JPH02283927A - 変位感応型液圧緩衝器 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は、シリンダに対するピストンの摺動位置に応じ
て発生減衰力を変化させるよにした変位感応型液圧緩衝
器に関する。

従来の技術 この種従来の変位感応型液圧緩衝器としては、例えば特
開昭６３−２０３９３９号公報等に記載されているもの
が知られている。

概略を説明すれば、この変位感応型液圧緩衝器は、内部
に作動液が充填されたシリンダの上端部から内部へ挿入
したピストンロッドと、該ピストンロッドの端部に固着
されて前記シリンダ内部を一七部液室と下部液室とに隔
成しつつ摺動するピストンとを備えている。このピスト
ンは、ピストンボディの内部軸方向に伸側流路と圧側流
路が貫通形成されていると共に、ピストンボディの上下
面に、ピストンの伸側あるいは圧側移動に伴って前記伸
側、圧側流路内を通過する作動液に流動抵抗を付与して
減衰力を発生させるバルブプレートが夫々設けられてい
る。また、シリンダの下部液室には、一端部がシリンダ
の底部に止着され、かつ他端部がスプリングガイドを介
して前記伸側バルブプレートに常時弾接するコイルスプ
リングが配置されている。

そして、ピストンロッドが圧側方向に移動するとコイル
スプリングも縮んで伸側バルブプレートを強いばね力で
押圧する。したがって、ピストンロッドが前記圧側行程
から伸側行程に変わった際に、伸側流路内を通過する作
動液に対してバルブプレートのばね力の他にコイルスプ
リングのばね力が作用するため、初期の伸び行程の減衰
力が高くなる。これによって、ピストンロッドの縮み状
態における伸側減衰力を大きくし、伸び状態における伸
側減衰力を小さくすることができ、これによって車両の
操安性を確保できるようになっている。

発明が解決しようとする課題 然し乍ら、前記従来の変位感応型液圧緩衝器にあっては
、コイルスプリングが伸側バルブプレートに常時弾接し
ているため、ピストンがシリンダ内におけるストローク
中心位置（ＩＧ位置）に存する場合でも、悪路走行時な
どの急激な路面人力変化が即座にコイルスプリングに伝
達されてしまう。したがって、例えば車両の僅かな傾動
姿勢から戻り初期時点では、減衰力の変化率が非線形な
急激な高減衰特性になり、また、ピストンの圧側移動時
には、ばね反力も常にサスペンションスプリングとコイ
ルスプリングの両方のばね反力を加えた特性となり、ば
ね定数が大巾に増加する。この結果、車両の良好な乗心
地を得ることができない。

課題を解決するための手段 本発明は、前記従来の問題点に鑑みて案出されたもので
、とりわけシリンダの一方あるいは両方の液室内に、ピ
ストンの摺動位置に応じてバルブプレートにばね荷重を
付与するばね機構を設けるト共に、前記ピストンのシリ
ンダ内におけるストローク中心付近の摺動位置で前記バ
ルブプレートに対し前記ばね機構のばね荷重の人力を回
避する隙間部を設けたことを特徴としている。

作用 上記構成の本発明によれば、車両の初期傾動時つまりピ
ストンがシリンダ内のストローク中心位置であるＩＧ位
置からばね機構とバルブプレートとの所定間隙部内を摺
動している場合は、バルブプレートに対してばね機構の
ばね荷重が全く作用しないため、減衰力を低く抑えるこ
とができる。

また、ばね反力もサスペンションスプリングのみとなり
、ばね定数も低く抑えることができる。

方、ピストンが間隙部領域を越して１Ｇ位置から十分に
離れた位置に移動すると、この場合もシリンダ内の作動
液に流動抵抗が付与されないため、低減衰特性となる。

但し、ばね反力は、サスペンションスプリングにばね機
構のばね力が加わるため高ばね定数となる。また、ピス
トンがこの位置からＩＧ位置に近づく方向（戻り方向）
に摺動した場合は、バルブプレートにばね機構のばね力
が作用するため、作動液に極めて大きな流動抵抗が付与
されて高減衰特性となる。

実施例 以下、本発明の実施例を図面に基づいて詳述する。

第１図Ａ、　　Ｂ、　Ｃは、本発明に係る変位感応型液
圧緩衝器をツインチューブ型に適用した一実施例を示し
、ｌは内部に作動液が充填され、かつ外側にリザーブチ
ューブ２が配置されたシリンダであって、このシリンダ
Ｉは第１図Ｂに示すように上部に、後述のピストンロッ
ド３の外周に有するリバウンドストッパ４が衝接するリ
バウンドバンパー５が環状のバンパーリテーナ６を介し
て固定されている一方、底部には第１図Ｃに示すように
ベースバルブ７が設けられている。このベースバルブ７
はシリンダｌ内部と、リザーブチューブ２とシリンダ１
間のリザーバ室８とを画成しており、このリザーバ室８
内には、封入気体による圧力下に所望量の作動液が充填
されている。

また、前記ピストンロッド３は、一端部３ａがシリンダ
１内にオイルシール９を介して液密的に挿入し、その端
縁にシリンダｌ内部を上部液室ｌａと下部液室１ｂとに
隔成しつつ摺動するピストン１０が取付ボルトＩＩを介
して取り付けられている。

すなわち、このピストン１ｏは、第１図Ａに示すように
取付ポル）１１の軸部中央に装着されて内部軸方向に圧
側流路１３と伸側流路１４が穿設されたピストンボディ
１２と、該ピストンボディ１２の上下面に配置されて、
前記圧側、伸側流路１３．１４を通過する作動液に撓ん
で流動抵抗を付与する圧側バルブプレート１５及び伸側
バルブプレート１６を備えている。また、圧側バルブプ
レート１５は、上面の小径ディスクバルブ１７に当接し
た段差円環状のスプリングシート１８とリテーナ１９の
フランジとの間に弾装された圧側バルブスプリング２０
によって圧側流路１３の環状開口端１３ａを閉塞する方
向に付勢されている。

一方、伸０１１バルブプレート１６も、下面の小径ディ
スクバルブ２１に当接した段差円環状のスプリングシー
ト２２と取付ボルト１１頭部のフランジとの間に弾装さ
れた伸側バルブスプリング２３によって伸側流路１４の
環状開口Ｑ？Ｊ　１４　ａを閉塞する方向に付勢されて
いる。また、ピストンボディ１２の下面には、開口端１
４ａの外側に位置する内側環状シート壁にコンスタント
オリフィス１４Ｃが形成されていると共に、その内側環
状シート壁の外側に環状オリフィス１４ｄと外側環状シ
ート壁１４ｅが夫々形成されている。

そして、シリンダ１の上部液室ｌａ内には第１ばね機構
２５が、下部液室ｌｂ内には第２ばね機構２６が夫々収
納されている。第１．第２ばね機構２５．２６は、夫々
第１．第２コイルスプリング２７．２８と、該第１．第
２コイルスプリング２７．２８の対向する先端に設けら
れた短尺な略筒状の第１．第２抑圧部２９．３０とを備
えている。前記第１．第２コイルスプリング２７．２８
は、各外端部２７ａ、２８ａが第１図Ｂ、Ｃに示すよう
に夫々拡径状に形成されてシリンダ１の内周面に圧着し
、その端縁がバンパーリテーナ６゜ベースバルブボディ
７ａに夫々係止している。また、第１．第２押圧部２９
，３０は、基部の外周面に有する環状凸部２９ａ、３０
ａを介して夫々各コイルスプリング２７．２８の対向内
端部２７ｂ、　　２８ｂに固着されていると共に、基部
の先端外周に有するフランジ部２９ｂ、３０ｂがシリン
ダ１内周而に摺接して安定した摺動が得られるようにな
っている。また、この各フランジ部２９ｂ。

３０ｂは、内径が前記バルブプレート１５．１６の外周
端面に離接可能に設定されていると共に、外端部には通
路溝３１．３２が軸方向に形成されている。

更に、第１．第２コイルスプリング２７．２８の長さは
、ピストン１０がＩＧ位置に存する場合において、各抑
圧部２９．３０の対向先端縁と各バルブプレート＋５．
１６との間に夫々等間隔の間隙部Ｘ、、Ｘ、が形成され
るように設定している。

以下、本実施例の作用について説明する。まず、車両走
行中における路面状態によりピストンロッド３が僅かに
圧制、伸側に移動し、ピストン１０がシリンダ１内を１
０位置付近で間隙部Ｘ、、Ｘ。

間を伸側、圧側に摺動している場合は、各フィルスプリ
ング２７．２８のばね荷重がバルブプレート１５．１６
に作用せず、圧側、伸側流路１３１４を通過する作動液
は各バルブプレート１５１６及びバルブスプリング２０
．２３のばね力によって流動抵抗が付与される。すなわ
ち、例えばピストンロッド３の伸側行程においてピスト
ン１０速度が遅いときは、シリンダｌ内を摺動した場合
、上部液室ｌａ側の横方向溝１４ｂから伸側流路１４を
通った作動液は、開口端１４ａからコンスタントオリフ
ィス１４Ｃを通過した後に、液圧により伸側バルブプレ
ート１６の外周部を撓ませ、それによって伸側バルブプ
レート１６と内外側シート壁１４ｅとの間に形成された
オリフィス及び環状オリフィス１４ｄを通過して下部液
室１ｂにｍ　出する。この際、コンスタントオリフィス
１４Ｃにあっては、発生圧力がピストン１０がストロー
クする速度の２乗に比例し、また伸側バルブプレート１
６の内外側シート壁１４ｅとの間のオリフィスで発生す
る圧力は、ピストン１０がストロークする速度の！７３
乗に比例することから、これを直列に加えた減衰力つま
り第４図ＩＧ点付近の減衰力は、第５図Ｂに示すように
ピストン速度に対し略Ｉ次比例の直線的な比較的低い減
衰特性となる。

このような、１次比例の直線的な特性は、コンスタント
オリフィス１４ｃのみによる速度２乗比例特性に比べて
流量の変化に対する減衰力の変化率は小さいもので、各
部の漏れによるバルブ通過流量のバラツキに対して減衰
特性のバラツキが非常に低減されるという特徴を有する
。

尚、前記の説明ではピストンロッド３の伸側行程のみを
説明したが、圧側行程の場合でも略同様である。但し、
圧側行程の場合はピストンボディ１２上部にコンスタン
トオリフィス等がないため、伸び行程の場合よりさらに
低減衰特性になる。

一方、悪路走行などの場合において、ピストンＩＯが第
２図左側に示すようにＩＧ位置からリバウンド方向（伸
び行程）へ大きく移動した場合は、上部液室１ａの作動
液は矢印のように通路溝３１を経てピストンボディ１２
上面の横方向溝１４ｂを通り伸側流路１４を通過する際
に、前述のように伸側バルブスプリング２３とバルブプ
レート１６の比較的小さなばね力で流動抵抗を受けつつ
下部液室１ｂ内に流入する。依って、この時点つまり第
４図ａ点での伸側減衰力は、第５同人に示すように前記
１６点付近と同様な低減衰特性となる。

同時に圧側バルブプレート１５が、圧側押圧部２９に当
接しつつ第１コイルスプリング２７のばね力で下方へ強
く押し付けられる。したがって、ピストン１０が、この
ａ点から１６点に近づく方向（圧側方向）に移動すると
、第２図右側に示すように下部液室ｌｂ内の作動液は矢
印のように圧側流路１３を通過する際に、圧側バルブス
プリング２０と第１コイルスプリング２７の合成された
強いばね力に抗して圧側バルブブレー）１５を押し開き
ながら上部液室１ａに流入する。依って、第４図ａ点で
の圧側減衰力は、第５同人に示すように破線の場合（１
０位置付近）に比較して急激に上昇して高減衰特性とな
る。特に、ピストン１０の戻り初期の減衰力が急激に大
きくなる。

一方、ピストン１０が第３図右側に示すようにＩＧ位置
からバウンド方向（圧側行程）へ大きく移動した場合は
、下部液室１ｂの作動液は矢印のように通路溝３２を経
て圧側流路１３を通過する際に、前述のように圧側バル
ブスプリング２０とバルブプレート１５の比較的小さな
ばね力で流動抵抗を受けつつ上部液室ｌａ内に流入する
。依って、この時点つまり第４図す点での圧側減衰力は
、第５図Ｃに示すように１６点付近と同様な低減衰特性
となる。同時に伸側バルブプレート１６が伸側押圧部３
０に当接しつつ第２コイルスプリング２８のばね力で上
方へ強く押し付けられる。したがって、ピストン１０が
このｂ点から１６点に近づく方向（伸側方向）に移動す
ると、第３図左側に示すように上部液室１ａ内の作動液
は矢印のように伸側流路１４を通過する際に、伸側バル
ブスプリング２３とフィルスプリング２８の合成された
強いばね力に抗して伸側バルブプレート１６を押し開き
ながら下部液室１ｂに流入する。依って、第４図す点で
の伸側減衰力は、第５図Ｃに示すように破線の場合に比
較して急激に上昇して高減衰特性となる。

また、ここで、液圧緩衝器全体のばね特性を考察すれば
、前述のようにピストン１０が１０位置付近の間隙部Ｘ
、、Ｘ、内を移動している間は、各コイルスプリング２
７．２８のばね反力が作用しない、つまり路面入力が伝
達されないため、サスペンションスプリングのばね反力
のみが作用し全体としてのばね定数を低く抑えることが
できる。

方、ピストンＩＯがＸ、、Ｘ、域を越えてリバウンドあ
るいはバウンド方向に大きく移動した際には、該ピスト
ン１０が各コイルスプリング２７゜２８からのばね反力
を受けるため、全体のばね反力特性はサスペンションス
プリングのばね反力の他に途中から各コイルスプリング
２７．２８のばね反力が加わり、急勾配で増加する。

このように、ピストン１０がｌＧ位置付近を移動してい
る際には、各コイルスプリング２７．２８への路面人力
変化が伝達されずに低減衰力及び低ばね定数が得られる
ため、車両の定速時の乗心地が良好になる。また、ＩＧ
位置からリバウンドあるいはバウンド方向へ大きく離間
移動する際には、低減衰力が維持されると共に、全体の
ばね定数が増加するため、車体のピッチングやローリン
グが抑制されて特に高速運転中の走行安定性が向上する
。更に、この大きく離間した位置からｌＧ位置に近づ（
方向に移動する際には、各コイルスプリング２７．２８
のばね力で減衰力が高くなるため、車体の傾斜姿勢から
元の姿勢へ戻る際の戻り速度が緩慢となる。このため、
特に車両の制振性が向上し乗心地が良好になる。したが
って、全体として重両の乗心地と操安性の両方を満足さ
せることができる。特に、ピストン１０の移動量つまり
変位Ｆｉｌが大きい程各バルブプレート１５，１６に対
する各コイルスプリング２７．２８のばね荷重が大きく
なるため、ＩＧ位置への戻り時の減衰力の上昇率が大き
くなるので、有効なダンピングが可能となり車体の急激
な戻りを十分に抑制することができ、制振性が向上する
。

更に、本実施例では、シリンダｌ内に第１．第２の２つ
のコイルスプリング２７．２８を収納配置し、各バルブ
プレー１−１５．１６に対して夫々大きなばね荷重を付
与するようにしたため、ピストンロッド３の伸側行程、
圧側行程のいずれの場合にも前述のような高減衰特性が
得られ、乗心地や操安性を一層向上させることができる
。

本発明は、前記実施例の構成に限定されるものではなく
、例えばコイルスプリングは必ずしも２つ設ける必要は
なく、また、コイルスプリングのばね力や形状等を実施
に応じて任意変更できる。

更に、コイルスプリングをピストンに固定してコイルス
プリングの外端部とシリンダとの間に間隙部を形成して
もよい。また、バルブプレートの板厚や枚数を変えるこ
とによりピストン高速移動域での特性をチューニングす
ることができる。

発明の効果 以上の説明で明らかなように、本発明に係る変位感応型
液圧緩衝器によれば、ピストンのｌＧ位置付近の移動時
には、低減衰特性及び低ばね反力特性が得られ、ＩＧ位
置から伸側あるいは圧側へ大きく移動した際には、低減
衰特性、高ばね反力特性が得られ、さらに大きく移動し
た位置からＩＧ位置に戻る際には、高減衰特性が得られ
るため、車両の良好な乗心地と操安性の両方を満足させ
ることができる。特にピストンのＩＧ位置付近の移動時
には、斯かる路面入力がばね機構に伝達されずバルブプ
レートに対して大きなばね荷重が作用しないため、十分
な低減衰特性となり、乗心地を一層向上させることがで
きる。

【図面の簡単な説明】

第１図Ａは本発明の一実施例を示す液圧緩衝器の中央部
を示す拡大断面図、同図Ｂは同液圧緩衝器の上部を示す
拡大断面図、同図Ｃは同液圧緩衝器の下部を示す拡大断
面図、第２し１は本実施例の作用を示す要部断面図、第
３図は本実施例の作用を示す要部断面図、第４図はピス
トンの移動点を示す説明図、第５図Ａ、Ｂ、Ｃは夫々ピ
ストン移動時における減衰特性図である。 ■・・・シリンダ、１ａ・・・上部液室、１ｂ・・・下
部液室、３−・・ピストンロッド、ＩＯ・・・ピストン
、１３・・・圧側流路、１４・・・伸側流路、１５・・
・圧側バルブプレート、１６・・・伸側バルブプレート
、２５．２６・・・ばね機構、Ｘ、、Ｘ、・・・間隙部
。 外３名 （Ｃ） 第 図 會 第 図

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. （１）シリンダ内部を２つの液室に隔成しつつ摺動し、
   かつ上下端に減衰力を発生させるバルブプレートを有す
   るピストンを備えた液圧緩衝器において、前記シリンダ
   の液室内に、前記ピストンの摺動位置に応じてバルブプ
   レートにばね荷重を付与するばね機構を設けると共に、
   前記ピストンのシリンダ内におけるストローク中心付近
   の摺動位置で前記バルブプレートに対し前記ばね機構の
   ばね荷重の入力を回避する間隙部を設けたことを特徴と
   する変位感応型液圧緩衝器。