例１０の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例１１の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例１１の液圧緩衝器における摩擦部材のピストンロッドに対する面圧分布を示す要部拡大断面図である。 実施例１２の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例１３の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例１４の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例１５の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例１６の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例１７の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例１８の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例１９の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例２０の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例２１の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例２１の液圧緩衝器における摩擦部材部分を示す斜視図である。 実施例２２の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例２２の液圧緩衝器における摩擦部材部分を示す斜視図である。 実施例２３の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例２４の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例２５の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例２６の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例２７の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例２８の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例２９の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例３０の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例３１の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例３２の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例３３の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。 実施例３４の液圧緩衝器を示す要部拡大断面図である。

符号の説明

１ 液圧緩衝器
２ シリンダ
３ ロッドガイド
３ａ テーパ部
４ シール部材
５ ピストンロッド
６ ピストンリング
８ ピストン
８ａ スカート部
８ｂ 小径部
９ 減衰力弁
９ａ 圧側連通路
９ｂ 伸側連通路
１０ ワッシャ
１１ 補助板
１２ ナット
１３ 外筒
１４ ハウジング
１４ａ スリット
１５ 大径部
１６ 小径部
１７ 内径部
１７ａ スリット
１８ 切欠き
１９ ガイドブッシュ
１９ａ 切欠き部
２０ 弾性部材
２０ａ 切欠き部
２０ｂ スリット
２０ｃ 外向きフランジ
２０ｄ 断面Ｌ字状支持部
２１ 金属環
２２ シールリップ
２２ａ 薄肉部
２３ 端部
２４ 保油室
２５ 摩擦部材
２６ 摩擦体
２６ａ 低剛性部
２６ｂ 環状溝
２６ｃ 環状切欠き部
２６ｄ 軸方向溝
２７ 連通路
２８ 金属環
２８ａ 装着溝
２８ｂ 上部側
２８ｃ 折曲部
２９ 連通路
３０ 外環
３１ 一方弁
３２ リップ部
３３ 弾性環
３３ａ 環状溝
３４ 環状スプリング
３５ リバウンドストッパ
３６ 内環
Ａ 上部室
Ｂ 上部室
Ｃ リザーバ室

Claims (9)

1. 作動液体が充填されたシリンダと、該シリンダの内面側に摺接するピストンと、該ピストンが一端に固着され他端が前記シリンダ外方に延在するピストンロッドと、該ピストンロッドと摺接して前記作動液体の前記シリンダ外への漏洩を防止するシールリップを有するシール部材と、を備えた液圧緩衝器において、
   前記シールリップによって画成された前記シリンダ側の位置に、前記ピストンロッドに摺接する内周面にテーパ部を有し、該内周面は弾性ゴム材料からなる摩擦部材を具備し、前記摩擦部材の軸方向両側を連通する連通路が設けられていることを特徴とする液圧緩衝器。
2. 前記摩擦部材のテーパ部は、内周面が上端部側に向かうにつれて小径になるテーパ穴状部からなることを特徴とする請求項１に記載の液圧緩衝器。
3. 前記摩擦部材は前記小径部にテーパ角が更に大きくなる低剛性部を備えることを特徴とする請求項２に記載の液圧緩衝器。
4. 前記摩擦部材のテーパ部は、内周面が下端部側に向かうにつれて小径になるテーパ穴状部からなることを特徴とする請求項１に記載の液圧緩衝器。
5. 前記摩擦部材は、前記ピストンロッドと摺接する摩擦体と前記摩擦体と接して設けられる金属環とから成り、前記摩擦体を軸方向に２段設けることを特徴とする請求項１に記載の液圧緩衝器。
   
   
   
6. 前記連通路は、前記２つの摩擦体の間の内周側と外周側とを連通する部分を有することを特徴とする請求項５に記載の液圧緩衝器。
7. 前記連通路の前記２つの摩擦体の間の内周側と外周側とを連通する部分は、前記摩擦体の内周面側に形成されていることを特徴とする請求項５に記載の液圧緩衝器。
8. 作動液体が充填されたシリンダと、該シリンダの内面側に摺接するピストンと、該ピストンが一端に固着され他端が前記シリンダ外方に延在するピストンロッドと、該ピストンロッドと摺接して前記作動液体の前記シリンダ外への漏洩を防止するシールリップを有するシール部材と、を備えた液圧緩衝器において、
   前記シールリップによって画成された前記シールリップより内側の作動流体側に配置して前記ピストンロッドと摺接し、前記シールリップ部よりも大きいフリクションを発生する摩擦部材と、前記摩擦部材の軸方向両側を連通する連通路とを具備し、前記摩擦部材は弾性ゴム材料からなる摩擦体と前記摩擦体と接して設けられる金属環からなり、前記摩擦体の動ばね定数は前記ピストンの軸方向作動振幅に応じて変化するように設定されていることを特徴とする液圧緩衝器。
9. 前記摩擦体の動ばね定数は、少なくとも前記ピストンロッドの軸方向作動振幅が±０．１ｍｍ以下の時は５０Ｎ／ｍｍ以上で、ピストンロッドの軸方向作動振幅が±０．５ｍｍ以上の時は５０Ｎ／ｍｍ未満となるように前記ピストンロッドの軸方向作動振幅に応じて変化するように構成することを特徴とする請求項８に記載の液圧緩衝器。

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