WO2011125515A1 - リーフバルブ構造 - Google Patents

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WO2011125515A1
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leaf
valve
valve seat
cylinder
valve structure
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山田　秀樹
村上　知治
正 及川
友人 網野
義憲 野村
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カヤバ工業株式会社
株式会社ファインシンター
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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
    • 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
    • F16F2222/00—Special physical effects, e.g. nature of damping effects
    • F16F2222/10—Adhesion
    • 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
    • F16F2230/00—Purpose; Design features
    • F16F2230/36—Holes, slots or the like
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
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    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/7722—Line condition change responsive valves
    • Y10T137/7837—Direct response valves [i.e., check valve type]
    • Y10T137/7858—With means for selecting area of valve or seat
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
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    • Y10T137/7722—Line condition change responsive valves
    • Y10T137/7837—Direct response valves [i.e., check valve type]
    • Y10T137/7904—Reciprocating valves
    • Y10T137/7922—Spring biased
    • Y10T137/7929—Spring coaxial with valve
    • Y10T137/7932—Valve stem extends through fixed spring abutment

Definitions

  • This invention relates to a damping valve for a fluid pressure buffer.
  • a fluid pressure buffer that absorbs road vibration input to the vehicle includes a damping valve that provides resistance to the flow of the working fluid and attenuates the vibration.
  • JP01-111840U issued in 1996 by the Japan Patent Office proposes a damping valve structure for reducing the influence of the viscosity of the working fluid on the generated damping force.
  • the damping valve includes a main leaf valve seated on the valve seat and a sub leaf valve seated in a hole formed in the main leaf valve.
  • valve seat of the leaf valve is formed of a sintered alloy having a lower hardness than the leaf of the leaf valve.
  • the top of the valve seat that contacts the leaf is generally formed on a smooth surface by sizing or the like.
  • the leaf valve will stick to the top of the valve seat with a high surface adsorption force.
  • a pressure larger than a normal cracking pressure may be required.
  • the object of the present invention is to reduce the influence of the difference in the viscosity of the working fluid on the cracking pressure of the leaf.
  • a leaf valve structure according to the present invention is seated on a valve seat under a predetermined elastic support force against the pressure of an annular valve seat and a working fluid inside the valve seat.
  • the valve seat is formed with recesses having openings on the inner periphery of the valve seat and on the seating surface of the leaf.
  • FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view of a fluid pressure shock absorber provided with a base valve having a leaf valve structure according to the present invention.
  • FIG. 2 is an enlarged longitudinal sectional view of the base valve.
  • FIG. 3 is a plan view of the valve seat according to the present invention.
  • the leaf valve structure according to the present invention is applied to, for example, a base valve 5 of a hydraulic shock absorber that absorbs road surface vibration input to a vehicle.
  • the hydraulic shock absorber includes a cylinder 1, a piston rod 2 that is slidably inserted into the cylinder 1 from the axial direction, and a piston 3 that is fixed to the tip of the piston rod 2 and that is in sliding contact with the inner periphery of the cylinder 1.
  • the piston 3 defines an oil chamber R1 on the piston rod 2 side and an oil chamber R2 on the opposite side.
  • the cylinder 1 is accommodated coaxially inside the outer tube 4.
  • One end of the outer tube 4 and the cylinder 1 in the axial direction is sealed by a rod guide 11.
  • the other end of the outer tube 4 and the cylinder 1 in the axial direction is sealed by the bottom block 12.
  • the piston rod 2 penetrates the rod guide 11 freely in the axial direction.
  • a reservoir R is provided between the outer tube 4 and the cylinder 1.
  • the reservoir R compensates for the oil amount fluctuation in the cylinder 1 due to the piston rod 2 entering the cylinder 1 and withdrawing from the cylinder 1. Gas is sealed above the oil level of the reservoir R.
  • the piston 3 includes an extension-side damping valve 31 that permits the flow of hydraulic oil from the oil chamber R1 on the piston rod 2 side to the oil chamber R2 on the opposite side of the piston rod 2 with a predetermined flow resistance, and a piston rod 2 is provided with a compression-side damping valve 32 that permits the flow of hydraulic oil from the oil chamber R2 on the opposite side to 2 to the oil chamber R1 on the piston rod 2 side under a predetermined flow resistance. It is also possible to replace the compression side damping valve 32 with a check valve that allows the flow of hydraulic oil from the oil chamber R2 on the opposite side of the piston rod 2 to the oil chamber R1 on the piston rod 2 side without resistance.
  • the base valve 5 is provided on the bottom block 12.
  • the base valve 5 has a compression-side damping valve 51 that allows the hydraulic oil to flow out from the oil chamber R2 on the opposite side of the piston rod 2 to the reservoir R under a predetermined flow resistance, and resists the flow of hydraulic oil in the opposite direction. It consists of a check valve 52 that allows it.
  • the hydraulic shock absorber attenuates vibrations input to the vehicle body from the road surface via the axle under the above structure.
  • the hydraulic shock absorber connects the piston rod 2 to the vehicle body, the upright type that connects the outer tube 4 to the vehicle axle, the outer tube 4 connects to the vehicle body, and the piston rod 2 connects to the vehicle axle. Any type of an inverted type may be used.
  • the bottom block 12 includes a valve disk 50.
  • the base valve 5 includes a compression side damping valve 51 and a check valve 52.
  • the compression-side damping valve 51 is provided at the outlet communicating with the reservoir R of the compression-side passage 50a formed through the valve disk 50.
  • the check valve 52 is provided at an outlet facing the oil chamber R2 of the expansion side passage 50b that penetrates the valve disk 50 outside the compression side passage 50a.
  • the compression side damping valve 51 is composed of a laminate of a plurality of leaves.
  • the laminated body is sandwiched between the valve head 50a of the bolt 56 passing through the center of the valve disc 50 and the valve disc 50, and is seated on the valve seat 55 formed on the valve disc 50 so that the contraction side passage 50a is formed. Close.
  • the bolt 56 penetrating the center of the valve disc 50 further penetrates the cylindrical spacer 56b and the dish-shaped valve stopper 57.
  • a nut 59 is tightened on the through end 56 c of the bolt 56.
  • the check valve 52 includes a single circular leaf 52a that fits on the outer periphery of the spacer 56b, and valve seats 53 and 54 that are formed on the valve disc 50 as an annular bulge centered on the bolt 56.
  • the check valve 52 closes the outlet of the extension side passage 50b by seating the leaf 52a on the valve seats 53 and 54.
  • a hole 52b that always communicates between the contraction side passage 50a and the oil chamber R2 is formed at a portion of the leaf 52a facing the inlet of the contraction side passage 50a.
  • the leaf 52a is urged toward the valve seats 53 and 54 by a return spring 58 interposed between the leaf 52a and the valve stopper 57 outside the spacer 56b.
  • the leaf 52a is lifted from the valve seats 53 and 54 when the pressure in the reservoir R exceeds the pressure in the oil chamber R2 due to the pressure drop in the oil chamber R2 on the opposite side of the piston rod 2, and the hydraulic oil in the reservoir R is oiled without resistance Flow into chamber R2.
  • the valve stopper 57 limits the lift position of the leaf 52a by abutting the outer periphery with the leaf 52a.
  • FIG. 3 an annular groove 50c communicating with the expansion side passage 50b is formed in the valve disc 50 between the outer valve seat 53 on which the leaf 52a is seated and the inner valve seat 54.
  • a plurality of recessed portions 53a for guiding the pressure of the annular groove 50c to the joint surface between the leaf 52a and the valve seat 53 are formed at predetermined intervals in the circumferential direction.
  • the valve seat 53 still has a joint surface with the leaf 52a even in the radially outer portion of the recessed portion 53a. In other words, even if the recessed portion 53a is formed, the valve seat 53 maintains the joint surface with the leaf 52a without interruption throughout the entire circumference.
  • the recessed portion 53a is formed by a notch that opens to a seating surface of the valve seat 53 on which the leaf 52a is seated and an inner peripheral surface facing the annular groove 50c.
  • the joint surface located on the outer side in the radial direction of the concave portion 53a is narrowed in the radial direction by the concave portion 53a.
  • variety of the valve seat 53 of the both sides of the circumferential direction of the recessed part 53a is wider than this. Therefore, the bonding surface located on the radially outer side of the recessed portion 53a has a smaller surface adsorbing force exerted on the leaf 52a by the valve seat 53 than the bonding surfaces of other portions.
  • the hydraulic oil pressure inside the valve seat 54 is always guided to the recessed portion 53a. Therefore, when this pressure rises relatively with respect to the pressure in the oil chamber R2, the valve of the leaf 52a is formed around the recessed portion 53 including the joint surface having a narrow radial width located outside the recessed portion 53a in the radial direction. Peeling from the sheet 53 is promoted. The separation at the joint surface leads the separation of the leaf 52a from the valve seat 53 at the other part, so that the leaf 52a is lifted with good response to the change in the relative pressure between the oil chamber R2 and the reservoir R.
  • the check valve 52 responds when the pressure in the expansion side passage 50b reaches the cracking pressure even when the viscosity of the hydraulic oil is high at low temperatures. Works well.
  • the leaf 52a When the recessed part 53a is not provided in the valve seat 53, the leaf 52a is not lifted until the upstream pressure greatly exceeds the cracking pressure due to the surface adsorption force of the valve seat 53, and then the noise is caused by suddenly lifting. May be emitted. Further, if the cracking pressure of the leaf 52a is not constant, the damping characteristic of the hydraulic shock absorber may not be stable. By providing the recessed portion 53a in the valve seat 53, such a problem can be solved, and a hydraulic shock absorber having a quiet and stable damping force characteristic can be realized.
  • the check valve 52 opens when the hydraulic shock absorber is extended to allow the reservoir R to flow into the oil chamber R2.
  • the differential pressure generated in the reservoir R and the oil chamber R2 is smaller than, for example, the differential pressure between the oil chamber R1 and the oil chamber R2.
  • the hydraulic pressure acting in the lift direction on the leaf 52a inside the valve seat 53 is also small. Accordingly, the surface adsorption force of the valve seat 53 with respect to the leaf 52a has a great influence on the start of the valve lift.
  • alternately changing the radial width of the valve seat 53 has a particularly great effect in eliminating the influence of the surface adsorption force.
  • the mold separation at the time of forming the valve seat 53 can be improved by making the shape of the tip of the recessed portion 53a located on the opposite side of the opening of the recessed portion 53a into a curved surface.
  • the recessed portion 53a is formed over the entire circumference of the valve seat 53, but it may be formed only in a partial angular region in the circumferential direction of the valve seat 53. Also in this case, the leaf 52a is easily peeled off from the valve seat 53 in the region where the recessed portion 53a is formed, so that the effect of promoting the lift of the entire leaf 52a is obtained.
  • the leaf valve structure according to the present invention is applied to the check valve 52 of the base valve 5.
  • the leaf valve structure according to the present invention can also be applied to the compression-side damping valve 51 of the base valve 5.
  • the leaf valve structure according to the present invention can also be applied to the expansion side damping valve 31 or the compression side damping valve 32 provided on the piston 3.
  • a corresponding effect can be expected even when the recessed portion 53a is formed not on the outer valve seat 53 but on the inner valve seat 54.
  • the fluid targeted by the leaf valve structure according to the present invention is not limited to hydraulic oil, and may be any fluid including an aqueous solution.
  • the influence of the difference in the viscosity of the working fluid on the cracking pressure of the leaf valve can be reduced. Therefore, by applying the present invention to a fluid pressure damper that attenuates the vibration of the vehicle, a favorable effect can be obtained with respect to stabilization of damping force characteristics and suppression of abnormal noise generation.

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Abstract

　この発明によるリーフバルブ構造は、環状のバルブシートと、バルブシートの内側の作動流体の圧力に抗して所定の弾性支持力のもとでバルブシートに着座するリーフと、を備える。バルブシートの内周とリーフの着座面にとにそれぞれ開口部を有する凹陥部をバルブシートに形成することで、バルブシートの内側の作動流体の圧力がバルブシートとリーフバルブとの着座面に作用しやすい部位を創り出す。結果として、バルブシートがリーフバルブに及ぼす表面吸着力がクラッキング圧に及ぼす影響が抑制され、リーフバルブを安定したクラッキング圧のもとでリフトさせることができる。

Description

リーフバルブ構造
　この発明は、流体圧緩衝器の減衰弁に関する。
　車両に入力される路面振動を吸収する流体圧緩衝器は、作動流体の流通に抵抗を与えて振動を減衰する減衰弁を備えている。日本国特許庁が１９９６年に発行したＪＰ０１－１１１８４０Ｕは、作動流体の粘度が発生減衰力に及ぼす影響を小さくするための減衰弁の構造を提案している。
　減衰弁はバルブシートに着座するメインリーフバルブと、メインリーフバルブに形成された孔部に着座するサブリーフバルブとを備えている。サブリーフバルブの開弁圧をメインリーフバルブの開弁圧より低く設定することで、緩衝器が低速でストロークする際はサブリーフバルブを介して作動油を流通させ、緩衝器が高速でストロークすることでメインリーフバルブが開く。
　減衰弁をこのように構成することで、低温時など作動流体の粘性が高くなった場合でも、作動流体の粘性が減衰弁の減衰力特性に及ぼす影響を小さくすることができる。
　一般にリーフバルブのバルブシートはリーフバルブのリーフよりも低硬度の焼結合金などで形成される。また、リーフと接するバルブシートの頂部は一般にはサイジング加工などで平滑面に形成されている。
　従来技術の減衰弁の構造においては、バルブシートの頂部とリーフバルブとの間には作動流体による膜の形成は許容されるものの、バルブシートの頂部とリーフバルブの間への流体圧の導入は許容されない。
　加工精度の向上によりバルブシートの平滑度が高くなると、リーフバルブは高い表面吸着力でバルブシートの頂部に貼り付くようになる。バルブシートの頂部に貼り付いたリーフバルブをリフトさせるには、通常のクラッキング圧より大きな圧力を必要とする場合がある。
　その場合には、リーフがクラッキング圧を大きく超えてから突発的にリフトする可能性がある。こうした突発的なリーフのリフトは異音発生の要因となる。また、リーフのクラッキング圧の変化は、減衰力特性を変化させてしまう。
　この発明の目的は、したがって、作動流体の粘度の違いが、リーフのクラッキング圧に及ぼす影響を小さくすることである。
　上記の目的を達成するために、この発明によるリーフバルブ構造は、環状のバルブシートと、バルブシートの内側の作動流体の圧力に抗して所定の弾性支持力のもとでバルブシートに着座するリーフと、を備え、バルブシートの内周とリーフの着座面にとにそれぞれ開口部を有する凹陥部をバルブシートに形成している。
　この発明の詳細並びに他の特徴や利点は、明細書の以下の記載の中で説明されるとともに、添付された図面に示される。
ＦＩＧ．１はこの発明によるリーフバルブ構造を有するベースバルブを備えた流体圧緩衝器の概略縦断面図である。 ＦＩＧ．２はベースバルブの拡大縦断面図である。 ＦＩＧ．３はこの発明によるバルブシートの平面図である。
　図面のＦＩＧ．１を参照すると、この発明によるリーフバルブ構造は、例えば車両に入力される路面振動を吸収する油圧緩衝器のベースバルブ５に適用される。
　油圧緩衝器は、シリンダ１と、シリンダ１に軸方向から摺動自由に挿入されたピストンロッド２と、ピストンロッド２の先端に固定され、シリンダ１の内周に摺接するピストン３とを備える。
　シリンダ１の内側には、ピストン３によりピストンロッド２側の油室Ｒ１と反対側の油室Ｒ２とが画成される。
　シリンダ１はアウタチューブ４の内側に同軸的に収装される。アウタチューブ４とシリンダ１の軸方向の一端は、ロッドガイド１１により密閉される。アウタチューブ４とシリンダ１の軸方向のもう一端はボトムブロック１２により密閉される。ピストンロッド２はロッドガイド１１を軸方向に摺動自由に貫通する。
　アウタチューブ４とシリンダ１との間にはリザーバＲが設けられる。リザーバＲはピストンロッド２のシリンダ１への侵入とシリンダ１からの退出に伴うシリンダ１内の油量変動を補償する。リザーバＲの油面の上方にはガスが封入される。
　ピストン３には、ピストンロッド２側の油室Ｒ１からピストンロッド２と反対側の油室Ｒ２への作動油の流通を所定の流通抵抗のもとで許容する伸側減衰弁３１と、ピストンロッド２と反対側の油室Ｒ２からピストンロッド２側の油室Ｒ１への作動油の流通を所定の流通抵抗のもとで許容する縮側減衰弁３２が設けられる。縮側減衰弁３２をピストンロッド２と反対側の油室Ｒ２からピストンロッド２側の油室Ｒ１への作動油の流通を抵抗なく許容するチェック弁に置き換えることも可能である。
　ボトムブロック１２にはベースバルブ５が設けられる。ベースバルブ５はピストンロッド２と反対側の油室Ｒ２からリザーバＲへの作動油の流出を所定の流通抵抗のもとで許容する縮側減衰弁５１と、逆向きの作動油の流通を抵抗なく許容するチェック弁５２とからなる。
　油圧緩衝器は以上の構造のもとで路面から車軸を介して車体に入力される振動を減衰する。油圧緩衝器はピストンロッド２を車両の車体に連結し、アウタチューブ４を車両の車軸に連結する正立型と、アウタチューブ４を車両の車体に連結し、ピストンロッド２を車両の車軸に連結する倒立型のいずれのタイプであっても良い。
　ＦＩＧ．２を参照すると、ボトムブロック１２はバルブディスク５０を備える。ベースバルブ５は縮側減衰弁５１とチェック弁５２とを備える。縮側減衰弁５１はバルブディスク５０を貫通して形成された縮側通路５０ａのリザーバＲに連通する出口に設けられる。チェック弁５２は、縮側通路５０ａの外側においてバルブディスク５０を貫通する伸側通路５０ｂの油室Ｒ２に臨む出口に設けられる。
　縮側減衰弁５１は複数枚のリーフの積層体で構成される。積層体はバルブディスク５０の中心を貫通するボルト５６のボルトヘッド５６ａとバルブディスク５０の間に挟持され、外周部をバルブディスク５０に形成したバルブシート５５に着座することで、縮側通路５０ａを閉鎖する。
　バルブディスク５０の中心を貫通したボルト５６は、さらに筒状のスペーサ５６ｂと皿状のバルブストッパ５７とを貫通する。ボルト５６の貫通端５６ｃにはナット５９が絞めつけられる。
　チェック弁５２は、スペーサ５６ｂの外周に嵌合する単一の円形のリーフ５２ａと、バルブディスク５０にボルト５６を中心とする環状の隆起として形成されたバルブシート５３と５４を備える。チェック弁５２はリーフ５２ａをバルブシート５３と５４に着座させることで伸側通路５０ｂの出口を閉鎖する。リーフ５２ａの縮側通路５０ａの入口に臨む部位には縮側通路５０ａと油室Ｒ２を常時連通する孔部５２ｂが形成される。
　リーフ５２ａはスペーサ５６ｂの外側においてリーフ５２ａとバルブストッパ５７との間に介装されたリターンスプリング５８によりバルブシート５３と５４に向けて付勢される。リーフ５２ａはピストンロッド２と反対側の油室Ｒ２の圧力低下により、リザーバＲの圧力が油室Ｒ２の圧力を上回ることでバルブシート５３と５４からリフトし、リザーバＲの作動油を抵抗なく油室Ｒ２に流入させる。バルブストッパ５７は外周をリーフ５２ａに当接することで、リーフ５２ａのリフト位置を制限する。
　ＦＩＧ．３を参照すると、リーフ５２ａを着座させる外側のバルブシート５３と内側のバルブシート５４の間においてバルブディスク５０には、伸側通路５０ｂに連通する環状溝５０ｃが形成される。
　外側のバルブシート５３には環状溝５０ｃの圧力をリーフ５２ａとバルブシート５３の接合面に導く複数の凹陥部５３ａが周方向に所定の間隔で形成される。ただし、凹陥部５３ａのラジアル方向外側の部位においてもバルブシート５３は依然としてリーフ５２ａとの接合面を有するものとする。言い換えれば、凹陥部５３ａを形成してもバルブシート５３はリーフ５２ａとの接合面を全周に渡って途切れることなく維持する。
　凹陥部５３ａはバルブシート５３の、リーフ５２ａを着座させる着座面と、環状溝５０ｃに臨む内周面とにそれぞれ開口する切欠で構成される。
　凹陥部５３ａのラジアル方向外側に位置する接合面は凹陥部５３ａによってラジアル方向の幅が狭められる。一方、凹陥部５３ａの周方向の両側のバルブシート５３の幅はこれより広い。したがって、凹陥部５３ａのラジアル方向外側に位置する接合面は他の部位の接合面と比べて、バルブシート５３がリーフ５２ａに及ぼす表面吸着力が小さい。
　一方、凹陥部５３ａにはバルブシート５４の内側の作動油圧力が常時導かれている。そのため、この圧力が油室Ｒ２の圧力に対して相対的に上昇すると、凹陥部５３ａのラジアル方向外側に位置するラジアル方向の幅の狭い接合面を含む凹陥部５３の周囲で、リーフ５２ａのバルブシート５３からの剥離が促進される。この接合面における剥離が他の部位におけるリーフ５２ａのバルブシート５３からの剥離を先導することで、リーフ５２ａは油室Ｒ２とリザーバＲの相対圧力の変化に対して応答良くリフトする。
　このようにしてリーフ５２ａのバルブシート５３からの剥離が推進される結果、たとえ低温下で作動油の粘度が高い場合でも、伸側通路５０ｂの圧力がクラッキング圧力に達すると、チェック弁５２は応答良く作動する。
　バルブシート５３の平滑度が高く、リーフ５２ａに及ぼすバルブシート５３の表面吸着力が大きい場合でも、以上の構造により表面吸着力をキャンセルもしくは低減することができる。
　バルブシート５３に凹陥部５３ａを設けない場合には、リーフ５２ａがバルブシート５３の表面吸着力のために上流圧力がクラッキング圧を大きく超過するまでリフトせず、その後に急激にリフトすることで騒音を発する可能性がある。また、リーフ５２ａのクラッキング圧力が一定しないと、油圧緩衝器の減衰特性も安定しない可能性がある。バルブシート５３に凹陥部５３ａを設けることで、こうした問題を解決し、静粛で安定した減衰力特性の油圧緩衝器を実現できる。
　チェック弁５２は、油圧緩衝器の伸長作動時に開いてリザーバＲから油室Ｒ２への流入を許容する。その際にリザーバＲと油室Ｒ２に生じる差圧は、例えば油室Ｒ１と油室Ｒ２の差圧に比べて小さい。そのため、バルブシート５３の内側においてリーフ５２ａに対してリフト方向へ作用する油圧も小さい。その分、リーフ５２ａに対するバルブシート５３の表面吸着力がバルブリフトの開始に及ぼす影響が大きい。この発明により、バルブシート５３のラジアル方向の幅を交互に変化させることは、この表面吸着力による影響を排除するうえでとりわけ大きな効果をもたらす。
　なお、凹陥部５３ａの開口部と反対側に位置する凹陥部５３ａの先端の形状を曲面とすることで、バルブシート５３を型形成する際の型離れを良くすることができる。
　以上の説明に関して２０１０年４月２日を出願日とする日本国における特願２０１０－０８６０５１号、の内容をここに引用により合体する。
　以上、この発明をいくつかの特定の実施例を通じて説明してきたが、この発明は上記の各実施例に限定されるものではない。当業者にとっては、クレームの技術範囲でこれらの実施例にさまざまな修正あるいは変更を加えることが可能である。
　例えば、以上の実施例では、凹陥部５３ａをバルブシート５３の全周に渡って形成しているが、バルブシート５３の周方向の一部の角度領域にのみ形成するようにしても良い。この場合も、凹陥部５３ａを形成した領域でリーフ５２ａがバルブシート５３からの剥離しやすくなることで、リーフ５２ａ全体のリフトを促進する効果が得られる。
　凹陥部５３ａの外側に位置する接合面のラジアル方向の幅を小さくするために、バルブシート５３の外周に凹陥部５３ａと同様の凹陥部を形成することも好ましい。
　以上の実施例では、この発明によるリーフバルブ構造をベースバルブ５のチェック弁５２に適用している。しかしながら、この発明によるリーフバルブ構造はベースバルブ５の縮側減衰弁５１に適用することも可能である。さらに、この発明によるリーフバルブ構造をピストン３に設ける伸側減衰弁３１または縮側減衰弁３２に適用することも可能である。
　凹陥部５３ａを外側のバルブシート５３ではなく内側のバルブシート５４に形成した場合も相応の効果が期待できる。
　さらに、この発明によるリーフバルブ構造が対象とする流体は作動油に限らず、水溶液を含むいかなる流体でも良い。
　以上のように、この発明によれば、作動流体の粘度の違いが、リーフバルブのクラッキング圧に及ぼす影響を小さくすることができる。したがって、車両の振動を減衰する流体圧緩衝器にこの発明を適用することで、減衰力特性の安定と、異音発生の抑制に関して好ましい効果が得られる。
　この発明の実施例が包含する排他的性質あるいは特長は以下のようにクレームされる。

Claims (7)

  1. 　環状のバルブシートと；
    　バルブシートの内側の作動流体の圧力に抗して所定の弾性支持力のもとでバルブシートに着座するリーフと、を備え、
    　バルブシートの内周とリーフの着座面にとにそれぞれ開口部を有する凹陥部をバルブシートに形成したリーフバルブ構造。
  2. 　凹陥部の外側に位置するバルブシートのリーフとの着座面のラジアル方向の幅は、凹陥部を形成していないバルブシートの他の部位の着座面のラジアル方向の幅より狭い請求項１のリーフバルブ構造。
  3. 　複数の凹陥部を等しい角度間隔でバルブシートに形成した、請求項１のリーフバルブ構造。
  4. 　バルブシートとバルブシートの内側に至る流体通路とを形成したバルブディスクと、リーフをバルブシートに向けて弾性支持するスプリングとをさらに備える、請求項１のリーフバルブ構造。
  5. 　バルブディスクには流体通路に連通する環状溝が形成され、バルブシートは環状溝の内周を画成する内周側バルブシートと外周を画成する外周側バルブシートとを備えるとともに、凹陥部を外周バルブシートに形成して、環状溝に連通させた、請求項４のリーフバルブ構造。
  6. 　流体室と、流体室の低圧化に応じて流体室に作動流体を供給するリザーバとを備える流体圧緩衝器において、リザーバから流体室への作動流体の流れを許容し、逆向きの作動流体の流れを遮断するチェック弁を構成する、請求項５のリーフバルブ構造。
  7. 　流体圧緩衝器はシリンダと、シリンダに摺動自由に侵入するピストンロッドと、ヒストンロッドに固定され、シリンダの内周面に摺接するピストンとをさらに備え、流体室はピストンロッドのシリンダからの退出に伴って拡大するよう構成され、バルブディスクはシリンダの底部を構成する、請求項６のリーフバルブ構造。
    　
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