WO2015029984A1 - 油圧緩衝器 - Google Patents

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WO2015029984A1
WO2015029984A1 PCT/JP2014/072262 JP2014072262W WO2015029984A1 WO 2015029984 A1 WO2015029984 A1 WO 2015029984A1 JP 2014072262 W JP2014072262 W JP 2014072262W WO 2015029984 A1 WO2015029984 A1 WO 2015029984A1
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cylinder
hydraulic shock
shock absorber
oil
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宏尚 渡邊
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株式会社テイン
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    • F16F9/58—Stroke limiting stops, e.g. arranged on the piston rod outside the cylinder

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic shock absorber used in a passenger car, a lorry, a two-wheeled vehicle and the like.
  • FIG. 1 is a diagram showing an example of a conventional configuration using a bump stop rubber as described above in a hydraulic shock absorber.
  • the hydraulic shock absorber shown in FIG. 1 first shakes the upper mount 1 for fixing the hydraulic shock absorber to the vehicle body, the upper spring seat 2 disposed below the upper mount 1, the upper mount 1 and the upper spring seat 2 It comprises a piston rod 3 which is movably fixed, a cylinder 5 having an oil chamber 4 and the like.
  • the hydraulic shock absorber shown in FIG. 1 further includes a piston valve 6 for dividing the oil chamber 4 in the cylinder 5 into oil chambers 4a and 4b, an outer cylinder 7 covering the outer periphery of the cylinder 5, and a piston rod 3 inserted in the central hole.
  • An outer peripheral portion is provided with a bump stopper 8 which is fitted and fixed to the upper end portion of the outer cylinder 7.
  • the bump stop rubber 9 is made of, for example, an elastic member such as a resin.
  • the bump stop rubber 9 functions as a cushion for the upper spring sheet 2 and the bumps It functions to prevent direct contact with the stopper 8.
  • the shock generated in the shock absorber at the time of the maximum compression of the shock absorber can be obtained by providing unevenness on at least one of the mutually abutting surfaces of the bump stop rubber or the bump stopper. It is intended to mitigate more effectively.
  • the hydraulic shock absorber not only contacts the upper spring sheet and the bump stopper via the bump stop rubber at the time of the maximum compression but also compresses the bump stop rubber which is an elastic body.
  • the present invention solves the above-mentioned conventional problems, and the hydraulic shock absorber of the present invention has an appropriate load characteristic according to the load even near the time of maximum compression, and the configuration is minimized. It is an object of the present invention to provide an inexpensive position- and speed-dependent hydraulic shock absorber that can easily change the damping force characteristics including the operating point.
  • the damping force is a force that acts to suppress the vibration in proportion to the vibration velocity.
  • the magnitude of the damping force is represented by the resistance speed generated according to the piston speed advancing and retracting into the cylinder, that is, the expansion and contraction speed of the shock absorber.
  • a hydraulic shock absorber comprises: a cylinder; oil filled in the cylinder to be enclosed and forming an oil chamber in the cylinder; and a piston rod advancing and retracting the oil chamber
  • a piston valve fixed to the tip of the piston rod and defining the oil chamber into upper and lower oil chambers and advancing and retracting in sliding contact with the inner periphery of the cylinder as the piston rod advances and retracts;
  • An outer cylinder covering the outer periphery of the cylinder, a gap between an inner peripheral surface of the outer cylinder and an outer peripheral surface of the cylinder, a reservoir chamber in which oil and gas are sealed, and a bottom of the outer cylinder sealed from the outside Bottom valve, a base valve having a first compression side port and a second compression side port held by the bottom stopper and communicating the lower oil chamber with the reservoir chamber, and a first spiral spring for the base valve
  • the hydraulic shock absorber comprises: a cylinder; an oil liquid filled in the cylinder to be enclosed therein to form an oil chamber; and a piston for advancing and retracting the oil chamber.
  • a rod, and a piston valve fixed to the tip of the piston rod and defining the oil chamber into upper and lower oil chambers and advancing and retracting with the inner circumference of the cylinder as the piston rod advances and retracts
  • An outer cylinder covering the outer periphery of the cylinder, a gap between an inner peripheral surface of the outer cylinder and an outer peripheral surface of the cylinder, a reservoir chamber in which oil and gas are enclosed, and a bottom portion of the outer cylinder from the outside
  • a bottom stopper to be sealed a base valve having a first compression side port held by the bottom stopper and communicating the lower oil chamber with the reservoir chamber, and holding the base valve via a first helical spring Second
  • the valve is held by the first valve and interposed between the first valve and the piston valve, and when pressed by the piston valve,
  • a second helical spring that pushes down the first valve against the force to close the first compression side port, an annular main body portion, and an upper end of the second helical spring at a lower end portion of the main body portion Stopping, sliding the outer peripheral surface of the main body portion to the inner peripheral surface of the cylinder, and engaging a second spiral spring guide engaged with the lower end portion of the piston rod advancing into the cylinder; the first valve and A second valve disposed through the center of the base valve and adjusting the flow rate of the fluid with the reservoir chamber when the pressure in the lower oil chamber of the cylinder exceeds a predetermined value due to an external load And above the first valve Between the through hole through which the second valve of the first valve penetrates and the outer periphery of the second valve, and prior to adjustment of the flow rate of the fluid by the second valve, And a third valve configured to adjust the flow rate of the fluid with the reservoir chamber according to a predetermined pressure of the lower oil chamber.
  • the present invention uses the pressure oil damping force to have an appropriate load characteristic according to the load even near the time of maximum compression, and the dimension for stacking internal components that determine the maximum compression position of the hydraulic shock absorber. Even with the configuration minimized, the damping force is adjusted according to the external load, and it is possible to obtain an appropriate damping force according to the load before and after recompression, so the operating point It is possible to provide an inexpensive position- and speed-dependent hydraulic shock absorber which can easily change damping force characteristics including
  • the present invention it is possible to obtain an appropriate damping force according to the load at any position during compression of the hydraulic shock absorber. Further, by using a spring in the cylinder, the structure can be simplified, and it is possible to provide a position and speed dependent hydraulic shock absorber with a reduced number of parts and a suppressed increase in size.
  • FIG. 2B is an enlarged view of a portion enclosed by a dotted line a in FIG. 2A.
  • FIG. 3 is an enlarged view of a portion enclosed by a dashed line b in FIG.
  • FIG. 2B is a state diagram of a portion corresponding to FIG.
  • FIG. 4 is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 2B in the operating state of FIG. 3A.
  • FIG. 4 is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 2C in the operating state of FIG. 3A. It is a state diagram of a part corresponding to Drawing 2A in an operation state when compression to a hydraulic shock absorber concerning Example 1 continues, and it will be in a high load state.
  • FIG. 5 is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 2B in the operating state of FIG. 4A.
  • FIG. 5 is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 2C in the operating state of FIG. 4A.
  • FIG. 2B is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 2A in an operation state when the piston rod has approached to the maximum stroke in compression to the hydraulic shock absorber according to the first embodiment.
  • FIG. 6 is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 2B in the operation state of FIG. 5A.
  • FIG. 6 is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 2C in the operating state of FIG. 5A.
  • FIG. 6B is an enlarged view of a portion enclosed by a dotted line a in FIG. 6A.
  • FIG. 6C is an enlarged view of a portion surrounded by a dotted line b in FIG. 6B. It is a phase diagram which shows the flow of the oil fluid in the expansion
  • FIG. 6C is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 6A in an operation state when the hydraulic pressure buffer according to the second embodiment is compressed and a load starts to be applied.
  • 7B is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 6B in the operating state of FIG. 7A.
  • FIG. 7C is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 6C in the operation state of FIG. 7A.
  • FIG. 9 is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 6B in the operation state of FIG. 8A.
  • FIG. 9 is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 6C in the operation state of FIG. 8A.
  • FIG. 6C is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 6A in an operation state when the piston rod has approached to the maximum stroke in compression to the hydraulic shock absorber according to the second embodiment.
  • FIG. 10 is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 6B in the operation state of FIG. 9A.
  • FIG. 10 is a state diagram of a portion corresponding to FIG. 6C in the operation state of FIG. 9A. It is a state diagram in an operation state when a hydraulic shock absorber concerning Example 3 is compressed and it starts loading.
  • FIG. 10B is an enlarged view of a portion surrounded by a dotted line a in FIG. 10A. It is an enlarged view of the part shown encircled with the broken line b of FIG. 10B.
  • FIG. 2A is a cross-sectional view of the hydraulic shock absorber 10 according to the first embodiment
  • FIG. 2B is an enlarged view of a portion surrounded by a dotted line a in FIG. 2A
  • FIG. 2C is a portion surrounded by a dotted line b in FIG. FIG.
  • the hydraulic shock absorber 10 shown in FIGS. 2A to 2C shows a state in which no load is generated and no load is generated.
  • the hydraulic shock absorber 10 of the present example includes a piston rod 11.
  • the upper portion of the piston rod 11 is held by a bearing such as a vehicle (not shown), and the lower end portion of the piston rod 11 is inserted into the cylinder 12.
  • the cylinder 12 is housed in the outer cylinder 13.
  • An axle holding / engaging portion 14 fixed to an axle holding portion of a vehicle (not shown) or the like is attached to an outer lower portion of the outer cylinder 13.
  • a predetermined gap is provided between the outer peripheral surface of the cylinder 12 and the inner peripheral surface of the outer cylinder 13, and a reservoir chamber 15 is formed here.
  • the upper end portion of the outer cylinder 13 is formed longer than the upper end of the cylinder 12.
  • a bump stopper 16 is fitted on the upper end of the outer cylinder 13 from above to be fixed to the outer cylinder 13.
  • the piston rod 11 is slidably inserted in the center of the bump stopper 16.
  • the upper end opening of the outer cylinder 13 is sealed with a flange-shaped oil seal 18 below the bump stopper 16, and the outer periphery of the lower surface of the flange-shaped oil seal 18 and the upper end opening circumferential portion of the cylinder 12 An annular rod guide 19 is disposed between them. Thereby, the upper opening of the cylinder 12 is sealed from the outside.
  • the inside of the sealed cylinder 12 forms an oil chamber 21.
  • a piston valve 22 is fixed to the end of the piston rod 11. The piston valve 22 slides up and down in the cylinder 12 along with the piston rod 11 while partitioning the oil chamber 21 into an upper oil chamber 21a and a lower oil chamber 21b.
  • the second spiral spring 23 is disposed below the piston valve 22.
  • the second spiral spring 23 engages with the first valve 24 through the upper surface of the flange 25 formed at the upper end thereof at the upper end and at the lower end thereof at the upper outer periphery of the first valve 24.
  • the second spiral spring guide 29 shown in FIG. 6B may be engaged with the upper end of the second spiral spring 23.
  • a base valve 27 is disposed between the first stopper 24 and the bottom stopper 26.
  • the bottom stopper 26 is formed in a dish shape, has a dished outer peripheral portion fitted in the inner periphery of the bottom portion of the outer cylinder 13, creates a sealed space in the outer cylinder 13, and holds the base valve 27.
  • a first spiral spring 28 is interposed between the upper outer periphery of the base valve 27 and the lower surface of the flange 25 of the first valve 24.
  • the first helical spring 28 always pushes and raises the first valve 24 upward, which is the valve open position.
  • the base valve 27 is provided with a first compression side port 31 and a second compression side port 32 for communicating the lower oil chamber 21 b of the cylinder 12 with the reservoir chamber 15.
  • a base bolt 34 forming an outer shell of the second valve 33 is disposed through the center of the first valve 24 and the base valve 27 described above.
  • the base bolt 34 has a shape in which the upper large-diameter cylindrical portion 34 a and the lower small-diameter cylindrical portion 34 b are integrated.
  • the base bolt 34 is slidably held up and down at the edge of the central hole of the first valve 24 by an inwardly recessed step formed on the lower outer periphery of the upper large-diameter cylindrical portion 34a.
  • the small diameter cylindrical portion 34 b of the base bolt 34 extends downward from the lower portion of the large diameter cylindrical portion 34 a having the stepped portion and penetrates the base valve 27.
  • the tip of the small diameter cylindrical portion 34b which penetrates the base valve 27 protrudes downward and outward from the base valve 27 and is screwed by a base nut 35, whereby the entire base bolt 34 is restricted from moving upward.
  • a cap washer 36 is crimped and fixed to the upper end opening of the large diameter cylindrical portion 34 a of the base bolt 34.
  • a valve washer 37 is disposed in contact with the lower surface of the cap washer 36.
  • a third spiral spring 38 is interposed between the lower surface of the valve washer 37 and the inner step portion between the large diameter cylindrical portion 34a and the small diameter cylindrical portion 34b.
  • the third helical spring 38 always biases the valve washer 37 upward by a stretching and restoring force. Thereby, the central hole 39 of the cap washer 36 is closed from the inside (downward) by the valve washer 37 unless the internal pressure of the lower oil chamber 21 b in the cylinder 12 rises to a predetermined pressure or more.
  • FIGS. 3A, 3B, and 3C are diagrams showing an operation state when the hydraulic shock absorber 10 according to the first embodiment described above is compressed and a load starts to be applied, and FIGS. 2A, 2B, and 2C, respectively. The state of the part corresponding to 2C is shown.
  • FIGS. 4A, 4B, and 4C are diagrams showing an operation state when compression to the hydraulic shock absorber 10 according to the above-described first embodiment is continued and the load state is high, and FIGS. 2A and 2B respectively. , And FIG. 2C shows the state of the corresponding part.
  • FIGS. 5A, 5B, and 5C are diagrams showing an operating state when the piston rod enters the maximum stroke in compression to the hydraulic shock absorber 10 according to the first embodiment described above, and FIGS. 2A and 2B, respectively. , And FIG. 2C shows the state of the corresponding part.
  • FIGS. 3A to 5C the same reference numerals as in FIG. 2A, FIG. 2B or FIG.
  • the piston rod 11 advances into the cylinder 12, the piston valve 22 abuts on the upper free end of the second helical spring 23, and further depresses the second helical spring 23. And, a repulsive force is generated in the second helical spring 23, and a load is generated in the hydraulic shock absorber 10.
  • this repulsive force is a downward biasing force on the first valve 24, and pushes the first valve 24 downward against the push-up biasing force of the first helical spring 28.
  • the first compression side port 31 is closed, and the flow of oil from the first compression side port 31 is shut off.
  • the flow path of the oil fluid flowing from the lower oil chamber 21b to the reservoir chamber 15 is only the second compression side port 32 indicated by the broken line arrow d, and the flow rate changes to a smaller flow rate, and the flow velocity increases.
  • the pressure difference between the pressure chamber and the reservoir chamber 15 is increased, the resistance to the entering piston rod 11 is increased, the hydraulic shock absorber 10 is loaded, and the damping force is increased.
  • the piston rod 11 further advances into the cylinder 12 and the hydraulic shock absorber 10 is in a high load state, and the internal pressure of the cylinder 12 (the internal pressure of the lower oil chamber 21b) is When the pressure exceeds a predetermined pressure, the pressure pushes the valve washer 37 of the second valve 33 against the push-up biasing force of the third helical spring 38.
  • the closure of the central hole 39 of the cap washer 36 is released, and the new flow path of the fluid in the cylinder 12 is the side of the central hole 39 of the cap washer 36 and the valve washer 37 as shown by the dashed arrow e.
  • the bore 41, the large diameter cylindrical portion 34a of the base bolt 34, the small diameter cylindrical portion 34b, and the bottom stopper 26 are formed between the base valve 27 and a space 42 to be formed therebetween.
  • the flow rate of the oil from the cylinder 12 to the reservoir chamber 15 is adjusted to decrease, and an increase in differential pressure between the lower oil chamber 21 b and the reservoir chamber 15 can be suppressed. Also, this can prevent damage to the internal parts.
  • the hydraulic shock absorber 10 The degree of freedom of the damping force characteristic generated in Further, by changing the free length of the second helical spring, it is possible to easily change the position at which the first compression port is closed and the operating point.
  • the hydraulic shock absorber 10 of the first embodiment it is possible to obtain an appropriate damping force according to the load at any position of the piston rod 11 at the time of compression. Also, by using three types of helical springs (23, 28, 38) in the cylinder 12, a position- and speed-dependent hydraulic shock absorber is provided which simplifies the structure, reduces the number of parts and suppresses the increase in size. It is possible to
  • the second compression side port 32 is disposed in the base valve 27.
  • the second compression side port 32 is not limited to this, and it is important that the communication passage between the oil chamber 21b on the cylinder compression side and the reservoir chamber 15 (2) It is sufficient if the configuration is such that the compression side port intervenes.
  • FIG. 6A is a cross-sectional view of the hydraulic shock absorber 45 according to the second embodiment
  • FIG. 6B is an enlarged view of a portion enclosed by a dashed line a in FIG. 6A
  • FIG. 6C is a portion enclosed by a dashed line b in FIG. FIG.
  • the hydraulic shock absorber 45 shown in FIGS. 6A to 6C shows a state in which no load is generated and no load is generated.
  • FIGS. 7A, 7B, and 7C are diagrams showing an operation state when the hydraulic shock absorber 45 according to the second embodiment shown in FIGS. 6A to 6C is compressed and a load starts to be applied, respectively. The state of the part corresponding to Drawing 6B and Drawing 6C is shown.
  • FIGS. 8A, 8B, and 8C are diagrams showing an operation state when compression to the hydraulic shock absorber 45 according to the second embodiment is continued and a high load state is obtained, and FIGS. 6A, 6B, and 6C, respectively. The state of the part corresponding to FIG. 6C is shown.
  • FIGS. 9A, 9B, and 9C are diagrams showing an operating state when the piston rod enters the maximum stroke in compression to the hydraulic shock absorber 45 according to the second embodiment, and FIGS. 6A, 6B, and 6C, respectively. The state of the part corresponding to FIG. 6C is shown.
  • FIGS. 9A to 9C only the parts necessary for the description of the operation are shown with the same reference numerals as in FIG. 6A, FIG. 6B or FIG. 6C.
  • the upper end of the second spiral spring 23 which does not engage with other members in the unloaded state is an unstable free end, and the free length of this spring is When the outer diameter is long and the gap with the cylinder inner wall is small, there is a possibility that the cylinder inner wall may be damaged by sliding contact with the cylinder inner wall to generate minute noise.
  • a second spiral spring guide 29 engaged with the upper end portion of the second spiral spring 23 is provided.
  • the second spiral spring guide 29 has an annular shape, low aggression when touching the cylinder inner wall, and a member such as resin that can withstand wear by itself, and the outer circumferential portion can slide up and down the cylinder inner wall It is configured.
  • a small diameter annular portion protrudes downward from a lower portion of the second helical spring guide 29, and an upper end portion of the second helical spring 23 is engaged with an outer periphery of the small diameter annular portion.
  • the second compression side port 32 shown in FIGS. 2A to 5C is omitted.
  • a third valve 51 is provided at the inner bottom of the first valve 24.
  • the third valve 51 has a funnel-shaped sub-valve cup 52, and the funnel-shaped upper portion surrounds the step between the lower end of the large diameter cylindrical portion 34a of the base bolt 34 and the small diameter cylindrical portion 34b, Extends downward through the bottom of the first valve 24 to the central portion of the small diameter cylindrical portion 34 b of the base bolt 34.
  • the third valve 51 is sandwiched between the base valve 27 and the base bolt 34 and fixed by screwing the base nut 35.
  • the first valve 24 is held on the upper side by the first helical spring 28 so as to be slidable up and down in the outer diameter portion of the sub valve cup 52.
  • a small diameter disc valve valve 46 having a diameter slightly smaller than that of the disc valve valve 17 is disposed on the funnel-shaped upper portion of the sub valve cup 52 of the third valve 51.
  • the small diameter disc type valve valve 46 has a central hole, which is fitted to the outer peripheral surface of the small diameter cylindrical portion 34 b of the base bolt 34.
  • the small diameter disc type valve valve 46 has the upper surface around the central hole held on one side by the sub valve plate 53 and on the other side pressed against the lower opening of the third compression port 50.
  • the configuration and function of each part other than the above are the same as those in FIGS. 2A to 5C.
  • the piston rod 11 starts to push the second helical spring 23 through the second helical spring guide 29.
  • the piston rod 11 further depresses the second helical spring 23, a repulsive force is generated in the second helical spring 23, and a load is generated in the hydraulic shock absorber 45.
  • the above-mentioned repulsive force is a downward biasing force on the first valve 24, and pushes the first valve 24 downward against the push-up biasing force of the first helical spring 28.
  • the first compression port 31 is closed, and the flow of oil from the first compression port 31 shown in FIG. 6C is shut off.
  • the first new flow path g indicated by a broken line arrow in FIG. 7C of the oil in the cylinder 12 is the small diameter of the first valve 24, the third compression port 50, the small diameter disc type valve valve 46, and the base bolt 34.
  • a communication hole to the cylindrical portion 34 b, the inside of the small diameter cylindrical portion 34 b, and the space 42 formed between the bottom stopper 26 and the base valve 27 are formed.
  • the flow velocity of the oil from the cylinder 12 to the reservoir chamber 15 is adjusted to decrease, and the rise in differential pressure between the lower oil chamber 21b and the reservoir chamber 15 is suppressed
  • the resistance to the piston rod 11 is reduced, and the damping force of the hydraulic shock absorber 45 is reduced.
  • the piston rod 11 further advances into the cylinder 12 and the hydraulic shock absorber 45 is in a high load state, and the internal pressure of the cylinder 12 (lower oil chamber 21b When the internal pressure) exceeds a predetermined pressure, the pressure pushes the valve washer 37 of the second valve 33 against the push-up biasing force of the third helical spring 38.
  • the closure of the central hole 39 of the cap washer 36 is released, and the second new flow passage h indicated by the dashed arrow of the fluid in the cylinder 12 is the side of the central hole 39 of the cap washer 36 and the valve washer 37.
  • the small diameter cylindrical portion 34b is formed to merge with the first new flow path g described above.
  • the second newly formed flow passage h is adjusted to decrease the flow velocity of the oil from the cylinder 12 to the reservoir chamber 15 in combination with the first new flow passage g.
  • An increase in differential pressure between the lower oil chamber 21b and the reservoir chamber 15 can be suppressed. Also, this can prevent damage to the internal parts.
  • the damping characteristics can be easily changed by changing the number, thickness, outer diameter and the like of the small diameter disc type valve valves sandwiched between the sub valve cup and the sub valve plate. Furthermore, by changing the free length of the second helical spring, it is possible to easily change the position at which the first compression port is closed and the operating point.
  • the flow path of the fluid in which the cylinder 12 (the lower oil chamber 21b) and the reservoir chamber 15 communicate with each other is maintained only by the first new flow path g indicated by the broken arrow. Also at this maximum stroke, when the pressure in the cylinder 12 is not equal to or higher than the predetermined pressure, there is no difference from the “load start state” shown in FIGS. 7A to 7C.
  • FIG. 10A is a cross-sectional view of a hydraulic shock absorber 60 according to a third embodiment in which the configurations of the first and second embodiments are combined
  • FIG. 10B is an enlarged view of a portion enclosed by a dotted line a in FIG. Is a magnified view of a portion surrounded by a dashed line b of FIG.
  • the third embodiment is configured of the second compression side port 32 of the first embodiment and the third valve 51 of the second embodiment, and the operation when the first valve 24 closes the first compression side port is the embodiment. It becomes what combined 1 and Example 2.
  • the present invention is applicable to a hydraulic shock absorber.

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Abstract

　位置及び速度依存型の油圧緩衝器（１０）を提供する。油圧緩衝器（１０）は、ピストンロッド（１１）の先端に固定されるピストンバルブ（２２）と、ベースバルブ（２７）と、リザーバ室（１５）を持つ。ベースバルブ（２７）は、圧縮側ポート（３１）を有する。第１バルブ（２４）とベースバルブ（２７）との間に第１螺旋ばね（２８）が設けられ、第１バルブ（２４）とピストンバルブ（２２）との間に第２螺旋ばね（２３）が設けられる。最圧縮時付近で圧縮側ポート（３１）は第１バルブ（２４）で閉鎖されるので、リザーバ室（１５）への油液の流量が減る。第１バルブ（２４）及びベースバルブ（２７）の中央を貫通する第２バルブ（３３）は、油室（２１ｂ）の所定以上の圧力で、リザーバ室（１５）への油液の流量を調整する。

Description

油圧緩衝器
　本発明は、乗用車、貨物自動車、２輪自動車等に使用される油圧緩衝器に関する。
　従来、乗用車、貨物自動車、２輪自動車等の車両に使用される油圧緩衝器において、圧縮時における構成部品間の当接を回避するために、バンプストップラバー等が一般的に使用されている。
　例えば、緩衝器の最圧縮時にバンプストップラバーとバンプストッパとを当接させて緩衝器に生じる衝撃を緩和するために、少なくともバンプストップラバー又はバンプストッパの相互当接面の一方に、凹凸を設けたクッション装置が開示されている。（例えば、特許文献１、図１、参照。）
　図１は、油圧緩衝器において、上記のようなバンプストップラバーを使用した従来構成の一例を示す図である。図１に示す油圧緩衝器は、先ず、車両本体に油圧緩衝器を固定するアッパーマウント１、アッパーマウント１の下方に配置されたアッパースプリングシート２、アッパーマウント１とアッパースプリングシート２に対して揺動自在に固定されるピストンロッド３、及び油室４を有するシリンダ５などを備えている。
　図１に示す油圧緩衝器は、更に、シリンダ５内の油室４を油室４ａと４ｂに区画するピストンバルブ６、シリンダ５の外周を覆う外筒７、中央孔にピストンロッド３を挿通され外周部が外筒７の上端部に嵌入して固定されたバンプストッパ８を備えている。
　更に、バンプストッパ８とアッパースプリングシート２との間には、ピストンロッド３に外嵌するバンプストップラバー９が介装されている。バンプストップラバー９は、例えば樹脂等の弾性部材で構成されている。
　ここで、油圧緩衝器に負荷がかかって圧縮された場合、つまり、矢印ａで示すようにピストンロッド３がシリンダ５に押し込まれた場合、バンプストップラバー９は、クッションとしてアッパースプリングシート２とバンプストッパ８とが直接当接することを防止する働きをする。
　前述した特許文献１は、上記のようなクッション部において、少なくともバンプストップラバー又はバンプストッパの相互当接面の一方に凹凸を設けるようにして、緩衝器の最圧縮時に緩衝器に生じる衝撃を、より効果的に緩和するようにしたものである。
特開２００５－２９９７８６号公報
　ところで、バンプストップラバーは変位に対応して荷重特性が決まるため、使用条件によっては適切な荷重特性が得られない場合がある。
　例えば、低い荷重で緩慢に変位する場合に、油圧緩衝器の最大圧縮位置まで作動させたくても、バンプストップラバーの反発力により作動できない。逆に大きな荷重で高速に変位する場合に、迅速な緩衝動作を得たくても、バンプストップラバーの非線形の荷重特性により適切な作動速度が得られない。
　また、バンプストップラバーを使用する場合、油圧緩衝器は、その最圧縮時にはアッパースプリングシートとバンプストッパとがバンプストップラバーを介して当接するだけでなく弾性体であるバンプストップラバーを圧縮する。
　このバンプストップラバーが圧縮されることにより発生するバネ荷重は、反発力を発生する。このため最圧縮付近では大きな反発力により乗り心地等に悪影響を与えるという問題があった。
　本発明は、上記従来の課題を解決するものであって、本発明の油圧緩衝器は、最圧縮時付近においても負荷に応じた適切な荷重特性を有し、寸法を最小限に抑えた構成でありながら作動点を含めた減衰力特性を容易に変更できる安価な位置及び速度依存型の油圧緩衝器を提供することを目的とする。
　ここで、減衰力とは、振動速度に比例して振動を抑制するように働く力のことである。例えば、シリンダ内に進退するピストン速度、つまり緩衝器の伸縮速度に応じて発生する抵抗力で減衰力の大きさが表わされる。
　換言すれば、ある物体の振動方向と反対向きに働く力を意味する。減衰力が大きいと、ゴツゴツした乗り心地となり、減衰力が小さいとフワフワした感じの乗り心地となる。一般的にスポーツカーやレーシングカーは、緩衝器のバネを硬くして減衰力を大きくしている。一般乗用車では、走行安定性と乗り心地のバランスが取れた減衰力であることが望ましい。
　上記課題を解決するために、本発明の油圧緩衝器は、シリンダと、該シリンダ内を満たして封入され、該シリンダ内に油室を形成する油液と、上記油室を進退するピストンロッドと、該ピストンロッドの先端に固定され、上記油室を上部と下部の油室に区画しつつ、上記ピストンロッドの進退に伴われて上記シリンダの内周に摺接して進退するピストンバルブと、上記シリンダの外周を覆う外筒と、該外筒の内周面と上記シリンダの外周面との間隙から成り、油液とガスが封入されたリザーバ室と、上記外筒の底部を外部から封止するボトムストッパと、該ボトムストッパに保持され、上記下部の油室と上記リザーバ室とを連通させる第１圧縮側ポートと第２圧縮側ポートを有するベースバルブと、該ベースバルブに第１螺旋ばねを介して保持される第１バルブと、該第１バルブに保持され、該第１バルブと上記ピストンバルブとの間に介装され、上記ピストンバルブに押圧されると下方に反発力を発生させ、上記第１螺旋ばねの付勢力に抗して上記第１バルブを押し下げて上記第１圧縮側ポートを閉鎖させる第２螺旋ばねと、上記第１バルブ及び上記ベースバルブの中央を貫通して配設され、外部からの負荷により上記シリンダの上記下部の油室の圧力が所定以上になると上記リザーバ室との間の上記油液の流量を調整する第２バルブと、を備えるように構成される。
　更に、上記課題を解決するために、本発明の油圧緩衝器は、シリンダと、該シリンダ内を満たして封入され、該シリンダ内に油室を形成する油液と、上記油室を進退するピストンロッドと、該ピストンロッドの先端に固定され、上記油室を上部と下部の油室に区画しつつ、上記ピストンロッドの進退に伴われて上記シリンダの内周に摺接して進退するピストンバルブと、上記シリンダの外周を覆う外筒と、該外筒の内周面と上記シリンダの外周面との間隙から成り、油液とガスが封入されたリザーバ室と、上記外筒の底部を外部から封止するボトムストッパと、該ボトムストッパに保持され、上記下部の油室と上記リザーバ室とを連通させる第１圧縮側ポートを有するベースバルブと、該ベースバルブに第１螺旋ばねを介して保持される第１バルブと、該第１バルブに保持され、該第１バルブと上記ピストンバルブとの間に介装され、上記ピストンバルブに押圧されると下方に反発力を発生させ、上記第１螺旋ばねの付勢力に抗して上記第１バルブを押し下げて上記第１圧縮側ポートを閉鎖させる第２螺旋ばねと、円環状の本体部と、該本体部の下端部で上記第２螺旋ばねの上端に係止し、上記本体部の外周面を上記シリンダの内周面に摺接させ、上記シリンダ内に進出する上記ピストンロッドの下端部に係合する第２螺旋ばねガイドと、上記第１バルブ及び上記ベースバルブの中央を貫通して配設され、外部からの負荷により上記シリンダの上記下部の油室の圧力が所定以上になると上記リザーバ室との間の上記油液の流量を調整する第２バルブと、上記第１バルブの上部に配設され、該第１バルブの上記第２バルブが貫通する被貫通孔と上記第２バルブの外周との間に挟持され、上記第２バルブによる上記油液の流量の調整に先立って、上記シリンダの上記下部の油室の所定の圧力に応じて上記リザーバ室との間の上記油液の流量を調整する第３バルブと、を備えるように構成される。
　本発明は、圧油による減衰力を使用することにより最圧縮時付近においても負荷に応じた適切な荷重特性を有し、油圧緩衝器の最大圧縮位置を決定付ける内部構成部品を積層する寸法を最小限に抑えた構成でありながら、外部からの負荷に応じて減衰力が調整され、最圧縮時の前後においても、負荷に応じた適切な減衰力を得ることが可能となるので、作動点を含めた減衰力特性を容易に変更できる、安価な位置及び速度依存型の油圧緩衝器を提供することができる。
　このように、本発明によれば、油圧緩衝器の圧縮時の任意の位置において、負荷に応じた適切な減衰力を得ることができる。また、シリンダ内にスプリングを用いることで構造が単純化出来、部品点数が少なく寸法の増大を抑えた位置及び速度依存型の油圧緩衝器を提供することが可能となる。
従来の油圧緩衝器においてバンプストップラバーを使用した構成の一例を示す図である。 本発明の実施例１に係る油圧緩衝器の断面図であり、油圧緩衝器が圧縮されずに負荷が発生していないときの状態を示す図である。 図２Ａの破線ａで四角く囲んで示す部分の拡大図である。 図２Ｂの破線ｂで四角く囲んで示す部分の拡大図である。 図２Ａの伸張状態における油液の流れを示す状態図である。 実施例１に係る油圧緩衝器が圧縮されて負荷が掛かり始めたときの動作状態における図２Ａに対応する部位の状態図である。 図３Ａの動作状態における図２Ｂに対応する部位の状態図である。 図３Ａの動作状態における図２Ｃに対応する部位の状態図である。 実施例１に係る油圧緩衝器への圧縮が続いて高負荷状態となったときの動作状態における図２Ａに対応する部位の状態図である。 図４Ａの動作状態における図２Ｂに対応する部位の状態図である。 図４Ａの動作状態における図２Ｃに対応する部位の状態図である。 実施例１に係る油圧緩衝器への圧縮においてピストンロッドが最大ストロークまで進入したときの動作状態における図２Ａに対応する部位の状態図である。 図５Ａの動作状態における図２Ｂに対応する部位の状態図である。 図５Ａの動作状態における図２Ｃに対応する部位の状態図である。 本発明の実施例２に係る油圧緩衝器の断面図であり、油圧緩衝器が圧縮されずに負荷が発生していないときの状態を示す図である。 図６Ａの破線ａで四角く囲んで示す部分の拡大図である。 図６Ｂの破線ｂで四角く囲んで示す部分の拡大図である。 図６Ａの伸張状態における油液の流れを示す状態図である。 実施例２に係る油圧緩衝器が圧縮されて負荷が掛かり始めたときの動作状態における図６Ａに対応する部位の状態図である。 図７Ａの動作状態における図６Ｂに対応する部位の状態図である。 図７Ａの動作状態における図６Ｃに対応する部位の状態図である。 実施例２に係る油圧緩衝器への圧縮が続いて高負荷状態となったときの動作状態における図６Ａに対応する部位の状態図である。 図８Ａの動作状態における図６Ｂに対応する部位の状態図である。 図８Ａの動作状態における図６Ｃに対応する部位の状態図である。 実施例２に係る油圧緩衝器への圧縮においてピストンロッドが最大ストロークまで進入したときの動作状態における図６Ａに対応する部位の状態図である。 図９Ａの動作状態における図６Ｂに対応する部位の状態図である。 図９Ａの動作状態における図６Ｃに対応する部位の状態図である。 実施例３に係る油圧緩衝器が圧縮されて負荷が掛かり始めたときの動作状態における状態図である。 図１０Ａの破線ａで四角く囲んで示す部分の拡大図である。 図１０Ｂの破線ｂで四角く囲んで示す部分の拡大図である。
　以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。
［実施例１］
　図２Ａは実施例１に係る油圧緩衝器１０の断面図であり、図２Ｂは図２Ａの破線ａで四角く囲んで示す部分の拡大図、図２Ｃは図１Ｂの破線ｂで四角く囲んで示す部分の拡大図である。なお、図２Ａ～図２Ｃに示す油圧緩衝器１０は、圧縮されずに負荷が発生していない無負荷のときの状態を示している。
　図２Ａ、図２Ｂ、図２Ｃに示すように、本例の油圧緩衝器１０は、ピストンロッド１１を備えている。ピストンロッド１１は、上部を図外の車両等の軸受に保持され、下部の先端方向部分をシリンダ１２に挿通されている。
　シリンダ１２は、外筒１３の中に収容されている。外筒１３の外側下部には、図外の車両等の車軸保持部に固定される車軸保持係合部１４が取り付けられている。シリンダ１２の外周面と外筒１３の内周面との間には所定の間隙が設けられ、ここにリザーバ室１５が形成されている。
　外筒１３の上端部は、シリンダ１２の上端よりも長く形成されている。その外筒１３の上端にバンプストッパ１６が上から外嵌して外筒１３に固定されている。バンプストッパ１６の中央にはピストンロッド１１が摺動自在に挿通されている。
　また、外筒１３の上端開口部は、バンプストッパ１６よりも下方で、フランジ状のオイルシール１８で封止され、フランジ状のオイルシール１８の下面外周と、シリンダ１２の上端開口円周部との間に、円環状のロッドガイド１９が配設されている。これにより、シリンダ１２の上部開口部が外部から封止されている。
　封止されたシリンダ１２の内部は、油室２１を形成している。ピストンロッド１１の先端部にはピストンバルブ２２が固設されている。ピストンバルブ２２は、油室２１を上方油室２１ａと下方油室２１ｂとに区画しながら、ピストンロッド１１に伴われてシリンダ１２内を上下に摺動する。
　ピストンバルブ２２の下方には、第２螺旋ばね２３が配置されている。第２螺旋ばね２３は、上端が自由端であり、下端が第１バルブ２４の上部外周に形成されているフランジ２５の上面を介して、第１バルブ２４に係合している。なお、第２螺旋ばね２３の上端に図６Ｂに示す第２螺旋ばねガイド２９を係合してもよい。
　第１バルブ２４の下方には、ボトムストッパ２６との間にベースバルブ２７が配設されている。ボトムストッパ２６は、皿状に形成され、皿状の外周部を外筒１３の底部内周に嵌入させ、外筒１３内に密閉空間を作ると共に、ベースバルブ２７を保持している。
　このベースバルブ２７の上面外周部と、第１バルブ２４のフランジ２５の下面との間に第１螺旋ばね２８が介装されている。第１螺旋ばね２８は、常に第１バルブ２４をバルブ開放位置である上方向に押し上げ付勢している。
　ベースバルブ２７には、シリンダ１２の下方油室２１ｂとリザーバ室１５とを連通させる第１圧縮側ポート３１と第２圧縮側ポート３２が形成されている。第２螺旋ばね２３に外力が加わらないときは、第１螺旋ばね２８の押し上げ付勢力により第１バルブ２４は上方向のバルブ開放位置にある。
　その状態で、シリンダ１２の下方油室２１ｂに多少の負荷が発生すると、図２Ｃに破線矢印ｃ又はｄで示すように、シリンダ１２の下方油室２１ｂとリザーバ室１５との油液が、第１圧縮側ポート３１と第２圧縮側ポート３２を介し、ディスク型バルブ弁１７（１７ａ、１７ｂ）を下方に撓ませて流れ出し、リザーバ室１５に連通し、減衰力が発生する。
　上記の第１バルブ２４及びベースバルブ２７の中央を貫通して第２バルブ３３の外殻を形成しているベースボルト３４が配設されている。ベースボルト３４は、上部の大径円筒部３４ａと下部の小径円筒部３４ｂとが一体になった形状で構成されている。
　ベースボルト３４は、上部の大径円筒部３４ａの下部外周に形成された内側に凹む段差部によって、第１バルブ２４の中央の孔の縁において上下に摺動可能に保持されている。ベースボルト３４の小径円筒部３４ｂは、段差部のある大径円筒部３４ａの下部より下方に延び出して、ベースバルブ２７を貫通している。
　ベースバルブ２７を貫通する小径円筒部３４ｂの先端は、ベースバルブ２７より下方外部に突出して、ベースナット３５によりねじ止めされ、ベースボルト３４全体が上方への移動を規制されている。
　ベースボルト３４の大径円筒部３４ａの上端開口部には、キャプワッシャ３６が、かしめられて固定されている。キャプワッシャ３６の下面に接して、バルブワッシャ３７が配置されている。バルブワッシャ３７の下面と、大径円筒部３４ａと小径円筒部３４ｂとの内部段差部との間に第３螺旋ばね３８が介装されている。
　第３螺旋ばね３８は、常には、伸び復元力により、バルブワッシャ３７を上方に付勢している。これにより、キャプワッシャ３６の中央孔３９は、シリンダ１２内の下方油室２１ｂの内圧が所定以上の圧力に上昇しないうちは、バルブワッシャ３７によって内側（下方）から封鎖されている。
　図３Ａ、図３Ｂ、及び図３Ｃは、上述した実施例１に係る油圧緩衝器１０が圧縮されて負荷が掛かり始めたときの動作状態を示す図であり、それぞれ図２Ａ、図２Ｂ、及び図２Ｃに対応する部位の状態を示している。
　図４Ａ、図４Ｂ、及び図４Ｃは、上述した実施例１に係る油圧緩衝器１０への圧縮が続いて高負荷状態となったときの動作状態を示す図であり、それぞれ図２Ａ、図２Ｂ、及び図２Ｃに対応する部位の状態を示している。
　図５Ａ、図５Ｂ、及び図５Ｃは、上述した実施例１に係る油圧緩衝器１０への圧縮においてピストンロッドが最大ストロークまで進入したときの動作状態を示す図であり、それぞれ図２Ａ、図２Ｂ、及び図２Ｃに対応する部位の状態を示している。
　なお、図３Ａ～図５Ｃには、動作の説明に必要な部分にのみ図２Ａ、図２Ｂ、又は図２Ｃと同一の番号を付与して示している。
　図３Ａ、図３Ｂ、及び図３Ｃに示すように、ピストンロッド１１がシリンダ１２内に進出し、ピストンバルブ２２が第２螺旋ばね２３の上部自由端に当接し、更に第２螺旋ばね２３を押し下げると、第２螺旋ばね２３に反発力が発生し、油圧緩衝器１０に負荷が発生する。
　また、この反発力は、第１バルブ２４に対する下方への付勢力となり、第１螺旋ばね２８の押し上げ付勢力に抗して第１バルブ２４を下方に押し下げる。これにより、第１圧縮側ポート３１が閉じられ、第１圧縮側ポート３１の油液の流れが遮断される。
　したがって、下方油室２１ｂからリザーバ室１５へ流れる油液の流路は、破線矢印ｄで示す第２圧縮側ポート３２のみとなり、流量が少ないほうへ変化し、流速が上昇し、下方油室２１ｂとリザーバ室１５間の差圧が上昇し、進入するピストンロッド１１への抵抗力が増し、油圧緩衝器１０に負荷が発生すると共に、その減衰力が大きくなる。
　図４Ａ、図４Ｂ、及び図４Ｃに示すように、ピストンロッド１１がシリンダ１２内に更に進出して油圧緩衝器１０が高負荷状態になり、シリンダ１２の内圧（下方油室２１ｂの内圧）が所定の圧力以上になった場合は、その圧力が第２バルブ３３のバルブワッシャ３７を第３螺旋ばね３８の押し上げ付勢力に抗して押し下げる。
　これにより、キャプワッシャ３６の中央孔３９の封鎖が開放され、シリンダ１２内の油液の新たな流路が、破線矢印ｅで示すように、キャプワッシャ３６の中央孔３９、バルブワッシャ３７の側方孔４１、ベースボルト３４の大径円筒部３４ａ、小径円筒部３４ｂ、及びボトムストッパ２６がベースバルブ２７との間に作る空間４２との間に形成される。
　この新たに形成された流路により、シリンダ１２からリザーバ室１５への油液の流速が低下するほうへ調整され、下方油室２１ｂとリザーバ室１５間の差圧の上昇を抑えることができる。また、これにより、内部部品の破損を回避することができる。
　破損の回避のみではなく、さらに、ベースボルト３４の機構部で、孔の大小、螺旋ばねの反発力、大径・小径の内径等を変更して、流量を調整することにより、油圧緩衝器１０に発生させる減衰力特性の自由度を増すことができる。また、第２螺旋ばねの自由長を変更することで、第１圧縮ポートを閉じる位置、作動点を容易に変更することが出来る。
　図５Ａ、図５Ｂ、及び図５Ｃに示すように、油圧緩衝器１０への圧縮においてピストンロッド１１が最大ストロークまでシリンダ１２に進入すると、第１バルブ２４は、第２螺旋ばね２３による押圧が維持されて第１圧縮側ポート３１が閉鎖されたままである。
　シリンダ１２（下方油室２１ｂ）とリザーバ室１５が連通する油液の流路は、破線矢印ｄで示す第２圧縮側ポート３２のみによって維持されている。この最大ストローク時も、シリンダ１２内の圧力が所定の圧力以上になっていない場合は、図３Ａ～図３Ｃに示した「負荷開始状態」と変わるところはない。
　なお、油圧緩衝器１０に掛かる衝撃の強さ（ピストンロッド１１のシリンダ１２への進入速度）にもよるが、図２Ａ～図２Ｃの無負荷状態から図５Ａ～図５Ｃの最大ストロークに至るまでの間に、図４Ａ～図４Ｃに示した高負荷状態が必ず介在すると限るものではない。高負荷状態を経ずに無負荷状態から最大ストロークに至ることもある。つまり発生する減衰力が小さい場合である。
　このように、実施例１の油圧緩衝器１０によれば、圧縮時のピストンロッド１１の任意の位置において、負荷に応じた適切な減衰力を得ることができる。また、シリンダ１２内に３種類の螺旋ばね（２３、２８、３８）を用いることにより、構造を簡単にし部品点数を少くし、寸法の増大を抑えた位置及び速度依存型の油圧緩衝器を提供することが可能となる。
　上記の実施例１では、第２圧縮側ポート３２をベースバルブ２７内に配置しているが、これに限ることなく、要はシリンダ圧縮側の油室２１ｂとリザーバ室１５との連通路に第２圧縮側ポートが介在するような構成であればよい。
　なお、油圧緩衝器１０が伸張する場合、油液はベースバルブ２７のリターンポートｈより１ＷＡＹディスク型バルブ弁１７ｃを広げてピストンバルブ下室２１ｂに移動する。
［実施例２］
　図６Ａは実施例２に係る油圧緩衝器４５の断面図であり、図６Ｂは図６Ａの破線ａで四角く囲んで示す部分の拡大図、図６Ｃは図６Ｂの破線ｂで四角く囲んで示す部分の拡大図である。
　なお、図６Ａ～図６Ｃに示す油圧緩衝器４５は、圧縮されずに負荷が発生していない無負荷のときの状態を示している。
　図７Ａ、図７Ｂ、及び図７Ｃは、図６Ａ～図６Ｃに示す実施例２に係る油圧緩衝器４５が圧縮されて負荷が掛かり始めたときの動作状態を示す図であり、それぞれ図６Ａ、図６Ｂ、及び図６Ｃに対応する部位の状態を示している。
　図８Ａ、図８Ｂ、及び図８Ｃは、実施例２に係る油圧緩衝器４５への圧縮が続いて高負荷状態となったときの動作状態を示す図であり、それぞれ図６Ａ、図６Ｂ、及び図６Ｃに対応する部位の状態を示している。
　図９Ａ、図９Ｂ、及び図９Ｃは、実施例２に係る油圧緩衝器４５への圧縮においてピストンロッドが最大ストロークまで進入したときの動作状態を示す図であり、それぞれ図６Ａ、図６Ｂ、及び図６Ｃに対応する部位の状態を示している。
　なお、図６Ａ～図９Ｃに示す実施例２の油圧緩衝器４５において、図２Ａ～図５Ｃに示した実施例１の油圧緩衝器１０の構成と同一の構成部分には、図２Ａ～図５Ｃと同一の番号を付与して示している。
　また、図９Ａ～図９Ｃには、動作の説明に必要な部分にのみ図６Ａ、図６Ｂ、又は図６Ｃと同一の番号を付与して示している。
　上述した実施例１の油圧緩衝器１０の場合では無負荷状態のとき他の部材と係合しない第２螺旋ばね２３の上端部は不安定な自由端となっており、このばねの自由長が長くかつ外径が大きくシリンダ内壁と隙間が少ない場合、前後左右にふらついて、シリンダ内壁に摺接してシリンダ内壁を損傷させたり微小な雑音を発生する可能性がある。
　この実施例２の油圧緩衝器４５においては、図６Ａ～図９Ｃに示すように、第２螺旋ばね２３の上端部に係合する第２螺旋ばねガイド２９が設けられている。第２螺旋ばねガイド２９は円環状で、シリンダ内壁に触れた場合の攻撃性が低く、またそれ自体が磨耗に耐えられる樹脂等の部材で外部円周部がシリンダ内壁を上下に摺動可能に構成されている。
　第２螺旋ばねガイド２９の下部には小径の円環部が下方に突設され、この小径の円環部の外周に第２螺旋ばね２３の上端部が係合している。
　これにより、図６Ａ～図６Ｃに示すように、油圧緩衝器４５が無負荷状態のときでも、第２螺旋ばね２３の上端部は第２螺旋ばねガイド２９に保持されるので前後左右にふらつくことなく常に安定している。
　また、この実施例２の油圧緩衝器４５においては、図２Ａ～図５Ｃに示した第２圧縮側ポート３２を削除している。代わって、実施例２では、図６Ａ～図９Ｃに示すように、第１バルブ２４の内底部に、第３バルブ５１が設けられている。
　第３バルブ５１は、漏斗状のサブバルブカップ５２を有し、漏斗状の上部はベースボルト３４の大径円筒部３４ａの下端部と小径円筒部３４ｂとの段差部を取り囲み、漏斗状の下部は、第１バルブ２４の底部を貫通してベースボルト３４の小径円筒部３４ｂの中央部まで下方に延びだしている。
　これにより、第３バルブ５１はベースバルブ２７およびベースボルト３４に挟まれ、ベースナット３５を螺合することで固定される。第１バルブ２４は、サブバルブカップ５２の外径部に上下に摺動自由に、第１螺旋ばね２８により上側に保持されている。
　第３バルブ５１のサブバルブカップ５２の漏斗状の上部には、ディスク型バルブ弁１７よりもやや小径の小径ディスク型バルブ弁４６が配置されている。小径ディスク型バルブ弁４６には中央孔があり、この中央孔がベースボルト３４の小径円筒部３４ｂの外周面に嵌合している。
　この小径ディスク型バルブ弁４６は、中央孔周辺の上面を、一方ではサブバルブプレート５３によって保持され、他方では第３圧縮ポート５０の下部開口部に圧接させている。なお、上述以外の各部の構成と機能は、図２Ａ～図５Ｃの場合と同一である。
　上記の構成において、シリンダ１２の下方油室２１ｂに多少の負荷が発生すると、下方油室２１ｂの圧力が上がり、図６Ｃに破線矢印ｆで示すように、シリンダ１２の下方油室２１ｂの油液が、第１圧縮側ポート３１を介しディスク型バルブ弁１７を下方に撓ませて流れ出し、リザーバ室１５に連通し、減衰力が発生する。
　ピストンロッド１１がシリンダ１２内に更に進出すると、図７Ａ、図７Ｂ、及び図７Ｃに示すように、ピストンバルブ２２の下端部が第２螺旋ばねガイド２９の中央孔に嵌入し、第２螺旋ばねガイド２９を介して第２螺旋ばね２３の上端部に係合する。
　そして、ピストンロッド１１は、第２螺旋ばねガイド２９を介し、第２螺旋ばね２３への押し下げを開始する。ピストンロッド１１が、更に第２螺旋ばね２３を押し下げると、第２螺旋ばね２３に反発力が発生し、油圧緩衝器４５に負荷が発生する。
　また、上記の反発力は、第１バルブ２４に対する下方への付勢力となり、第１螺旋ばね２８の押し上げ付勢力に抗して第１バルブ２４を下方に押し下げる。これにより、第１圧縮側ポート３１が閉じられ、図６Ｃに示した第１圧縮側ポート３１の油液の流れが遮断される。
　下方油室２１ｂからリザーバ室１５への油液の流れが遮断され、下方油室２１ｂとリザーバ室１５間の差圧が上昇し、進入するピストンロッド１１への抵抗力が増し、油圧緩衝器４５に明確な負荷が発生すると共に、その減衰力が大きくなる。
　一方、図７Ａ、図７Ｂ、及び図７Ｃに示すように、ピストンロッド１１がシリンダ１２内に進出して油圧緩衝器４５が負荷状態になり、シリンダ１２の内圧（下方油室２１ｂの内圧）が上昇すると、下方油室２１ｂに連通している第１バルブ２４の内圧も上昇し、第１バルブ２４内の油液が、第３圧縮ポート５０を介し小径ディスク型バルブ弁４６を下方に撓ませて流れ出す。
　これにより、シリンダ１２内の油液の図７Ｃに破線矢印で示す第１の新たな流路ｇが、第１バルブ２４、第３圧縮ポート５０、小径ディスク型バルブ弁４６、ベースボルト３４の小径円筒部３４ｂへの連通孔、小径円筒部３４ｂの筒内、及びボトムストッパ２６がベースバルブ２７との間に作る空間４２との間に形成される。
　この第１の新たに形成された流路ｇにより、シリンダ１２からリザーバ室１５への油液の流速が低下するほうへ調整され、下方油室２１ｂとリザーバ室１５間の差圧の上昇が抑えられ、ピストンロッド１１への抵抗力が低下し油圧緩衝器４５の減衰力が小さくなる。
　ここで、図８Ａ、図８Ｂ、及び図８Ｃに示すように、ピストンロッド１１がシリンダ１２内に更に進出して油圧緩衝器４５が高負荷状態になり、シリンダ１２の内圧（下方油室２１ｂの内圧）が所定の圧力以上になった場合は、その圧力が第２バルブ３３のバルブワッシャ３７を第３螺旋ばね３８の押し上げ付勢力に抗して押し下げる。
　これにより、キャプワッシャ３６の中央孔３９の封鎖が開放され、シリンダ１２内の油液の破線矢印で示す第２の新たな流路ｈが、キャプワッシャ３６の中央孔３９、バルブワッシャ３７の側方孔４１、ベースボルト３４の大径円筒部３４ａを通り、小径円筒部３４ｂで先に述べた第１の新たな流路ｇと合流するように形成される。
　この場合も、この第２の新たに形成された流路ｈにより、第１の新たな流路ｇとあいまって、シリンダ１２からリザーバ室１５への油液の流速が低下するほうへ調整され、下方油室２１ｂとリザーバ室１５間の差圧の上昇を抑えることができる。また、これにより、内部部品の破損を回避することができる。
　破損の回避のみではなく、さらに、ベースボルト３４の機構部で、孔の大小、螺旋ばねの反発力、大径・小径の内径等を設計変更して、流路を調整することにより、油圧緩衝器４５に発生させる減衰力特性の自由度を増すことができる。
　また、サブバルブカップおよびサブバルブプレートに挟まれる小径ディスク型バルブ弁を積層する枚数、厚み、外径などを変更することにより、容易に減衰特性を変更することが出来る。更に、第２螺旋ばねの自由長を変更することで、第１圧縮ポートを閉じる位置、作動点を容易に変更することが出来る。
　図９Ａ、図９Ｂ、及び図９Ｃに示すように、油圧緩衝器４５への圧縮においてピストンロッド１１が最大ストロークまでシリンダ１２に進入すると、第１バルブ２４は、第２螺旋ばね２３による押圧が維持されて第１圧縮側ポート３１が閉鎖されたままとなる。
　シリンダ１２（下方油室２１ｂ）とリザーバ室１５が連通する油液の流路は、破線矢印で示す第１の新たな流路ｇのみによって維持されている。この最大ストローク時も、シリンダ１２内の圧力が所定の圧力以上になっていない場合は、図７Ａ～図７Ｃに示した「負荷開始状態」と変わるところはない。
　油圧緩衝器４５に掛かる衝撃の強さ（ピストンロッド１１のシリンダ１２への進入速度）にもよるが、図６Ａ～図６Ｃの無負荷状態から図９Ａ～図９Ｃの最大ストロークに至るまでの間に、図８Ａ～図８Ｃに示した高負荷状態が必ず介在すると限るものではない。
　高負荷状態を経ずに無負荷状態から最大ストロークに至ることもある。つまり減衰力が小さく感じられる場合である。なお、油圧緩衝器１０が伸張する場合、油液はベースバルブ２７のリターンポートｈより１ＷＡＹディスク型バルブ弁１７ｃを広げてピストンバルブ下室２１ｂに移動する。
　このように、実施例２の油圧緩衝器４５によれば、圧縮時のピストンロッド１１の任意の位置において、負荷に応じた適切な減衰力を得ることができる。また、シリンダ１２内に３種類の螺旋ばね（２３、２８、３８）を用いることにより、構造を簡単にし部品点数を少なくし、寸法の増大を抑えた位置及び速度依存型の油圧緩衝器を提供することが可能となる。
［実施例３］
　図１０Ａは実施例１及び２の構成を組み合わせた実施例３の油圧緩衝器６０の断面図であり、図１０Ｂは図１０Ａの破線ａで四角く囲んで示す部分の拡大図、図１０Ｃは図１０Ｂの破線ｂで四角く囲んで示す部分の拡大図である。
　実施例３は先述した実施例１の第２圧縮側ポート３２および実施例２の第３バルブ５１が構成されており、第１バルブ２４が第１圧縮側ポートを閉鎖した際の作用は実施例１および実施例２を組み合わせたものとなる。
　本発明は、油圧緩衝器に利用することができる。
　　１　アッパーマウント
　　２　アッパースプリングシート
　　３　ピストンロッド
　　４　油室
　　　４ａ　上方油室
　　　４ｂ　下方油室
　　５　シリンダ
　　６　ピストンバルブ
　　７　外筒
　　８　バンプストッパ
　　９　バンプストップラバー
　１０　油圧緩衝器
　１１　ピストンロッド
　１２　シリンダ
　１３　外筒
　１４　車軸保持係合部
　１５　リザーバ室
　１６　バンプストッパ
　１７（１７ａ、１７ｂ、１７ｃ）　ディスク型バルブ弁
　１８　フランジ状封止部材
　１９　円環状封止部材
　２１（２１ａ、２１ｂ）　油室
　２２　ピストンバルブ
　２３　第２螺旋ばね
　２４　第１バルブ
　２５　フランジ
　２６　ボトムストッパ
　２７　ベースバルブ
　２８　第１螺旋ばね
　２９　第２螺旋ばねガイド
　３１　第１圧縮側ポート
　３２　第２圧縮側ポート
　３３　第２バルブ
　３４　ベースボルト
　　　３４ａ　大径円筒部
　　　３４ｂ　小径円筒部
　３５　ベースナット
　３６　キャプワッシャ
　３７　バルブワッシャ
　３８　第３螺旋ばね
　３９　中央孔
　４１　側方孔
　４２　空間
　４５　油圧緩衝器
　４６　小径ディスク型バルブ弁
　５０　第３圧縮ポート
　５１　第３バルブ
　５２　サブバルブカップ
　５３　サブバルブプレート
　６０　油圧緩衝器

Claims (3)

  1. 　シリンダと、
    　該シリンダ内を満たして封入され、該シリンダ内に油室を形成する油液と、
    　前記油室を進退するピストンロッドと、
    　該ピストンロッドの先端に固定され、前記油室を上部と下部の油室に区画しつつ、前記ピストンロッドの進退に伴われて前記シリンダの内周に摺接して進退するピストンバルブと、
    　前記シリンダの外周を覆う外筒と、
    　該外筒の内周面と前記シリンダの外周面との間隙から成り、油液とガスが封入されたリザーバ室と、
    　前記外筒の底部を外部から封止するボトムストッパと、
    　該ボトムストッパに保持され、前記下部の油室と前記リザーバ室とを連通させる第１圧縮側ポートと第２圧縮側ポートを有するベースバルブと、
    　該ベースバルブに第１螺旋ばねを介して保持される第１バルブと、
    　該第１バルブに保持され、該第１バルブと前記ピストンバルブとの間に介装され、前記ピストンバルブに押圧されると下方に反発力を発生させ、前記第１螺旋ばねの付勢力に抗して前記第１バルブを押し下げて前記第１圧縮側ポートを閉鎖させる第２螺旋ばねと、
    　前記第１バルブ及び前記ベースバルブの中央を貫通して配設され、外部からの負荷により前記シリンダの前記下部の油室の圧力が所定以上になると前記リザーバ室との間の前記油液の流量を調整する第２バルブと、
    　を備えることを特徴とする油圧緩衝器。
  2. 　シリンダと、
    　該シリンダ内を満たして封入され、該シリンダ内に油室を形成する油液と、
    　前記油室を進退するピストンロッドと、
    　該ピストンロッドの先端に固定され、前記油室を上部と下部の油室に区画しつつ、前記ピストンロッドの進退に伴われて前記シリンダの内周に摺接して進退するピストンバルブと、
    　前記シリンダの外周を覆う外筒と、
    　該外筒の内周面と前記シリンダの外周面との間隙から成り、油液とガスが封入されたリザーバ室と、
    　前記外筒の底部を外部から封止するボトムストッパと、
    　該ボトムストッパに保持され、前記下部の油室と前記リザーバ室とを連通させる第１圧縮側ポートを有するベースバルブと、
    　該ベースバルブに第１螺旋ばねを介して保持される第１バルブと、
    　該第１バルブに保持され、該第１バルブと前記ピストンバルブとの間に介装され、前記ピストンバルブに押圧されると下方に反発力を発生させ、前記第１螺旋ばねの付勢力に抗して前記第１バルブを押し下げて前記第１圧縮側ポートを閉鎖させる第２螺旋ばねと、
    　前記第１バルブ及び前記ベースバルブの中央を貫通して配設され、外部からの負荷により前記シリンダの前記下部の油室の圧力が所定以上になると前記リザーバ室との間の前記油液の流量を調整する第２バルブと、
    　前記第１バルブの底部に配設され、該第１バルブの前記第２バルブが貫通する被貫通孔と前記第２バルブの外周との間に挟持され、前記第２バルブによる前記油液の流量の調整に先立って、前記シリンダの前記下部の油室の所定の圧力に応じて前記リザーバ室との間の前記油液の流量を調整する第３バルブと、
    　を備えることを特徴とする油圧緩衝器。
  3. 　請求項２の構成に請求項１の第２圧縮側ポートを有するベースバルブを備えることを特徴とする油圧緩衝器。
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