WO2007055402A1 - 緩衝器 - Google Patents

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WO2007055402A1
WO2007055402A1 PCT/JP2006/322788 JP2006322788W WO2007055402A1 WO 2007055402 A1 WO2007055402 A1 WO 2007055402A1 JP 2006322788 W JP2006322788 W JP 2006322788W WO 2007055402 A1 WO2007055402 A1 WO 2007055402A1
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passage
shock absorber
valve
channel
pressure
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PCT/JP2006/322788
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French (fr)
Inventor
Akihisa Ota
Kenkichi Kon
Original Assignee
Kayaba Industry Co., Ltd.
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/32—Details
    • F16F9/34—Special valve constructions; Shape or construction of throttling passages
    • F16F9/348—Throttling passages in the form of annular discs or other plate-like elements which may or may not have a spring action, operating in opposite directions or singly, e.g. annular discs positioned on top of the valve or piston body
    • F16F9/3485—Throttling passages in the form of annular discs or other plate-like elements which may or may not have a spring action, operating in opposite directions or singly, e.g. annular discs positioned on top of the valve or piston body characterised by features of supporting elements intended to guide or limit the movement of the annular discs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16F9/348—Throttling passages in the form of annular discs or other plate-like elements which may or may not have a spring action, operating in opposite directions or singly, e.g. annular discs positioned on top of the valve or piston body

Definitions

  • the present invention relates to an improvement of a shock absorber.
  • a piston that is slidably inserted into the cylinder and divides the inside of the cylinder into two oil chambers, a port that is provided through the viston and allows communication between the two oil chambers, and an outlet opening of the port
  • leaf valves stacked on the part and springs for urging the leaf valve in the direction of closing the port outlet opening (see, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 2 0 0 4-1 9 0 7 16 ).
  • the leaf valve bends due to the pressure difference between the two oil chambers, and the flow passage area through which the hydraulic oil passes is determined by the amount of stagnation of the leaf valve.
  • the damping force generated by the shock absorber is determined by the flow path area. Disclosure of the invention
  • the leaf valve may move in the axial direction without the leaf valve stagnating.
  • the present invention has been made in view of the above-described problems, and an object of the present invention is to provide a shock absorber that can improve the ride comfort in a vehicle even when the shock absorbers have a high expansion / contraction speed. .
  • the present invention relates to a shock absorber for suppressing vibration of a vehicle, a valve disk that defines a cylinder filled with hydraulic fluid, a pressure chamber that is formed in the valve disk, and is defined by the valve disk.
  • the first passage, the second passage, the third passage, and the first passage and the second passage, which are arranged in series with each other, are disposed between the first passage and the second passage.
  • a valve body that selectively opens the passage and the second passage; and a biasing member that biases the valve body in a direction to close the first passage against the pressure of the one pressure chamber; When the valve body that is displaced according to the pressure in the one pressure chamber and opens the first passage is further displaced and closes the second passage, the first passage and the first passage are closed.
  • a bypass passage communicating with the third passage, wherein the bypass passage is the first passage.
  • the second passage is set to a smaller flow passage area than the passage area when open along with.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a shock absorber according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view when the expansion / contraction speed of the shock absorber according to the embodiment of the present invention is in a low speed region.
  • FIG. 3 is a longitudinal sectional view when the expansion / contraction speed of the shock absorber according to the embodiment of the present invention is in a high speed region.
  • FIG. 4 is a graph showing the attenuation characteristics of the shock absorber according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a longitudinal sectional view when the expansion / contraction speed of the shock absorber according to the embodiment of the present invention is in the middle speed region.
  • FIG. 6 is a longitudinal sectional view of a shock absorber according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a plan view of a dam portion in a loose seed device according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view of a weir portion in a shock absorber according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a graph showing the attenuation characteristics of a conventional shock absorber.
  • shock absorber 100 according to a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
  • the shock absorber 100 is interposed between the vehicle body and the axle of the vehicle and suppresses vibration of the vehicle body, and as shown in FIG. 1, a cylinder 40 filled with hydraulic fluid such as oil,
  • the cylinder 40 is divided into two pressure chambers 41 and 42, and the piston 1 is a valve disk that moves slidably in the cylinder 40.
  • One end is connected to the piston 1 and the other end is the cylinder 4.
  • a rod 5 extending to the outside of the zero.
  • the piston 1 is connected to the pressure chambers 4 1 and 4 2 through the first passage 2 a, the second passage 2 b, And a third passage 2c is formed in series. Each of these passages 2a, 2b, 2c will be described later.
  • the shock absorber 1 0 0 is a leaf valve 1 0 as a valve body capable of opening and closing the first passage 2 a and the first passage 2 a is closed against the pressure of the pressure chamber 4 2.
  • a pan panel 15 as an urging member for urging in the direction to be further provided.
  • the leaf valve 10 opens when the pressure on the pressure chamber 42 side becomes larger than the pressure on the pressure chamber 41 side by a predetermined value or more.
  • the cylinder 40 there is an air chamber (not shown) that compensates for the volume change in the cylinder 40 due to the rod 5 entering the cylinder 40 or withdrawing from the cylinder 40. Is provided.
  • FIG. 1 to 3 show a cross section of a structure that generates a damping force when the shock absorber 100 is compressed.
  • the shock absorber 100 When the shock absorber 100 is compressed and the pressure in the pressure chamber 4 2 rises and the leaf valve 10 opens, the hydraulic fluid in the pressure chamber 4 2 flows into the passages 2 a, 2 b, 2 Flows through c and into pressure chamber 41. As the hydraulic fluid passes through the passages 2a, 2b and 2c, resistance is imparted to the hydraulic fluid.
  • the shock absorber 100 generates a damping force by expanding and contracting, and the damping force is determined by a pressure loss generated when passing through the passages 2 a, 2 b, and 2 c.
  • the pressure chamber 42 is upstream when the shock absorber 100 is compressing, and the pressure chamber 41 is upstream when the shock absorber 100 is expanding.
  • the shock absorber 100 performs a compression operation, that is, a case where the pressure chamber 42 is on the upstream side will be described.
  • the rod 5 has a small-diameter portion 5 a at the end, and thereby an annular step portion 5 b is formed on the outer periphery of the rod 5.
  • the viston 1 includes an annular ring body 1 b that is locked to the step 5 b and fitted to the outer periphery of the rod 5, and a vist that is a substantially cylindrical member through which the rod 5 is inserted through the axial through hole 1 g. Main body 1a.
  • the first passage 2 a passes through the piston body 1 a and is formed in parallel with the axial direction of the rod 5.
  • the piston body l a is also formed with a choke passage 1 c that is formed in parallel with the axial direction of the rod 5 and bypasses the first passage 2 a.
  • a plurality of first passages 2a and choke passages 1c may be formed in the viston body 1a.
  • the piston body la has a flow of hydraulic fluid from the pressure chamber 41 to the pressure chamber 42 when the shock absorber 100 is extended, although not shown.
  • An annular leaf valve 10 is disposed on the end face 1 d of the biston body 1 a facing the ring body 1 b so as to close the opening 3 a of the first passage 2 a. In this way, the flow of hydraulic fluid in the first passage 2a can be blocked by the end face 1d of the piston body 1a and the leaf valve 10 and the end face 1d of the piston body 1a is a valve. It functions as a seat, and this end surface 1 d corresponds to the first seat surface.
  • the leaf valve 10 is arranged without closing the choke passage 1c.
  • the ring body 1 b is separated from the leaf valve 10 by a predetermined distance by a cylindrical spacer 21 fitted to the outer periphery of the mouth pad 5. This interval defined between the ring body 1b and the leaf valve 10 is the second passage 2b.
  • the second passage 2b is always in communication with the pressure chamber 4 2 via the choke passage 1c.
  • the third passage 2 c is formed through the ring body l b and parallel to the axial direction of the rod 5. Thus, the third passage 2.
  • the pressure chamber 41 communicates with the second passage 2b.
  • the first passage 2 a, the second passage 2 b, and the third passage 2 c are formed in series with the piston 1, and the pressure chamber 4 defined by the vistone 1 is formed. 1 communicates with the pressure chamber 4 2.
  • an annular spacer 2 2 and an annular disc spring 15 that are smaller in diameter than the leaf valve 10 are stacked. It is done. Since the biston body 1 a is fixed to the outer periphery of the mouth pad 5 as will be described later, the disc spring 15 is compressed between the ring body 1 b and the leaf valve 10, and the leaf valve 10 is The opening 3a of the first passage 2a is urged in the closing direction. The urging force of the disc spring 15 can be adjusted by the thickness and number of spacers 2 2.
  • a male screw portion 5 c is formed at the tip of the small diameter portion 5 a of the rod 5, and a nut 4 for fixing each member to the rod 5 is screwed into the male screw portion 5 c.
  • the nut 4 includes a main body 4 a formed with a female screw to be engaged with the male screw portion 5 c of the mouth 5, a flange portion 4 b formed on the piston 1 side of the main body 4 a, and a flange portion 4. It consists of a cylindrical part 4 c extending from the outer peripheral edge of b toward the vestone 1.
  • the shock absorber 1 0 0 first inserts the ring body 1 b from the tip of the rod 5 and engages it with the step 5 b of the rod 5, and then the spacer 2 1, disc spring 1 5, spacer 2 2 The leaf valve 10 and the biston body 1 a are inserted in order and fitted to the outer periphery of the rod 5. Finally, the nut 4 is screwed into the male thread 5c of the rod 5 protruding from the piston body 1a and tightened. By tightening the nut 4, the end of the cylindrical part 4c of the nut 4 comes into contact with the end surface of the piston body 1a, so that the piston 1 is connected to the step 4b of the nut 4 and the base 5 Sandwiched between them.
  • a plurality of openings 4 d are formed in the cylindrical portion 4 c of the nut 4, and the inside of the cylindrical portion 4 c communicates with the pressure chamber 42 through the openings 4 d.
  • the end face 1 e of the piston body 1 a that does not face the ring body 1 b opens and closes an extension-side passage (not shown) that allows the flow of hydraulic fluid when the shock absorber 100 is extended.
  • Possible laminated leaf valves 50 are arranged. Laminated leaf valve 5 0 is urged toward the biston body 1 a by the disc spring 51, and when the shock absorber 100 is extended, the pressure in the pressure chamber 41 becomes larger than the pressure in the pressure chamber 42, and the differential pressure is set. If this value is reached, the expansion side passage is opened when the outer circumference stagnates.
  • the laminated leaf valve 50 and the disc spring 51 are fixed to the rod 5 by being sandwiched between the nut 4 body 4a and the biston body 1a.
  • a groove portion 1 f that is partially cut out is formed on the end surface 1 e of the biston main body 1 a , and the opening portion 3 b on the upstream side of the first passage 2 a communicates with the groove portion 1 f. Therefore, the opening 3 b of the first passage 2 a is not blocked by the laminated leaf valve 50 and is always in communication with the pressure chamber 42.
  • annular weir portion 25 On the outer peripheral side of the ring body 1 b, an annular weir portion 25 that is slidably in contact with the inner periphery of the cylinder 40 and that protrudes toward the leaf valve 10 is attached.
  • the weir portion 25 extends along the surface of the ring body 1 b facing the leaf valve 10, and the fitting portion 25 a that fits on the outer periphery of the ring body 1 b and slides on the inner periphery of the cylinder 40. And a ring-shaped protruding portion 25 c that protrudes toward the leaf valve 10.
  • the protruding portion 25 c is provided so as to be positioned on the outer peripheral side with respect to the third passage 2 c formed in the ring body 1 b.
  • the weir portion 25 is preferably made of a synthetic resin in order to reduce sliding resistance.
  • the peripheral side of the leaf valve 10 is supported by the disc spring 15 and the spacer 22. If the pressure difference between the pressure in the first passage 2a on the upstream side and the pressure in the second passage 2b on the downstream side exceeds a predetermined value, the outer peripheral side is stagnant and the valve of the biston body 1a The valve opens by moving away from the seat 1d. That is, the opening 3a of the first passage 2a is opened.
  • the leaf valve 10 is configured as a single sheet in the figure, but may be configured by stacking a plurality of sheets.
  • the leaf valve 10 is located outside the position facing the opening 3 a of the first passage 2 a.
  • a communication hole 10 a that penetrates in parallel to the axial direction of the rod 5 is provided on the circumferential side. When the leaf valve 10 is seated on the valve seat 1d, the communication hole 10a is not communicated with the first passage 2a and is closed.
  • the number of communication holes 10a and the opening area are determined according to the damping characteristics required for the shock absorber.
  • the shock absorber 100 When the shock absorber 100 is compressed and the piston assembly 6 moves in the direction of reducing the volume of the pressure chamber 42, the pressure in the pressure chamber 42 rises and the upstream and downstream sides of the leaf valve 10 2 exceeds a predetermined value that is the valve opening pressure of the leaf valve 10, the outer peripheral side of the leaf valve 10 bends as shown in FIG. As a result, the outer peripheral side of the leaf valve 10 is separated from the valve seat 1 d of the biston body 1 a and opens the opening 3 a of the first passage 2 a. Further, the communication hole 10 a of the relief valve 10 is also opened.
  • the hydraulic fluid in the pressure chamber 42 passes through the opening 4 d of the nut 4 and the first passage 2 a, and the leaf valve 10 and the valve seat from the opening 3 a of the first passage 2 a. It flows in between 1 d. Then, it flows into the second passage 2b through an annular gap between the leaf valve 10 and the protruding portion 25c of the weir portion 25, and the second passage also through the communication hole 10a. 2 flows into b, passes through the third passage 2c of the ring body 1b, and flows into the pressure chamber 41.
  • the outer diameter of the leaf valve 10 is set to be at least larger than the inner diameter of the protruding portion 25 c of the weir portion 25. Therefore, when the disc valve 15 is compressed and moved, the leaf valve 10 comes into contact with the end surface of the projecting portion 25 c of the weir portion 25 as shown in FIG. When the leaf valve 10 is in contact with the end face of the projecting portion 25 c, the leaf valve 10 and The annular gap between the projecting portions 25 c is closed. That is, the second passage 2b is blocked. The end surface of the projecting portion 25 c corresponds to the second sheet surface.
  • the leaf valve 10 is disposed between the first passage 2a and the second passage 2b, and selectively opens the first passage 2a and the second passage 2b.
  • the communication hole 10 a is provided at a position where the leaf valve 10 is not blocked by the protruding portion 25 c even when the leaf valve 10 is in contact with the protruding portion 25 c. Therefore, even when the second passage 2 b is closed by the movement of the leaf valve 10, the communication state of the communication hole 10 a is maintained. As a result, the hydraulic fluid in the pressure chamber 42 passes through the communication hole 10 a of the leaf valve 10 and flows into the pressure chamber 41 through the third passage 2 c.
  • the communication hole 10 0 a is formed by the first passage 2 a and the third passage 2 when the leaf valve 10, which has been displaced according to the pressure in the pressure chamber 4 2, closes the second passage 2 b.
  • This is a bypass passage that communicates with c.
  • the communication hole 10 a is set to have a flow area smaller than the flow area when both the first passage 2 a and the second passage 2 b are open, so that the leaf valve 10 is the second passage.
  • the passage 2b is closed, the area of the passage through which the hydraulic fluid passes becomes smaller.
  • the communication hole 10 a of the leaf valve 10 is a hole having openings on both opposite end faces of the leaf valve 10.
  • the shape of the communication hole 10 a is not limited to the hole, and a part of the outer periphery of the leaf valve 10 can be cut into a U shape. Even in this way, if the leaf valve 10 abuts the weir 25, the flow path area is limited while maintaining communication between the first passage 2a and the third passage 2. can do.
  • the weir portion 25 may be configured integrally with the ring body 1b.
  • the outer periphery of the ring body 1 b is configured to be in sliding contact with the inner periphery of the cylinder 40 directly, and the weir portion 25 is composed of only the annular projecting portion 25 c, and the projecting portion 25 c May be provided on either the ring body 1b or the leaf valve 10.
  • the valve seat 1 d of the piston body 1 a is shown flat in the figure, but is initially inclined to the leaf valve 10 which is inclined toward the outer periphery and placed in contact with the valve seat 1 d. To adjust the valve opening pressure.
  • the force urging member serving as the pan panel 15 is not limited as long as the urging member can apply the urging force to the leaf valve 10.
  • it can be configured by an elastic body such as a coil spring, a leaf spring, or rubber.
  • the differential pressure between the pressure chamber 42 and the pressure chamber 41 that is, the differential pressure across the leaf valve 10 is The valve opening pressure at which the outer peripheral side bends does not reach. Accordingly, the first passage 2a remains closed by the leaf valve 10 as shown in FIG. 1, and the working fluid in the pressure chamber 4 2 passes through the choke passage 1c. flows into b. Then, it passes through the third passage 2 c and flows into the pressure chamber 41.
  • the damping characteristics (relationship of the damping force to the piston speed) at this time are as shown in Fig. 4, and the damping coefficient, which is the rate of increase of the damping force with respect to the piston speed, is relatively large.
  • the damping coefficient can be made extremely small when the biston speed is extremely low, and beyond this, the damping coefficient becomes large, and the biston is A damping characteristic can be realized so that the damping force rises quickly as the speed increases.
  • the movement of the biston 1 when the shock absorber starts to expand and contract can be made smooth.
  • the damping force increases and the vibration of the vehicle body can be reliably suppressed, and the ride comfort of the vehicle can be improved.
  • a groove extending from the first passage 2a force to the outer edge of the piston body 1a may be provided in the valve seat 1d so that the hydraulic oil passes through this groove. ,.
  • the Biston speed is in the low speed region, the differential pressure across the leaf valve 10 reaches the valve opening pressure, and the leaf valve 10 is stagnated on the outer peripheral side as shown in FIG. Leave and open the first passage 2a.
  • the hydraulic fluid flowing between the leaf valve 10 and the valve seat 1d from the first passage 2a is between the leaf valve 10 and the protruding portion 25c of the weir 25. Flows into the second passage 2b through the annular gap and flows into the second passage 2b through the communication hole 10a.
  • the flow path area is larger than in the very low speed region where the working fluid moves through the choke passage lc, and the amount of deflection of the leaf valve 10 is also screwed.
  • the channel area increases. Therefore, as shown in Fig. 4, the attenuation characteristics when the piston speed is in the low speed range increase as the biston speed increases, but the attenuation coefficient decreases.
  • the pressure in the pressure chamber 4 2 suddenly rises, so the differential pressure across the leaf valve 10 further increases, and the leaf valve 10 It moves against the urging force of the disc spring 15 and comes into contact with the projecting portion 25 c of the weir portion 25.
  • the annular gap between the leaf valve 10 and the projecting portion 25 c is closed, and the second passage 2 b is closed. Therefore, the first passage 2 a has only the communication hole 10 a. It communicates with the third passage 2c via Accordingly, since the flow area of the hydraulic fluid is reduced, the pressure loss when the hydraulic fluid passes through the piston 1 increases. Therefore, the damping characteristics when the piston speed is in the high speed region are larger than those in the medium speed region, as shown in Fig. 4.
  • the predetermined speed which is the expansion / contraction speed of the shock absorber when the leaf valve 10 is separated from the piston body 1a and abuts against the weir 25, is the plate constant of the pan panel 15 and the deflection of the leaf valve 10. It can be adjusted by rigidity. In the present embodiment, it is set to l mZ s or more. In other words, the boundary between the medium speed region and the high speed region of the piston speed at which the damping coefficient changes greatly is set to l mZ s or more. In consideration of practicality, the predetermined speed is preferably set to 1 mZ s or more and 2 mZ s or less.
  • the damping coefficient can be made larger than in the medium speed range. Therefore, even when the expansion / contraction speed of the shock absorber is high, the damping force is not insufficient, vibration is sufficiently suppressed, and the riding comfort of the vehicle can be improved. In addition, the damping coefficient increases only in the high speed region where the piston speed is equal to or higher than the predetermined speed. Therefore, the damping force of the shock absorber during normal operation of a vehicle whose biston speed is near the low to medium speed region The change is small.
  • the damping force generated by the shock absorber can be increased even under conditions where the amplitude at which the shock absorber expands and contracts is large and the speed of expansion and contraction of the shock absorber reaches the high speed region.
  • the speed of expansion and contraction can be quickly reduced, and the impact during maximum expansion and contraction can be reduced.
  • the difference between the shock absorber 2 0 0 and the shock absorber 1 0 0 of the first embodiment is that instead of the communication hole 1 0 a of the leaf valve 1 0 a, the protruding portion 2 5 c of the weir 2 5 This is the point where the groove 30 is provided. In the following, the differences will be mainly described. .
  • the groove 30 is formed by cutting a part of the annular projecting portion 25 c.
  • the leaf valve 10 comes into contact with the projecting portion 25 c. At this time, the annular gap between the leaf valve 10 and the projecting portion 25 c is closed except for the groove 30. That is, the hydraulic fluid from the first passage 2a communicates with the third passage 2c only through the groove 30. As described above, since the hydraulic fluid passage area is reduced, the pressure loss when the hydraulic fluid passes through the piston 1 is increased.
  • the same attenuation characteristic as in the first embodiment can be obtained when the piston speed is in the high speed region.
  • the number and depth of the grooves 30 should be determined according to the damping characteristics required for the shock absorber. Further, instead of the groove 30, as shown in FIG. 8, a hole 31 having an opening on the inner and outer periphery of the projecting portion 25 c may be used.
  • the above-described embodiment also has the same operational effects as the first embodiment.
  • the piston speed reaches a high-speed area that is equal to or higher than the predetermined speed
  • the flow area of the hydraulic fluid becomes smaller due to the contact between the leaf valve 10 and the weir 25, so that it is attenuated more than in the medium-speed area.
  • the coefficient can be increased. Therefore, even when the expansion / contraction speed of the shock absorber is high, the damping force is not insufficient, vibration is sufficiently suppressed, and the riding comfort of the vehicle can be improved.
  • the present invention is applied to a compression-side damping valve that generates damping force during the compression operation of the shock absorber.
  • it can also be applied to the expansion-side attenuation valve that generates a damping force during the expansion operation of the shock absorber, and can also be applied to both the compression-side and expansion-side attenuation valves. It can also be applied to other valves such as a base valve in a shock absorber.
  • the present invention can be applied to a shock absorber interposed between a vehicle body and an axle in a vehicle.

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Abstract

車両の振動を抑制するための緩衝器(100)において、作動液が封入されたシリンダ(40)内を画成するバルブディスク(1)と、バルブディスク(1)にて画成された圧力室(41,42)間を連通する互いに直列に配置された第１の通路(2a)、第２の通路(2b)、及び第３の通路(2c)と、第１の通路(2a)と第２の通路(2b)とを選択的に開弁する弁体(10)と、弁体(10)を一方の圧力室(42)の圧力に抗して第１の通路(2a)を閉塞する方向に附勢する附勢部材(15)と、一方の圧力室(42)の圧力に応じて変位して第１の通路(2a)を開いた弁体(10)が、それ以上に変位して前記第２の通路(2b)を閉じたときに、第１の通路(2a)と第３の通路(2c)とを連通させるバイパス通路(10a)とを備え、バイパス通路(10a)は、第１の通路(2a)と第２の通路(2b)とが共に開いているときの流路面積よりも小さい流路面積に設定される。

Description

明細書 緩衝器 技術分野
本発明は、 緩衝器の改良に関するものである。 背景技術
従来の緩衝器として、 シリンダ内に摺動自在に挿入されシリンダ内を 2つの油 室に区画するビストンと、 ビストンに貫通して設けられ 2つの油室を連通可能な ポートと、 ポートの出口開口部に積層されたリーフバルブと、 ポート出口開口部 を塞ぐ方向にリーフバルブを附勢するスプリングとを備えたものがある （例えば、 特開 2 0 0 4— 1 9 0 7 1 6号公報参照）。
この種の緩衝器においては、 2つの油室間の圧力差によってリーフバルブが撓 み、 このリーフバルブの橈み量にて作動油が通過する流路面積が決まる。そして、 この流路面積によって緩衝器が発生する減衰力が決まる。 発明の開示
緩衝器の伸縮速度が低速の場合、 つまりビス トンが低速で移動する場合には、 ビス トン速度に応じてリーフバルブの橈み量が変化するため、 緩衝器の減衰特性 はビストン速度に応じて変化する。
しカゝしながら、 緩衝器の伸縮速度が速くなり、 ピストンが高速で移動する場合 には、 リーフバルブが橈まずに、 リーフバルブ自体が軸方向に移動してしまう場 合がある。
このように、 ピス トン速度が速くなる場合には、 図 9に示すように減衰力が不 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阻害してし まうことがある。
本発明は、 上記の問題点に鑑みてなされたものであり、 緩衝器の伸縮速度が速 い場合であっても車両における乗り心地を向上させることができる緩衝器を提 供することを目的とする。
本発明は、 車両の振動を抑制するための緩衝器において、 作動液が封入された シリンダ内を画成するバルブディスクと、 前記バルブディスクに形成され、 前記 バルブディスクにて画成された圧力室間を連通する互いに直列に配置された第 1の通路、 第 2の通路、 及ぴ第 3の通路と、 前記第 1の通路と前記第 2の通路と の間に配置され、 これら第 1の通路と第 2の通路とを選択的に開弁する弁体と、 前記弁体を前記一方の圧力室の圧力に抗して前記第 1の通路を閉塞する方向に 附勢する附勢部材と、 前記一方の圧力室の圧力に応じて変位して前記第 1の通路 を開いた弁体が、 それ以上に変位して前記第 2の通路を閉じたときに、 前記第 1 の通路と前記第 3の通路とを連通させるバイパス通路とを備え、 前記バイパス通 路は、 前記第 1の通路と前記第 2の通路とが共に開いているときの流路面積より も小さい流路面積に設定されることを特徴とする。
本発明によれば、 緩衝器の伸縮速度が速い場合には、 弁体は、 一方の圧力室の 圧力に応じて変位し第 2の通路を閉じる。 このとき、 第 1の通路と第 3の通路と はバイパス通路を介して連通する。 バイパス通路の流路面積は、 第 1の通路と第 2の通路とが共に開いているときの流路面積よりも小さいため、 弁体が第 2の通 路を閉じることによって、 緩衝器が発生する減衰力は大きくなる。 したがって、 緩衝器の伸縮速度が速い場合で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させることができる。 図面の簡単な説明 図 1は、 本発明の実施の形態に係る緩衝器の縦断面図である。
図 2は、 本発明の実施の形態に係る緩衝器の伸縮速度が低速領域である場合の縦 断面図である。
図 3は、 本発明の実施の形態に係る緩衝器の伸縮速度が高速領域である場合の縦 断面図である。
図 4は、 本発明の実施の形態に係る緩衝器における減衰特性を示すグラフ図であ る。
図 5は、 本発明の実施の形態に係る緩衝器の伸縮速度が中速領域である場合の縦 断面図である。
図 6は、 本発明の他の実施の形態に係る緩衝器の縦断面図である。
図 7は、 本発明の他の実施の形態に係る緩種 ί器における堰部の平面図である。 図 8は、 本発明の他の実施の形態に係る緩衝器における堰部の断面図である。 図 9は、 従来の緩衝器における減衰特性を示すグラフ図である。 発明を実施するための最良の形態
以下、 図面を参照して、 本発明の実施の形態について説明する。
(第 1の実施の形態）
まず、 図 1〜図 3を参照して、 本発明の第 1の実施の形態に係る緩衝器 1 0 0 について説明する。
緩衝器 1 0 0は、 車両における車体と車軸との間に介装され車体の振動を抑制 するものであり、図 1に示すように、油等の作動液が封入されたシリンダ 4 0と、 シリンダ 4 0内を 2つの圧力室 4 1 , 4 2に画成しシリンダ 4 0内を摺動自在に 移動するバルブディスクとしてのピス トン 1と、 一端がビストン 1に連結され他 端がシリンダ 4 0の外部へと延在するロッド 5とを備える。 ピス トン 1には、 圧 力室 4 1と 4 2とを連通し作動液を流通させる第 1の通路 2 a、 第 2の通路 2 b、 及び第 3の通路 2 cが直列に形成される。 これら各通路 2 a , 2 b， 2 cに関し ては後に説明する。
緩衝器 1 0 0は、 第 1の通路 2 aを開閉可能な弁体としてのリーフバルブ 1 0 と、 リーフバルブ 1 0を圧力室 4 2の圧力に抗して第 1の通路 2 aを閉塞する方 向に附勢する附勢部材としての皿パネ 1 5とをさらに備える。 リーフバルブ 1 0 は、 圧力室 4 2側の圧力が圧力室 4 1側の圧力よりも所定値以上の差をもって大 きくなった場合に橈んで開弁するものである。
また、 シリンダ 4 0内には、 ロッド 5のシリンダ 4 0内への侵入あるレ、はシリ ンダ 4 0内からの退出によるシリンダ 4 0内の容積変化の補償を行う気室 （図示 せず） が設けられる。
図 1〜図 3は、 緩衝器 1 0 0が圧縮動作した場合に減衰力を発生させる構造の 断面を示すものである。 緩衝器 1 0 0が圧縮動作し圧力室 4 2の圧力が上昇し、 リーフバルブ 1 0が開弁した場合には、 圧力室 4 2内の作動液は、 各通路 2 a , 2 b , 2 cを通り圧力室 4 1へと流入する。 作動液が各通路 2 a， 2 b , 2 cを 通過することによって、 作動液に対して抵抗が付与される。 このように、 緩衝器 1 0 0は、伸縮動作することによって減衰力を発生し、その減衰力は各通路 2 a , 2 b , 2 cを通過する際に生じる圧力損失によって決まる。
このように、 緩衝器 1 0 0が圧縮動作する場合には圧力室 4 2が上流となり、 伸長動作する場合には圧力室 4 1が上流となる。 以下では、 緩衝器 1 0 0が圧縮 動作する場合、 つまり圧力室 4 2が上流側となる場合について説明する。
以下、 緩衝器 1 0 0の各部材について詳細に説明する。
ロッド 5は、 端部に小径部 5 aを有し、 これによりロッド 5の外周には環状の 段部 5 bが形成される。
ビストン 1は、 段部 5 bに係止されロッド 5の外周に嵌合された環状のリング 体 1 bと、 略円筒状の部材であり軸心の貫通孔 1 gをロッド 5が挿通するビスト ン本体 1 aとを備える。
第 1の通路 2 aは、 ピストン本体 1 aを貫通し、 かつロッド 5の軸方向と平行 に形成される。 また、 ピス トン本体 l aには、 ロッ ド 5の軸方向と平行に形成さ れ、 第 1の通路 2 aを迂回するチヨ一ク通路 1 cも形成される。 なお、 第 1の通 路 2 a及びチョーク通路 1 cは、 ビストン本体 1 aに複数形成するようにしても よい。 また、 第 1の通路 2 aの他に、 ピス トン本体 l aには、 図示しないが、 緩 衝器 1 0 0が伸長動作した場合に圧力室 4 1から圧力室 4 2へと作動液の流れ を許容する通路も形成されている。
ビストン本体 1 aにおけるリング体 1 bに対向する端面 1 dには、 環状のリー フバルブ 1 0が第 1の通路 2 aの開口部 3 aを閉塞して配置される。 このように、 ビス トン本体 1 aの端面 1 dとリーフバルブ 1 0とによって、 第 1の通路 2 aに おける作動液の流れは遮断可能であり、 ピス トン本体 1 aの端面 1 dは弁座とし て機能し、 この端面 1 dが第 1のシート面に該当する。 なお、 リーフバルブ 1 0 は、 チョーク通路 1 cを閉塞することなく配置される。
リング体 1 bは、 口ッド 5の外周に嵌合された筒状のスぺーサ 2 1によってリ ーフバルブ 1 0と所定間隔だけ隔てられる。 リング体 1 bとリーフバルブ 1 0と の間に画成されるこの間隔が第 2の通路 2 bである。 リーフバルブ 1 0が第 1の 通路 2 aを閉塞している状態では、 第 2の通路 2 bはチョーク通路 1 cを介して 圧力室 4 2と常時連通する。
第 3の通路 2 cは、 リング体 l bを貫通し、 かつロッド 5の軸方向と平行に形 成される。 このように、 第 3の通路 2。は、 圧力室 4 1と第 2の通路 2 bとを連 通させるものである。
以上のように、 第 1の通路 2 a、 第 2の通路 2 b、 及び第 3の通路 2 cは、 ピ ス トン 1に互いに直列に形成され、 ビストン 1にて画成された圧力室 4 1と圧力 室 4 2とを連通させるものである。 リング体 1 bとリーフバルブ 1 0との間で、 かつスぺ一サ 2 1の外周には、 リ ーフバルブ 1 0よりも小径で環状の間座 2 2と環状の皿バネ 1 5とが積層され る。 ビストン本体 1 aは、 後述するように口ッド 5の外周に固定されるため、 皿 バネ 1 5は、 リング体 1 bとリーフバルブ 1 0との間にて圧縮され、 リーフバル ブ 1 0を第 1の通路 2 aの開口部 3 aを閉塞する方向に附勢する。 皿バネ 1 5の 附勢力は、 間座 2 2の厚さ及び枚数によって調整することができる。
ロッド 5の小径部 5 aの先端には雄ネジ部 5 cが形成され、 その雄ネジ部 5 c には各部材をロッド 5に固定するためのナット 4が螺合される。 ナッ ト 4は、 口 ッド 5の雄ネジ部 5 cと螺合する雌ねじが形成された本体 4 aと、 本体 4 aのピ ストン 1側に形成されたフランジ部 4 bと、 フランジ部 4 bの外周縁からビスト ン 1に向かって延設された筒状部 4 cとからなる。
緩衝器 1 0 0は、 まずロッド 5の先端部からリング体 1 bを挿入しロッド 5の 段部 5 bに係止させ、 その後、 スぺーサ 2 1、 皿バネ 1 5、 間座 2 2、 リーフバ ルブ 1 0、 及びビストン本体 1 aを順番に挿入しロッド 5の外周に嵌合させる。 そして、 最後にビス トン本体 1 aから突出したロッド 5の雄ネジ部 5 cにナツ ト 4を螺合させ締め込む。 ナット 4を締め込むことによって、 ナット 4の筒状部 4 cの端部がビス トン本体 1 aの端面に当接するため、 ピス トン 1はナット 4と口 ッド 5の段部 5 bとの間にて挟持される。
このようにして、 ロッド 5の先端には、 ピストン 1及び他の各部材から構成さ れるビス トンアッセンプリ 6が固定される。 なお、 ナツト 4における筒状部 4 c には、 複数の開口部 4 dが形成され、 この開口部 4 dを通じて筒状部 4 c内と圧 力室 4 2とが連通する。
なお、 ピストン本体 1 aにおけるリング体 1 bと対向しない端面 1 eには、 緩 衝器 1 0 0が伸長動作した場合に作動液の流れを許容する伸長側の通路 （図示せ ず） を開閉可能な積層リーフバルブ 5 0が配置されている。 積層リーフバルブ 5 0は、 皿バネ 5 1によってビストン本体 1 aに向けて附勢され、 緩衝器 1 0 0の 伸長時に圧力室 4 1の圧力が圧力室 4 2の圧力より大きくなり、 その差圧が設定 された値に達した場合には、 外周側が橈むことによって伸長側の通路を開弁する。 積層リーフバルブ 5 0及び皿バネ 5 1は、 ナツ ト 4の本体 4 aとビストン本体 1 aとで挟持されることによって、 ロッド 5に固定される。
ビストン本体 1 aの端面 1 eには部分的に切り欠かれた溝部 1 f が形成され、 第 1の通路 2 aの上流側の開口部 3 bは、 その溝部 1 f に連通している。 したが つて、 第 1の通路 2 aの開口部 3 bは、 積層リーフバルブ 5 0によって閉塞され ることはなく、 常に圧力室 4 2と連通した状態となっている。
リング体 1 bの外周側には、 シリンダ 4 0の内周に摺接すると共に、 リーフバ ルブ 1 0に向けて突設する環状の堰部 2 5が取り付けられている。
堰部 2 5は、 リング体 1 bの外周に嵌合しシリンダ 4 0の内周に摺接する嵌合 部 2 5 aと、 リング体 1 bにおけるリーフバルブ 1 0に対向する面に沿って延設 される鍔部 2 5 bと、 リーフバルブ 1 0に向けて突設する環状の突設部 2 5 cと を備える。 突設部 2 5 cは、 リング体 1 bに形成された第 3の通路 2 cよりも外 周側に位置するように設けられる。
嵌合部 2 5 aの外周は、 シリンダ 4 0の内周と摺接する。 したがって、 堰部 2 5は、 摺動抵抗を低減するため、 合成樹脂で構成するのが好ましい。
リーフバルブ 1 0は、 前述したように、 皿バネ 1 5及び間座 2 2によって內周 側が支持されている。 そして、 上流側である第 1の通路 2 aの圧力と下流側であ る第 2の通路 2 bとの圧力差が所定値を超えた場合には、 外周側が橈みビストン 本体 1 aの弁座 1 dから離れることによって開弁する。 つまり、 第 1の通路 2 a の開口部 3 aを開放する。 なお、 リーフバルブ 1 0は、 図中では 1枚で構成され ているが、 複数枚を積層して構成してもよい。
リーフバルブ 1 0には、 第 1の通路 2 aの開口部 3 aに対向する位置よりも外 周側に、 ロッド 5の軸方向と平行に貫通した連通孔 1 0 aが設けられる。 連通孔 1 0 aは、 リーフバルブ 1 0が弁座 1 dに着座した状態では、 第 1の通路 2 aと 連通せず閉じられた状態となる。 なお、 連通孔 1 0 aの数及び開口面積は、 緩衝 器に要求される減衰特性に応じて決定される。
緩衝器 1 0 0が圧縮動作し、 ビストンアッセンプリ 6が圧力室 4 2 容積を縮 める方向に移動した場合において、 圧力室 4 2の圧力が上昇しリーフバルブ 1 0 の上流側と下流側との圧力差が、 リーフバルブ 1 0の開弁圧である所定値を超え た場合には、 図 2に示すようにリーフバルブ 1 0の外周側が撓む。 これにより、 リーフバルブ 1 0の外周側は、 ビストン本体 1 aの弁座 1 dから離れ第 1の通路 2 aの開口部 3 aを開放する。 また、 リ一フバルブ 1 0の連通孔 1 0 aも開放さ れることになる。 この状態において、 圧力室 4 2内の作動液は、 ナット 4の開口 部 4 dと第 1の通路 2 aを通り、 第 1の通路 2 aの開口部 3 aからリーフバルブ 1 0と弁座 1 dとの間に流入する。 そして、 リーフバルブ 1 0と堰部 2 5の突設 部 2 5 cとの間の環状隙間を介して第 2の通路 2 bに流れ込むと共に、 連通孔 1 0 aを介しても第 2の通路 2 bに流れ込み、 リング体 1 bの第 3の通路 2 cを通 過して圧力室 4 1へと流入する。
緩衝器圧縮動作時のビストンァッセンブリ 6の速度、 つまり緩衝器 1 0 0の伸 縮速度が所定速度以上の場合には、 圧力室 4 2の圧力が急激に上昇するため、 リ ーフバルブ 1 0の上流側と下流側との圧力差が上記した開弁圧を超えてさらに 大きくなる。 この場合、 リーフバルブ 1 0は、 全体が皿パネ 1 5の附勢力に抗し て移動しビス トン 1から離れる。
リーフバルブ 1 0の外径は、 少なくとも堰部 2 5の突設部 2 5 cの内径以上に 設定されている。 したがって、 リーフバルブ 1 0は、 皿バネ 1 5を圧縮して移動 した場合、 図 3に示すように堰部 2 5の突設部 2 5 cの端面に当接する。 リーフ バルブ 1 0が突設部 2 5 cの端面に当接することによって、 リーフバルブ 1 0と 突設部 2 5 cとの間の環状隙間は閉塞される。 つまり、 第 2の通路 2 bは閉塞さ れることになる。 この突設部 2 5 cの端面が第 2のシート面に該当する。
このように、 リーフバルブ 1 0は、 第 1の通路 2 aと第 2の通路 2 bとの間に 配置され、 これら第 1の通路 2 aと第 2の通路 2 bとを選択的に開弁する。 連通孔 1 0 aは、 リーフバルブ 1 0が突設部 2 5 cに当接した状態でも、 突設 部 2 5 cにて閉塞されない位置に設けられている。 したがって、 リーフバルブ 1 0の移動によって第 2の通路 2 bが閉塞された場合でも、 連通孔 1 0 aの連通状 態は維持される。 これにより、 圧力室 4 2内の作動液は、 リーフバルブ 1 0の連 通孔 1 0 aを通過し、 第 3の通路 2 cを介して圧力室 4 1へと流入する。 このよ うに、 連通孔 1 0 aは、 圧力室 4 2の圧力に応じて変位したリーフバルブ 1 0が 第 2の通路 2 bを閉塞したときに第 1の通路 2 aと第 3の通路 2 cとを連通さ せるバイパス通路である。
連通孔 1 0 aは、 第 1の通路 2 aと第 2の通路 2 bとが共に開いているときの 流路面積よりも小さい流路面積に設定されるため、 リーフバルブ 1 0が第 2の通 路 2 bを閉塞した状態では、 作動液が通過する流路面積は小さくなる。
なお、 本実施の形態においては、 リーフバルブ 1 0の連通孔 1 0 aは、 リーフ バルブ 1 0における対向する両端面に開口部を有する孔とした。 しカゝし、 連通孔 1 0 aの形状は孔に限るものではなく、 リーフバルブ 1 0の外周の一部を U字状 に切除した切り欠きとすることも可能である。 このように形成しても、 リーフバ ルブ 1 0が堰部 2 5に当接した場合には、 第 1の通路 2 aと第 3の通路 2 じ との 連通を維持しつつ流路面積を制限することができる。
また、 堰部 2 5は、 リング体 1 bと一体に構成してもよレ、。 また、 リング体 1 bの外周を直接シリンダ 4 0の内周に摺接するように構成すると共に、 堰部 2 5 を環状の突設部 2 5 cのみで構成し、 その突設部 2 5 cをリング体 1 b又はリー フバルブ 1 0のいずれか一方に設けるようにしてもよレ、。 また、 ビス トン本体 1 aの弁座 1 dは、 図中では平坦に示しているが、 外周に 向かって傾斜させ、 弁座 1 dに当接して配置されるリーフバルブ 1 0に初期橈み を与えて開弁圧を調節するようにしてもよい。
また、 本実施の形態では、 附勢部材を皿パネ 1 5としている力 附勢部材はリ ーフバルブ 1 0に附勢力を作用させ得るものであればどのようなものでもよレ、。 例えば、 コイルスプリング、 リーフスプリング、 又はゴム等の弾性体にて構成す ることも可能である。
以上のように構成される緩種 ί器 1 0 0の作用について説明する。
緩衝器 1 0 0が圧縮動作し、 ビストンアッセンプリ 6が圧力室 4 2の容積を縮 める方向に移動すると、 圧力室 4 2の圧力が上昇し、 圧力室 4 2内の作動液は圧 力室 4 1内へと移動しようとする。
緩衝器の伸縮速度となるビス トン速度が微低速領域である場合には、 圧力室 4 2と圧力室 4 1との差圧、 つまりリーフバルブ 1 0の前後差圧は、 リーフバルブ 1 0の外周側が撓む開弁圧に達しない。 したがって、 第 1の通路 2 aは、 図 1に 示すようにリーフバルブ 1 0によって閉塞されたままであり、 圧力室 4 2内の作 動液は、 チョーク通路 1 cを介して第 2の通路 2 bに流れ込む。 そして、 第 3の 通路 2 cを通過して圧力室 4 1へと流入する。
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 4に示すよ うになり、 ビス トン速度に対する減衰力の増加割合である減衰係数は比較的大き いものとなる。
緩衝器 1 0 0は、 チョーク通路 1 cを備えているため、 ビス トン速度が極微低 速のときには、 減衰係数を極めて小さくすることができ、 これを超えると減衰係 数が大きくなり、 ビス トン速度の増加に伴って減衰力が速やかに立ち上がるよう な減衰特性を実現することができる。 つまり、 極微低速領域では緩衝器が伸縮し 始めるときのビストン 1の動きを円滑にすることができ、 微低速領域内であって 極微低速領域を超える場合には、 減衰力が大きくなり確実に車体の振動を抑制で き、 車両の乗り心地を向上させることができる。
なお、 チョーク通路 1 cに代わり、 弁座 1 dに第 1の通路 2 a力 らピス トン本 体 1 aの外縁まで伸びる溝を設け、 作動油がこの溝を通過するようにしてもよレ、。 次に、 ビストン速度が低速領域である場合には、 リーフバルブ 1 0の前後差圧 が開弁圧に達し、 リーフバルブ 1 0は、 図 2に示すように外周側が橈んで弁座 1 dから離れ、 第 1の通路 2 aを開放する。
この場合には、 第 1の通路 2 aからリーフバルブ 1 0と弁座 1 dとの間に流入 した作動液は、 リーフバルブ 1 0と堰部 2 5の突設部 2 5 cとの間の環状隙間を 介して第 2の通路 2 bに流れ込むと共に、 連通孔 1 0 aを介しても第 2の通路 2 bに流れ込む。
したがって、 ピス トン速度が低速領域である場合には、 チヨ一ク通路 l cを介 して作動液が移動する微低速領域の場合よりも流路面積が大きく、 リーフバルブ 1 0の撓み量もビス トン速度の増加に伴って大きくなるため流路面積が拡大す る。 したがって、 ピス トン速度が低速領域である場合の減衰特性は、 図 4に示す ように、 ビストン速度の増加に伴って减衰カは大きくなるものの減衰係数は小さ くなる。
次に、 ピストン速度が中速領域である場合には、 リーフバルブ 1 0の前後差圧 が大きくなり、 リーフバルブ 1 0は、 図 5に示すように、 皿バネ 1 5の附勢力に 打ち勝って、 全体がピス トン本体 1 aから離れる方向へと移動する。 リーフノくノレ ブ 1 0と弁座 1 dとの間の隙間は、 ビストン速度に比例して大きくなる。 し力、し、 リーフバルブ 1 0は堰部 2 5の突設部 2 5 cに当接することはなぐ、 リーフバル ブ 1 0と突設部 2 5 cとの間の環状隙間は閉塞されることはない。 つまり、 第 2 の通路 2 bが閉塞されることはない。
したがって、 ピス トン速度が中速領域である場合の減衰特性は、 図 4に示すよ うに、 ビス トン速度の増加に伴って減衰力は大きくなるものの減衰係数は小さく なる。
次に、 ビス トン速度が所定速度以上である高速領域の場合には、 圧力室 4 2の 圧力が急激に上昇するため、 リーフバルブ 1 0の前後差圧がさらに大きくなり、 リーフバルブ 1 0は、 皿バネ 1 5の附勢力に抗して移動し堰部 2 5の突設部 2 5 cに当接する。 これにより、 リーフバルブ 1 0と突設部 2 5 cとの間の環状隙間 は閉塞され、 第 2の通路 2 bは閉塞されるため、 第 1の通路 2 aは、 連通孔 1 0 aのみを介して第 3の通路 2 cと連通する。 したがって、 作動液の流路面積は小 さくなるため、 作動液がビス トン 1を通過するときの圧力損失は大きくなる。 したがって、 ピストン速度が高速領域である場合の減衰特性は、 図 4に示すよ うに、 減衰係数が中速領域の場合と比較して大きくなる。
なお、 リーフバルブ 1 0がピス トン本体 1 aから離れ、 堰部 2 5に当接すると きの緩衝器の伸縮速度である所定速度は、 皿パネ 1 5のパネ定数及びリーフバル ブ 1 0の撓み剛性によって調節することができる。 本実施の形態では、 l mZ s 以上に設定される。 つまり、 減衰係数が大きく変化するピス トン速度の中速領域 と高速領域との境界が l mZ s以上に設定される。 また、 実用性を勘案すると、 この所定速度は、 l mZ s以上、 2 mZ s以下に設定するのが好ましい。
以上の本実施の形態によれば、 ビス トン速度が所定速度以上である高速領域に 達すると、 リーフバルブ 1 0と堰部 2 5との当接によって作動液の流路面積が小 さくなるため、 中速領域の場合よりも減衰係数を大きくすることができる。 した がって、 緩衝器の伸縮速度が高速の場合であっても、 減衰力が不足することがな く、 振動の抑制が充分に行われ、 車両の乗り心地を向上させることができる。 また、 減衰係数が大きくなるのは、 ピス トン速度が所定速度以上である高速領 域時のみであるため、 ビストン速度が低中速領域付近である車両の通常運転時に は、 緩衝器の減衰力の変化は小さい。 したがって、 通常運転時においては、 减衰 力が大きくなり過ぎることが防止され、 車両の乗り心地を阻害することがない。 また、 緩衝器が最伸縮するような振幅が大きく、 かつ、 緩衝器の伸縮速度が高 速領域に達するような状況下でも、 緩衝器の発生減衰力を大きくすることができ るため、 緩衝器の伸縮速度を速やかに低減することができ、 最伸縮時の衝撃を緩 和することができる。 また、 緩衝器の最収縮時の衝撃を緩和するためのバンプス トツパラバーの負担を軽減し、 バンプストツパラバーの長寿命化に寄与する。
(第 2の実施の形態）
次に、 図 6〜図 8を参照して、 本発明の第 2の実施の形態に係る緩衝器 2 0 0 について説明する。 なお、 上記第 1の実施の形態の緩衝器 1 0 0と同様の部材に ついては、 同様の符号を付しその説明を省略する。
緩衝器 2 0 0における上記第 1の実施の形態の緩衝器 1 0 0との相違点は、 リ ーフバルブ 1 0の連通孔 1 0 aに代わり、 堰部 2 5の突設部 2 5 cに溝 3 0を設 けた点である。 以下に、 その相違点を中心に説明する。 .
溝 3 0は、 図 7に示すように、 環状の突設部 2 5 cの一部を切除することによ つて形成される。
緩衝器 2 0 0が圧縮動作し、 ビストン速度が所定速度以上である高速領域に逹 した場合には、 リーフバルブ 1 0は突設部 2 5 cに当接する。 このとき、 リーフ バルブ 1 0と突設部 2 5 cとの間の環状隙間は、 溝 3 0を残して閉塞される。 つ まり、 第 1の通路 2 aからの作動液は、 溝 3 0のみを介して第 3の通路 2 cと連 通する。 このように、 作動液の流路面積は小さくなるため、 作動液がピス トン 1 を通過するときの圧力損失は大きくなる。
したがって、 本実施の形態においてもビス トン速度が高速領域である場合の減 衰特性は、 上記第 1の実施の形態と同様の特性を得ることができる。
なお、 溝 3 0の個数及び深さ寸法は、 緩衝器に要求される減衰特性に応じて決 定すればよレ、。 また、 溝 3 0に代わり、 図 8に示すように、 突設部 2 5 cの内外周に開口部を 有する孔 3 1としてもよし、。
以上の本実施の形態おいても、 上記第 1の実施の形態と同様の作用効果を奏す る。 つまり、 ピス トン速度が所定速度以上である高速領域に達すると、 リーフバ ルブ 1 0と堰部 2 5との当接によって作動液の流路面積が小さくなるため、 中速 領域の場合よりも減衰係数を大きくすることができる。 したがって、 緩衝器の伸 縮速度が高速の場合であっても、 減衰力が不足することがなく、 振動の抑制が充 分に行われ、 車両の乗り心地を向上させることができる。
なお、 以上では、 本発明を、 緩衝器の圧縮動作時に減衰力を発生する圧縮側の 減衰バルブに適用する場合について示した。 しかし、 緩衝器の伸長動作時に減衰 力を発生する伸長側の減衰バルブに適用することも可能であり、 また、 圧縮側及 び伸長側の双方の減衰バルブに適用することも可能である。 また、 緩衝器におけ るベースバルブ等の他のバルブにも適用することもできる。
本発明は上記の実施の形態に限定されずに、 その技術的な思想の範囲内におい て種々の変更がなしうることは明白である。 産業上の利用可能性
本発明は、 車両における車体と車軸との間に介装される緩衝器に適用すること ができる。

Claims

請求の範囲
1 . 車両の振動を抑制するための緩衝器において、
作動液が封入されたシリンダ内を画成するバルブディスクと、
前記バルブディスクに形成され、 前記バルブディスクにて画成された圧力室間 を連通する互いに直列に配置された第 1の通路、第 2の通路、及び第 3の通路と、 前記第 1の通路と前記第 2の通路との間に配置され、 これら第 1の通路と第 2 の通路とを選択的に開弁する弁体と、
前記弁体を前記一方の圧力室の圧力に抗して前記第 1の通路を閉塞する方向 に附勢する附勢部材と、
前記一方の圧力室の圧力に応じて変位して前記第 1の通路を開いた弁体が、 そ れ以上に変位して前記第 2の通路を閉じたときに、 前記第 1の通路と前記第 3の 通路とを連通させるバイパス通路と、 を備え、
前記バイパス通路は、 前記第 1の通路と前記第 2の通路とが共に開いていると きの流路面積よりも小さレ、流路面積に設定されることを特徴とする緩衝器。
2 .前記バルブディスクは、前記シリンダ内を侵退する口ッドの一端に連結され、 前記シリンダ内を摺動自在に移動するビストンであり、
前記ピス トンは、
前記口ッドに係止されたリング体と、
前記リング体との間にて前記附勢部材を圧縮するビス トン本体と、 を備え、 前記第 1の通路は前記ビス トン本体に貫通して形成され、
前記第 3の通路は前記リング体に貫通して形成され、
前記弁体は、
前記ビス トン本体における第 1のシート面に当接することによって前記第 1 の通路を閉塞すると共に、
前記リング体における第 2のシート面に当接することによって前記第 2の通 路を閉塞することを特徴とする請求項 1に記載の緩衝器。
3 . 緩衝器が前記一方の圧力室の容積を縮める方向に移動し、 その移動速度が所 定値以上の場合には、 前記弁体は、 前記附勢部材の附勢力に杭して移動し、 前記 リング体の前記第 2のシート面に当接することを特徴とする請求項 2に記載の 緩衝器。
4 . 前記リング本体に、 前記第 1の通路を迂回するチョーク通路を設けたことを 特徴とする請求項 2に記載の緩衝器。
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