JP5582318B2 - サスペンション装置 - Google Patents

Description

本発明は、サスペンション装置に関するものである。

減衰力を発生する弁体にパイロット圧を作用させるパイロット室を設け、このパイロット室内の圧力を調整するために、比例ソレノイドにより押圧されるリリーフ弁を設けた減衰力調整式油圧緩衝器は従来から知られている（特許文献１参照）。

特開平０６−３３０９７７号公報

しかしながら、特許文献１に係る減衰力調整式油圧緩衝器では、パイロット室の圧力が、比例ソレノイドにより作用される力以下の場合、常にリリーフ弁が閉じる構成となっているため、比例ソレノイドの電流を低くした減衰力がソフトの状態でも、路面からの突然の入力に対し、リリーフ弁の開弁の遅れなどから減衰力が高くなってしまう虞があった。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、簡易な構成で、突然の入力に対しても減衰力が高くなりすぎることを防ぐサスペンション装置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、車両の車体と車軸との間に設けられ減衰力調整バルブを有する減衰力調整式緩衝器と、前記車両に設けられ車両の運動状態に関する信号を出力する検出装置と、前記車両の通常走行中に前記信号に基づき減衰力目標値に対応した０でない最低制御電流と最大制御電流との間の制御電流を前記減衰力調整バルブに出力する制御装置とからなるサスペンション装置において、前記減衰力調整バルブは、減衰力を発生するメインバルブと、前記メインバルブを閉じる方向にパイロット圧を作用させるパイロット室と、前記パイロット室にパイロット圧を導く導入路と、前記パイロット室のパイロット圧を排出する排出路と、該排出路に設けられた圧力制御弁とからなり、該圧力制御弁は、前記排出路に設けた弁座と、前記弁座に離着座する弁体と、前記制御電流に対応して前記弁体を前記弁座に押付ける荷重を発生し、前記パイロット室の圧力に抗して前記弁体を押圧するアクチュエータと、前記弁体を前記弁座から離間させる方向に作用するばね装置とからなり、前記ばね装置のばね定数を、前記弁体が前記弁座に近い位置範囲（Ｌ０〜Ｌ１）では大きくし、前記弁体が前記弁座に近い位置範囲（Ｌ０〜Ｌ１）より前記弁座から離れた位置範囲（Ｌ１〜Ｌｍａｘ）では前記弁体が前記弁座に近い位置範囲より小さくし、前記最低制御電流を、前記弁体が前記弁座に近い位置範囲（Ｌ０〜Ｌ１）の間で、かつ前記弁座から離間する位置で前記弁体と前記ばね装置とが釣り合う電流値とし、通常走行中に最も低い減衰力を発生させることを特徴とする。

本発明のサスペンション装置によれば、簡易な構成で、所望の減衰力特性を得ることができる。

図１は、本発明の実施の形態に係るサスペンション装置を示すブロック図である。 図２は、本発明の実施の形態に係るサスペンション装置に用いられる減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力調整バルブを拡大して示す断面図である。 図３は、図２の減衰力調整バルブに採用される第１実施形態に係るディスクスプリングの平面図である。 図４は、図２の減衰力調整バルブに採用される第２実施形態に係るディスクスプリングの平面図である。 図５は、図２の減衰力調整バルブに採用される第３実施形態に係るディスクスプリングの平面図である。 図６は、本発明の実施の形態に係るサスペンション装置に用いられる減衰力調整式油圧緩衝器の断面図である。 図７は、図２の減衰力調整バルブのＡ部拡大図である。 図８は、本発明の実施の形態に係るサスペンション装置のパイロットバルブ位置−荷重線図である。

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，３ 外筒，５ ピストン，６ ピストンロッド，２５ 減衰力調整バルブ，２７ メインバルブ，２８ パイロットバルブ，３２ ディスクバルブ，３５ ソレノイドケース，３８ コイル（ソレノイド），５５ 第１連通部材，６４ ばね要素，７０ａ〜７０ｃ ディスクスプリング，７１ コイルスプリング，８６ 第２連通部材，９１ 第３連通部材，９７ パイロット室

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。
まず、図１に本発明に係るサスペンション装置の１輪のみの制御回路を示したブロック図を示し説明する。
センサＳは、車両に設けられ、車両の運動状態に関する信号を出力する検出装置としての一つまたは複数のセンサである。センサＳの例としては、車体の上下加速度を検出するバネ上上下加速度センサ、車体の前後加速度を検出する前後加速度センサ、車体の左右加速度を検出する左右加速度センサ、車輪の上下加速度を検出するバネ下上下加速度センサ、車高を検出する車高センサ、車速を検出する車速センサ等の直接車両の運動を検出するセンサや、ハンドルの角度や角速度を検出するステアリングセンサ、ブレーキセンサやアクセルセンサ等のその後の車両の運動の原因となる運転者の操作量を測定するセンサや、ナビゲーション等からの情報に基づくセンサ等がある。
これらのうち一つまたは複数のセンサＳで検出された信号は、制御装置としてのＥＣＵ内の目標減衰力値を演算する減衰力演算装置Ｃに入力される。減衰力演算装置Ｃには、例えば、スカイフック制御やＨ∞制御などの制御理論に基づく、車体の振動制御のプログラムが登録されており、センサＳからの信号を処理して各車輪毎の目標減衰力値Ｄを演算し、出力する。この目標減衰力値Ｄは、制御周期毎、例えば１/１００秒毎に出力され、電流変換回路Ｅに入力される。なお、本発明において、減衰力演算装置Ｃに用いられる制御理論及びプログラムは、どのようなものであってもよい。
電流変換回路Ｅは、減衰力調整式油圧緩衝器１の電流と発生する減衰力の関係に基づいたマップが格納されており、目標減衰力値Ｄに相当する電流Ｉを各車輪に設けられた減衰力調整式油圧緩衝器１の後述の減衰力調整バルブ２５に出力する。本実施の形態では、最も低い減衰力が必要な場合は、０．５Ａを出力し、最も大きな減衰力が必要な場合は、２．０Ａを出力する。この電流値は、これに限ることはなく、減衰力調整バルブ２５の仕様によって定まる。また、前記マップはＤとＩの対応表の形でもよく、演算式であってもよい。また、出力される電流Ｉは、直流の電流であってもよく、ＰＷＭ電流であってもよい。ＰＷＭ電流を用いる場合は、以下の説明における電流は、平均電流となる。
減衰力演算装置Ｃには、例えば、何らかの制御エラーが発生した場合や、所定時間以上停車しているときなどに、制御電流を切る電流切断制御が格納されており、この電流切断制御で電流切断が必要と判断されたときは、目標減衰力値Ｄは出力せず、Ｇのラインから０Ａの信号を出力する。この結果、減衰力調整バルブ２５へは、電流が供給されない。
なお、電流切断制御では電流０Ａとしたが、実質的に後述のパイロットバルブ２８が移動しない程度の微弱電流を流してもよい。

次に、本発明の実施の形態に係る車両の前後左右の４箇所の車体と車軸の間に設けられる減衰力調整式緩衝器としての減衰力調整式油圧緩衝器１について説明する。
本発明の実施の形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器１は、図６に示すように、油液が満たされたシリンダ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との間に空気や窒素等のガスと油液が内部に入れられたリザーバ４が形成されている。
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内をシリンダ上室２Ａ（一端側の室）とシリンダ下室２Ｂ（他端側の室）との２室に画成されている。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。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。
なお、ピストンロッド６の中間部には、リバウンドストッパ６Ａが設けられている。

ピストン５には、シリンダ上下室２Ａ、２Ｂ間を連通させる縮み側ピストン油路１１、伸び側ピストン油路１２が設けられている。そして、縮み側ピストン油路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減衰力を殆ど発生しない逆止弁１３が設けられ、また、伸び側ピストン油路１２には、シリンダ上室２Ａ側の油液の圧力が所定高圧力（例えば、ピストン速度が１．５ｍ／ｓ以上で発生する圧力）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。なお、逆止弁１３で減衰力を発生させてもよく、またディスクバルブ１４は設けなくてもよく、これら逆止弁１３及びディスクバルブ１４は、所望の特性に応じて適宜設計される。

ベースバルブ１０には、シリンダ下室２Ｂとリザーバ４とを連通させる伸び側ベース油路１５、縮み側ベース油路１６が設けられている。そして、伸び側ベース油路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減衰力を殆ど発生しない逆止弁１７が設けられ、また、縮み側ベース油路１６には、シリンダ下室２Ｂ側の油液の圧力が所定圧力（例えば、ピストン速度が１．５ｍ／ｓ以上で発生する圧力）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。なお、逆止弁１７で減衰力を発生させてもよく、またディスクバルブ１８は設けなくてもよく、これら逆止弁１７及びディスクバルブ１８は、所望の特性に応じて適宜設計される。

シリンダ２には、上下両端部にシール部材１９を介してセパレータチューブ２０が外嵌されており、シリンダ２とセパレータチューブ２０との間に環状油路２１が形成されている。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。セパレータチューブ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、セパレータチューブ２０の開口２３及び外筒３の開口２４に減衰力調整バルブ２５が取付けられている。

減衰力調整バルブ２５について、図２を参照して説明する。円筒状のケース２６の一端部が外筒３に設けた開口２４に溶接によって固定されている。ケース２６内には、メインバルブ２７及びパイロットバルブ２８が一体化されたバルブユニット３０が挿入されている。

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３５を備えている。該ソレノイドケース３５は円筒状に形成されており、該ソレノイドケース３５内には、その内周面に当接する第１段付き円筒体３６と、該第１段付き円筒体３６の内周面に当接し該第１段付き円筒体３６の一端から突出される第２段付き円筒体３７とが収容される。
また、ソレノイドケース３５の第１段付き円筒体３６側にはコイル３８（ソレノイド）が収容されると共に、有底円筒状のガイド部材３９を介してコア４０が嵌合されて、コア４０がソレノイドケース３５にカシメによって固定されることで、コイル３８がソレノイドケース３５に固定される。コイル３８には、通電用のリード線４１が接続されて外部へ延出されている。

ソレノイドケース３５の一端部（コア４０側と反対側）とケース２６との間に環状室４４が形成され、該環状室４４は外筒３に設けた開口２４に連通しリザーバ４に連通する。また、第２段付き円筒体３７の大径部には凹部４５が形成され、該凹部４５に臨み径方向に延びる径方向油路４６が複数形成される。この第２段付き円筒体３７の凹部４５の外周が非通電時にパイロットバルブ２８の大径部６６が当接される段部４７となる。さらに、ソレノイドケース３５の一端部の周壁には、第２段付き円筒体３７に設けた各径方向油路４６と対向するように径方向に延びる油路４８が形成され、該各油路４８には、環状室４４側に油路５０を有する調整コマ５１がそれぞれねじ込まれる。

ソレノイドケース３５の一端開口には第１連通部材５５が取り付けられる。すなわち、該第１連通部材５５は、内部に第１凹部５６が形成された小径部５７と、内部に第１凹部５６に連通する軸方向油路５８が形成された中間径部５９と、内部に軸方向油路５８と連通する第２凹部６０が形成された大径部６１とからなる。そして、ソレノイドケース３５の一端開口の内周面に第１連通部材５５の小径部５７がねじ込まれ、該第１凹部５６内が弁室６２として機能する。

該弁室６２には、小径部６５及び大径部６６を有する略凸形状のパイロットバルブ２８（弁体）が軸方向に移動自在に収容されている。該パイロットバルブ２８内には、プランジャ６７に取り付けられた中空のロッド６８の先端部が軸方向に挿入されている。該パイロットバルブ２８の小径部６５の先端部には、第１連通部材５５の第１凹部５６の底部で軸方向油路５８の開口周辺のシート面６９（弁座）に離着座する環状のシート部８０が形成される。また、パイロッドバルブ２８の大径部６６と第１凹部５６の底部との間には、ばね特性が非線形特性を有するばね装置としてのばね要素６４が配置される。詳しくは、ばね要素６４はディスクスプリング７０ａ（ばね定数Ｋ１）及びコイルスプリング７１（ばね定数Ｋ２）を組み合せて構成され、大径部６６側からディスクスプリング７０ａ、コイルスプリング７１の順で配置される。ここで、ばね定数Ｋ１がばね定数Ｋ２よりも大きく設定することが望ましいが、ばね定数Ｋ１＋Ｋ２がＫ２より大きければよい。
ディスクスプリング７０ａの外周縁は、図２、図３及び図７に示すように、第１凹部５６の内周面の段部７３に当接している。なお、ディスクスプリング７０ａが撓わまない状態でのパイロットバルブ２８の先端の環状のシート部８０がシート面６９（弁座）から離間する距離は、図８に示す最大変位Ｌ１と同じ又はそれ以上とすることが望ましく、適宜設定される。
ここで、通常走行中の制御とは、停止状態も含み各種センサＳからの信号に応じて前記コントローラＣから目標減衰力値Ｄが出力される通常制御状態をいい、この場合、０．５Ａ〜２．０Ａが出力される。なお、この通常制御状態以外としては、車両のイグニッションキーがオフのときや、断線等で物理的に電流が流れない状態や、前述の長時間停車やフェール状態での電流遮断制御により電流が０Ａとなる状態等の非通電状態がある。

ディスクスプリング７０ａは、第１実施形態として、図３に示すように、第１凹部５６の内周面に設けられた段部７３の内径よりも若干大径の大径湾曲部７５ａと、段部７３の内径よりも若干小径の小径湾曲部７６ａとを周方向に交互に３箇所ずつ設け、小径湾曲部７６ａの周方向長さを大径湾曲部７５ａの周方向長さの３倍程度に設定した形状に形成される。図７に示すように、ディスクスプリング７０ａはその各大径湾曲部７５ａが段部７３に当接されるように全体が若干湾曲された状態で配置され、段部７３と各小径湾曲部７６ａとの間の隙間に油液の流れを許容する油路６３が形成される。
また、図４に示すように、第２実施形態として、ディスクスプリング７０ｂは、第１凹部５６の内周面に設けられた段部７３の内径よりも若干大径の外径を有する一対の大径湾曲部７５ｂ、７５ｂと、大径湾曲部７５ｂの直径よりも短い間隔で平行に延びる一対の直線部７６ｂ、７６ｂとを有する形状に形成される。第１実施形態と同様に、ディスクスプリング７０ｂはその各大径湾曲部７５ｂが段部７３に当接されるように全体が若干湾曲された状態で配置され、段部７３と各直線部７６ｂとの間の隙間に油液の流れを許容する油路６３が形成される。
さらに、図５に示すように、第３実施形態として、ディスクスプリング７０ｃは、第１凹部５６の内周面に設けられた段部７３の内径よりも若干大径の大径湾曲部７５ｃと、段部７３の内径よりも若干小径の小径湾曲部７６ｃとを周方向に交互に５箇所ずつ設け、小径湾曲部７６ｃの周方向長さを大径湾曲部７５ｃの周方向長さの１．５倍程度に設定した形状に形成される。第１及び第２実施形態と同様に、ディスクスプリング７０ｃはその各大径湾曲部７５ｃが段部７３に当接されるように全体が若干湾曲された状態で配置され、段部７３と各小径湾曲部７６ｃとの間の隙間に油液の流れを許容する油路６３が形成される。

ロッド６８は、プランジャ６７を貫通して該プランジャ６７に固定される。ロッド６８は、プランジャ６７の一端部を案内する有底円筒状のガイド部材３９の底部に形成されたガイド穴７７及び第２段付き円筒体３７内に摺動可能に挿入され、その先端部が第１連通部材５５の第１凹部５６内に収容されるパイロットバルブ２８に軸方向に挿入される。なお、ガイド穴７７の先端部分及び第２段付き円筒体３７内で凹部４５に近接する部分とロッド６８との間はシール部材９８、９９によりシールされており、ガイド穴７７の最先端の開口部分に弁体背圧室７８が形成される。弁体背圧室７８は、中空のロッド６８内の連通路７９を介して、パイロットバルブ２８の環状のシート部８０の内側に連通している。

ロッド６８の他端側に形成された段部には止め輪８２が固定されており、止め輪８２と、パイロットバルブ２８の大径部６６の一端面外周部から環状に突設させた当接部８３（図７参照）との間に環状のシート部材８４（図７も参照）及び板バネ８５（図７も参照）が介装されている。該シート部材８４及び板バネ８５は、外周部がパイロットバルブ２８の大径部６６の当接部８３に当接し、内周部が止め輪８２に当接している。

これにより、パイロットバルブ２８の閉弁時、すなわち、パイロットバルブ２８のシート部８０が、第１連通部材５５の第１凹部５６の底部で軸方向油路５８の開口周辺のシート面６９に着座した状態において、弁体背圧室７８は、ロッド６８の連通路７９を介して軸方向油路５８に連通するので、軸方向油路５８に対するパイロットバルブ２８の受圧面積は、シート部８０の内側の面積からロッド６８の断面積を差引いた面積となり、パイロットバルブ２８は、シート部８０の径だけでなく、ロッド６８の径によって軸方向油路５８に対する受圧面積を調整することができるので、パイロットバルブ２８の開弁特性の設定自由度、ひいては、減衰力調整バルブ２５の減衰力特性の設定自由度を高めることができる。また、プランジャ６７には、その両端に形成された室を互いに連通させる絞り通路８１が設けられており、その移動に適度な減衰力を作用させるようになっている。

第１連通部材５５の大径部６１の第２凹部６０に、第２連通部材８６の一端がねじ込まれて一体に結合される。一方、第２連通部材８６の他端はセパレータチューブ２０の開口２３に嵌合されて、第２連通部材８６に設けた軸方向に延びる主油路８７がセパレータチューブ２０内の環状油路２１に連通される。
第２連通部材８６には、主油路８７の内周面から周方向に間隔を置いて形成され斜め方向に延びる複数の分岐斜方向油路８８と、主油路８７から軸方向に連続して延びる分岐軸方向油路８９とが形成される。また、第２連通部材８６の一端面の径方向中央と、第１連通部材５５の第２凹部６０の底部の径方向中央とに、第２連通部材８６の分岐軸方向油路８９と第１連通部材５５の軸方向油路５８とを連通する主連通路９０を有する第３連通部材９１が嵌合される。該第３連通部材９１は、径方向突設部９２と軸方向突設部９３とからなる断面十字状に形成される。該第３連通部材９１の主連通路９０には、油路５０ａを有する調整コマ５１ａがねじ込まれる。なお、第３連通部材９１の径方向突設部９２には、主連通路９０とパイロット室９７とを連通する径方向油路１０１が形成される。

また、第２連通部材８６の主油路８７の内周面からそれぞれ延びる分岐斜方向油路８８の先端開口は、第２連通部材８６の一端面の外周部に弁座９４を突設させて設けた環状室９５に臨む。第２連通部材８６の一端面と第３連通部材９１の径方向突設部９２との間で軸方向突設部９３の周りには、メインバルブ２７の複数枚積層されたディスクバルブ３２の内周部がクランプされており、ディスクバルブ３２の外周部が環状の弁座９４に着座している。

さらに、ディスクバルブ３２の背面には、環状のシール部材９６が固着されており、シール部材９６は第１連通部材５５の第２凹部６０の小径内周面に液密的かつ摺動可能に嵌合されて、第１連通部材５５の第２凹部６０内にパイロット室９７が形成される。
なお、第１連通部材５５の第２凹部６０の周壁で、ディスクバルブ３２の外周端から径方向に延長する位置に、環状室９５と、ケース２６との間の環状室４４とを連通させる開口部１００が形成される。
そして、ディスクバルブ３２は、第２連通部材８６に設けた分岐斜方向油路８８からの油液の圧力を受けて撓んで弁座９４から離座（開弁）して、第２連通部材８６の環状室９５が前記環状室４４に連通される。このように、ディスクバルブ３２とパイロット室９７とでパイロット型（背圧型）の減衰弁を形成しており、パイロット室９７の内圧がディスクバルブ３２の閉弁方向に作用するようになっている。
また、上記コイル３８、プランジャ６７、第２段付き円筒体３７等でシート面６９（弁座）へパイロットバルブ２８（弁体）を押し付ける荷重を発生するアクチュエータを構成している。
さらに、軸方向油路５８、第１凹部５６、段部４７、油路５０、環状室４４等で、パイロット室９７の圧力をリザーバ４に排出する排出路を構成している。
また、この排出路の途中には、シート面６９（弁座）が設けられ、このシート面６９（弁座）に離着座するパイロットバルブ２８（弁体）と、パイロットバルブ２８（弁体）を押圧する前記アクチュエータとから圧力制御弁が構成されている。第１連通部材５５の側面には、弁室６２と環状室４４とを連通するリリーフ通路１０４が設けられ、このリリーフ通路１０４には、弁室６２から環状室４４への流れのみを許すボールとコイルスプリングとからなるリリーフ弁１０３が設けられている。このリリーフ弁１０３は、コイル３８が断線等して制御が不能となった際のディスクバルブ３２で発生する減衰力特性を決めるものである。
なお、リリーフ弁１０３の形式は、ボール弁に限らず、弁室６２から環状室４４への油液の流れに対し、抵抗力を発生させるものであれば、ディスクバルブ等であってもよい。

次に、以上のように構成した本発明の実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器１の作用を説明する。
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側がバネ下側に連結され、ピストンロッド６側がバネ上側に連結され、また、コイル３８のリード線４１がＥＣＵに接続される。

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１３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、セパレータチューブ２０の開口２３から減衰力調整バルブ２５の第２連通部材８６の主油路８７へ流れる。
そして、減衰力調整バルブ２５のディスクバルブ３２の開弁前においては、油液は、第２連通部材８６の分岐軸方向油流路８９、第３連通部材９１の主連通路９０内の調整コマ５１ａの油路５０ａ及び第１連通部材５５の軸方向油路５８を通り、パイロットバルブ２８を開弁させて弁室６２へ流れ、更に、第２段付き円筒体３７の各径方向油路４６、ソレノイドケース３５の各油路４８内の調整コマ５１の油路５０を通って環状室４４からリザーバ４へ流れる。また、第３連通部材９１の主連通路９０を流れる油液の一部は第３連通部材９１の径方向油路１０１を通ってパイロット室９７へ流れる。ここで、調整コマ５１ａの油路５０ａは、本発明の導入路を構成している。そして、第２連通部材８６の環状室９５内の圧力がディスクバルブ３２の開弁圧力に達すると、ディスクバルブ３２が開弁して、油液が第１連通部材５５の各開口部１００から環状室４４を通ってリザーバ室４へ流れる。

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。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。

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の伸び側ベース油路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減衰力調整バルブ２５を介してリザーバ４へ流れる。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。

これにより、ピストンロッド６の伸縮行程時共に、ディスクバルブ３２の開弁前（ピストン速度が０．１ｍ／Ｓ以下程度の微低速域）においては、パイロットバルブ２８によって減衰力が発生し、ディスクバルブ３２の開弁後（ピストン速度通常速度域）においては、その開度に応じて減衰力が発生する。そして、コイル３８への通電電流によってプランジャの推力を変化させ、パイロットバルブ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（但し、現実的には、同じ通電電流でもピストン速度に応じて若干減衰力は増加する）。このとき、パイロットバルブ２８の開弁圧力によってパイロット室９７の内圧が調整されるので、ディスクバルブ３２の開弁圧力を同時に調整することができ、これにより、減衰力特性の調整範囲を広くすることができる。

そして、コイル３８への通電電流によってパイロットバルブ２８の開弁圧力を調整する通常制御状態では、ばね要素６４の内、ばね定数Ｋ１を有するディスクスプリング７０ａ（７０ｂ、７０ｃ）の付勢力とばね定数Ｋ２を有するコイルスプリング７１の付勢力の合力が作用して、コイル３８からの推力と、コイルスプリング７１及びディスクスプリング７０ａ（７０ｂ、７０ｃ）による付勢力との合力「合力＝コイル３８による推力−（ディスクスプリング７０ａの付勢力＋コイルスプリング７１の付勢力）」が、パイロットバルブ２８の開弁圧力として作用する。
一方、電流切断制御中である非通電状態では、パイロットバルブ２８の閉方向への推力が失われ、ディスクスプリング７０ａ（７０ｂ、７０ｃ）が第１連通部材５５の第１凹部５６に設けた段部７３から逸脱してその付勢力を失い、ばね定数Ｋ２を有するコイルスプリング７１の付勢力によってパイロットバルブ２８が後退して、第２段付き円筒体３７の段部４７に当接して、弁室６２と、第２段付き円筒体３７の各径方向油路４６及びソレノイドケース３５の各油路４８とがオリフィス１０２（図７参照）によって連通される。なお、ピストン速度の上昇等によって弁室６２の圧力が上昇してリリーフ弁１０３の開弁圧に達すると、リリーフ弁１０３が開弁してその圧力を環状室４４へリリーフする。
このリリーフ弁１０３が開弁する際の減衰力は、本発明のサスペンション装置が設けられる車両において、パッシブな油圧緩衝器を用いる場合に設定される減衰力と同程度の減衰力が望ましく、これは、最低制御電流のときの発生する減衰力よりも大きな値となる。

次に、ばね要素６４とアクチュエータの推力（コイル３８による推力）の設定について、図８を用いて説明する。
本発明の実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器１において図８には、パイロットバルブ２８の位置Ｌに対する各荷重Ｆの関係を線図に示す。なお、図中Ｙ軸は、パイロットバルブ２８（弁体）がシート面６９（弁座）に押し付けられる方向を正で表し、離間方向を負で表す。図中一点鎖線は、ばね要素６４が作用するばね力を示す。パイロットバルブ２８の閉弁位置Ｌ０から通常制御状態で想定される最大のパイロットバルブ２８の開弁位置Ｌ１までにおいては、パイロットバルブ２８にはその開方向に向かって並列に配置されたディスクスプリング７０ａ(７０ｂ、７０ｃ）とコイルスプリング７１の合力Ｂ２が付勢力として作用するために、ばね定数（傾き）が大きくなっている。パイロットバルブ２８がＬ１より離れた位置に変位すると、コイルスプリング７１のみの力Ｂ１となるので、ばね定数（傾き）が小さくなる。ここで、パイロットバルブ２８の最大変位可能位置Ｌｍａｘにおいても、コイルスプリング７１がＦ１だけ作用するように設計されているので、非通電状態では、パイロットバルブ２８が最大変位可能位置Ｌｍａｘに押し付けられた状態となる。
次に細い実線ＳＳは、通常制御状態で最も低い減衰力（ソフト特性）を得るためコイル３８に流す最低制御電流である０．５Ａを供給したときのコイル３８による推力を示す。また、細い実線ＳＨは、通常制御状態で最も大きな減衰力（ハード特性）を得るためコイル３８に２．０Ａ（最大制御電流）供給したときのコイル３８の推力を示す。
太い実線ＤＳは、コイル３８に０．５Ａ供給したときのパイロットバルブ２８の荷重を示すもので、コイル３８による推力とばね要素６４が作用するばね力Ｂ２を足し合わせたものである。ここで、通常の圧力制御弁であれば、軸方向油路５８の圧力が低い場合（ピストン速度が低い状態）は、パイロットバルブ２８はシート面６９（弁座）に着座した状態となるので、ソフト状態の荷重ＤＳのＬ０の値は、ＤＳ＞０となるが、本発明においては、ＤＳ＜０となっている。よって、パイロットバルブ２８は、コイル３８による推力とばね要素６４が作用するばね力Ｂ２が釣合う位置ＬＳに位置する。
コイル３８に供給する電流を増加させていくと、パイロットバルブ２８は次第にシート面６９（弁座）に近づき、その後着座する。さらに、電流を増加させるとパイロットバルブ２８の開弁圧が高まり、最大荷重ＤＨまで増加する。
このような、各電流条件において、軸方向油路５８の圧力が高まると、パイロットバルブ２８がシート面６９（弁座）から離間していく。そして、油路５０ａの通路面積とパイロットバルブ２８の開弁の面積とが近くなると、軸方向油路５８の圧力が上昇しなくなりパイロットバルブ２８は、それ以上変位しなくなる。
ここで、仮に、ディスクスプリング７０ａ(７０ｂ、７０ｃ)を無くしてコイルスプリング７１のみとし、ソフト状態のパイロットバルブ２８の初期位置をＬＳにするように設定した場合、ソフト状態の荷重は、ＤＳ’となる。この場合は、ソフト状態の電流は０．５Ａより低い値となる。しかし、ソフト状態の荷重は、ＤＳ’のように傾きが小さくなると、コイル３８による推力やコイルスプリング７１、ディスクスプリング７０ａのばね荷重のばらつきに対するパイロットバルブ２８の位置変化の割合が大きく、製品によって減衰力が大きく異なってしまい、一製品毎に細かな調整が必要となり、安定した製品を供給するための管理工数が大きくなるという課題があった。しかし、荷重ＤＳの傾きを大きくするとソフト状態のパイロットバルブ２８の釣り合い位置を安定させることができ、ひいては、所望のソフト時減衰力特性を安定して得られる。また、ばね定数のばらつきや組付時の荷重のばらつきも小さくすることができ、精度の高い減衰力特性が得られる。しかも、ばね定数が高いディスクスプリング７０ａ（７０ｂ、７０ｃ）の付勢力が作用するので、パイロットバルブ２８のチャタリング振動も低減することができる。

一方、Ｌ０からＬｍａｘまで全域でばね定数をＢ２’のように大きくした場合は、ソフト状態の荷重ＤＳは、上記実施の形態と同様の傾きの特性が得られる。このときのソフト状態の最低制御電流は０．５Ａより大きい値となる。そして、上記実施の形態と同様のコイル３８を用いたときは、最大制御電流２．０Ａを流したときの最大荷重は、ＤＨ’となり、上記実施形態のハード状態の荷重ＤＨより小さい値となる。よって、減衰力の可変幅が上記実施形態Ｗに比べ、Ｗ’のように狭くなり、減衰力の可変幅という性能が低下する。また、ソフト状態等の電流が大きくなるので、消費電力が大きくなってしまう。
このように、上記実施形態のようにばね要素６４をＬ０近傍では、ばね定数を大きくし、最大のパイロットバルブ２８の開弁位置Ｌ１以上ではばね定数小さくすることにより、消費電力を小さくし、また、ばね要素６４、ソレノイド等のばらつきに対する製品毎の減衰特性の個体差を小さくすることが可能である。
また、減衰力可変幅の拡大によりセミアクティブサスペンションによる制御性能を向上させることができる。

このように、本発明の実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器１では、特に、パイロットバルブ２８の大径部６６と、第１連通部材５５の第１凹部５６の底部との間に、ばね要素６４として、ばね定数Ｋ１を有するディスクスプリング７０ａ（７０ｂ、７０ｃ）及びばね定数Ｋ２を有するコイルスプリング７１を配置するので、減衰力ソフト時における安定した減衰力特性を得ると共に、所望の減衰力可変幅を得ることができる。
また、上記実施の形態では、コイルスプリングよりばね定数の高いディスクスプリングを弁体が弁座に着座する位置で作用させる構成とした。ここで、ディスクスプリングは水平に動作するので、シート部に対し水平に着座することができるというメリットをもつ反面、長いストロークに対応させるのは難しいというデメリットをもつ。これに対し、コイルスプリングは、長いストロークをとることができるというメリットをもつ反面、偏加重がかかり、水平に着座させるのが難しいというデメリットをもつ。本発明の実施の形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器１では、これらのメリット、デメリットを考慮し、コイルスプリングよりばね定数の高いディスクスプリングを用いこのディスクスプリングを弁体が弁座に着座する位置で作用させる構成としたので、着座する瞬間には、ディスクスプリングの影響度が高くなり水平着座を可能とする。これに対し、パイロットバルブ２８が段部４７に当接するときは、非通電状態であり、コイルスプリングの偏加重によりパイロットバルブ２８と段部４７との間に多少隙間が生じ、減衰力特性に多少影響が出てもさほど問題は生じない。よって、Ｌ０近傍では、ディスクスプリング７０ａの付勢力が作用するようにし、非通電状態では、コイルスプリング７１の付勢力が作用するようにしたことにより、それぞれのスプリングがもつ機能を発揮することができる。
このディスクスプリング７０ａとコイルスプリング７１の組み合わせについては、最低制御電流であっても、弁体が弁座に接触するような通電制御を行うサスペンション装置に用いても効果を得ることが可能である。

なお、本発明の実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器１では、ばね特性が非線形特性を有するばね要素６４を、ディスクスプリング７０ａ（７０ｂ、７０ｃ）とコイルスプリング７１との組み合わせで構成したが、コイルスプリング７１のみに非線形特性のばね特性を持たせることで、上述した作用効果を奏することは言うまでもない。
なお、本発明の実施の形態では、作動流体として油を用いたものを示したが、それに限らず、水などの液体、空気やガスなどの気体でもよいのはもちろんである。
さらに、上記実施の形態では、シリンダ上室とリザーバとの間に減衰力調整バルブを1つ設ける構造を示したが、これに限らず、シリンダ下室とリザーバとの間にも減衰力調整バルブを設けることで、伸び側と縮み側の減衰力を独立に制御することも可能である。この場合、ピストン部には、伸縮共にリリーフバルブを設けることが望ましい。また、ピストン部に減衰力調整バルブを設けてもよい。
さらに、上記実施形態では、パイロット式メインバルブとして環状のシール部材９６が設けられたディスクバルブ３２を用いた例を示したが、これに限らず、上下にリフトする実質的に撓まない環状ディスクと、この環状ディスクを閉弁方向に付勢するコイルばねにより構成してもよい。また、径方向油路１０１を広げて、パイロット室９７と軸方向油路５８とを１つの油室として構成してもよい。
上記実施形態においては、４輪車の４輪に減衰力調整式油圧緩衝器１を設け、本発明を適用した例を示したが、例えば、後２輪のみまたは前２輪のみに本発明を適用してもよい。また、２輪車、３輪車、４輪以上の車両に本発明を適用してもよい。

Claims (5)

1. 車両の車体と車軸との間に設けられ減衰力調整バルブを有する減衰力調整式緩衝器と、
   前記車両に設けられ車両の運動状態に関する信号を出力する検出装置と、
   前記車両の通常走行中に前記信号に基づき減衰力目標値に対応した０でない最低制御電流と最大制御電流との間の制御電流を前記減衰力調整バルブに出力する制御装置とからなるサスペンション装置において、
   前記減衰力調整バルブは、
   減衰力を発生するメインバルブと、
   前記メインバルブを閉じる方向にパイロット圧を作用させるパイロット室と、
   前記パイロット室にパイロット圧を導く導入路と、
   前記パイロット室のパイロット圧を排出する排出路と、
   該排出路に設けられた圧力制御弁とからなり、
   該圧力制御弁は、
   前記排出路に設けた弁座と、
   前記弁座に離着座する弁体と、
   前記制御電流に対応して前記弁体を前記弁座に押付ける荷重を発生し、前記パイロット室の圧力に抗して前記弁体を押圧するアクチュエータと、
   前記弁体を前記弁座から離間させる方向に作用するばね装置とからなり、
   前記ばね装置のばね定数を、前記弁体が前記弁座に近い位置範囲（Ｌ０〜Ｌ１）では大きくし、前記弁体が前記弁座に近い位置範囲（Ｌ０〜Ｌ１）より前記弁座から離れた位置範囲（Ｌ１〜Ｌｍａｘ）では前記弁体が前記弁座に近い位置範囲より小さくし、
   前記最低制御電流を、前記弁体が前記弁座に近い位置範囲（Ｌ０〜Ｌ１）の間で、かつ前記弁座から離間する位置で前記弁体と前記ばね装置とが釣り合う電流値とし、通常走行中に最も低い減衰力を発生させることを特徴とするサスペンション装置。
2. 前記制御装置は、通常走行中の制御とは別に、電流を出力しない電流遮断制御を有し、前記減衰力調整バルブは、前記弁体が前記弁座から最も離間した際に前記最も低い減衰力より高い減衰力を発生することを特徴とする請求項１に記載のサスペンション装置。
3. 前記ばね装置は、前記弁体に常に作用するコイルスプリングと前記弁体が前記弁座から前記近い側の位置でのみ作用するディスクスプリングとから構成されることを特徴とする請求項１に記載のサスペンション装置。
4. 前記最低制御電流は、前記ディスクスプリングが作用する制御電流であることを特徴とする請求項３に記載のサスペンション装置。
5. 前記減衰力調整式緩衝器は、油液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一端から外部に延出されたピストンロッドと、前記シリンダに接続されたリザーバとからなり、
   前記メインバルブは、前記シリンダ内の前記一端の室と前記リザーバの間に設けられたことを特徴とする請求項１に記載のサスペンション装置。

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