JP6378027B2 - 緩衝器 - Google Patents

Description

本発明の実施の形態は、シリンダ内のピストンの摺動による作動流体の流れを制御して減衰力を発生させる減衰力発生装置を備える緩衝器に関する。

例えば、自動二輪車の後輪を車体に対して懸架するリアクッションとして使用される緩衝器には、作動流体であるオイル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、該ピストンに連結されてシリンダの外部へ延出されたピストンロッドとを備え、シリンダ内のピストンの摺動によるオイルの流れを制御して減衰力を発生させる減衰力発生装置を備えた緩衝器がある。

かかる緩衝器において、減衰力を調整するための制御弁としては、例えば、スプリング等の付勢手段によって開弁方向に付勢された弁体と、該弁体が着座する弁座と、ソレノイドの推力によって弁体を閉弁方向に移動させて弁座に着座させるアクチュエータを備えた構成のものが知られている。

上記の構成の制御弁を備えた緩衝器においては、アクチュエータであるソレノイドに供給される電流を制御して該ソレノイドの推力により弁体を弁座に着座させる閉弁方向への荷重を調整し、弁体の開度を制御して油圧を調整することによって、減衰力を調整する。

上記構成の緩衝器において、何らかの原因でソレノイドが故障し、ソレノイドへの通電が遮断されて該ソレノイドが推力を発生しないフェイル時には、制御弁の弁体が付勢手段の付勢力によって移動して弁体が全開状態となるため、調整されていた部分の油圧が低下し、減衰力が急減して、車両の操縦安定性が害される等の問題が発生する。

そこで、特許文献１には、図２３に示すような緩衝器が提案されている。尚、図２３は特許文献１において提案された緩衝器の要部断面図であって、（ａ）は通常時の状態を示し、（ｂ）はフェイル時の状態を示す。

特許文献１において提案された緩衝器においては、シリンダ内のピストンの摺動によって生じるオイルの流れを制御して減衰力を発生させるメインバルブの背圧を制御するための制御弁を構成する弁体１７０は、付勢手段であるバルブスプリング１７３によって開弁側（図２３の右方）に付勢されており、該弁体１７０の後端面（図２３の右端面）には環状のシートディスク１９０が当接して固定されている。そして、弁体１７０の下流側には円環シート状のフェイルバルブ１７５が配置されており、該フェイルバルブ１７５は、その外周部がパイロットバルブ部材１４８と保持部材１４９によってクランプされて固定されている。

又、弁体１７０は、アクチュエータである不図示のソレノイドが発生する推力によって軸方向（図２３の左右方向）に移動する作動ロッド１６７の先端に取り付けられている。ソレノイドが正常に動作する通常時には、弁体１７０は、ソレノイドの推力によって移動して図２３（ａ）に示すようにパイロットバルブ部材１４８のポート１７１の周縁に離間し又は着座することにより該ポート１７１を開閉している。尚、この通常時には、弁体１７０とこれに当接されたシートディスク１９０は、フェイルバルブ１７５から離間しているためにパイロット流路１５０は常開状態にある。

ソレノイドが正常に動作する通常時において、ソレノイドへの供給電流を制御して弁体１７０の開弁圧力を調整することによって不図示のパイロット室の内圧（メインバルブの背圧）を調整し、これによって不図示のメインバルブの開度を制御して減衰力を調整することができる。

コイルの断線等によってソレノイドが正常に動作しないフェイル時には、ソレノイドは推力を発生しないために弁体１７０とこれに当接するシートディスク１９０がバルブスプリング１７３の付勢力によって図２３（ｂ）に示すように開弁方向（図２３の右方）に移動し、シートディスク１９０の外周部がフェイルバルブ１７５の内周部に当接してパイロット流路を閉じる。そして、この状態においてパイロット室の内圧が所定値に達すると、フェイルバルブ１７５が図２３（ｂ）に点線にて示すように外周部を中心として撓んで流体を流すため、この流体の流動抵抗によってパイロット室の内圧の急減が防がれ、これによってメインバルブの開度の急増による減衰力の急低下が防がれる。

特開２０１１−０７５０６０号公報

特許文献１において提案された減衰力調整式緩衝器によれば、ソレノイドが正常に動作しないフェイル時における減衰力の急変を防ぐフェイル機能を果たすことができるが、ソレノイドが正常に動作する通常時には、図２３（ａ）に示すようにパイロット流路１５０が常開状態となって、フェイルバルブ１７５はチェック弁機能を果たさないため、パイロット流路１５０を流体が逆流する可能性がある。また、フェイル時における弁体１７０の停止位置とフェイルバルブ１７５の設置位置の誤差などにより、フェイルバルブ１７５の減衰力にばらつきが生じる可能性もある。

本発明は、フェイル機能を実現するための新たな構成を提案するものであって、フェイルセーフ機能とチェック弁機能を兼備し、かつフェイル時における減衰力の安定化を図ることのできる緩衝器を提供することを目的とする。

実施形態の緩衝器は、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嵌装されたピストンと、該ピストンに連結されて前記シリンダの外部へ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生じる流体の流れを制御する弁機構とを備えた緩衝器において、前記弁機構は、付勢手段によって流体の流れる流路の開弁方向に付勢される弁体と、前記弁体が着座することにより前記流路が閉じられる弁座と、ソレノイドの推力によって前記弁体を閉弁方向に移動させるアクチュエータと、前記弁体の閉弁方向に第１の弾性体によって付勢されると共に前記弁体に少なくともその一部が着座し又は離間することにより前記流路を開閉可能にするフェイルバルブとを備え、流体が前記弁体の開弁方向に流れない場合には、前記フェイルバルブは前記第１の弾性体によって付勢されることにより前記弁体に当接して前記流路を閉じ、流体が前記弁体の開弁方向に流れる場合には、前記フェイルバルブは流体圧により前記弁体から離間して前記流路を開き、更に前記弁体が前記弁座から開弁方向に最も移動した時、前記フェイルバルブは、前記弁体に当接されて前記流路が閉じられ、前記弁体に該フェイルバルブの一部を支持する支持部が生じると共に、流体が前記弁体の開弁方向に流れる場合には、前記弁体における前記支持部以外の非支持部と当接する該フェイルバルブの少なくとも一部が流体圧により前記弁体から離間して前記流路を開くことを特徴とする。

本発明によれば、フェイルセーフ機能とチェック弁機能を兼備し、かつフェイル時における減衰力の安定化を図ることのできる緩衝器を提供することができる。

第１実施形態の緩衝器の縦断面図である。 図１のＡ−Ａ線断面図である。 図２のＹ部拡大詳細図である。 第１実施形態の緩衝器の減衰力発生装置の概略構成を示す模式図である。 第１実施形態の緩衝器の油圧回路図である。 第１実施形態の緩衝器の減衰力発生装置における圧側行程時のオイルの流れを示す図２のＹ部拡大詳細図である。 第１実施形態の緩衝器の減衰力発生装置における伸側行程時のオイルの流れを示す図２のＹ部拡大詳細図である。 フェイル時のフェイルバルブの状態を示す要部拡大詳細図である。 ピストン速度に対する圧側減衰力及び伸側減衰力の変化をコイルへの供給電流をパラメータとして示す図である。 フェイルバルブを付勢するバネとフェイルバルブの弾性率の関係を示す図である。 フェイルバルブを付勢するバネとフェイルバルブの弾性率の他の例を示す図である。 フェイルバルブの他の構成例を示す図である。 フェイルバルブの他の構成例を示す図である。 フェイルバルブにオリフィスを設けた構成例を示す図である。 弁体にオリフィスを設けた構成例を示す図である。 フェイルバルブと弁体との間にオリフィスを設けた構成例を示す図である。 弁座にオリフィスを設けた構成例を示す図である。 フェイルバルブの他の構成例を示す図である。 フェイルバルブの他の構成例を示す図である。 第２実施形態の緩衝器の油圧回路図である。 第３実施形態の緩衝器の油圧回路図である。 第４実施形態の緩衝器の油圧回路図である。 従来の油圧緩衝器要部の縦断面図である。

以下に本発明の実施の形態を、図面を参照して説明する。

［緩衝器の構造］
図１は、第１実施形態の緩衝器１の縦断面図、図２は、図１のＡ−Ａ断面図、図３は、図２のＹ部拡大詳細図である。

第１実施形態の緩衝器１は、自動二輪車の後輪を車体に対して懸架する倒立型のリアクッションである。緩衝器１は、図１に示すように、車体側に取り付けられたシリンダ２の内部に車軸側に取り付けられたピストンロッド３の一部を下方から挿入し、シリンダ２とピストンロッド３との間に不図示の懸架スプリングを介装して構成されている。

シリンダ２は、同心状の二重管を成す内筒２ａと外筒２ｂによって構成されている。シリンダ２の上端部には、ダンパケース部４が取り付けられている。このダンパケース部４には、後述するリザーバ３０と減衰力発生装置４０が設けられている。ダンパケース部４の一部は、車体側取付部２４を構成している。この車体側取付部２４には、円筒状のラバーブッシュ５が横方向（図１の左右方向）に挿通して保持されている。ラバーブッシュ５の内側には、略円筒状のカラー６が横方向に挿通して保持されている。そして、シリンダ２の上端部は、車体側取付部２４に挿通して保持されたカラー６に挿通する軸によって自動二輪車の車体に取り付けられる。

ピストンロッド３の下端部には、車軸側取付部材７が螺着されている。更に、車軸側取付部材７は、ロックナット８によって強固に結着されている。ピストンロッド３の下端部は、車軸側取付部材７に横方向（図１の左右方向）に挿通して保持された円筒状のカラー９に挿通する軸を介して自動二輪車の後輪支持部材に取り付けられている。なお、ピストンロッド３の下端部の車軸側取付部材７の直上には、最圧縮状態における緩衝器１の底付きを防ぐためのバンプラバー１０がピストンロッド３に挿通して固定されている。

シリンダ２の内筒２ａ内に臨む、ピストンロッド３の上端部には、ピストン１１がナット１２によって結着されている。ピストン１１は、その外周に保持されたピストンリング１３を介して内筒２ａの内周を上下方向に摺動可能に嵌合されている。

シリンダ２の内筒２ａ内の空間は、ピストン１１によって上側のピストン側油室Ｓ１と下側のロッド側油室Ｓ２とに区画されている。これらのピストン側油室Ｓ１とロッド側油室Ｓ２には、作動流体であるオイルが充填されている。

また、図１に示すように、シリンダ２の外筒２ｂの下面開口部のピストンロッド３が挿通する部分には、キャップ１４が取り付けられている。外筒２ｂの下端部の内周には、中心をピストンロッド３が上下方向に摺動可能に貫通するロッドガイド１５が嵌着されている。そして、ロッドガイド１５の上端開口部の内周には、リバウンドラバー１６が嵌着されている。ロッドガイド１５の中間部の内周には、オイルシール１７が嵌着され、下端部の外周には、ダストシール１８が嵌着されている。なお、シリンダ２からのオイルの漏出は、オイルシール１７のシール作用によって防止され、ダストのシリンダ２内への侵入は、ダストシール１８のシール作用によって防止される。

ダンパケース部４には、図１に示すように、シリンダ２の内筒２ａ内に形成されたピストン側油室Ｓ１に開口する油孔１９が形成されている。ピストン側油室Ｓ１は、油孔１９を介して後述する減衰力発生装置４０の第１油室Ｓ３（図２参照）に連通している。また、シリンダ２の内筒２ａと外筒２ｂとの間には、円筒状の流路２０が形成されている。この流路２０の一端（下端）は、内筒２ａの下端部に形成された複数の油孔２１を介してロッド側油室Ｓ２に連通している。一方、流路２０の他端（上端）は、外筒２ｂの上端に形成された複数の油孔２２、及びダンパケース部４と外筒２ｂとの間に形成された流路２３を介して、後述する減衰力発生装置４０の第２油室Ｓ４（図２参照）に連通している。

第１実施形態の緩衝器１においては、シリンダ２の上端に被着されたダンパケース部４は、図２に示すように、ダンパケース２５とダンパケース２６とを備え、シリンダ２の外部に設けられる。また、ダンパケース２５側の内部に設けられたリザーバ３０と、ダンパケース２６側の内部に設けられた減衰力発生装置４０とが並設されている。図２において、ダンパケース２５とダンパケース２６は、一体として構成されているが、これに限定されることなく分離されていてもよい。

リザーバ３０は、図２に示すように、ダンパケース２５の有底筒状の凹部２５ａと、その開口部に被着されたチャンバキャップ３１とによって画成される空間内に、袋状のブラダ３２を備えている。ここで、ブラダ３２は、ゴム等の弾性体によって袋状に成形され、膨張及び収縮が可能な部材である。ブラダ３２の開口部の内周縁は、チャンバキャップ３１の外周に嵌着され、ダンパケース２５の開口部の内周との間に挟持されている。なお、ブラダ３２の内部には、エア等のガスが充填されている。そして、リザーバ３０のブラダ３２の外部の空間は、リザーバ油室Ｓ５を構成している。そのリザーバ油室Ｓ５の内部には、作動流体であるオイルが充填される。

次に、減衰力発生装置４０の構成の詳細を図２及び図３を参照して説明する。

減衰力発生装置４０は、図２に示すように、有底筒状のダンパケース２６と、このダンパケース２６の端部開口部の内周に一端側が嵌着されたケース５１とを備える。そして、ダンパケース２６の凹部２６ａの一端側から他端側に向かって、バルブストッパ４１、圧側出口チェック弁４２、弁座部材４３、伸側入口チェック弁４４、圧側入口チェック弁４５、メインバルブ部材４６、伸側出口チェック弁４７、バルブストッパ４８、弁座部材４９を軸方向に順次収容するとともに、これらの構成部材の中央に、ロッド５２及び通路部材５４を備える。更に、減衰力発生装置４０は、弁座部材４９に隣接してケース５１内に、アクチュエータであるソレノイド部５０を備える。上記した構成を備える減衰力発生装置４０において、減衰力を発生するバルブ部４０ａ及びこのバルブ部４０ａが発生する減衰力を調整する背圧調整部４０ｂが構成される。

まず、バルブ部４０ａについて説明する。

バルブ部４０ａは、図２に示す軸方向の一端側から順に、圧側出口チェック弁４２と、弁座部材４３と、伸側入口チェック弁４４と、第１の圧力室ＰＳ１と、圧側入口チェック弁４５と、メインバルブ５５と、メインバルブ部材４６と、ディスタンスカラー５３と、伸側出口チェック弁４７と、第２の圧力室ＰＳ２とを備える。

バルブストッパ４１、圧側出口チェック弁４２及び弁座部材４３の軸中心部には、ロッド５２が貫通している。ダンパケース２６の凹部２６ａ内の一端側の端部には、弁座部材４３によって区画された第２油室Ｓ４が形成されている。この第２油室Ｓ４は、前述したように、流路２３、油孔２２、流路２０及び油孔２１（図１参照）を介してロッド側油室Ｓ２（図１参照）に連通している。

弁座部材４３には、他端側が開口する凹状の空間４３ａが形成されている。また、弁座部材４３には、軸方向に貫通する複数の油孔４３ｂと、空間４３ａに開口する斜めの複数の油孔４３ｃと、空間４３ａに開口する径方向の複数の油孔４３ｄとが形成されている。ここで、油孔４３ｂは、伸側入口チェック弁４４によって選択的に開閉され、油孔４３ｃは、圧側出口チェック弁４２によって選択的に開閉される。この圧側出口チェック弁４２は、ディスクバルブを複数積み重ねることによって形成されている。また、油孔４３ｄは、ダンパケース２６の凹部２６ａ内で、弁座部材４３、メインバルブ部材４６、及び弁座部材４３とメインバルブ部材４６との間に嵌着された円筒状のディスタンスカラー５３によって区画される円環状の油室Ｓに開口している。この油室Ｓは、ダンパケース２６に形成された連通路２６ｂを介して、リザーバ３０のリザーバ油室Ｓ５に連通している。

メインバルブ部材４６の内部には、図３に示すように、大小異径の凹部４６ａ，４６ｂが形成されている。これらの凹部４６ａ，４６ｂには、大小異径の円柱状の通路部材５４が収容されている。そして、通路部材５４の大径部５４ａの外周には、他端が外周側に突出した略円筒状のメインバルブ５５が軸方向に摺動可能に嵌装されている。

メインバルブ５５の他端の外周は、メインバルブ部材４６の大径側の凹部４６ａの内周に摺動可能に嵌合されている。ここで、メインバルブ５５の外周とメインバルブ部材４６の大径側の凹部４６ａの内周との間には、円環状の流路５６が形成されている。このメインバルブ５５は、シリンダ２内のピストン１１の摺動によるオイルの流れを、その開閉により制御して減衰力を発生させている。また、メインバルブ５５は、実施の形態の緩衝器１では、略筒状をしている。このメインバルブ５５は、弁座部材４３に対して軸方向の他端側へ離間し又は弁座部材４３に対して軸方向の一端側が着座することによりメインバルブ５５と弁座部材４３との隙間を開閉し、隙間５９から隙間８０へのオイルの流通を可能にしている。このため、メインバルブ５５は、軸方向の他端側に開くことが可能なようにメインバルブ部材４６の凹部４６aに摺動される他端側のガイド面５５ｂの外径よりも、一端側の着座部５５ｃの外径が内側にある必要がある。すなわち、メインバルブ５５は、軸方向の他端側の外径よりも軸方向の一端側の外径が内側にあることになる。これにより下面５５ｄが、第１の圧力室ＰＳ１である隙間５９の油圧に対する受圧面積の一部となり、メインバルブ５５は、軸方向の他端側へ開弁圧を受けることになる。

メインバルブ部材４６には、軸方向に貫通する油孔４６ｃと、斜めの油孔４６ｄが形成されている。通路部材５４の大径部５４ａには、軸方向に貫通する油孔５４ｃが形成されており、通路部材５４の小径部５４ｂには、軸方向に延びる油孔５４ｄが形成されている。そして、通路部材５４の大径部５４ａには、油孔５４ｄから径方向外方に向かって延び、後述するパイロット室５７に開口する油孔５４ｅが形成されている。

ダンパケース２６の凹部２６ａ内の軸方向の中間部には、メインバルブ部材４６、バルブストッパ４８及び弁座部材４９によって区画された環状の第１油室Ｓ３が形成されている。

前述したように、ディスタンスカラー５３と、弁座部材４３と、メインバルブ部材４６と、メインバルブ５５とで囲まれた空間に隙間５９が形成されている。この隙間５９には伸側入口チェック弁４４と圧側入口チェック弁４５が設けられている。これらの伸側入口チェック弁４４と圧側入口チェック弁４５は、これらの間に介装された板バネ６０によって弁座部材４３の油孔４３ｂとメインバルブ部材４６の油孔４６ｃをそれぞれ閉じる方向に付勢されている。なお、弁座部材４３の油孔４３ｂは、第２油室Ｓ４に常時開口しており、メインバルブ部材４６の油孔４６ｃは、第１油室Ｓ３に常時開口している。

メインバルブ部材４６に斜めに形成された油孔４６ｄは、通路部材５４の油孔５４ｃに連通しており、伸側出口チェック弁４７によって選択的に開閉される。

通路部材５４の小径部５４ｂの外周側には、メインバルブ部材４６と、伸側出口チェック弁４７と、バルブストッパ４８との間に形成される流路６１が軸方向に延びている。そして、この流路６１は、バルブストッパ４８と弁座部材４９との間に形成された階段状の流路６２に連通している。

ここで、第１の圧力室ＰＳ１は、図３に示すように、隙間５９及び流路５６によって形成される。一方で、第２の圧力室ＰＳ２は、弁座部材４３、通路部材５４、メインバルブ５５及びロッド５２で形成される隙間８０と、油孔４３ｃと、空間４３ａと、油孔５４ｃと、流路６１と、油孔４６ｄと、流路６２と、油孔４９ｃと、空間７４と、油孔７７ａと、空間７２とを備える。この第１の圧力室ＰＳ１と第２の圧力室ＰＳ２は、メインバルブ５５を境界に隔てられている。また、圧側入口チェック弁４５及び伸側入口チェック弁４４は、第１の圧力室ＰＳ１へのオイルの流入のみを許容している。また、圧側出口チェック弁４２及び伸側出口チェック弁４７は、第２の圧力室ＰＳ２からのオイルの流出のみを許容している。そして、第１の圧力室ＰＳ１と第２の圧力室ＰＳ２とが略二重環状に形成されている。実施の形態の緩衝器１では、第１の圧力室ＰＳ１が外環側であり、第２の圧力室ＰＳ２が内環側である。しかし、これに限定されることなく、第１の圧力室ＰＳ１と第２の圧力室ＰＳ２とが略二重環状である構造は、第１の圧力室ＰＳ１が内環側であり、第２の圧力室ＰＳ２が外環側であってもよい。なお、油孔４９ｃ、空間７４、油孔７７ａ及び空間７２については、後に詳しく説明する。

次に、背圧調整部４０ｂについて説明する。

背圧調整部４０ｂは、メインバルブ５５の油孔５５ａと、パイロット室５７と、板バネ５８と、通路部材５４と、バルブストッパ４８と、弁座部材４９の油孔７１と、減衰力調整部７０とを備える。

油孔５５ａは、メインバルブ５５に形成され、メインバルブ５５の外周に形成された流路５６とパイロット室５７とを連通させる。パイロット室５７は、円環状の形状を有し、メインバルブ部材４６の大径側の凹部４６ａ内におけるメインバルブ５５の背面側（図３の他端側）において、メインバルブ５５と通路部材５４の大径部５４ａとによって区画されることで形成される。板バネ５８は、パイロット室５７に収容されるとともに、メインバルブ５５を閉弁側（メインバルブ５５の一端側の着座部５５ｃが弁座部材４３の端面に着座する側）に付勢している。このパイロット室５７は、第１の圧力室ＰＳ１から分岐されるオイルの圧力によってメインバルブ５５に対して閉弁方向の内圧を作用させる。

通路部材５４の小径部５４ｂは、メインバルブ部材４６、伸側出口チェック弁４７及びバルブストッパ４８の各軸中心部を貫通して弁座部材４９の凹部４９ａに嵌合している。なお、この通路部材５４の小径部５４ｂの外周側には、前述したように流路６１が形成されている。

減衰力調整部７０は、図２及び図３に示すように、弁座部材４９と、バネ７３と、弁体７７と、フェイルバルブ７５と、バネ７６と、ソレノイド部５０とを備えた弁機構から構成されている。ここで、弁体７７とフェイルバルブ７５とは、減衰力調整弁として機能する。例えば、弁座部材４９に弁体７７が着座しているときには、弁体７７が減衰力調整弁として機能する。例えば、弁体７７が、弁座部材４９から離間された状態のときには、弁体７７及びフェイルバルブ７５が減衰力調整弁として機能する。この場合、主として弁体７７で減衰力が調整されている。例えば、弁体７７が弁座部材４９から離間され、弁体７７の他端側が最も開弁方向に移動したときには、フェイルバルブ７５が減衰力調整弁として機能する。いずれにしても、この弁体７７とフェイルバルブ７５とを備える減衰力調整弁は、後述するパイロット流路上に設けられるとともにパイロット室５７の内圧を調整している。

減衰力調整部７０に備えられるソレノイド部５０は、コア６３と、作動ロッド６７と、プランジャ６６と、コイル６５と、コア６４とを備える。

ソレノイド部５０は、円筒状のケース５１の内部に、有底円筒状の２つのコア６３，６４、環状のコイル６５、コア６３，６４の内部に収容されたプランジャ６６、プランジャ６６の軸中心部を貫通する中空の作動ロッド６７等を収容して構成されている。作動ロッド６７は、その軸方向の両端部が円筒状のガイドブッシュ６８，６９によって軸方向に移動可能に支持されている。そして、弁座部材４９の凹部４９ｂ内に臨む、作動ロッド６７の一端側の外周には、弁体７７が結着されている。

弁体７７は、図３に示すように、弁座部材４９の凹部４９ｂの内周に軸方向に移動可能に嵌合している。弁座部材４９の軸中心部に形成された油孔７１のテーパ状の弁座７１ａに弁体７７が選択的に着座することによって、油孔７１を開閉する。ここで、弁座部材４９の凹部４９ｂには、弁体７７によって区画される空間７２が形成される。この空間７２には、弁体７７を開弁方向（図３の他端側）に付勢するバネ７３（第３の弾性体に相当）が収容されている。ここで、弁座部材４９に形成された空間７２は、弁座部材４９の油孔７１、通路部材５４の油孔５４ｄ，５４ｅを介してパイロット室５７に連通する。また、弁体７７には、油孔７７ａが貫設されている。この油孔７７ａは、空間７２に常時開口している。

ソレノイド部５０のコア６３の一端側の端面には、弁座部材４９との間に段階的な凹状の空間７４が形成されている。この空間７４には、弁体７７の油孔７７ａを選択的に開閉するフェイルバルブ７５が設けられている。このフェイルバルブ７５は、作動ロッド６７の外周に軸方向に摺動可能に保持されており、空間７４内に収容されたバネ７６（第１の弾性体に相当）によって閉弁方向（図３の一端側）に付勢されている。なお、このバネ７６の弾性率は、弁体７７を開弁方向に付勢するバネ７３の弾性率よりも小さく設定されている。

本実施の形態において、フェイルバルブ７５は、ディスクバルブから構成されている。そして、フェイルバルブ７５のディスクバルブとしての弾性率は、フェイルバルブ７５を閉弁方向（図３の一端側）に付勢するバネ７６の弾性率よりも大きく設定されている。したがって、通常時（フェイル時以外）においては、フェイルバルブ７５を開弁する方向に油圧が加わると、バネ７６の付勢力に抗してフェイルバルブ７５が開弁側に軸方向に移動することによって、油孔７７ａが開かれる。また、フェイルバルブ７５を開弁する方向に油圧が加わっていない状態では、バネ７６によって付勢されることにより、フェイルバルブ７５が弁体７７の下流側（図３の他端側）の端部に当接し、油孔７７ａを閉じることによって、オイルが逆流することを防止する。つまり、フェイルバルブ７５は、通常時はチェック弁の機能を果たすようになっている。

また、例えば、ソレノイド部５０のコイル６５への通電が遮断されてソレノイド部５０が推力を発生しないフェイル時には、フェイル時のフェイルバルブ７５の状態を示す要部の断面図である図８に示すように、弁体７７を開弁方向に付勢するバネ７３の弾性率が、閉弁方向に付勢するバネ７６の弾性率よりも大きいことによって、弁体７７が開弁方向（図８の他端側）に移動し全開状態となる。そして、バネ７６が潰された状態となり、フェイルバルブ７５の内周部７５ｄは、バネ７６の一端側に設けられたバネ受けシート７８と弁体７７の固定部７７ｄとの間に挟持されて固定される。従って、この状態では、フェイルバルブ７５によって油孔７７ａが閉じられるので、油圧が低下し減衰力が急減することが防止される。この状態で、フェイルバルブ７５を開弁する方向に油圧が加わると、図８中に点線で示すように、フェイルバルブ７５の外周部７５ｅは支持されておらず、この支持されていない外周部７５ｅが弁体７７の支持部７７ｄ以外の部分である非支持部７７ｅから離間するように撓むことによって、油孔７７ａが開きオイルが流れる。

したがって、弁体７７の位置とフェイルバルブ７５の弁体７７に対する開弁圧との関係を示す図１０（ａ）に示すように、ディスクバルブとしてのフェイルバルブ７５と、フェイルバルブ７５を閉弁方向に付勢するバネ７６とによって、実質的に多段階（２段階以上）に弾性率が変化する合成弾性体が形成されている。ここで、フェイルバルブ７５の弾性率をｋｆとし、バネ７６の弾性率をｋ１とすると、第１実施形態では、ｋ１＜＜ｋｆと設定しているため、通常時には、フェイルバルブ７５は、略剛体とみなすことができ、バネ７６の弾性率ｋ１にてフェイルバルブ７５の閉弁圧が決まり、フェイルバルブ７５は、該閉弁圧に対抗する開弁圧まで油孔７７ａの油圧（及びバネ）が達しない場合は、チェック弁として機能する。一方、フェイル時には、ソレノイド部５０の推力がなくなるため、バネ７３によってバネ７６が潰されてバネとして機能しないため、フェイルバルブ７５自体の弾性率ｋｆにてフェイルバルブとして機能するようになっている。また、弁体７７の位置とフェイルバルブ７５に作用する弾性率との関係を模式的に示す図１０（ｂ）中、Ｋｐは、弁体７７を開弁方向に付勢するバネ７３の弾性率を示している。この場合、ｋ１＜Ｋｐとなっている。

以上のように構成された減衰力発生装置４０においては、メインバルブ部材４６の油孔４６ｃ、隙間５９、隙間８０、弁座部材４３の空間４３ａと油孔４３ｃは、圧側行程時のメイン油路を構成する。このメイン流路には、圧側入口チェック弁４５、メインバルブ５５及び圧側出口チェック弁４２が設けられている。一方、弁座部材４３に形成された油孔４３ｂ、隙間５９、隙間８０、通路部材５４に形成された油孔５４ｃ、メインバルブ部材４６に形成された油孔４６ｄは、伸側行程時のメイン流路を構成している。このメイン流路には、伸側入口チェック弁４４、メインバルブ５５及び伸側出口チェック弁４７が設けられている。

そして、圧側行程時のパイロット流路９０は、上流側パイロット流路９０ａと、下流側パイロット流路９０ｂとを備える（図４参照）。上流側パイロット流路９０ａは、油孔５５ａ、パイロット室５７、油孔５４ｅ、油孔５４ｄ、油孔７１で構成される。下流側パイロット流路９０ｂは、空間７２、油孔７７ａ、空間７４、油孔４９ｃ、流路６２、流路６１で構成される。フェイル時は、上流側パイロット流路９０ａに空間７２と油孔７７ａが加わる。一方、下流側パイロット流路９０ｂから空間７２と油孔７７ａが差し引かれる。弁体７７が弁座７１ａから離れた際には、パイロット流路９０に、弁体７７が介在することとなる。なお、下流側パイロット流路９０ｂの、空間７２、油孔７７ａ、空間７４、油孔４９ｃ、流路６２、流路６１からなる部分は、第２の圧力室ＰＳ２の一部としても機能する。

伸側行程時においても、圧側行程時と同様に、パイロット流路９０は、上流側パイロット流路９０ａと、下流側パイロット流路９０ｂとを備える（図４参照）。上流側パイロット流路９０ａは、油孔５５ａ、パイロット室５７、油孔５４ｅ、油孔５４ｄ、油孔７１で構成される。下流側パイロット流路９０ｂは、空間７２、油孔７７ａ、空間７４、油孔４９ｃ、流路６２、流路６１で構成される。フェイル時は、上流側パイロット流路９０ａに空間７２と油孔７７ａが加わる。一方、下流側パイロット流路９０ｂから空間７２と油孔７７ａが差し引かれる。弁体７７が弁座７１ａから離れた際には、パイロット流路に、弁体７７が介在することとなる。なお、下流側パイロット流路９０ｂの、空間７２、油孔７７ａ、空間７４、油孔４９ｃ、流路６２、流路６１からなる部分は、第２の圧力室ＰＳ２の一部としても機能する。

ここで、減衰力発生装置４０の概略構成を図４及び図５を参照して説明する。

図４は、実施の形態の緩衝器１の減衰力発生装置の概略構成を示す模式図、図５は、実施の形態の緩衝器１の油圧回路図である。なお、図４では、パイロット流路を９０、このパイロット流路を構成する上流側パイロット流路を９０ａ、下流側パイロット流路を９０ｂで示している。また、図４に示した一点鎖線は、減衰力発生装置４０の軸方向の中心線である。

図４に示すように、第１実施形態の減衰力発生装置４０において、弁座部材４３とメインバルブ部材４６の内部には、メインバルブ５５を境としてこれらの径方向外側（外環側）に環状の第１の圧力室ＰＳ１が形成されている。また、メインバルブ５５を境として第１の圧力室ＰＳ１の径方向内側（内環側）には、環状の第２の圧力室ＰＳ２が形成されている。これらの第１の圧力室ＰＳ１と第２の圧力室ＰＳ２は、略二重環状を成して径方向に重なり合っている。しかし、これに限定されることなく、第１の圧力室ＰＳ１と第２の圧力室ＰＳ２とが略二重環状である構造は、第１の圧力室ＰＳ１が内環側であり、第２の圧力室ＰＳ２が外環側であってもよい。

第１の圧力室ＰＳ１は、前述したように、隙間５９及び流路５６によって構成される（図２及び図３参照）。第２の圧力室ＰＳ２は、前述したように、油孔４３ｃと、空間４３ａと、隙間８０と、油孔５４ｃと、流路６１と、油孔４６ｄと、流路６２と、油孔４９ｃと、空間７４と、油孔７７ａと、空間７２とによって構成される（図２及び図３参照）。そして、第１の圧力室ＰＳ１には、圧側行程と伸側行程において、第１の圧力室ＰＳ１へのオイルの流入のみを許容する圧側入口チェック弁４５と伸側入口チェック弁４４が接続されている。第２の圧力室ＰＳ２には、圧縮行程と伸側行程において、第２の圧力室ＰＳ２からのオイルの流出のみを許容する圧側出口チェック弁４２と伸側出口チェック弁４７が接続されている。

図４に示すように、油孔５５ａからパイロット室５７を介して延長されるパイロット流路９０は、第２の圧力室ＰＳ２に接続されている。なお、前述したように、下流側パイロット流路９０ｂは、第２の圧力室ＰＳ２の一部を兼ねる。パイロット流路９０には、減衰力調整部７０が介在している。そして、第２の圧力室ＰＳ２には、リザーバ３０が接続されている。なお、パイロット室５７は、メインバルブ５５に形成された油孔５５ａを介して第１の圧力室ＰＳ１に連通している。

ここで、油圧回路は、図５に示すように、メインバルブ５５と、背圧調整部４０ｂと、圧側入口チェック弁４５と、圧側出口チェック弁４２と、伸側入口チェック弁４４と、伸側出口チェック弁４７と、リザーバ３０とを備える。なお、図５において、前述した構成と同一の構成部分には、同一の符号を付している。ここで、メインバルブ５５、圧側入口チェック弁４５、圧側出口チェック弁４２、伸側入口チェック弁４４、伸側出口チェック弁４７、第１の圧力室ＰＳ１及び第２の圧力室ＰＳ２は、バルブ部４０ａに備えられる構成である。なお、この油圧回路では、減衰力発生装置４０及びリザーバ３０は、ピストン１１の外部、更にはシリンダ２の外部に設けられている。

リザーバ３０は、メインバルブ５５及び背圧調整部４０ｂの下流側で分岐された油路と連通している。このように、メインバルブ５５及び背圧調整部４０ｂの下流側でリザーバ３０に連通する油路を分岐することで、リザーバ３０には、メインバルブ５５で減衰された後のオイルが導入される。すなわち、ロッド側油室Ｓ２の圧力は、リザーバ３０内にある図示しないエア室（図２のブラダ３２の内部の空間）の圧力だけにほぼ依存し、メインバルブ５５の流路抵抗の設定によって変動しない。したがって、圧側行程から伸側行程への反転時の減衰力のさぼりを回避できる。また、図５において、圧側行程時のオイルの流れを実線、伸側行程時のオイルの流れを破線で示している。なお、図５に示された油圧回路におけるオイルの流れについては、次に示す緩衝器の作用を説明する際に説明する。

［緩衝器の作用］
次に、以上のように構成された緩衝器１の圧側行程と伸側行程の作用を図６及び図７を参照して説明する。なお、図６は、第１実施形態の緩衝器１の減衰力発生装置４０における圧側行程時のオイルの流れを示すＹ部拡大詳細図、図７は、第１実施形態の緩衝器１の減衰力発生装置４０における伸側行程時のオイルの流れを示すＹ部拡大詳細図である。

（１−１）圧側行程
自動二輪車の走行中に後輪が路面凹凸に追従して上下動すると、後輪を懸架する緩衝器１のシリンダ２とピストンロッド３が伸縮動する。ピストンロッド３がシリンダ２に対して相対的に上動する圧側行程においては、ピストン側油室Ｓ１内のオイルがピストン１１によって圧縮されてその圧力が高くなる。すると、このピストン側油室Ｓ１内のオイルは、図１に示す油孔１９から図２及び図３に示す減衰力発生装置４０の第１油室Ｓ３へ供給される。

減衰力発生装置４０の第１油室Ｓ３へ供給されたオイルは、圧側行程時のメイン流路を通って第２油室Ｓ４へ流れ込む。具体的には、図６に実線矢印で示すように、オイルは、第１油室Ｓ３からメインバルブ部材４６の油孔４６ｃを通過して圧側入口チェック弁４５を板バネ６０の付勢力に抗して押し開いて隙間５９へ流れる。隙間５９に流れ込んだオイルは、メインバルブ５５と弁座部材４３との隙間を流れる際に、板バネ５８とパイロット室５７の背圧による閉弁方向の力に抗してメインバルブ５５を押し開いて、隙間５９から、隙間８０、弁座部材４３の空間４３ａへ流れる。

空間４３ａに流れ込んだオイルは、油孔４３ｃを通り、圧側出口チェック弁４２を押し開いて第２油室Ｓ４へ流れ込む。第２油室Ｓ４に流れ込んだオイルは、第２油室Ｓ４から図１に示す流路２３、シリンダ２の外筒２ｂに形成された油孔２２、内筒２ａと外筒２ｂとの間の流路２０及び内筒２ａに形成された油孔２１を経てロッド側油室Ｓ２へ流れ込む。このとき、オイルがメインバルブ５５を通過する際の流動抵抗によって、緩衝器１には主たる圧側減衰力が発生する。なお、このときのオイルの流れは、図５に示す油圧回路において実線矢印にて示される。なお、圧側出口チェック弁４２におけるディスクバルブを複数積み重ねること等により、圧側出口チェック弁４２においてメインバルブ５５で発生する主たる圧側減衰力に加えて、補助的に圧側減衰力を発生させてもよい。

第１油室Ｓ３からメインバルブ部材４６の油孔４６ｃを通って隙間５９へ流れ込んだオイルの一部は、圧側のパイロット流路を通ってメイン流路を流れるオイルに合流する。具体的には、図６に破線矢印にて示すように、第１油室Ｓ３からメインバルブ部材４６の油孔４６ｃを通って隙間５９へ流れ込んだオイルの一部は、メインバルブ５５の外周側の流路５６からメインバルブ５５の油孔５５ａを通過してパイロット室５７へ流れ込む。

パイロット室５７へ流れ込んだオイルは、通路部材５４の油孔５４ｅ，５４ｄ、弁座部材４９の油孔７１、弁体７７と弁座７１ａとの隙間を通って弁座部材４９の空間７２へ流れ込む。そして、弁座部材４９の空間７２へ流れ込んだオイルは、弁体７７に形成された油孔７７ａを通ってフェイルバルブ７５をバネ７６の付勢力に抗して押し開いてコア６３の空間７４へ流れ込む。空間７４へ流れ込んだオイルは、弁座部材４９の油孔４９ｃ、流路６２，６１、通路部材５４の油孔５４ｃを通ってメイン流路を流れるオイルに合流する。

この場合、フェイルバルブ７５は、チェック弁として機能し、空間７４から空間７２側へのオイルの逆流を阻止する。また、前述したようにフェイルバルブ７５の弾性率は、バネ７６の弾性率よりも大きく設定されているため、フェイルバルブ７５は撓むことなくバネ７６の付勢力に抗して図６に示す軸方向の他端側に摺動して弁体７７の油孔７７ａを開く。

ソレノイド部５０のコイル６５に供給される電流を変化させてソレノイド部５０に発生する推力を調整し、弁体７７の弁座７１ａへの押圧力を制御することによって弁体７７の開度（弁体７７の開弁圧）を変化させることができる。このようにソレノイド部５０のコイル６５への供給電流を変化させて弁体７７の開度を調整することによって、弁体７７と弁座７１ａとの隙間を通過するオイルの流動抵抗を調整する。これにより、油孔５５ａから油孔７１までを構成する上流側パイロット流路の内圧を調整することができる。この上流側パイロット流路の内圧の調整により、パイロット室５７の内圧（背圧）も調整することができる。この結果、パイロット室５７の内圧（背圧）によるメインバルブ５５を閉弁方向に押圧する力を制御してメインバルブ５５の開度を調整することができる。このようにメインバルブ５５の開度を調整することによって、メインバルブ５５を通過するオイルの流動抵抗によって発生する圧側減衰力を調整することができる。即ち、通常時は弁体７７が減衰力調整弁として機能している。

具体的には、コイル６５への供給電流が小さい場合には、ソレノイド部５０の推力による弁体７７の弁座７１ａへの押圧力が小さく、弁体７７の開弁圧も小さくなる。このため、弁体７７の開度が大きくなって該弁体７７を流れるオイルの流動抵抗が小さくなり、パイロット室５７の内圧（メインバルブ５５への閉弁方向の圧力）も小さくなる。この結果、メインバルブ５５の開度が大きくなって該メインバルブ５５を流れるオイルの流動抵抗が小さくなり、この流動抵抗によって発生する圧側減衰力も小さくなる。

逆に、コイル６５への供給電流が大きい場合には、ソレノイド部５０の推力による弁体７７の弁座７１ａへの押圧力が大きく、弁体７７の開弁圧も大きくなる。このため、弁体７７の開度が小さくなり、該弁体７７を流れるオイルが絞られてその流動抵抗が大きくなり、パイロット室５７の内圧も大きくなる。この結果、メインバルブ５５の開度が小さくなって該メインバルブ５５を流れるオイルの流動抵抗が大きくなり、この流動抵抗によって発生する圧側減衰力も大きくなる。

図９にピストン速度Ｖｐに対する圧側減衰力の変化をコイル６５への供給電流をパラメータとして示す。コイル６５への供給電流がＩ_１，Ｉ_２，Ｉ_３（Ｉ_１＞Ｉ_２＞Ｉ_３）である場合の圧側減衰力は、カーブａ，ｂ，ｃにて示され、供給電流が大きいほど圧側減衰力が大きくなっている。

圧側行程においては、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内への進入体積分の量のオイルは、図６に鎖線矢印にて示すように、弁座部材４３の油孔４３ｄを通って油室Ｓへ流れ込む。油室Ｓへ流れ込んだオイルは、連通路２６ｂを通ってリザーバ３０のリザーバ油室Ｓ５（図２参照）へ供給される。そのため、リザーバ３０のブラダ３２が収縮して内部のガスが圧縮される。このガスの圧縮によって、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内への進入に伴う内筒２ａ内の容積変化が補償される。

（１−２）伸側行程
次に、緩衝器１の伸長行程時の作用を図７を参照して説明する。

ピストンロッド３がシリンダ２に対して相対的に下動する伸側行程においては、ピストン１１がピストンロッド３と共にシリンダ２の内筒２ａ内を下動する。そのため、ロッド側油室Ｓ２内のオイルがピストン１１によって圧縮されてその圧力が高くなる。すると、このロッド側油室Ｓ２内のオイルは、図１に示す内筒２ａに形成された油孔２１、内筒２ａと外筒２ｂとの間の流路２０、外筒２ｂに形成された油孔２２及び流路２３を経て、図２及び図３に示す減衰力発生装置４０の第２油室Ｓ４へ供給される。

減衰力発生装置４０の第２油室Ｓ４へ供給されたオイルは、伸側行程時のメイン流路を通って第１油室Ｓ３へ流れ込む。具体的には、図７に実線矢印にて示すように、オイルは、第２油室Ｓ４から弁座部材４３の油孔４３ｂを通過して伸側入口チェック弁４４を板バネ６０の付勢力に抗して押し開いて隙間５９へ流れる。隙間５９に流れ込んだオイルは、板バネ５８とパイロット室５７の背圧による閉弁方向の力に抗してメインバルブ５５を押し開いて、隙間５９から、隙間８０、通路部材５４の油孔５４ｃ及びメインバルブ部材４６の油孔４６ｄを通り、伸側出口チェック弁４７を押し開いて第１油室Ｓ３へ流れ込む。

そして、第１油室Ｓ３へ流れ込んだオイルは、第１油室Ｓ３から図１に示す油孔１９を通ってピストン側油室Ｓ１に流れ込む。このとき、オイルがメインバルブ５５を通過する際の流動抵抗によって、緩衝器１には伸側減衰力が発生する。このときのオイルの流れは、図５に示す油圧回路において破線矢印で示される。なお、伸側出口チェック弁４７におけるディスクバルブを複数積み重ねること等により、伸側出口チェック弁４７においてメインバルブ５５で発生する主たる伸側減衰力に加えて、補助的に伸側減衰力を発生させてもよい。

第２油室Ｓ４から弁座部材４３の油孔４３ｂを通って隙間５９へ流れ込んだオイルの一部は、流路５６から伸側のパイロット流路を通ってメイン流路を流れるオイルに合流する。具体的には、図７に破線矢印で示すように、第２油室Ｓ４から弁座部材４３の油孔４３ｂを通って隙間５９へ流れ込んだオイルの一部は、メインバルブ５５の外周側の流路５６からメインバルブ５５の油孔５５ａを通ってパイロット室５７へ流れ込む。

パイロット室５７へ流れ込んだオイルは、通路部材５４の油孔５４ｅ，５４ｄ、弁座部材４９の油孔７１、弁体７７と弁座７１ａとの間の隙間を通って弁座部材４９の空間７２へ流れ込む。そして、弁座部材４９の空間７２へ流れ込んだオイルは、弁体７７に形成された油孔７７ａを通ってフェイルバルブ７５をバネ７６の付勢力に抗して押し開いてコア６３の空間７４へ流れ込む。空間７４へ流れ込んだオイルは、弁座部材４９の油孔４９ｃ、流路６２，６１、通路部材５４の油孔５４ｃを通ってメイン流路を流れるオイルに合流する。

この場合、フェイルバルブ７５は、チェック弁として機能し、空間７４から空間７２側へのオイルの逆流を阻止する。また、前述したようにフェイルバルブ７５の弾性率は、バネ７６の弾性率よりも大きく設定されているため、フェイルバルブ７５は撓むことなくバネ７６の付勢力に抗して図７に示す軸方向の他端側に摺動して弁体７７の油孔７７ａを開く。

ここで、ソレノイド部５０のコイル６５に供給される電流を変化させてソレノイド部５０に発生する推力を調整し、弁体７７の弁座７１ａへの押圧力を制御することによって弁体７７の開度（弁体７７の開弁圧）を変化させることができる。このようにソレノイド部５０のコイル６５への供給電流を変化させて弁体７７の開度を調整することによって、弁体７７と弁座７１ａとの隙間を通過するオイルの流動抵抗を調整する。これにより、油孔５５ａから油孔７１までを構成する上流側パイロット流路の内圧を調整することができる。この上流側パイロット流路の内圧の調整により、パイロット室５７の内圧（背圧）も調整することができる。この結果、パイロット室５７の内圧（背圧）によるメインバルブ５５を閉弁方向に押圧する力を制御してメインバルブ５５の開度を調整することができる。このようにメインバルブ５５の開度を調整することによって、メインバルブ５５を通過するオイルの流動抵抗によって発生する伸側減衰力を調整することができる。即ち、通常時は弁体７７が減衰力調整弁として機能している。

具体的には、コイル６５への供給電流が小さい場合には、ソレノイド部５０の推力による弁体７７の弁座７１ａへの押圧力が小さく、弁体７７の開弁圧も小さくなる。このため、弁体７７の開度が大きくなって該弁体７７を流れるオイルの流動抵抗が小さくなり、パイロット室５７の内圧（メインバルブ５５への閉弁方向の圧力）も小さくなる。この結果、メインバルブ５５の開度が大きくなって該メインバルブ５５を流れるオイルの流動抵抗が小さくなり、この流動抵抗によって発生する伸側減衰力も小さくなる。

逆に、コイル６５への供給電流が大きい場合には、ソレノイド部５０の推力による弁体７７の弁座７１ａへの押圧力が大きく、弁体７７の開弁圧も大きくなる。このため、弁体７７の開度が小さくなって該弁体７７を流れるオイルが絞られてその流動抵抗が大きくなり、パイロット室５７の内圧も大きくなる。この結果、メインバルブ５５の開度が小さくなり、メインバルブ５５を流れるオイルの流動抵抗が大きくなって、この流動抵抗によって発生する伸側減衰力も大きくなる。

図９にピストン速度Ｖｐに対する伸側減衰力の変化をコイル６５への供給電流をパラメータとして示す。コイル６５への供給電流がＩ_４，Ｉ_５，Ｉ_６（Ｉ_４＞Ｉ_５＞Ｉ_６）である場合の伸側減衰力は、カーブｅ，ｆ，ｇにて示され、供給電流が大きいほど伸側減衰力が大きくなっている。

伸側行程においては、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内からの退出体積分の量のオイルは、図７に鎖線矢印で示すように、リザーバ３０のリザーバ油室Ｓ５から連通路２６ｂを通って油室Ｓへ流れ込む。油室Ｓへ流れ込んだオイルは、弁座部材４３の油孔４３ｄと空間４３ａを通って隙間８０へ流れ込み、メイン流路を流れるオイルと隙間８０にて合流する。メイン流路を流れるオイルと合流したオイルは、通路部材５４の油孔５４ｃ、メインバルブ部材４６の油孔４６ｄを通って伸側出口チェック弁４７を押し開いて第１油室Ｓ３へ流れ込む。そして、第１油室Ｓ３へ流れ込んだオイルは、図１に示す油孔１９を通ってピストン側油室Ｓ１へ補給される。そのため、リザーバ３０のブラダ３２が膨張して内部のガスが膨張し、このガスの膨張によってピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内からの退出に伴う内筒２ａ内の容積変化が補償される。

（１−３）フェイル時
次に、ソレノイド部５０が何らかの原因で故障して正常に動作しないフェイル時の緩衝器１の作用を図８及び図１０を参照して説明する。

ソレノイド部５０が正常に動作しないフェイル時には、弁体７７をバネ７３に抗して移動させる推力（電磁力）が発生しない。ここで、前述したように弁体７７を開弁方向に付勢するバネ７３の弾性率は、弁体７７を閉弁方向に付勢するバネ７６の弾性率よりも大きく設定されている。このため、弁体７７は、これに当接するフェイルバルブ７５と共にバネ７３の付勢力によって開弁方向（図８の他端側）へ摺動し、これらが最も開弁方向に移動した状態（バネ７６の最圧縮状態）では、図８に示すように、フェイルバルブ７５は、その内周部が弁体７７とバネ７６によって挟持されて固定される。この際、弁体７７は、実質的にバネ７３の弾性力とオイルの油圧によって開弁方向に付勢される。すなわち、弁体７７を開弁方向に付勢する付勢手段は、バネ７３と油圧となっている。このように、油圧のみでなく、バネ７３によっても弁体７７を開弁方向に付勢するので、フェイル時に弁体７７を最も開弁方向に移動した状態に移行し易くすることができる。また、弁体７７を開弁方向に付勢する付勢手段にバネ７３を含むことにより、弁体７７の開弁圧をバネ７３の弾性率を調整することによって自由に設定することができる。さらに、該付勢手段が油圧を含むことによって開弁圧を連続的に変化させることができる。そして、本実施形態では、該付勢手段がバネ７３と油圧を含むので、弁体７７の開弁圧を連続的に変化させることができ、かつその設定幅を広げることができる。

上記状態では、弁体７７は全開状態にあるため、フェイルバルブ７５によるフェイルセーフ機能が発揮されない場合には、パイロット室５７の内圧が低下するためにメインバルブ５５の開度が増加し、このメインバルブ５５を通過するオイルの流動抵抗が低下するために圧側及び伸側減衰力が急減して自動二輪車の操縦安定性が害されるという問題があることは前述の通りである。

本実施の形態では、フェイル時には弁体７７とフェイルバルブ７５が最も移動した図８に示す状態において、フェイルバルブ７５の内周部７５ｄが、弁体７７の支持部７７ｄとバネ受けシート７８を介したバネ７６とによって挟持されて固定される。そして、パイロット室５７の内圧が所定値を越えると、フェイルバルブ７５の外周部７５ｅが図８に点線にて示すように撓んで弁体７７の非支持部７７ｅから離間する。このため、パイロット流路のオイルがフェイルバルブ７５を流れ、このオイルがフェイルバルブ７５を通過する際の流動抵抗によってパイロット室５７の内圧の急減が防がれる。この結果、メインバルブ５５の開度の急増による減衰力の急低下が防がれ、フェイルバルブ７５によるフェイルセーフ機能が果たされて自動二輪車の操縦安定性の低下が防がれる。

例えば、圧側行程時に図９のカーブａ，ｂ，ｃの何れかに沿って変化していた圧側減衰力は、フェイル時には点線で示すカーブｄに沿って変化し、フェイル時の圧側減衰力の急減が防がれる。又、伸側行程時に図８のカーブｅ，ｆ，ｇの何れかに沿って変化していた伸側減衰力は、フェイル時には点線で示すカーブｈに沿って変化し、フェイル時の伸側減衰力の急減が防がれる。この場合、ソレノイド部５０が正常に動作しないフェイル時にもフェイルバルブ７５により流路を開弁することが可能となり、フェイルバルブ７５の開度の設定で流路の内圧を調整できる。即ち、通常時に主な減衰力調整弁として機能していた弁体７７に替わり、フェイル時にはフェイルバルブ７５が減衰力調整弁として機能する。減衰力特性の調整範囲を広くした結果、路面からの衝撃荷重がハードとなり、減衰力が相当に大きくなる場合でも、フェイル時には、ハード特性ではなく適度な減衰力、例えば、ハードとソフトの中間（ミディアム）の減衰力等とすることができる。

ここで、弁体７７の位置とフェイルバルブ７５の開弁圧との関係を図１０（ａ）に示すが、ソレノイド部５０が正常に動作する通常時には、ソレノイド部５０の推力の調整により、例えばフェイルバルブ７５の移動量（リフト量）が増加し、それに伴いバネ７６による閉弁方向（図８の一端側）の荷重も増加するため、フェイルバルブ７５の開弁圧も増加する。ここで、フェイルバルブ７５の弾性率をｋｆとし、バネ７６の弾性率をｋ１とする。フェイルバルブ７５は薄い一般的なディスクバルブであり、通常時には、フェイルバルブ７５はいずれの箇所も固定されず、特に軸方向への移動が可能であるため、フェイルバルブ７５はほぼ剛体とみなすことができる。このフェイルバルブ７５が剛体とみなせるときは、ｋ１＜＜ｋｆ、ｋｆ＝∞（無限大）である。即ち、バネ７６とフェイルバルブ７５とを共に弾性体とみなした場合の合成弾性率ｋｇは、
ｋｇ＝ｋ１・ｋｆ／（ｋ１＋ｋｆ）＝ｋ１／（１＋ｋ１／ｋｆ）＝ｋ１
となる。
従って、図１０（ａ）に示すように、通常時には弾性率ｋ１にてフェイルバルブ７５の弁体７７に対する開弁圧が弁体７７の移動量と共にリニアに増加する。

一方、ソレノイド部５０が正常に動作しないフェイル時には、フェイルバルブ７５は、図８に示す第１実施形態の場合には、例えばフェイルバルブ７５の内周部７５ｄが固定されて、外周部７５ｅが弁体７７から離間される。この場合のフェイルバルブ７５は、内周部７５ｄが固定され、外周部７５ｅが固定されていない。このため、通常時のようにフェイルバルブ７５は剛体とみなせる弾性率ｋｆが無限大でなく、フェイル時には、一定の値であるフェイルバルブ７５の弾性率ｋｆにてフェイルバルブ７５の弁体７７に対する開弁圧が弁体７７の移動量と共にリニアに増加する。このため、パイロット流路のオイルがフェイルバルブ７５と弁体７７の隙間を通過する際の流動抵抗によってパイロット室５７の内圧の急減が防がれる。この結果、メインバルブ５５の開度の急増による減衰力の急低下が防がれ、減衰力が一定値以上に保持される。これによりフェイルバルブ７５によるフェイルセーフ機能が果たされる。

なお、第１実施形態の場合は、フェイルバルブ７５は薄い一般的なディスクバルブであるため通常時にはほぼ剛体とみなすことができる。しかし、これに限定されることなく、フェイルバルブ７５が、通常時から弾性率ｋｆが無限大でなく一定の値を持つ弾性体として作用する場合には、バネ７６（第１の弾性体に相当）とフェイルバルブ７５（第２の弾性体に相当）とを共に弾性体とみなして、合成弾性率ｋｇ＝ｋ１・ｋｆ／（ｋ１＋ｋｆ）となる。このため、合成弾性率ｋｇ＝ｋ１・ｋｆ／（ｋ１＋ｋｆ）にてフェイルバルブ７５の弁体７７に対する開弁圧が弁体７７の移動量と共にリニアに増加するように設定してもよいことは勿論である。

以上のように、本実施の形態に係る緩衝器１においては、ソレノイド部５０が正常に動作する通常時には、フェイルバルブ７５が弁体７７に当接してパイロット流路を閉じ、パイロット室５７の内圧が所定値を超えるとフェイルバルブ７５が開く。即ち、フェイルバルブ７５は、パイロット流路９０のオイルのフェイルバルブ７５の開弁方向の流れのみを許容し、閉弁方向の流れを阻止するため、オイルの逆流が防がれ、チェック弁機能を果たす。

又、ソレノイド部５０が動作しないフェイル時には、フェイルバルブ７５によるフェイルセーフ機能が果たされて自動二輪車の操縦安定性の低下が防がれる。なお、フェイルバルブ７５自体が弾性変形することで減衰力を調整するので、例えば減衰力特性をリニア特性とすることができる。

また、本実施の形態に係る緩衝器１においては、図８に示す弁体７７におけるフェイルバルブ７５に対する支持部７７ｄと非支持部７７ｅが同一部品で一体に形成されていることが望ましい。弁体７７の支持部７７ｄと非支持部７７ｅが同一部品で一体に形成されていることから、弁体７７の支持部７７ｄと非支持部７７ｅを同一平面に形成することも容易となる。例えば、本実施形態では、弁体７７の支持部７７ｄと非支持部７７ｅが同一平面で形成されていることから、フェイルバルブ７５を、弁体７７の他端側に同一平面で当接させることができる。よって、フェイル時においても、弁体７７の支持部７７ｄ及び非支持部７７eが同一平面で形成されていることから、フェイルバルブ７５を弁体７７の支持部７７ｄ及び非支持部７７eに同時に当接させることができる。そして、このフェイルバルブ７５が弁体７７の他端側の端部に当接された状態から、上流側パイロット流路のオイルの圧力が高まるとフェイルバルブ７５が撓み始める。従って、製造時の誤差等によって、例えば弁体７７の支持部７７ｄと非支持部７７eが同一平面にない場合には、フェイルバルブ７５と弁体７７の支持部７７ｄとの当接するタイミングとフェイルバルブ７５と弁体７７の非支持部７７eとの当接するタイミングがずれて、フェイル時における減衰力にばらつきが発生するおそれがある。この支持部７７ｄと非支持部７７eとを同一平面にすることは、別体の部品で形成するよりも同一部品で形成する方が容易であり、製造時の寸法管理も容易となる。このため、本実施形態のように弁体７７の支持部７７ｄと非支持部７７eを同一部品にすることで、同一平面とすることにより、減衰力のばらつきを抑制することができ、フェイル時における減衰力の安定化を図ることができる。

しかし、この弁体７７の支持部７７ｄと非支持部７７eの配置は、減衰力のばらつきの防止の目的に限定されることなく、弁体７７の支持部７７ｄと非支持部７７eが同一部品であることにより、フェイルバルブ７５の撓みに対して、例えばあえてプリセット力をかけるために同一平面にしない選択も容易となることは勿論である。いずれにしても、フェイルバルブ７５に対する弁体７７の支持部７７ｄと非支持部７７eとが同一部品であることは寸法管理を容易とする。

また、本実施の形態に係る緩衝器１においては、フェイルバルブ７５が、弁体７７の他端側の端部（下流側の端部）に当接された状態で配設されており、フェイル時においてもフェイルバルブ７５は、弁体７７の支持部７７ｄ及び非支持部７７ｅにおいて、何れも弁体７７の背面側に当接された状態となる。そして、この状態からオイルの圧力によってフェイルバルブ７５が撓み弁機能を発揮する。したがって、製造時の誤差等によって例えば支持部７７ｄと非支持部７７ｅが位置ずれを起こす等してフェイル時における減衰力にばらつきが発生することを抑制することができ、フェイル時における減衰力の安定化を図ることができる。

次に、図１１乃至図１９を参照して、フェイルバルブ７５を具備した弁機構の他の構成例について説明する。なお、図１１（ａ）は、フェイルバルブの弁体位置と弁体に対する開弁圧との関係を示し、図１１（ｂ）弁機構の要部断面概略構成を示している。また、図１２乃至１９は、弁機構の要部断面概略構成を示している。

上記実施の形態では、弾性率がｋ１のバネ７６と、弾性率がｋｆのディスクバルブからなるフェイルバルブ７５を組み合わせて実質的に２段階に弾性率が変化する合成弾性体を形成した場合について説明した。しかし、例えば図１１（ｂ）に示すように、フェイルバルブ７５を弁体７７の下流側の端部に押圧するバネ７６を、弾性率がｋ１のバネ７６ａと、弾性率がｋ２のバネ７６ｂ等の弾性率が異なる複数種のバネ（ｋ１＜ｋ２）を組み合わせて構成し、これらのバネ７６ａ，７６ｂの合成弾性率ｋｇの合成弾性体としても良い。

この場合、図１１（ａ）に示すように、通常時は、所定の開弁圧となるまで弾性率ｋｇでフェイルバルブ７５が開き、所定の開弁圧を超えると、弾性率ｋ２でフェイルバルブ７５が開く。そして、フェイル時には、フェイルバルブ７５自体の有する弾性率ｋｆによって、フェイルバルブ７５が開く。このような構成とすれば、バネ７６が複数のバネ７６a、７６ｂを有することにより、当初は、バネ７６ａとバネ７６ｂの合成弾性体としての弾性率ｋｇでフェイルバルブ７５の閉弁方向に荷重がかかるため、作用反作用によりフェイルバルブ７５の開弁圧も弾性率ｋｇで変化する。その後、バネ７６ａが最圧縮された場合には、その最圧縮されたバネ７６ａ以外のバネ７６ｂの弾性率ｋ２にバネの弾性率が変化する。このため、通常時のフェイルバルブ７５の開弁圧を多段階（２段階以上）に変化させることができ、減衰力調整の設定自由度を高めることができる。なお、弾性率がｋ１のバネと、弾性率がｋ２のバネを組み合わせた場合の合成弾性率ｋｇは、
ｋｇ＝ｋ１・ｋ２／（ｋ１＋ｋ２）
となる。また、図１１（ｂ）中Ｋｐは、弁体７７を開弁方向に付勢するバネ７３の弾性率を示している。この場合、ｋ１＜ｋｐ、かつ、ｋ２＜ｋｐとなっている。このようにバネ７３の弾性率ｋｐがバネ７６ａの弾性率ｋ１、バネ７６ｂの弾性率ｋ２よりも高いことによって、フェイル時に弁体７７が最も開いた状態に移行し易くすることができる。この場合には、図８に示す実施形態と同様に、通常時には、フェイルバルブ７５は剛体とみなすことができ、ｋｆ＝∞として作用するため、合成弾性率ｋｇに対して影響せず、当初は合成弾性率ｋｇ＝ｋ１・ｋ２／（ｋ１＋ｋ２）にて、バネ７６ａが最圧縮された場合にバネ７６ｂの弾性率ｋ２にてフェイルバルブ７５の弁体７７に対する開弁圧が弁体７７の移動量と共にリニアに増加する。一方、フェイル時には、弾性率ｋｆが無限大でなく、一定の値であるフェイルバルブ７５の弾性率ｋｆにてフェイルバルブ７５の弁体７７に対する開弁圧が弁体７７の移動量と共にリニアに増加する。

なお、図１１に示す場合には、フェイルバルブ７５は薄い一般的なディスクバルブであるため通常時にはほぼ剛体とみなすことができる。しかし、これに限定されることなく、フェイルバルブ７５が、通常時から弾性率ｋｆが無限大でなく一定の値を持つ弾性体として作用する場合には、バネ７６ａ（第１の弾性体に相当）とバネ７６ｂ（第１の弾性体に相当）とフェイルバルブ７５（第２の弾性体に相当）とを３つの弾性体とみなして、合成弾性率ｋｇ＝ｋ１・ｋ２・ｋｆ／（ｋ１＋ｋ２＋ｋｆ）となる。このため、合成弾性率ｋｇ＝ｋ１・ｋ２・ｋｆ／（ｋ１＋ｋ２＋ｋｆ）にてフェイルバルブ７５の弁体７７に対する開弁圧が弁体７７の移動量と共にリニアに増加するように設定してもよいことは勿論である。この場合、バネ７６ａが最圧縮された場合に合成弾性率ｋｇ＝ｋ２・ｋｆ／（ｋ２＋ｋｆ）にてフェイルバルブ７５の弁体７７に対する開弁圧が弁体７７の移動量と共にリニアに増加する。そして、フェイル時には、フェイルバルブ７５の弾性率ｋｆにてフェイルバルブ７５の弁体７７に対する開弁圧が弁体７７の移動量と共にリニアに増加する。

また、上記実施形態では、フェイルバルブ７５を１枚のディスクバルブによって構成した場合について説明したが、例えば図１２に示ように、ディスクバルブを複数積層されその積層数等によってフェイルバルブ７５の弾性率を調整することができる。即ち、ディスクバルブの積層数によってフェイルバルブ７５の弾性率による減衰力の設定幅が広がり、減衰力の設計自由度が高まる。なお、図１２では異なる大きさのディスクバルブを複数重ねているが、これに限定されることなく同じ大きさのディスクバルブを複数重ねて、減衰力の設定をしてもよいことは勿論である。また、ディスクバルブの積層数の他、厚さを変更することによって、フェイルバルブ７５の弾性率を調整することができる。

また、図１２では、ディスクバルブ７５１，７５２，７５３は、径方向の大きさが異なる構成としているが、図示しないがディスクバルブ７５１，７５２，７５３の一部に切欠き部や開口部を設けた構成とする等、形又は大きさの少なくとも一方が異なる構成としても良い。このような構成とすれば、上記のフェイルバルブを複数積み重ねるだけでなく、更に、フェイル時の減衰力の設定幅が広がり、細かな調整も可能となるため、減衰力の設計自由度を高めることができる。

更に、上記実施形態では、フェイルバルブ７５を１枚のディスクバルブによって構成し、非支持部が撓むことによってオイルを流通させる構成とした場合について説明したが、例えば図１３に示すように、フェイルバルブ７５を、ゴム、その他の樹脂などの変形可能な材料によって構成し、フェイルバルブ７５に開弁圧が加わった際に、フェイルバルブ７５の一部が変形することによって、オイルの通流を許容する構成としても良い。

また、例えば図１４〜１７に示すように、フェイルバルブ７５にオリフィス（開口部）７５ａを設けた構成（図１４）、弁体７７にオリフィス（開口部）７７ｂを設けた構成（図１５）、フェイルバルブ７５と弁体７７との隙間にオリフィス（開口部）７７ｃを設けた構成（図１６）、弁座部材４９にオリフィス（開口部）４９ｄを設けた構成（図１７）等としても良い。この場合、フェイルバルブ７５が閉じている際にもこれらのオリフィス７５ａ、７７ｂ、７７ｃ、４９ｄを通ってオイルの流通が可能となる。このように、フェイルバルブ７５、弁体７７、フェイルバルブ７５と弁体７７との隙間又は弁座部材４９の少なくとも何れか一つにそれぞれオリフィス７５ａ、７７ｂ、７７ｃ、４９ｄが形成されることにより、フェイルバルブ７５が開かない場合であっても、これらのオリフィスによりフェイル時の減衰力調整が可能となる。これらのオリフィスが形成された場合は、ピストンの低速域での減衰力を下げることができる。

また、以上の実施の形態では、図８に示したように、弁体７７の内周部を支持部７７ｄとし、フェイル時にフェイルバルブ７５の内周部７５ｄを支持して固定し、フェイルバルブ７５の外周部７５ｅを弁体７７から離間させる構成を採用した。しかし、例えば、図１８に示すように、フェイルバルブ７５の外周部７５ｆを支持して固定し、フェイルバルブ７５の内周部７５ｇを弁体７７から離間させる構成を採用しても良い。更に、例えば、図１９に示すように、第１の弾性体であるバネ７６にフェイルバルブ７５の中間部７５ｈを支持する支持部７６ｈが生じて、フェイルバルブ７５の中間部７５ｈを支持して固定し、フェイルバルブ７５の外周部７５ｉ及び内周部７５ｊを弁体７７から離間させる構成を採用しても良い。なお、図１９では、フェイルバルブ７５は、中間部７５ｈがバネ７６の支持部７６ｈに支持されつつ、外周部７５ｉ及び内周部７５ｊが弁体７７から離間して撓んでいるが、これに限定されることなく、外周部７５ｉ及び内周部７５ｊと共に中間部７５ｈも含めてフェイルバルブ７５全体が、弁体７７から図１９の左方に完全に離間してもよいことは勿論である。

なお、第１実施形態では、パイロット室５７の内圧を調整するために、弁体７７とフェイルバルブ７５とが減衰力調整弁として機能し、これに加えて、弁座部材４９と、バネ７３と、バネ７６と、ソレノイド部５０とを含めて減衰力調整部７０として機能している。しかし、これに限定されることなく、弁体７７とフェイルバルブ７５とが減衰力を発生するメインの弁機構として使用してもよく、弁体７７とフェイルバルブ７５に加えて、弁座部材４９と、バネ７３と、バネ７６と、ソレノイド部５０とを含めて減衰力を発生するメインの弁機構として使用してもよい。

［その他の油圧回路］
なお、実施形態の緩衝器１において、油圧回路は、図５に示された油圧回路に限られるものではない。図２０〜図２２は、第１実施形態の緩衝器１における他の構成の第２〜第４実施形態の油圧回路図である。なお、図５に示された油圧回路と同じ構成部分には、同一の符号を付して重複する説明を省略又は簡略する。図２０〜図２２において、圧側行程時のオイルの流れを実線、伸側行程時のオイルの流れを破線で示している。

（図２０の油圧回路）
図２０に示す油圧回路は、メインバルブ５５、背圧調整部４０ｂ、圧側入口チェック弁４５、圧側出口チェック弁４２、伸側入口チェック弁４４、伸側出口チェック弁４７及びリザーバ３０を備える。

図２０に示すように、油圧回路の機能をピストン１１に併設してもよい。すなわち、減衰力発生装置４０及びリザーバ３０をシリンダ２の内部に備えてもよい。しかしながら、これに限定されものではなく、リザーバ３０は、シリンダ２内であってピストン１１の外部に設けられてもよい。また、リザーバ３０は、ピストンロッド３の内部を貫通する流路から車軸側取付部材内や車軸側取付部材近傍に設けられてもよい。

リザーバ３０は、メインバルブ５５及び背圧調整部４０ｂの下流側で分岐された油路と連通している。このように、メインバルブ５５及び背圧調整部４０ｂの下流側でリザーバ３０に連通する油路を分岐することで、リザーバ３０には、メインバルブ５５で減衰された後のオイルが導入される。すなわち、ロッド側油室Ｓ２の圧力は、リザーバ３０内にある図示しないエア室（図２のブラダ３２の内部の空間）の圧力だけにほぼ依存し、メインバルブ５５の流路抵抗の設定によって変動しない。したがって、圧側行程から伸側行程への反転時の減衰力のさぼりを回避できる。

（２−１）圧側行程
このような油圧回路を備える緩衝器１において、圧側行程では、オイルの流れは、図２０に示す油圧回路において実線矢印で示される。具体的には、ピストンロッド３がシリンダ２に対して相対的に上動することで圧力が高くなったピストン側油室Ｓ１内のオイルは、メインバルブ部材４６の油孔４６ｃを通過して圧側入口チェック弁４５を板バネ６０の付勢力に抗して押し開いて隙間５９へ流れる（図６参照）。

隙間５９へ流れ込んだオイルは、板バネ５８とパイロット室５７の背圧による閉弁方向の力に抗してメインバルブ５５を押し開いて、隙間５９から、隙間８０、弁座部材４３の空間４３ａへ流れる。空間４３ａへ流れ込んだオイルは、油孔４３ｃを通り、圧側出口チェック弁４２を押し開いてロッド側油室Ｓ２へ流れ込む。このとき、オイルがメインバルブ５５を通過する際の流動抵抗によって、緩衝器１には主たる圧側減衰力が発生する。なお、圧側出口チェック弁４２におけるディスクバルブを複数積み重ねること等により、圧側出口チェック弁４２においてメインバルブ５５で発生する主たる圧側減衰力に加えて、補助的に圧側減衰力を発生させてもよい。

メインバルブ部材４６の油孔４６ｃを通って隙間５９へ流れ込んだオイルの一部は、圧側のパイロット流路を通ってメイン流路を流れるオイルに合流する。具体的には、図６に破線矢印にて示すように、第１油室Ｓ３からメインバルブ部材４６の油孔４６ｃを通って隙間５９へ流れ込んだオイルの一部は、メインバルブ５５の外周側の流路５６からメインバルブ５５の油孔５５ａを通過してパイロット室５７へ流れ込む。

パイロット室５７に流れ込んだオイルは、通路部材５４の油孔５４ｅ，５４ｄ、弁座部材４９の油孔７１、弁体７７と弁座７１ａとの隙間を通って弁座部材４９の空間７２へ流れ込む。そして、弁座部材４９の空間７２へ流れ込んだオイルは、弁体７７に形成された油孔７７ａを通ってフェイルバルブ７５をバネ７６の付勢力に抗して押し開いてコア６３の空間７４へ流れ込む。空間７４へ流れ込んだオイルは、弁座部材４９の油孔４９ｃ、流路６２，６１、通路部材５４の油孔５４ｃを通ってメイン流路を流れるオイルに合流する。

ところで、圧側行程においては、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内への進入体積分の量のオイルは、弁座部材４３の油孔４３ｄを通ってリザーバ３０へ供給される。これによって、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内への進入に伴う内筒２ａ内の容積変化が補償される。

（２−２）伸側行程
伸側行程では、オイルの流れは、図２０に示す油圧回路において破線矢印にて示される。具体的には、ピストンロッド３がシリンダ２に対して相対的に下動することで圧力が高くなったロッド側油室Ｓ２内のオイルは、弁座部材４３の油孔４３ｂを通過して伸側入口チェック弁４４を板バネ６０の付勢力に抗して押し開いて隙間５９へ流れる（図７参照）。

隙間５９に流れ込んだオイルは、板バネ５８とパイロット室５７の背圧による閉弁方向の力に抗してメインバルブ５５を押し開いて、隙間５９から、隙間８０、通路部材５４の油孔５４ｃ及びメインバルブ部材４６の油孔４６ｄを通り、伸側出口チェック弁４７を押し開いてピストン側油室Ｓ１へ流れ込む。このとき、オイルがメインバルブ５５を通過する際の流動抵抗によって、緩衝器１には主たる伸側減衰力が発生する。なお、伸側出口チェック弁４７におけるディスクバルブを複数積み重ねること等により、伸側出口チェック弁４７においてメインバルブ５５で発生する主たる伸側減衰力に加えて、補助的に伸側減衰力を発生させてもよい。

弁座部材４３の油孔４３ｂを通って隙間５９へ流れ込んだオイルの一部は、圧側のパイロット流路を通ってメイン流路を流れるオイルに合流する。具体的には、図７に破線矢印にて示すように、弁座部材４３の油孔４３ｂを通って隙間５９へ流れ込んだオイルの一部は、メインバルブ５５の外周側の流路５６からメインバルブ５５の油孔５５ａを通ってパイロット室５７へ流れ込む。

パイロット室５７に流れ込んだオイルは、通路部材５４の油孔５４ｅ，５４ｄ、弁座部材４９の油孔７１、弁体７７と弁座７１ａとの間の隙間を通って弁座部材４９の空間７２へ流れ込む。そして、弁座部材４９の空間７２へ流れ込んだオイルは、弁体７７に形成された油孔７７ａを通ってフェイルバルブ７５をバネ７６の付勢力に抗して押し開いてコア６３の空間７４へ流れ込む。空間７４へ流れ込んだオイルは、弁座部材４９の油孔４９ｃ、流路６２，６１、通路部材５４の油孔５４ｃを通ってメイン流路を流れるオイルに合流する。

ところで、伸側行程においては、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内からの退出体積分の量のオイルは、リザーバ３０から弁座部材４３の油孔４３ｄを通って、空間４３ａへ流れ込む。空間４３ａへ流れ込んだオイルは、隙間８０へ流れ込み、メイン流路を流れるオイルと合流する。このように、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内からの退出体積分の量のオイルは、リザーバ３０からピストン側油室Ｓ１へ補給される。これによって、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内からの退出に伴う内筒２ａ内の容積変化が補償される。

（図２１の油圧回路）
図２１に示す第３実施形態のように、リザーバ３０を減衰力発生装置４０に並設せずに、ピストン側油室Ｓ１に連通させて備えてもよい。なお、この場合、減衰力発生装置４０及びリザーバ３０は、ピストン１１の外部、更にはシリンダ２の外部に設けられている。

油圧回路は、図２１に示すように、メインバルブ５５、背圧調整部４０ｂ、圧側入口チェック弁４５、圧側出口チェック弁４２、伸側入口チェック弁４４及び伸側出口チェック弁４７を備える。リザーバ３０は、ピストン側油室Ｓ１に直接連通するように設けられる。なお、リザーバ３０の入口には、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内への進入体積分の所定量のオイルをリザーバ３０に導入するため、例えば、図示しないオリフィスやチェック弁等を備えて、オイルの導入量を調整している。

上記した油圧回路を備える場合、リザーバ３０が減衰力発生装置４０に並設されていないため、例えば、図３に示した弁座部材４３の油孔４３ｄ及び油室Ｓは不要となる。この図２１に示すリザーバ３０は、ピストン側油室Ｓ１と別途連通される流路を有する。

（３−１）圧側行程
このような油圧回路を備える緩衝器１において、圧側行程では、オイルの流れは、図２１に示す油圧回路において実線矢印で示される。具体的には、ピストンロッド３がシリンダ２に対して相対的に上動することで圧力が高くなったピストン側油室Ｓ１内のオイルは、図１に示す油孔１９から図２及び図３に示す減衰力発生装置４０の第１油室Ｓ３へ供給される。

また、ピストン側油室Ｓ１内のオイルの一部は、リザーバ３０に導入される。このリザーバ３０に導入されるオイルの量は、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内への進入体積分に相当する。これによって、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内への進入に伴う内筒２ａ内の容積変化が補償される。

第１油室Ｓ３からのオイルの流れは、リザーバ３０に導入されるオイルの流れ以外、前述した（１−１）圧側行程で説明した流れと同じである。

（３−２）伸側行程
伸側行程では、オイルの流れは、図２１に示す油圧回路において破線矢印にて示される。具体的には、ピストンロッド３がシリンダ２に対して相対的に下動することで圧力が高くなったロッド側油室Ｓ２内のオイルは、図１に示す内筒２ａに形成された油孔２１、内筒２ａと外筒２ｂとの間の流路２０、外筒２ｂに形成された油孔２２及び流路２３を経て、図２及び図３に示す減衰力発生装置４０の第２油室Ｓ４へ供給される。

また、リザーバ３０内のオイルは、ピストン側油室Ｓ１へ補給される。これによって、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内からの退出に伴う内筒２ａ内の容積変化が補償される。

第２油室Ｓ４からのオイルの流れは、リザーバ３０から導出されるオイルの流れ以外、前述した（１−２）伸側行程で説明した流れと同じである。

（図２２の油圧回路）
図２２に示す第４実施形態のように、油圧回路の機能をピストン１１に併設し、ピストン側油室Ｓ１に連通させて備えてもよい。すなわち、リザーバ３０を並設しない減衰力発生装置４０をシリンダ２内のピストン１１の内部に備えてもよい。なお、リザーバ３０は、ピストン１１の外部、更にはシリンダ２の外部に設けられている。

油圧回路は、リザーバ３０を備えない以外は、図２０に示した油圧回路と同じである。また、リザーバ３０の構成は、図２１に示したリザーバ３０の構成と同じである。

（４−１）圧側行程
このような油圧回路を備える緩衝器１において、圧側行程では、オイルの流れは、図２２に示す油圧回路において実線矢印にて示される。具体的なオイルの流れは、リザーバ３０に導入されるオイルの流れ以外、前述した（２−１）圧側行程で説明した流れと同じである。

また、ピストン側油室Ｓ１内のオイルの一部は、リザーバ３０に導入される。このリザーバ３０に導入されるオイルの量は、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内への進入体積分に相当する。これによって、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内への進入に伴う内筒２ａ内の容積変化が補償される。

（４−２）伸側行程
伸側行程では、オイルの流れは、図２２に示す油圧回路において破線矢印にて示される。なお、具体的なオイルの流れは、リザーバ３０から導出されるオイルの流れ以外、前述した（２−２）伸側行程で説明した流れと同じである。

また、リザーバ３０内のオイルは、ピストン側油室Ｓ１へ補給される。これによって、ピストンロッド３のシリンダ２の内筒２ａ内からの退出に伴う内筒２ａ内の容積変化が補償される。

以上のように、実施の形態の緩衝器１においては、減衰力発生装置４０は、図３及び４に示すように、第１の圧力室ＰＳ１と第２の圧力室ＰＳ２とが略二重環状で径方向に重なり合う構成である。この略二重環状の構成は、図５及び図２１に示すように、減衰力発生装置４０がピストン１１及びシリンダ２の外部に設けられていても、図２０及び図２２に示すように、減衰力発生装置４０がピストン１１及びシリンダ２の内部に設けられていても構成可能である。そして、略二重環状の構成によって、スペースのコンパクト化が図れる。

また、減衰力発生装置４０において、オイルの流入のみを許容する圧側入口チェック弁４５と伸側入口チェック弁４４を第１の圧力室ＰＳ１に設け、オイルの流出のみを許容する圧側出口チェック弁４２と伸側出口チェック弁４７を第２の圧力室ＰＳ２に設けている。そのため、オイルは、圧側行程では、圧側入口チェック弁４５、第１の圧力室ＰＳ１、メインバルブ５５、第２の圧力室ＰＳ２、圧側出口チェック弁４２の順に流れる。また、オイルは、伸側行程でも、伸側入口チェック弁４４、第１の圧力室ＰＳ１、メインバルブ５５、第２の圧力室ＰＳ２、伸側出口チェック弁４７の順に流れる。したがって、第１の圧力室ＰＳ１と第２の圧力室ＰＳ２の何れが内外になろうとも、第１の圧力室ＰＳ１からメインバルブ５５と弁座部材４３の隙間を通過して第２の圧力室ＰＳ２に流入するメインのオイルの流れは、圧側行程と伸側行程共に同一方向となる。すなわち、圧側行程及び伸側行程共に、オイルは、メインバルブ５５の一端と弁座部材４３との間を径方向外側から径方向内側に向かって同一方向（１ＷＡＹ）に流れる。このため、減衰力発生装置４０は、圧側行程と伸側行程それぞれでオイルが異なる方向に流れる場合と比較して、適切な減衰力を発生させる減衰力発生装置４０の構造を単純化することができる。これにより、減衰力発生装置４０の部品点数を削減して、コストダウンを図ることができる。

また、減衰力発生装置４０は、１つのメインバルブ５５に加えて、この１つのメインバルブ５５にその閉弁方向の内圧を作用させる１つのパイロット室５７と、このパイロット室５７の内圧を調整する減衰力調整部７０とを備えている。減衰力調整部７０において、特に弁体７７が弁座７１ａから離間され又は弁座７１ａに着座することよりパイロット室５７の内圧を調整している。そして、メインバルブ５５と弁座部材４３の隙間を通過するメインのオイルの流れの流路抵抗の調整をメインバルブ５５の開弁圧とパイロット室５７の閉弁方向の内圧との差圧により調整している。このパイロット室５７の内圧を、弁体７７を駆動する小さな荷重によって調整することができるため、広い範囲で減衰力の調整を行うことができる。しかしながら、本発明はかかる構成に限定されるものではなく、減衰力調整部７０を構成する弁機構を、メインバルブ５５として使用し、直接減衰力の調整を行う構成としてもよい。

また、減衰力発生装置４０においては、第１の圧力室ＰＳ１からパイロット室５７へ、更にパイロット室５７から第２の圧力室ＰＳ２へのパイロット流路のオイルの流れを、メインバルブ５５と弁座部材４３の隙間を通過するメインのオイルの流れと同様に圧側行程と伸側行程共に同一方向とすることができる。すなわち、圧側行程及び伸側行程共に、オイルは、メインバルブ５５の一端（図３の左端）と弁座部材４３との間を径方向外側から径方向内側に向かって同一方向（１ＷＡＹ）に流れる。

特に、減衰力発生装置４０において、メインバルブ５５とこのメインバルブ５５に閉弁方向の内圧を作用させるパイロット室５７とを構成する緩衝器１の各部品に対しては、精度や複雑さ等において高いレベルが要求される。このため、本実施の形態のように、１つのメインバルブ５５と１つのパイロット室５７とを１組の構成として、メインのオイルの流れとパイロット流路のオイルの流れとをそれぞれ圧側行程及び伸側行程共に同一方向（１ＷＡＹ）とすることによって、適切な減衰力を発生させる減衰力発生装置４０の構造を更に単純化することができる。これにより、更に減衰力発生装置４０の部品点数を削減し、コストダウンを図ることができる。

ところで、原理上、減衰力調整部７０を構成する弁体７７は、メインバルブ５５の開弁圧をオイルのメインの流れとは反対側から閉弁するために、メインバルブ５５よりも小型に設計される。それぞれの部品は、概ねロッド軸と同軸上に配置することが合理的であることから、例えば、弁体７７の径は、弁座部材４３の端面に着座するメインバルブ５５の一端の径よりも小さく設計する必要がある。そのため、パイロット室５７付近の流路は、メインバルブ５５より外径側よりも相対的に内径側に配置されることが自然である。例えば、下流側パイロット流路は、弁座部材４３の端面に着座するメインバルブ５５の一端よりも、径方向内側にある方が自然であるとともに、コンパクト化が図れる。特に、下流側パイロット流路の一部であり、メイン流路と合流する側となる流路６１の一端の外径が、弁座部材４３の端面に着座するメインバルブ５５の一端の外径よりも径方向内側にある方がコンパクト化が図れる。

また、構成上、メインバルブ５５の上流側から、パイロット室５７を経由し、減衰力調整部７０、メインバルブ５５の下流の順で接続される必要がある。したがって、メインバルブ５５の内径側が下流となる構成とし、パイロット室５７側の流路と交差のないスムーズな構成とすることができる。そのため、減衰力発生装置４０をよりコンパクトな構成とすることができる。

本実施の形態では、メインバルブ５５を略筒状としたため、該メインバルブ５５を廉価で容易に加工することができる。それは、略筒状の部品は旋盤加工し易く、旋盤加工は、バルブ等の高精度が要求される部品をフライス加工等、その他の加工方法よりも廉価に且つ容易に製造することができるからである。

更に、本実施の形態では、図５及び図２１に示すように、減衰力発生装置４０をシリンダ２の外部の自由な位置に配置することができ、パイロット室５７の内圧を制御する減衰力調整部７０を構成する配置等について、レイアウトの自由度を高めることができる。そのため、アクチュエータであるソレノイド部５０の配置やハーネス等の取り回し等についてもレイアウトの自由度を高めることができる。

そして、本実施の形態では、図４、図５及び図２０に示すように、リザーバ３０を下流側の第２の圧力室ＰＳ２に接続することで、リザーバ３０へのオイルの過剰流入を防ぎ、圧力の制限を受けることなく、特に圧側の減衰力調整範囲の自由度を高めることができる。

なお、上記した実施の形態において、シリンダ２の外部に減衰力発生装置４０を設けて成る自動二輪車のリアクッションとして使用される緩衝器１に対して適用した一例を示したが、本発明は、図２０及び図２２に示すように、減衰力発生装置４０をピストン１１にコンパクトに組み込んで成るリアクッションとして使用される緩衝器に対しても同様に適用可能である。このように減衰力発生装置４０をピストン１１の内部に設けることによって、減衰力発生装置４０が緩衝器１の外部に突出することなくコンパクトな構成とすることができる。

また、本発明は、シリンダの外部に減衰力発生装置を設けて成る自動二輪車のフロントフォークとして使用される緩衝器、或いは減衰力発生装置をピストンにコンパクトに組み込んで成るフロントフォークとして使用される緩衝器に対しても同様に適用して前記と同様の効果を得ることができる。

本実施の形態では、車体側にシリンダを取り付け、車軸側にピストンロッドを取り付けて成る倒立型の緩衝器に対して本発明を適用した一例を示した。更に、本発明は、車体側にピストンロッドを取り付け、車軸側にシリンダを取り付けて成る正立型の緩衝器に対しても同様に適用可能である。

本実施の形態では、自動二輪車の後輪を車体に対して懸架するリアクッションとして使用される緩衝器に対して本発明を適用した一例を示した。更に、本発明は、自動二輪車以外の他の任意の車両の車輪を懸架する緩衝器に対しても同様に適用可能であることは勿論である。

本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれるとともに、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。

１…緩衝器、２…シリンダ、２ａ…内筒、２ｂ…外筒、３…ピストンロッド、４…ダンパケース部、５…ラバーブッシュ、６、９…カラー、７…車軸側取付部材、８…ロックナット、１０…バンプラバー、１１…ピストン、１２…ナット、１３…ピストンリング、１４…キャップ、１５…ロッドガイド、１６…リバウンドラバー、１７…オイルシール、１８…ダストシール、１９，２１，２２，４３ｂ，４３ｃ，４３ｄ，４６ｃ，４６ｄ，４９ｃ，５４ｃ，５４ｄ，５４ｅ，５５ａ，７１，７７ａ…油孔、２０，２３，５６，６１，６２…流路、２４…車体側取付部、２５，２６…ダンパケース、２５ａ，２６ａ，４６ａ，４６ｂ，４９ａ，４９ｂ…凹部、２６ｂ…連通路、３０…リザーバ、３１…チャンバキャップ、３２…ブラダ、４０…減衰力発生装置、４０ａ…バルブ部、４０ｂ…背圧調整部、４１…バルブストッパ、４２…圧側出口チェック弁、４３，４９…弁座部材、４３ａ，７２，７４…空間、４４…伸側入口チェック弁、４５…圧側入口チェック弁、４６…メインバルブ部材、４７…伸側出口チェック弁、４８…バルブストッパ、５０…ソレノイド部、５１…ケース、５２…ロッド、５３…ディスタンスカラー、５４…通路部材、５４ａ…大径部、５４ｂ…小径部、５５…メインバルブ、５５ｂ…ガイド面、５５ｃ…着座部、５５ｄ…下面、５７…パイロット室、５８，６０…板バネ、５９，８０…隙間、６３，６４…コア、６５…コイル、６６…プランジャ、６７…作動ロッド、６８，６９…ガイドブッシュ、７０…減衰力調整部、７１ａ…弁座、７３…バネ（第３の弾性体）、７５…フェイルバルブ（第２の弾性体）、７５ｄ…内周部、７５ｅ…外周部、７６，７６ａ，７６ｂ…バネ（第１の弾性体）、７６ｈ…支持部、７７…弁体、７７ｄ…支持部、７７ｅ…非支持部、９０…パイロット流路、９０ａ…上流側パイロット流路、９０ｂ…下流側パイロット流路、ＰＳ１…第１の圧力室、ＰＳ２…第２の圧力室、Ｓ…油室、Ｓ１…ピストン側油室、Ｓ２…ロッド側油室、Ｓ３…第１油室、Ｓ４…第２油室、Ｓ５…リザーバ油室。

Claims (11)

1. 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嵌装されたピストンと、
   該ピストンに連結されて前記シリンダの外部へ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生じる流体の流れを制御する弁機構とを備えた緩衝器において、
   前記弁機構は、
   付勢手段によって流体の流れる流路の開弁方向に付勢される弁体と、
   前記弁体が着座することにより前記流路が閉じられる弁座と、
   ソレノイドの推力によって前記弁体を閉弁方向に移動させるアクチュエータと、
   前記弁体の閉弁方向に第１の弾性体によって付勢されると共に前記弁体に少なくともその一部が着座し又は離間することにより前記流路を開閉可能にするフェイルバルブとを備え、
   流体が前記弁体の開弁方向に流れない場合には、前記フェイルバルブは前記第１の弾性体によって付勢されることにより前記弁体に当接して前記流路を閉じ、
   流体が前記弁体の開弁方向に流れる場合には、前記フェイルバルブは流体圧により前記弁体から離間して前記流路を開き、
   更に前記弁体が前記弁座から開弁方向に最も移動した時、前記フェイルバルブは、前記弁体に当接されて前記流路が閉じられ、前記弁体に該フェイルバルブの一部を支持する支持部が生じると共に、流体が前記弁体の開弁方向に流れる場合には、前記弁体における前記支持部以外の非支持部と当接する該フェイルバルブの少なくとも一部が流体圧により前記弁体から離間して前記流路を開く
   ことを特徴とする緩衝器。
2. 前記第１の弾性体は、２段階以上に弾性率が変化する合成弾性体であることを特徴とする請求項１記載の緩衝器。
3. 前記フェイルバルブが第２の弾性体であり、
   前記フェイルバルブと前記第１の弾性体とにより２段階以上に弾性率が変化する合成弾性体が形成されることを特徴とする請求項１又は２記載の緩衝器。
4. 前記フェイルバルブは、ディスクバルブであることを特徴とする請求項１乃至３いずれか１項に記載の緩衝器。
5. 前記フェイルバルブが複数積層され、その積層数と厚さの少なくともいずれか一方によって前記フェイルバルブの合成弾性率が調整されることを特徴とする請求項４記載の緩衝器。
6. 前記フェイルバルブが、形又は大きさの少なくともいずれか一方が異なる複数のディスクバルブで形成されることを特徴とする請求項５記載の緩衝器。
7. 前記フェイルバルブ、前記弁体、前記フェイルバルブと前記弁体との隙間又は前記弁座の少なくとも何れか一つにオリフィスが形成されていることを特徴とする請求項１乃至６いずれか１項に記載の緩衝器。
8. 前記付勢手段は、第３の弾性体及び流体圧であることを特徴とする請求項１乃至７いずれか１項に記載の緩衝器。
9. 前記支持部と前記非支持部とが、同一部品で一体に形成されていることを特徴とする請求項１乃至８のいずれか１項に記載の緩衝器。
10. 前記支持部と前記非支持部とが、同一平面上に形成されていることを特徴とする請求項１乃至９のいずれか１項に記載の緩衝器。
11. 前記シリンダ内の前記ピストンの摺動による流体の流れを、その開閉により制御して減衰力を発生させるメインバルブと、
    前記メインバルブに対して閉弁方向に内圧を作用させるパイロット室と、
    該パイロット室に流体を導入する導入通路と、
    前記パイロット室と前記メインバルブの下流側とを連通するパイロット流路とを更に備え、
    前記弁機構は、前記パイロット流路上に設けられると共に前記パイロット室及び前記パイロット流路の内圧を制御する
    ことを特徴とする請求項１乃至１０いずれか１項に記載の緩衝器。

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