JP4883694B2 - 緩衝器のバルブ構造 - Google Patents

Description

本発明は、緩衝器のバルブ構造の改良に関する。

従来、この種緩衝器のバルブ構造にあっては、たとえば、車両用の緩衝器のピストン部等に具現化され、ピストン部に設けたポートの出口端に環状のリーフバルブを積層し、このリーフバルブでポートを開閉するものが知られている。

そして、特に、リーフバルブの内周を固定支持し外周側を撓ませることによりポートをリーフバルブで開閉する上記緩衝器のバルブ構造では、ピストン速度が中高速領域における減衰力が大きくなりすぎ車両における乗り心地を損なう場合があり、これを解消するため、図３に示すように、リーフバルブＬの内周側を固定的に支持せずに、リーフバルブＬの内周をピストンロッドＲもしくはピストンＰをピストンロッドＲに固定する筒状のピストンナットＮの外周に摺接させ、スプリングＳでメインバルブＭを介してリーフバルブＬの背面を附勢した緩衝器のバルブ構造が提案されるに至っており、図示したところでは、緩衝器の伸側減衰バルブに具現化されている（たとえば、特許文献１参照）。

このバルブ構造を適用した緩衝器にあっては、図示するところではピストンＰが上方へ移動する際のピストン速度が低速領域にあるときにはリーフバルブＬの外周側がリーフバルブＬに積層したメインバルブＭの当接部位を支点として撓むので、図４に示すように、内周が固定的に支持されるバルブ構造と略同様の減衰特性を発揮し、ピストン速度が中高速領域に達すると、ポートＰｏを通過する作動油の圧力がリーフバルブＬに作用し、スプリングＳの附勢力に抗してリーフバルブＬがメインバルブＭとともにピストンＰから軸方向にリフトして後退するので、内周が固定的に支持される緩衝器のバルブ構造に比較して流路面積が大きくなり、減衰力が過大となることを抑制して、車両における乗り心地を向上することができる。
特開平９−２９１９６１号公報（図１）

しかしながら、上述のような提案のバルブ構造にあっては、車両における乗り心地を向上できる点で有用な技術ではあるが、以下の不具合があると指摘される可能性がある。

というのは、たとえば、上記ピストンＰが上方に移動するときのピストン速度が高速領域に達すると、従来の緩衝器のバルブ構造では、ピストン速度に応じてリーフバルブＬがピストンＰから軸方向に後退してリフトするのみで、減衰係数は大きくならない。

したがって、ピストン速度が高速領域に達する場合の減衰力が不足気味となり、振動抑制が充分に行われず、車両における乗り心地を悪化させてしまうことになる。

そこで、本発明は、上記不具合を改善するために創案されたものであって、その目的とするところは、ピストン速度が高速領域に達する場合にあっても車両における乗り心地を向上することができる緩衝器のバルブ構造を提供することである。

上記した目的を解決するために、本発明における課題解決手段は、シリンダ内に一方室と他方室とを隔成し上記一方室と上記他方室とを連通するポートを備えたバルブディスクと、このバルブディスクの他方室側の端面に積層されて上記ポートの下流を閉塞する環状のリーフバルブとを備えた緩衝器のバルブ構造において、上記一方室と上記ポートの上流とを連通する流路と、この流路の途中に設けた固定オリフィスと、上記一方室の圧力が上記流路内の圧力を所定量上回ると上記流路の上記固定オリフィスより下流における流路面積を減じる絞り弁と、上記バルブディスクより一方室側に配置され上記ポートと上記一方室とを遮断する隔壁体とを備え、上記流路は、上記隔壁体の内周側に設けた上記一方室と上記ポートとを連通する内周孔と、上記隔壁体の外周側に設けた上記一方室と上記ポートとを連通する外周孔とに分岐され、上記絞り弁は、上記隔壁体より一方室側に配置され上記隔壁体に対し遠近可能に設けられるスプールを備え、このスプールを上記隔壁体へ接近させることで上記内周孔へ通じる上記流路の流路面積を減じることを特徴とする。

本発明の緩衝器のバルブ構造によれば、ピストン速度が高速領域に達すると、ピストン速度が中速領域にある場合よりも減衰力を大きくすることができ、ピストン速度が高速領域に達する場合にあっても減衰力が不足することがなく、振動抑制が充分に行われ、車両における乗り心地を向上することができる。

また、緩衝器が最伸長するような振幅が大きく、かつ、ピストン速度が高速領域に達するような状況下にあっては、減衰係数を大きくして緩衝器の発生減衰力を大きくすることができるので、ピストン速度を速やかに低減することができ、最伸長時の衝撃を緩和することができる。

以下、本発明のバルブ構造および緩衝器を図に基づいて説明する。図１は、一実施の形態における緩衝器のバルブ構造が具現化された緩衝器のピストン部における縦断面図である。図２は、一実施の形態の緩衝器のバルブ構造が具現化した緩衝器における減衰特性を示す図である。

一実施の形態における緩衝器のバルブ構造は、図１に示すように、緩衝器のピストン部の伸側減衰バルブとして具現化されており、ピストンロッド５の先端に連結されてシリンダ４０内に一方室たる上室４１と他方室たる下室４２とを隔成し上記上室４１と下室４２とを連通するポート２を備えたバルブディスクたるピストン１と、ピストン１の下室４２側の端面に積層されてポート２の下流を閉塞する環状のリーフバルブ１０と、リーフバルブ１０に積層される環状のバルブ抑え部材１１と、バルブ抑え部材１１を介してポート２を閉塞する方向にリーフバルブ１０を附勢する附勢手段たるコイルスプリング１５と、上室４１とポート２の上流とを連通する流路２０と、流路２０の途中に設けた固定オリフィス１６と、上室４１の圧力が流路２０内の圧力を所定量上回ると上記流路２０の固定オリフィス１６より下流における流路面積を減じる絞り弁１７とを備えて構成されている。

他方、バルブ構造が具現化される緩衝器は、周知であるので詳細には図示して説明しないが、具体的にたとえば、シリンダ４０と、シリンダ４０の上端を封止するヘッド部材（図示せず）と、ヘッド部材（図示せず）を摺動自在に貫通するピストンロッド５と、ピストンロッド５の端部に設けた上記ピストン１と、シリンダ４０内にピストン１で隔成される２つの圧力室たる上室４１と下室４２と、シリンダ４０の下端を封止する封止部材（図示せず）と、シリンダ４０から出没するピストンロッド５の体積分のシリンダ内容積変化を補償する図示しないリザーバあるいはエア室とを備えて構成され、シリンダ４０内には流体、具体的には作動油が充填されている。

そして、上記バルブ構造にあっては、シリンダ４０に対してピストン１が図１中上方に移動するときに、上室４１内の圧力が上昇して上室４１から下室４２へポート２を介して作動油が移動するときに、その作動油の移動にリーフバルブ１０で抵抗を与えて所定の圧力損失を生じせしめて、緩衝器に所定の減衰力を発生させる減衰力発生要素として機能する。

以下、このバルブ構造について詳しく説明すると、バルブディスクたるピストン１は、有底筒状に形成され、底部１ａの軸心部に設けられ緩衝器のピストンロッド５が挿通される挿通孔１ｂと、ポート２と、ポート２に連通する窓３と、ポート２の出口端となる窓３の外周側に形成されピストン１の底部１ａよりリーフバルブ１０側に突出する環状の弁座１ｃと、外周側に延設される筒部１ｆを備えて構成されている。

なお、このピストン１には、緩衝器が収縮するときに下室４２から上室４１へと向かう作動油の流れを許容する圧側のポート１ｄが底部１ａの伸側のポート２より外周側に設けられている。

このピストン１の挿通孔１ｂ内には上述のようにピストンロッド５が挿通され、ピストンロッド５の先端部はピストン１の図１中下方側に突出させてある。なお、ピストンロッド５の先端５ａの外径は、先端５ａより図１中上方側の外径より小径に設定され、上方側と先端部との外径が異なる部分に段部５ｂが形成されている。

つづいて、ピストンロッド５の先端５ａにはピストンナット４が螺着され、このピストンナット４は、筒部４ａと、図１中下端外周から延設される鍔４ｂとを備えて構成され、筒部４ａの上端外周は小径とされて小径部４ｃが形成されている。

そして、上記ピストンロッド５の先端５ａを、外周側にスプール１８が摺動自在に装着される環状の封止部材２２、スペーサ２３、ピストン１より上室４１側に配置されポート２と上室４１とを遮断する環状の隔壁体２４、間座１０１、バルブストッパ１０２、間座１０３、圧側のリーフバルブ１００およびピストン１の順に、これらの内周に挿入し、ピストン１の図１中下方からピストンナット４をピストンロッド５の先端に設けた螺子部５ｃに螺着することによって、上記各部材はピストンロッド５の段部５ｂとピストンナット４の上端とで挟持されてピストンロッド５に固定される。

なお、ピストン１の底部１ａに設けた挿通孔１ｂにおける下端開口部が拡径されて拡径部１ｅが設けられて段部が形成され、この段部に筒部４ａにおける小径部４ｃの図１中上端の挿入が可能なようになっている。

そして、ピストン１の底部１ａには、上記ピストンナット４の筒部４ａにおける小径部４ｃの外周に摺接するリーフバルブ１０より小径であって環状の間座７が複数積層され、この間座７の下方から小径部４ｃの外周に摺接するリーフバルブ１０が積層され、さらに、このリーフバルブ１０の下方からリーフバルブ１０より小径であって小径部４ｃの外周に摺接する環状の間座８が複数積層されるとともに、またさらに、この間座８の下方から同じく小径部４ｃの外周に摺接するバルブ抑え部材１１が積層されている。

なお、リーフバルブ１０は、環状に形成されたリーフを複数枚積層して積層リーフバルブとして構成されており、この図１中上面を弁座１ｃに当接させて、ピストン１のポート２を閉塞することができるようになっている。なお、詳しくは図示しないが、弁座１ｃに着座するリーフの外周に設けた切欠あるいは弁座１ｃに打刻されて形成される周知のオリフィスが設けられている。また、この実施の形態においては、リーフバルブ１０は、積層リーフバルブとして構成されているが、上記リーフの枚数は、本バルブ構造で実現する減衰特性（ピストン速度に対する減衰力の関係）によって任意とされてよく、緩衝器に発生させる減衰特性によって複数枚とされても一枚のみでも差し支えなく、また、緩衝器に発生させ減衰特性によって各リーフの外径を異なるように設定することができる。

ちなみに、拡径部１ｅを設けることによって、ピストンナット４をピストン１に対して半径方向に位置決めることができ、上記したリーフバルブ１０、間座７、８、バルブ抑え部材１１をピストンナット４に組み付けた後にこれら部材をピストン１とともにいっぺんにピストンロッド５の先端５ａに取付けることが可能となって製造上便利であるが、拡径部１ｅを省略するとしても差し支えない。

また、上述のように、ピストン１を有底筒状の形状とすることによって、リーフバルブ等のバルブ構造を構成する部材をピストン１内に収納することが可能となって、ピストン１の図１中上端からピストンナット４の図１中下端までの長さを短くすることができ、ピストン部を小型化することができる。

さらに、図１中一番最下方に積層されるバルブ抑え部材１１は、内周側が上記したピストンナット４の小径部４ｃの外周に摺接し、外径がリーフバルブ１０の外径と略同径に設定される環状本体１１ａと、環状本体１１ａの図１中下端から下方に垂下され同じく内周側が小径部４ｃの外周に摺接する筒部１１ｂとを備えて構成されている。

また、上記環状本体１１ａとピストンナット４の鍔４ｂとの間には、附勢手段たるコイルスプリング１５が介装され、このコイルスプリング１５でバルブ抑え部材１１を介して上記リーフバルブ１０を弁座１ｃ側に押し付けている。

なお、筒部１１ｂを省略することも可能であるが、上記筒部１１ｂは、コイルスプリング１５をセンタリングする機能を発揮し、このセンタリング機能によってコイルスプリング１５の附勢力をバルブ抑え部材１１に偏りなく作用させることができるので、設けておくことが望ましい。

そして、上記構成によって、コイルスプリング１５の附勢力を上記バルブ抑え部材１１を介してリーフバルブ１０の内周側に作用させて、コイルスプリング１５でポート２を閉塞する方向にリーフバルブ１０を附勢している。

したがって、リーフバルブ１０およびバルブ抑え部材１１は、ピストン１が図１中上方に移動して、上室４１内の圧力と下室４２内の圧力との差が大きくなると、上記附勢力に抗してコイルスプリング１５を圧縮してリーフバルブ１０の全体がピストン１から軸方向に後退、つまり、図１中下方にリフトするようになっている。

なお、ピストン１の底部１ａから弁座１ｃの先端までの軸方向長さよりも、間座７全体の軸方向の厚みを短く設定してあり、内周側に附勢力が作用しているリーフバルブ１０に初期撓みを与えている。

この初期撓みの撓み量の設定によって、リーフバルブ１０が弁座１ｃから離れてポート２を開放する時の開弁圧を調節することができ、この初期撓みの撓み量は、間座７の全体の厚みで変更可能であるとともに、緩衝器が適用される車両に最適となるように設定されている。なお、ピストン１の底部１ａから弁座１ｃの下端までの軸方向長さによっては、間座７を省略することも可能である。

さらに、上記したところでは、附勢手段をコイルスプリング１５としているが、リーフバルブ１０に所定の附勢力を作用させればよいので、これを例えば、皿バネやリーフスプリングとしたり、ゴム等の弾性体としたりしてもよい。

つづき、ピストン１より図１中上方に配置される各部材について詳しく説明すると、上述のようにピストン１の上方には、間座１０１およびリーフバルブ１００を介してピストン１に対向する隔壁体２４が積層されており、この隔壁体２４は、外周に設けたスライドリング２４ｄを介してシリンダ４０に摺動自在に挿入されている。

この隔壁体２４は、環状の本体２４ａと、本体２４ａの内周側に配置され図１中上下を貫通して上室４１とポート２との連通を許容する内周孔２４ｂと、本体２４ａの外周側に配置され図１中上下を貫通して上室４１とポート２との連通を許容する外周孔２４ｃと、本体２４ａの外周に設けたスライドリング２４ｄとを備えて構成されている。

すなわち、この隔壁体２４はシリンダ４０の内周に摺接して、ピストン１と隔壁体２４との間に空間を仕切り、上記内周孔２４ｂおよび外周孔２４ｃのみを介して一方室４１とポート２を連通するようになっている。なお、スライドリング２４ｄの内周側にはＯリング２４ｅが配されており、隔壁体２４とシリンダ４０との間を作動油が通過することが無いように配慮されている。

さらに、この隔壁体２４の図１中上方には、隔壁体２４の内周孔２４ｂを閉塞しない外径に設定されたスペーサ２３が積層されるとともに、このスペーサ２３には、環状の封止部材２２が積層されて、ピストンロッド５に固定され隔壁体２４およびピストン１に対して軸方向に不動とされている。

さらに、この封止部材２２の上方には、スプール１８が配置されて設けられている。このスプール１８は、外周がシリンダ内周に対向する円盤部１８ａと、円盤部１８ａから垂下される円盤部１８ａより小径な外径を持つ筒部１８ｂと、筒部１８ｂに設けられて筒部１８ｂの内外を連通するオリフィス通路１８ｃと、円盤部１８ａの中心部に開口される挿通孔１８ｄを備えて構成されており、この挿通孔１８ｄ内にピストンロッド５を摺動自在に挿通させている。

したがって、このスプール１８は、隔壁体２４より上室４１側に配置され、ピストンロッド５に対して図１中上下方向となる軸方向に移動自在とされて隔壁体２４に対し遠近可能とされ、ピストンロッド５の外周に装着されたストップリング１９によって上方への移動限界が設定されている。

さらに、このスプール１８が図１中下方へ移動すると、その筒部１８ｂが隔壁体２４の図１中上面に接近して、筒部１８ｂは、少なくとも、隔壁体２４の内周孔２４ｂと外周孔２４ｃとの間の隙間を狭めることができるようになっている。なお、スプール１８が図１中下方へ移動すると、最終的にスプール１８の筒部１８ｂが隔壁体２４の図１中上面に当接するように設定されてもよい。

そして、また、筒部１８ｂ内には、上述の封止部材２２が収容され、筒部１８ｂの内径がピストンロッド５の外径より大径とされて、筒部１８ｂと封止部材２２との間に圧力室２６が形成されるようになっており、この圧力室２６は、上述のオリフィス通路１８ｃでスプール１８の外方へ連通されている。

上述のように、封止部材２２は、ピストンロッド５に固定されピストン１に対して軸方向に不動とされているので、スプール１８が軸方向に上下動すると、圧力室２６の容積は増減することになる。

さらに、この円盤部１８ａの図１中上下の外周縁は面取りされており、円盤部１８ａの外周の最先端とシリンダ４０の内周との環状隙間で固定オリフィス１６が形成されるようになっている。

つづき、このスプール１８の円盤部１８ａの図１中下端と隔壁体２４との間には、バネたるコイルスプリング２５が介装されており、このコイルスプリング２５によってスプール１８は、上室４１側となる図１中上方側へ附勢されて、何ら他に力が作用しない状態ではストップリング１９で規制する位置に配置される。

なお、コイルスプリング２５の上端内周は、円盤部１８ａの下端に設けた段部１８ｅの外周に嵌め込まれ、また、下端外周は、隔壁体２４の図１中上端外周に設けたソケット２４ｆ内周に嵌め込まれ、このようにすることでコイルスプリング２５の軸ぶれが防止されている。

そして、上記したスプール１８の外周とシリンダ４０との間の隙間および隔壁体２４の内周孔２４ｂおよび外周孔２４ｃとで流路２０が形成され、つまり、流路２０は、途中で隔壁体２４に設けた内周孔２４ｂと外周孔２４ｃに分岐されており、さらに、その上流には上記した固定オリフィス１６が設けられている。したがって、作動油は、順に固定オリフィス１６、流路２０およびリーフバルブ１００に設けた孔１００ａおよびポート２を介して上室４１から下室４２へ移動することができるようになっている。

またさらに、上記圧力室２６はオリフィス通路１８ｃを介して流路２０に接続されているので、圧力室２６内には流路２０内の圧力が導かれるようになっている。

戻って、シリンダ４０に対してピストン１が図１中上方に移動する緩衝器の伸長行程時には、上記スプール１８が上室４１と流路２０の差圧に応じて図１中下方へ移動し、スプール１８が隔壁体２４に接近すると、筒部１８ｂと隔壁体２４との間の内周孔２４ｂへ通じる隙間を狭めることができ、この隙間が狭められると流路２０の流路面積が減じられることになる。したがって、この実施の形態における絞り弁１７は、スプール１８とバネたるコイルスプリング２５とで構成されていることになる。

また、上記流路２０の上流には固定オリフィス１６が設けられているので、固定オリフィス１６が上室４１から下室４２へ向かう作動油の流れに抵抗を与え、上室４１内の圧力と第一流路２０内の圧力との間に差を生じせしめる。

スプール１８は、コイルスプリング２５および流路２０内の圧力を受けて図１中上方へ附勢され、逆に、スプール１８の円盤部１８ａの横断面積を受圧面積として作用する一方室たる上室４１の圧力を受けて図１中下方へ附勢されることになり、固定オリフィス１６の機能によって上室４１内の圧力が流路２０内の圧力を所定量上回ると、スプール１８がピストン１側に移動して隔壁体２４に接近し、最終的には、流路２０の流路面積を最小となるまで減じることになる。つまり、この絞り弁１７は、スプール１８に作用する上室４１と流路２０の差圧によって流路２０の流路面積を減じることになる。

ここで、上室４１と流路２０の差圧は、固定オリフィス１６における圧力損失によって生じ、この差圧は、上室４１から下室４２へ移動するために固定オリフィス１６を通過する作動油の流量によって決せられる。

また、スプール１８が隔壁体２４に近付くことによって流路２０における流路面積を変化させる絞り弁として機能するので、流路２０内の圧力は、筒部１８ｂと隔壁体２４との間の隙間の大きさに依存して変化することになる。すなわち、筒部１８ｂと隔壁体２４との間の隙間が小さくなると流路２０内の圧力は上昇することになる。

上室４１と流路２０の差圧が増加してスプール１８が隔壁体２４側へ移動し、筒部１８ｂと隔壁体２４との間の隙間が小さくなって流路２０内の圧力が上昇する場合、差圧は固定オリフィス１６を通過する作動油の流量によって決せられるので、上室４１内の圧力も上昇し、スプール１８はバランスすることになる。

なお、圧力室２６はオリフィス通路１８ｃを介して流路２０に接続されているので、スプール１８の動きは緩慢となり、上室４１と流路２０の差圧の変化によってスプール１８がハンチングして動作が振動的になってしまうことが防止されているので、この緩衝器のバルブ構造で発生する減衰力が安定することになる。

また、ピストン１がシリンダ４０に対して図１中下方に移動する緩衝器の圧縮行程時には、ポート１ｄを介して作動油が下室４２から上室４１へ移動するが圧側のリーフバルブ１００はバルブストッパ１０２によって最大撓み量が規制されて、隔壁体２４に当接することがないので、リーフバルブ１００が隔壁体２４に設けられる内周孔２４ｂおよび外周孔２４ｃを閉塞してしまう事態が防止されている。

つづいて、上記したように構成される一実施の形態における緩衝器のバルブ構造の作用について説明する。上述したように、ピストン１がシリンダ４０に対して図１中上方側に移動すると、上室４１内の圧力が高まり、上室４１内の作動油はポート２を通過して下室４２内に移動しようとする。

そして、緩衝器の伸縮速度となるピストン速度が低速領域にある場合、固定オリフィス１６における圧力損失は小さく、上室４１内の圧力と流路２０内の圧力との差が小さく、スプール１８は図１中下方へ移動することはなく、内周孔２４ｂへ通じる隙間を狭めることが無い。

また、流路２０を通過した作動油はポート２を介して下室４２へ移動するが、リーフバルブ１０をコイルスプリング１５の附勢力に抗してピストン１から後退させてリフトさせることができず、リーフバルブ１０はコイルスプリング１５によって附勢されてポート２を閉塞するように押し付けられており、間座８の外周縁を支点として撓むリーフバルブ１０の撓み量も僅かで、作動油は、主として上述のリーフバルブ１０の弁座１ｃに着座するリーフの外周に設けた切欠あるいは弁座１ｃに打刻によって形成されるオリフィスを通過する。

上述のように、リーフバルブ１０と弁座１ｃとの間に生じる環状隙間は非常に僅かで作動油は、上記オリフィスを通過するので、このときの減衰特性（ピストン速度に対する減衰力の関係）は、図２中実線で示すが如くとなり、この低速領域では、減衰係数は比較的大きいものとなる。

他方、ピストン１の速度が中速領域に達すると、上室４１内の圧力と流路２０内の圧力との差が大きくなるので、ピストン１の速度が低速領域にあった場合に比較すると、スプール１８に作用するピストン１側へ移動させる推力は大きくなるが、このピストン速度が中速領域にある場合にあっても、スプール１８は筒部１８ｂと隔壁体２４との間の隙間を狭めないように設定されており、流路面積を減じない。

さらに、ピストン１の速度が中速領域に達した状態では、上室４１内の圧力と下室４２内の圧力との差が大きくなり、作動油のリーフバルブ１０を図１中下方へ押し下げる力が大きくなるので、該力がコイルスプリング１５の附勢力に打ち勝って、リーフバルブ１０の全体をピストン１から軸方向に後退させる、すなわち、図１中下方へ移動させてリーフバルブ１０をリフトさせることになり、弁座１ｃとリーフバルブ１０との間の隙間は、ピストン速度の上昇とともに大きくなる。

すなわち、ピストン速度が中速領域にあるときの減衰特性は、図２中実線で示すように、ピストン１より図１下方に配置される部材のみで構成されるバルブ構造におけるリーフバルブ１０の全体がピストン１の底部１ａから離れる場合の図２中破線で示す減衰特性に、ピストン１より上方側に配置される固定オリフィス１６および絞り弁１７による圧力損失分が重畳されるが、ピストン速度の増加に対して比例はするものの低速領域より減衰係数は小さくなり、減衰特性の傾きが小さくなる。

さらに、ピストン速度が高速領域に達すると、作動油のリーフバルブ１０を図１中下方へ押し下げる力はさらに大きくなって、リーフバルブ１０のピストン１から図１中下方へ後退する後退量は大きくなり、リーフバルブ１０と弁座１ｃとの間の隙間はピストン速度が中速領域にあるときよりも大きくなる。

これに対し、固定オリフィス１６を通過する作動油量の増加に伴って、上室４１内の圧力と流路２０内の圧力との差がますます大きくなるので、スプール１８はコイルスプリング２５および流路２０内の圧力による附勢力に打ち勝ってピストン１側に移動して隔壁体２４に最接近して、絞り弁１７は、流路２０の流路面積を最小とする。なお、絞り弁１７におけるスプール１８が隔壁体２４に最接近した場合に、スプール１８が隔壁体２４に当接する場合には、内周孔２４ｂが完全に塞がれることになる。

すなわち、ピストン速度が高速領域にある場合、上室４１内の圧力が流路２０内の圧力より所定量上回るように、その所定量が設定されており、ピストン速度が高速領域にある場合では、絞り弁１７が流路２０の流路面積を最小とするように設定されている。

したがって、ピストン１の速度が高速領域にある場合、上室４１内の作動油は流路面積が最小の流路２０とポート２を介して下室４２へ移動するようになり、流路面積が制限されるので、ピストン１の速度の増加に伴って圧力損失も比例的に増加することになる。

つまり、ピストン速度が高速領域にあるときの減衰特性は、図２に示すように、流路面積が制限されるので、中速領域にあるときよりも傾きが大きくなり、ピストン１の速度の増加に伴って減衰力も増加するようになる。

このように、本実施の形態の緩衝器のバルブ構造にあっては、ピストン速度が中速領域にある場合には、減衰力を低く抑えつつ、ピストン速度が高速領域に達すると、ピストン速度が中速領域にある場合よりも減衰力を大きくすることができ、ピストン速度が高速領域に達する場合にあっても減衰力が不足することがなく、振動抑制が充分に行われ、車両における乗り心地を向上することができる。

また、緩衝器が最伸長するような振幅が大きく、かつ、ピストン速度が高速領域に達するような状況下にあっては、減衰係数を大きくして緩衝器の発生減衰力を大きくすることができるので、ピストン速度を速やかに低減することができ、最伸長時の衝撃を緩和することができる。

なお、上述したところでは、固定オリフィス１６をスプール１８の円盤部１８ａの外周とシリンダ４０の内周との間に形成される環状隙間で構成していたが、円盤部１８ａをシリンダ４０に摺接させるとして、固定オリフィス１６を円盤部１８ａに設けるようにしてもよい。

さらに、上述したところでは、隔壁体２４をシリンダ４０の内周に摺接させてポート２と一方室たる上室４１とを遮断しピストン１と隔壁体２４との間に空間を仕切るようにしているが、隔壁体２４をシリンダ４０の内壁に摺接させずにキャップ状として隔壁体２４でピストン１の図１中上面を覆うようにしてポート２と一方室たる上室４１とを遮断するようにしてもよい。この場合には、隔壁体２４がシリンダ４０の内周に摺接しないので、緩衝器の摺動摩擦が低減され円滑に伸縮することが可能となる。

また、本発明のバルブ構造は、リーフバルブ１０が附勢手段たるコイルスプリング１５によって附勢されると共にバルブディスクたるピストン１に遠近可能に積層されており、ピストン速度が中速領域において、リーフバルブ１０をピストン１からリフトさせて減衰力を低く抑えて車両における乗心地を向上する事が可能なバルブに適用されているが、附勢手段によって附勢されるか否かに限らずリーフバルブ１０の内周がピストンロッド５の先端５ａに固定されて外周側が撓んで弁座１ｃから離座してポート２を開放するバルブに適用されてもよく、ピストン速度が高速領域に達すると、ピストン速度が中速領域にある場合よりも減衰力を大きくすることができ、本発明の効果は失われない。

以上でバルブ構造の一実施の形態についての説明を終えるが、本発明のバルブ構造が緩衝器のピストン部の圧側減衰バルブに具現化することも、また、ベースバルブ部に具現化することも可能であり、およそ減衰力を発生する減衰力発生要素として機能する緩衝器のバルブに適用することが可能なことは勿論である。

なお、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。

一実施の形態における緩衝器のバルブ構造が具現化された緩衝器のピストン部における縦断面図である。 一実施の形態の緩衝器のバルブ構造が具現化した緩衝器における減衰特性を示す図である。 従来の緩衝器のバルブ構造が具現化された緩衝器のピストン部の縦断面図である。 従来の緩衝器のバルブ構造が具現化した緩衝器における減衰特性を示す図である。

符号の説明

１ バルブディスクたるピストン
１ａ 底部
１ｂ 挿通孔
１ｃ 弁座
１ｄ，２ ポート
１ｅ 拡径部
１ｆ，４ａ，１１ｂ，１８ｂ 筒部
３ 窓
４ ピストンナット
４ｂ 鍔
４ｃ 小径部
５ ピストンロッド
５ａ ピストンロッドの先端
５ｂ，１８ｅ 段部
５ｃ 螺子部
７，８，１０１，１０３ 間座
１０ リーフバルブ
１１ バルブ抑え部材
１１ａ 環状本体
１５ 附勢手段たるコイルスプリング
１６ 固定オリフィス
１７ 絞り弁
１８ スプール
１８ａ 円盤部
１８ｃ オリフィス通路
１８ｄ 挿通孔
１９ ストップリング
２０ 流路
２２ 封止部材
２３ スペーサ
２４ 隔壁体
２４ａ 本体
２４ｂ 内周孔
２４ｃ 外周孔
２４ｄ スライドリング
２４ｅ Ｏリング
２４ｆ ソケット
２５ バネたるコイルスプリング
２６ 圧力室
４０ シリンダ
４１ 一方室たる上室
４２ 他方室たる下室
１００ 圧側のリーフバルブ
１００ａ 孔
１０２ バルブストッパ

Claims (5)

1. シリンダ内に一方室と他方室とを隔成し上記一方室と上記他方室とを連通するポートを備えたバルブディスクと、このバルブディスクの他方室側の端面に積層されて上記ポートの下流を閉塞する環状のリーフバルブとを備えた緩衝器のバルブ構造において、上記一方室と上記ポートの上流とを連通する流路と、この流路の途中に設けた固定オリフィスと、上記一方室の圧力が上記流路内の圧力を所定量上回ると上記流路の上記固定オリフィスより下流における流路面積を減じる絞り弁と、上記バルブディスクより一方室側に配置され上記ポートと上記一方室とを遮断する隔壁体とを備え、上記流路は、上記隔壁体の内周側に設けた上記一方室と上記ポートとを連通する内周孔と、上記隔壁体の外周側に設けた上記一方室と上記ポートとを連通する外周孔とに分岐され、上記絞り弁は、上記隔壁体より一方室側に配置され上記隔壁体に対し遠近可能に設けられるスプールを備え、このスプールを上記隔壁体へ接近させることで上記内周孔へ通じる上記流路の流路面積を減じることを特徴とする緩衝器のバルブ構造。
2. 上記絞り弁は、上記隔壁体と上記スプールとの間に介装されるバネを備えることを特徴とする請求項１に記載の緩衝器のバルブ構造。
3. 上記固定オリフィスは上記シリンダ内周と上記スプール外周との間の環状隙間で形成されることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の緩衝器のバルブ構造。
4. 上記スプールは、外周が上記シリンダ内周に対向する円盤部と円盤部から垂下される筒部とを備え、この筒部内に上記隔壁体に対して軸方向に不動の封止部材を挿入して上記筒部と上記封止部材とで圧力室を画成し、当該圧力室を上記筒部に設けたオリフィス通路を介して上記流路に連通し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のバルブ構造。
5. 上記リーフバルブは上記バルブディスクに遠近可能に積層されると共に、上記ポートを閉塞する方向に上記リーフバルブを附勢する附勢手段を設け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のバルブ構造。

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