WO2024070527A1 - 緩衝器 - Google Patents

緩衝器 Download PDF

Info

Publication number
WO2024070527A1
WO2024070527A1 PCT/JP2023/032339 JP2023032339W WO2024070527A1 WO 2024070527 A1 WO2024070527 A1 WO 2024070527A1 JP 2023032339 W JP2023032339 W JP 2023032339W WO 2024070527 A1 WO2024070527 A1 WO 2024070527A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
valve
piston
passage
speed
damping force
Prior art date
Application number
PCT/JP2023/032339
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
康浩 青木
有未 田邊
洋介 井上
Original Assignee
日立Astemo株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 日立Astemo株式会社 filed Critical 日立Astemo株式会社
Publication of WO2024070527A1 publication Critical patent/WO2024070527A1/ja

Links

Classifications

    • 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
    • F16F9/10—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium using liquid only; using a fluid of which the nature is immaterial
    • F16F9/14—Devices with one or more members, e.g. pistons, vanes, moving to and fro in chambers and using throttling effect
    • F16F9/16—Devices with one or more members, e.g. pistons, vanes, moving to and fro in chambers and using throttling effect involving only straight-line movement of the effective parts
    • F16F9/18—Devices with one or more members, e.g. pistons, vanes, moving to and fro in chambers and using throttling effect involving only straight-line movement of the effective parts with a closed cylinder and a piston separating two or more working spaces therein
    • F16F9/19—Devices with one or more members, e.g. pistons, vanes, moving to and fro in chambers and using throttling effect involving only straight-line movement of the effective parts with a closed cylinder and a piston separating two or more working spaces therein with a single cylinder and of single-tube type
    • 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
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/32—Details
    • F16F9/50—Special means providing automatic damping adjustment, i.e. self-adjustment of damping by particular sliding movements of a valve element, other than flexions or displacement of valve discs; Special means providing self-adjustment of spring characteristics

Definitions

  • This disclosure relates to a shock absorber that reduces vibrations in vehicles, such as automobiles.
  • Vehicles such as four-wheeled automobiles are provided with shock absorbers (dampers) between the vehicle body (sprung) side and each wheel (unsprung) side.
  • the shock absorber described in Patent Document 1 has disk valves on both the bottom and top sides of the piston.
  • the disk valve on the bottom side of the piston opens based on the increase in differential pressure between the piston bottom oil chamber and the piston top oil chamber when the rod moves to the extension side.
  • the disk valve on the top side of the piston opens based on the increase in differential pressure between the piston bottom oil chamber and the piston top oil chamber when the rod moves to the compression side.
  • shock absorbers When shock absorbers are installed (introduced, adopted) in a vehicle, they need to be adapted to that vehicle. That is, the damping force of the shock absorber is adjusted (tuned) so that the desired ride comfort can be obtained for the vehicle in which it is installed. In this case, the desired ride comfort is approached primarily by adjusting the damping force relative to the piston speed on the extension and compression sides. However, simply adjusting the damping force relative to the piston speed on the extension and compression sides may result in a worsening of ride comfort depending on road conditions, and there may be a limit to the types of road surfaces on which the shock absorber can be driven comfortably.
  • One of the objectives of the present invention is to provide a shock absorber that can obtain damping force characteristics that stabilize the vehicle's sprung mass regardless of the road surface.
  • the present invention is preferably a shock absorber comprising an inner cylinder filled with hydraulic fluid, a piston slidably disposed within the inner cylinder and dividing the inner cylinder into a first chamber and a second chamber, a first passage disposed in the piston, a first valve for opening and closing the first passage, a second passage disposed in the piston, and a second valve for opening and closing the second passage, and the first or second valve, whichever has a higher valve opening pressure, is provided with a valve opening promotion mechanism that synchronizes the opening timing of the valve with the lower valve opening pressure.
  • the present invention also provides a shock absorber that preferably includes an inner cylinder filled with hydraulic fluid, a piston slidably disposed within the inner cylinder and dividing the inner cylinder into a first chamber and a second chamber, a first passage disposed in the piston, a first valve for opening and closing the first passage, a second passage disposed in the piston, and a second valve for opening and closing the second passage, and is configured such that the frequency characteristics of the valve having a greater frequency dependency of damping force out of the first valve and the second valve are matched to the frequency characteristics of the valve having a lesser frequency dependency of damping force.
  • the present invention also provides a shock absorber that preferably includes an inner cylinder filled with hydraulic fluid, a piston slidably disposed within the inner cylinder and dividing the inner cylinder into a first chamber and a second chamber, a first passage disposed in the piston, a first valve for opening and closing the first passage, a second passage disposed in the piston, and a second valve for opening and closing the second passage, and the first valve and the second valve, whichever has a higher valve opening pressure, has a smaller biasing force than the valve which has a lower valve opening pressure, and is provided with a low-speed valve that opens the first passage or the second passage when the piston speed is low.
  • the present invention preferably includes an inner cylinder filled with hydraulic fluid, a piston slidably provided within the inner cylinder and dividing the inner cylinder into a first chamber and a second chamber, an outer cylinder provided outside the inner cylinder and forming a reservoir chamber between the inner cylinder and an outer cylinder, a valve body provided between the reservoir chamber and the second chamber, a first passage provided in the piston, a first valve (e.g., a piston extension valve) that opens and closes the first passage, a first orifice provided in the first passage, a second passage provided in the piston, and a second valve (e.g., a piston retraction valve) that opens and closes the second passage.
  • a first valve e.g., a piston extension valve
  • a second valve e.g., a piston retraction valve
  • valve body a third valve (e.g., a suction valve) that opens and closes the third passage
  • a fourth passage provided in the valve body
  • a fourth valve e.g., a body contraction valve
  • the first valve and the fourth valve are provided with a valve opening promotion mechanism that matches the opening timing of the valve with the lower valve opening pressure (for example, when the valve opening pressure of the first valve is higher than that of the fourth valve, the opening timing of the first valve is matched to that of the second valve).
  • FIG. 1 is a vertical cross-sectional view showing a shock absorber according to a first embodiment.
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a piston, a first valve, and a second valve in FIG. 1 .
  • FIG. 3 is an enlarged view of part (III) in FIG. 2.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view showing a piston, a first valve, etc.
  • 5 is a characteristic diagram showing the relationship between piston speed and damping force when low-frequency vibration is applied according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a characteristic diagram showing the relationship between the expansion/compression ratio (expansion/compression ratio) of the damping force and the frequency according to the first embodiment.
  • FIG. FIG. 4 is a cross-sectional view taken from a position similar to that of FIG.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view taken from a position similar to that of FIG. 3 , showing a piston, a first valve, and the like according to a second embodiment.
  • FIG. 11 is an exploded perspective view showing a piston, a first valve, and the like according to a second embodiment.
  • FIG. 11 is a characteristic diagram showing the relationship between piston speed and damping force when subjected to low-frequency vibration according to the second embodiment.
  • FIG. 11 is a characteristic diagram showing the relationship between the expansion/compression ratio (expansion/compression ratio) of the damping force and the frequency according to the second embodiment.
  • FIG. 4 is a characteristic diagram showing the relationship between the damping force of the orifice area and frequency.
  • FIG. 4 is a characteristic diagram showing the relationship between the damping force of the valve region and the frequency.
  • FIG. 11 is a characteristic diagram showing the relationship between piston speed and damping force according to a comparative example.
  • FIG. 11 is a characteristic diagram showing the relationship between the expansion/compression ratio (expansion/compression ratio) of the damping force and the frequency according to the comparative example.
  • This is a hydraulic circuit diagram of a monotube damper and a twin tube damper.
  • FIG. 2 is an explanatory diagram for explaining ride comfort (vehicle behavior) in an ideal state.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram for explaining a ride comfort (vehicle behavior) to be improved.
  • FIGS. 1 to 6 show a first embodiment.
  • shock absorber 1 is, for example, a hydraulic shock absorber for a vehicle such as an automobile.
  • Shock absorber 1 constitutes a suspension device for a vehicle together with a suspension spring (not shown) made of, for example, a coil spring.
  • a suspension spring (not shown) made of, for example, a coil spring.
  • one axial end side of shock absorber 1 is referred to as the "lower end” side, and the other axial end side is referred to as the "upper end” side, but one axial end side of shock absorber 1 may also be referred to as the "upper end” side, and the other axial end side may also be referred to as the "lower end” side.
  • the shock absorber 1 includes an outer cylinder 2, an inner cylinder 4, a piston 5, a piston rod 10, and a valve body 12.
  • the outer cylinder 2 is provided on the outside of the inner cylinder 4.
  • the outer cylinder 2 is formed in a cylindrical shape with a bottom, and constitutes the outer shell of the shock absorber 1.
  • One end of the outer cylinder 2, or the lower end, is closed by welding a bottom cap 3, and the other end, or the upper end, is open.
  • the upper end of the outer cylinder 2 is provided with a plurality of crimped portions 2A that are bent radially inward by crimping, for example.
  • the upper end opening of the outer cylinder 2 is closed by a rod guide 8 and a rod seal 9.
  • the inner cylinder 4 is coaxially arranged within the outer cylinder 2. Together with the outer cylinder 2, the inner cylinder 4 constitutes a twin-cylinder shock absorber (cylinder device).
  • the inner cylinder 4 and the outer cylinder 2 are filled with oil (hydraulic oil) as a working fluid (hydraulic fluid).
  • the hydraulic fluid is not limited to oil, and may be, for example, water mixed with an additive.
  • the lower end of the inner cylinder 4 is fitted and attached to the outer periphery of the valve body 12, and the upper end is closed by the rod guide 8.
  • the inner cylinder 4 forms (defines) an annular reservoir chamber A between the outer cylinder 2.
  • the outer cylinder 2 forms the reservoir chamber A between the inner cylinder 4.
  • Gas is sealed in the reservoir chamber A together with hydraulic fluid, which is the working liquid. This gas may be, for example, air at atmospheric pressure, or compressed nitrogen gas.
  • the reservoir chamber A as a reservoir compensates for the advancement and withdrawal of the piston rod 10.
  • the valve body 12 is located at the lower end side of the inner cylinder 4, between the bottom cap 3 and the inner cylinder 4.
  • the piston 5 is slidably disposed within the inner cylinder 4.
  • the piston 5 divides the inner cylinder 4 into two chambers, namely, the rod side oil chamber B which is the first chamber, and the bottom side oil chamber C which is the second chamber.
  • the piston 5 is provided with a plurality of oil passages 5A, 5B which allow communication between the rod side oil chamber B and the bottom side oil chamber C.
  • the first oil passage 5A as the first passage is shown in Figures 1 to 4
  • the second oil passage 5B as the second passage is shown in Figure 4.
  • Oil passages 5A and 5B form passages that allow hydraulic fluid (oil) to flow from one of oil chambers B and C in inner cylinder 4 to the other as piston 5 moves. That is, first oil passage 5A as the first passage and second oil passage 5B as the second passage connect rod side oil chamber B, which is the first chamber, to bottom side oil chamber C, which is the second chamber, as piston 5 moves. First oil passage 5A and second oil passage 5B are flow paths through which the flow of hydraulic fluid (oil) occurs as piston 5 moves.
  • the piston 5 is provided with a valve 6, which may include, for example, one or more disks (disk valves). That is, the underside of the piston 5 is provided with a valve 6 that serves as a damping valve on the extension side.
  • the extension side valve 6 (hereinafter referred to as the piston extension side valve 6) applies resistance to the oil flowing in the first oil passage 5A from the rod side oil chamber B to the bottom side oil chamber C when the piston 5 slides upward along the inner cylinder 4 during the extension stroke of the piston rod 10. This generates a predetermined damping force during the extension stroke of the piston rod 10.
  • the piston extension side valve 6 controls the flow of working fluid (oil) caused by the sliding of the piston 5 inside the inner cylinder 4 to generate a damping force.
  • the piston extension side valve 6 corresponds to a first valve that opens and closes the first oil passage 5A as a first passage.
  • the first oil passage 5A is provided with a piston extension side orifice 52 that acts as a throttle (opening) as necessary.
  • the piston extension side orifice 52 which corresponds to the first orifice, may be provided in the piston extension side valve 6 or on the seat side (piston 5 side).
  • the piston 5 is provided with a valve 7, which is composed of, for example, one or more disks (disk valves), in addition to the piston extension side valve 6. That is, the valve 7, which serves as a contraction side damping valve, is provided on the upper surface of the piston 5.
  • the contraction side valve 7 (hereinafter referred to as the piston contraction side valve 7) applies resistance to the oil flowing in the second oil passage 5B from the bottom side oil chamber C to the rod side oil chamber B when the piston 5 slides downward along the inner cylinder 4 during the contraction stroke of the piston rod 10. This generates a predetermined damping force during the contraction stroke of the piston rod 10.
  • the piston compression side valve 7 controls the flow of working fluid (oil) caused by the sliding of the piston 5 inside the inner cylinder 4 to generate a damping force.
  • the piston compression side valve 7 corresponds to a second valve that opens and closes the second oil passage 5B as a second passage.
  • the second oil passage 5B is provided with a piston compression side orifice 53 that acts as a throttle (opening) as necessary.
  • the piston compression side orifice 53 which corresponds to the third orifice, may be provided in the piston compression side valve 7 or on the seat side (piston 5 side).
  • the upper end (open end) of the outer cylinder 2 and the inner cylinder 4 is closed by a rod guide 8 and a rod seal 9.
  • the rod guide 8 is a guide member that slidably guides the piston rod 10 to prevent it from displacing in the axial direction.
  • the rod guide 8 is formed into a cylindrical body of a predetermined shape by performing molding, cutting, etc. on a metal material or a hard resin material, and is fitted into the upper end (open end) of the outer cylinder 2 and the inner cylinder 4.
  • the rod seal 9 is provided between the upper surface of the rod guide 8 and the crimped portion 2A of the outer cylinder 2.
  • the rod seal 9 has a metallic annular plate 9A as a core metal.
  • An elastic sealing material such as rubber is integrally molded into the annular plate 9A by, for example, baking.
  • the rod seal 9 provides a liquid-tight and airtight seal between the outer cylinder 2 and the piston rod 10 by sliding its inner periphery against the outer periphery of the piston rod 10.
  • the piston 5, the piston retraction side valve 7, and the piston extension side valve 6 are attached to the lower end of the piston rod 10.
  • the lower end of the piston rod 10 is provided with a small diameter section 10A that is smaller in diameter than the other parts.
  • the end of the small diameter section 10A is provided with a male thread section 10B into which a nut 11 is screwed to secure the piston 5, the piston retraction side valve 7, and the piston extension side valve 6 to the piston rod 10.
  • a valve body 12 is provided at the lower end of the inner cylinder 4, which is located between the inner cylinder 4 and the bottom cap 3 and serves as the bottom body.
  • the valve body 12 is provided on the body side (cylinder side) of the shock absorber 1.
  • the valve body 12 separates (divides) the reservoir chamber A and the bottom-side oil chamber C between the bottom cap 3 and the inner cylinder 4. As a result, the valve body 12 is provided between the reservoir chamber A and the bottom-side oil chamber C.
  • the valve body 12 is provided with a number of oil passages 12A, 12B that allow communication between the reservoir chamber A and the bottom-side oil chamber C.
  • Oil passages 12A and 12B form passages that allow hydraulic fluid (oil) to flow from one of the bottom-side oil chamber C in the inner cylinder 4 and the reservoir chamber A in the outer cylinder 2 to the other chamber as the piston 5 moves. That is, the third oil passage 12A as the third passage and the fourth oil passage 12B as the fourth passage connect the bottom-side oil chamber C, which becomes the second chamber, to the reservoir chamber A, which becomes the third chamber, as the piston 5 moves. Oil passages 12A and 12B are flow paths through which a flow of hydraulic fluid (oil) occurs as the piston 5 moves.
  • the valve body 12 is provided with a valve 13, which is composed of, for example, one or more disks (disc valves). That is, the valve 13, which serves as an extension side damping valve, is provided on the upper surface side of the valve body 12.
  • the extension side valve 13 (hereinafter referred to as the body extension side valve 13) applies resistance to the oil flowing through the third oil passage 12A from the reservoir chamber A side toward the bottom side oil chamber C when the piston 5 slides upward during the extension stroke of the piston rod 10.
  • the body extension side valve 13 corresponds to a third valve that opens and closes the third oil passage 12A as a third passage. As shown in FIG. 16 described later, the third oil passage 12A is provided with a body extension side orifice 56 that acts as a throttle (opening) as necessary.
  • the body extension side orifice 56 which corresponds to the fourth orifice, may be provided in the body extension side valve 13 or on the seat side (valve body 12 side).
  • the body extension valve 13 which serves as the third valve, can be configured, for example, as a suction valve that mainly functions as a check valve and generates almost no damping force. That is, the body extension valve 13 can be configured as a check valve that opens when the piston 5 slides upward during the extension stroke of the piston rod 10 and closes at other times.
  • a body extension valve 13, which serves as a check valve allows the oil in the reservoir chamber A to flow through the oil passage 12A toward the bottom oil chamber C and prevents the oil from flowing in the opposite direction.
  • the valve body 12 is provided with a valve 14, which is composed of, for example, one or more disks (disc valves), in addition to the body extension valve 13. That is, the valve 14, which serves as a compression side damping valve, is provided on the underside of the valve body 12.
  • the contraction side valve 14 (hereinafter referred to as the body contraction side valve 14) applies resistance to the oil flowing through the fourth oil passage 12B from the bottom side oil chamber C toward the reservoir chamber A when the piston 5 slides downward during the contraction stroke of the piston rod 10.
  • the body compression side valve 14 corresponds to a fourth valve that opens and closes the fourth oil passage 12B as the fourth passage.
  • the fourth oil passage 12B is provided with a body compression side orifice 57 that acts as a throttle (opening) as necessary.
  • the body compression side orifice 57 which corresponds to the second orifice, may be provided in the body compression side valve 14 or on the seat side (valve body 12 side).
  • hydraulic damping force is frequency dependent. For this reason, simply adjusting the magnitude of the damping force relative to the piston speed based on the characteristics in the low frequency band where the amplitude is relatively large on the compression and extension sides may not allow the hydraulic shock absorber to generate an appropriate damping force when the input frequency changes in various ways. For example, simply adjusting the damping force may result in a stiff feeling as shown in Figure 18 (A). Also, simply adjusting the damping force may result in a bumpy feeling as shown in Figure 18 (B). As a result, good behavior may not be obtained depending on the road surface during actual driving, which may impair the stability felt by the occupants.
  • a vehicle body receives various inputs from the road surface while in motion.
  • the size of the undulations on the road surface and the spacing between the bumps and recesses vary widely. Therefore, it is important to optimize the damping force not only in relation to the piston speed, but also in relation to the input frequency.
  • reducing frequency dependency is difficult, as it can cause delays in the damping force due to the compressibility of the hydraulic oil.
  • a typical hydraulic shock absorber that applies damping force by stacking valves has a high-pressure oil chamber (high-pressure side chamber) and a low-pressure oil chamber (low-pressure side chamber) filled with hydraulic oil.
  • a flow path is provided through which the hydraulic oil moves between these oil chambers, and the differential pressure is adjusted by the area of this flow path to obtain the desired damping force.
  • the flow paths through which the hydraulic oil moves are generally divided into two types. One of these is an orifice that is always connected with a constant area regardless of the pressure difference between the oil chambers.
  • the other is a valve composed of a valve body made of stacked disc valves.
  • the valve closes until the pressure difference between the upstream and downstream oil chambers of the flow path reaches a set value, thereby blocking the flow path.
  • the pressure difference reaches or exceeds the set value, the valve opens, connecting the upstream and downstream oil chambers. Therefore, when the stroke speed (piston speed) of the hydraulic shock absorber is low, the pressure difference is also low, so the valve closes and hydraulic oil passes only through the orifice.
  • the stroke speed pressure difference
  • the pressure difference increases, and when the load caused by this pressure difference exceeds the closing load (preset) given to the valve in advance, the valve opens. From this point on, as the pressure difference increases, the valve opening increases and the flow path area expands.
  • the region where a pressure difference occurs through the orifice when the valve is closed is defined as the "orifice region,” and the region where the valve is open is defined as the “valve region.”
  • the frequency characteristics of the damping force differ between the orifice region and the valve region.
  • the flow path area is small and constant, so it is difficult to obtain a flow rate in response to an increase in the pressure difference, and the pressure is easily converted not only into inflow and outflow but also into a volumetric deformation of the hydraulic oil, resulting in a large response delay and a decrease in damping force as the frequency increases.
  • the response delay is easily alleviated and almost no change in damping force due to frequency is observed.
  • damping force characteristics of dampers (shock absorbers) used in automobiles are often given different characteristics on the extension side and compression side.
  • valve opening characteristics of the extension and compression sides that is, the timing at which the valves open, and depending on the piston speed, one of the extension and compression sides will be in the orifice region and the other in the valve region, and the difference in frequency characteristics between the orifice region and the valve region shown above will cause the extension-pressure ratio of the damping force to be frequency-dependent.
  • Figure 14 shows an example of the relationship between piston speed and damping force when a significantly higher valve opening pressure is applied to the extension valve compared to the compression valve.
  • the extension valve has the characteristics of an orifice region up to a higher piston speed than the compression valve, and the extension damping force in that region decreases as the frequency increases.
  • the compression valve transitions to the valve region at a lower piston speed than the extension valve, so the decrease in damping force with frequency is small.
  • Figure 15 shows an example of the relationship between the damping force extension/compression ratio (extension/compression damping force) and frequency in a case similar to that of Figure 14, that is, when a significantly higher valve opening pressure is applied to the extension valve than to the compression valve.
  • characteristic line 101 in Figure 15 shows the change in the damping force extension/compression ratio versus frequency at "piston speed a" in Figure 14.
  • characteristic line 102 in Figure 15 shows the change in the damping force extension/compression ratio versus frequency at "piston speed b" in Figure 14
  • characteristic line 103 shows the change in the damping force extension/compression ratio versus frequency at "piston speed c" in Figure 14.
  • valve-opening promotion mechanism (sub-valve) that matches the piston speed at which the valve with the lower opening pressure opens.
  • This valve-opening promotion mechanism makes it possible to suppress a drop in valve-opening pressure while slowing down the valve opening timing compared to the typical stacking method for disc valves. Therefore, by slowing down the valve opening timing and matching it to the opening timing of the valve with the lower opening pressure, it is possible to suppress a drop in damping force while reducing the frequency dependency of the extension-pressure ratio of the damping force.
  • valve opening promotion mechanism sub-valve
  • valves for which the valve opening promotion mechanism is to be installed based on the structure of the damper (shock absorber).
  • FIG. 16A shows the hydraulic circuit of a monotube damper 51, which is a single-tube shock absorber.
  • the monotube damper 51 generates a damping force using two valves 6 and 7 provided on the piston 5. That is, the monotube damper 51 has a piston retraction valve 7 (piston retraction valve) and a piston extension valve 6 (piston extension valve) provided on the piston 5.
  • a piston extension orifice 52 piston extension orifice
  • a piston retraction orifice 53 are provided between the rod side oil chamber B, which is the piston upper chamber, and the bottom side oil chamber C, which is the piston lower chamber, as necessary.
  • the valve opening promotion mechanism can be provided in the valve (for example, the piston extension valve 6) with the higher valve opening pressure of the two valves 6 and 7 of the piston 5.
  • FIG. 16 shows the hydraulic circuit of a twin-tube damper 54, which is a double-tube shock absorber.
  • the shock absorber 1 of the embodiment corresponds to the twin-tube damper 54.
  • the twin-tube damper 54 has four valves 6, 7, 13, and 14 on the piston 5 side and the body 55 side. That is, the twin-tube damper 54 has a piston compression side valve 7 (piston compression valve) that contributes to the compression side damping force and a piston extension side valve 6 (piston extension valve) that contributes to the extension side damping force on the piston 5 side.
  • a piston extension side orifice 52 piston extension orifice
  • a piston compression side orifice 53 piston compression orifice
  • the twin-tube damper 54 is provided with a body extension valve 13 (body extension valve) that contributes to the extension damping force, and a body compression valve 14 (body compression valve) that contributes to the compression damping force, on the body 55 (valve body 12) side.
  • a body extension orifice 56 (body extension orifice) and/or a body compression orifice 57 (body compression orifice) are provided between the bottom oil chamber C, which is the piston lower chamber, and the reservoir chamber A, as necessary.
  • the damping force expansion-pressure ratio can be efficiently reduced.
  • the body expansion-side valve 13 which functions primarily as a check valve and is a suction valve that generates almost no damping force, is ignored because its contribution to the damping force characteristics is small, and the opening timing of the remaining three valves 6, 7, and 14 is adjusted based on the following concept.
  • the frequency dependency of the damping force is due to a decrease in responsiveness in the orifice area. For this reason, frequency dependency becomes prominent in valves where the valve opening pressure is high and the orifice area persists up to higher piston speeds. Therefore, a valve opening promotion mechanism is provided for the valve with the highest opening pressure of the three valves 6, 7, 14, to bring the valve opening timing closer to that of a valve with low rigidity and low valve opening pressure. Specifically, the valve opening pressures of the piston compression valve 7 and body compression valve 14, which contribute to the compression damping force, and the piston extension valve 6, which contributes to the extension damping force, are compared.
  • a valve opening promotion mechanism is provided for the piston extension valve 6. This brings the opening timing of the piston extension valve 6 closer to the opening timing of the valve with the smaller valve opening pressure between the piston compression valve 7 and the body compression valve 14, which contribute to the compression damping force (in principle, this will be the piston compression valve 7 due to the pressure balance relationship).
  • a valve opening promotion mechanism is provided for the body compression valve 14. This brings the opening timing of the body compression valve 14 closer to the opening timing of the piston extension valve 6.
  • valve opening promotion mechanism 21 of the first embodiment will be described with reference to Figs. 2 to 4 in addition to Fig. 1.
  • the valve opening promotion mechanism 21 is provided on the piston extension side valve 6.
  • the piston extension valve 6 includes a low-speed valve 22 and a second-stage valve 24 as a main valve.
  • the valve opening promotion mechanism 21 includes the low-speed valve 22.
  • the low-speed valve 22 includes a low-speed disk 22A corresponding to the low-speed valve opening valve and a small-diameter disk 22B corresponding to the small-diameter valve.
  • the low-speed disk 22A is in contact with the seat portion 5C provided at the opening of the first oil passage 5A of the piston 5.
  • the low-speed disk 22A is formed as an annular plate with an insertion hole on the inside.
  • the low-speed disk 22A constituting the low-speed valve 22 is seated on and removed from the seat pressure-receiving surface 5C1 of the seat portion 5C. As shown in FIG.
  • the seat portion 5C is not a circular ring but has a seat shape with a different diameter.
  • the seat portion 5C can be provided with a recess (gap) that becomes an orifice by coining (printing, pressing) as necessary.
  • a small diameter disk 22B whose outer diameter is smaller than that of the seat portion 5C of the piston 5, is disposed on the rear side (lower side) of the low speed disk 22A.
  • the small diameter disk 22B has an outer diameter smaller than that of the low speed disk 22A.
  • the small diameter disk 22B is also formed as an annular plate with an insertion hole on the inside.
  • a second stage valve 24 is disposed on the rear side (lower surface) of the small diameter disk 22B.
  • the second stage valve 24 has an outer diameter that is the same as that of the low speed disk 22A of the low speed valve 22.
  • the second stage valve 24 is constructed by stacking three disks 24A, 24B, and 24C, each formed as an annular plate.
  • a retainer 25 and a washer 26 are disposed on the rear side of the second stage valve 24.
  • the low-speed valve 22 (low-speed disk 22A, small-diameter disk 22B), second-stage valve 24 (disks 24A, 24B, 24C), retainer 25 and washer 26 are fastened to the piston rod 10 by a nut 11.
  • the small diameter disc 22B is disposed between the low speed disc 22A and the second stage valve 24.
  • This gap 27 can therefore reduce the stiffness of the low speed valve 22 (low speed disc 22A) when it is initially opened. In other words, the gap 27 can encourage the low speed valve 22 (low speed disc 22A) to open at a lower piston speed.
  • the second-stage valve 24 also functions as a valve body, so the valve stiffness becomes high.
  • This nonlinear valve stiffness characteristic is a feature of this configuration.
  • the stiffness of the low-speed valve 22 is mainly determined by the plate thickness dimension of the low-speed disk 22A and the outer diameter dimension of the small diameter disk 22B.
  • two parameters i.e., the plate thickness dimension of the low-speed disk 22A and the outer diameter dimension of the small diameter disk 22B
  • the opening timing of the piston extension valve 6 i.e., the opening timing of the low-speed valve 22
  • the size of the gap 27 between the low-speed valve 22 (low-speed disk 22A) and the second-stage valve 24 governs the timing (piston speed) at which the low-speed valve 22 (low-speed disk 22A) comes into contact with the second-stage valve 24. Therefore, the size of the gap 27 (the distance between the low-speed disk 22A and the second-stage valve 24) determines the range in which the low-speed valve 22 (low-speed disk 22A) is effective.
  • the second stage valve 24 may be structured to give an initial deflection to the piston extension side valve 6. Also, the outer diameter of the second stage valve 24 may be changed midway. In other words, the discs 24A, 24B, and 24C that make up the second stage valve 24 may have different outer diameters.
  • the piston extension valve 6 is provided with a low-speed valve 22 (low-speed disk 22A and small diameter disk 22B) that serves as a valve opening promotion mechanism 21.
  • the valve opening promotion mechanism 21 matches the frequency characteristics of the damping force generated by the piston extension valve 6 with the frequency characteristics of the damping force generated by the piston compression valve 7 to reduce the frequency dependency of the extension pressure ratio of the damping force.
  • the valve opening promotion mechanism 21 (low-speed valve 22) matches the frequency characteristics of the damping force of the piston extension valve 6 with the frequency characteristics of the damping force of the piston compression valve 7.
  • the low-speed valve 22 (low-speed disk 22A) opens at a piston speed lower than the piston speed at which the piston compression valve 7 opens.
  • the piston extension valve 6 opens when the piston speed is lower than that of the piston compression valve 7.
  • the piston compression valve 7 and the piston extension valve 6 are adjusted to open simultaneously.
  • FIG. 5 shows the relationship between the piston speed and the damping force of the shock absorber 1 of the first embodiment, that is, the characteristics of the damping force with respect to the piston speed at low frequencies of the shock absorber 1 in which the valve opening promotion mechanism 21 is provided on the piston extension side valve 6.
  • FIG. 6 shows the relationship between the expansion pressure ratio of the damping force and the frequency, that is, the change in the expansion pressure ratio of the damping force with respect to the frequency at three different "piston speeds a", “piston speeds b", and “piston speeds c" in FIG. 5.
  • the characteristic line 31 in FIG. 6 shows the change in the expansion pressure ratio of the damping force with respect to the frequency at "piston speed a" in FIG. 5.
  • valve opening promotion mechanism 21 can significantly reduce the change in the expansion pressure ratio of the damping force with respect to the frequency. As a result, compared to a configuration that does not have a valve opening promotion mechanism 21 (low-speed valve 22), it is possible to achieve a ride that is more robust against changes in road conditions and gives the occupants a sense of stability.
  • the shock absorber 1 of the first embodiment includes the inner cylinder 4, the piston 5, the first oil passage 5A as the first passage, the piston extension side valve 6 as the first valve, the second oil passage 5B as the second passage, and the piston compression side valve 7 as the second valve.
  • the shock absorber 1 also includes the outer cylinder 2 and the valve body 12.
  • the shock absorber 1 further includes the piston extension side orifice 52 (see FIG. 16) as the first orifice provided in the first oil passage 5A of the piston 5, the third oil passage 12A as the third passage, the body extension side valve 13 as the third valve, the fourth oil passage 12B as the fourth passage, the body compression side valve 14, and the body compression side orifice 57 (see FIG. 16) as the second orifice provided in the fourth oil passage 12B of the valve body 12.
  • the frequency characteristics of the valve e.g., piston extension valve 6) whose damping force is more frequency-dependent among the piston extension valve 6 and the piston compression valve 7 (or body compression valve 14) are configured to match the frequency characteristics of the valve (e.g., piston compression valve 7) whose damping force is less frequency-dependent.
  • the valve e.g., piston extension valve 6) whose valve opening pressure is higher among the piston extension valve 6 and the piston compression valve 7 is provided with a valve opening promotion mechanism 21 that matches the valve opening timing of the valve (e.g., piston compression valve 7) whose valve opening pressure is lower.
  • valve e.g., piston extension valve 6
  • valve opening promotion mechanism 21 that matches the valve opening timing of the valve (e.g., piston compression valve 7) whose valve opening pressure is lower.
  • valve with the higher valve opening pressure e.g., the piston extension valve 6
  • the valve with the higher valve opening pressure e.g., the piston extension valve 6
  • the valve with the higher valve opening pressure e.g., the piston extension valve 6
  • the valve opening promotion mechanism 21 opens the valve with the higher valve opening pressure (e.g., the piston extension valve 6) when the piston speed is slower than the valve with the lower valve opening pressure (e.g., the piston compression valve 7 and/or the body compression valve 14).
  • the valve opening promotion mechanism 21 is, for example, composed of a low-speed valve 22 (low-speed disk 22A and small-diameter disk 22B). That is, the valve with the higher valve opening pressure (e.g., piston extension valve 6) of the piston extension valve 6 and piston compression valve 7 is provided with a low-speed valve 22 having a smaller biasing force (deformation resistance force, deformation resistance force, valve closing force, force to keep the valve closed) than the valve with the lower valve opening pressure (e.g., piston compression valve 7 and/or body compression valve 14).
  • the low-speed valve 22 opens the first oil passage 5A when the piston speed is low.
  • the low-speed valve 22 when the low-speed valve 22 is provided in the piston compression valve 7, the low-speed valve 22 opens the second oil passage 5B when the piston speed is low. As shown in Figures 2 and 3, a gap 27 is formed between the low-speed valve 22 and the valve stacked on top of the low-speed valve 22 (i.e., the second-stage valve 24).
  • the shock absorber 1 according to the first embodiment has the configuration described above, and its operation will now be explained.
  • the tip side (upper end side) of the piston rod 10 is attached to the body side of the vehicle (automobile), and the bottom cap 3 side, which is the base end side (lower end side) of the outer cylinder 2, is attached to the wheel side (axle side) of the vehicle.
  • the piston rod 10 is extended and contracted, while a damping force is generated by the valves 6, 7 of the piston 5, etc., and the vibrations at that time are damped.
  • the bottom-side oil chamber C is under higher pressure than the rod-side oil chamber B. Then, the oil (pressurized oil) in the bottom-side oil chamber C flows into the rod-side oil chamber B via the second oil passage 5B of the piston 5 and the piston contraction-side valve 7, generating a damping force. At this time, an amount of oil equivalent to the intrusion volume of the piston rod 10 into the inner cylinder 4 flows from the bottom-side oil chamber C into the reservoir chamber A via the fourth oil passage 12B of the valve body 12 and the body contraction-side valve 14. In the reservoir chamber A, the gas sealed inside is compressed, and the intrusion volume of the piston rod 10 is absorbed.
  • the piston extension valve 6 having the second stage valve 24, which is the valve with the higher valve opening pressure between the piston extension valve 6 and the piston compression valve 7, is provided with a valve opening promotion mechanism 21 that aligns the valve opening timing with the piston compression valve 7, which is the valve with the lower valve opening pressure.
  • a valve opening promotion mechanism 21 that aligns the valve opening timing with the piston compression valve 7, which is the valve with the lower valve opening pressure.
  • the piston extension valve 6 is configured so that the frequency dependency of the damping force is equivalent to that of the piston compression valve 7. That is, the piston extension valve 6, which is the valve with a greater frequency dependency of the damping force, is configured to match the piston compression valve 7, which is the valve with a smaller frequency dependency of the damping force.
  • This makes it possible to reduce the frequency dependency of the damping force extension/pressure ratio. This makes it possible to achieve a ride that is more robust against changes in road surface conditions and gives the occupants a sense of stability. That is, it is possible to obtain damping force characteristics that stabilize the sprung mass of the vehicle regardless of the road surface, allowing the occupants to continue riding the vehicle without any discomfort.
  • the piston extension valve 6, which is the valve with the higher valve opening pressure, opens when the piston speed is low compared to the piston compression valve 7, which is the valve with the lower valve opening pressure. Therefore, while the piston extension valve 6 opens at a low piston speed, the valve stiffness in the medium to high speed range can be increased to obtain a large pressure difference, so that the decrease in the damping force of the piston extension valve 6 is suppressed, and by opening the piston extension valve 6 at a low piston speed, the frequency dependency of the extension pressure ratio of the damping force can be reduced.
  • the piston extension valve 6 is provided with a low-speed valve 22 that has a smaller biasing force than the piston compression valve 7 and opens the first oil passage 5A when the piston speed is low. Therefore, the initial opening characteristics of the piston extension valve 6 and the stiffness in the medium to high speed range can be adjusted independently, so that the frequency dependency of the extension pressure ratio of the damping force can be reduced while ensuring the degree of freedom in adjusting the extension damping force.
  • a gap 27 is formed between the low-speed valve 22 (low-speed disk 22A) and the second-stage valve 24. This makes it easier for the low-speed valve 22 (low-speed disk 22A) to displace (deform) toward the gap 27. This allows the low-speed valve 22 to be opened when the piston speed is low.
  • the piston extension valve 6, which is the valve with the higher valve opening pressure out of the piston extension valve 6 and the body compression valve 14, is provided with a valve opening promotion mechanism 21 that aligns the opening timing with the piston compression valve 7, which is the valve with the lower valve opening pressure. Therefore, the piston extension valve 6 can increase the rigidity in the medium to high speed range while opening at a low piston speed. This reduces the frequency dependency of the extension pressure ratio of the damping force, and ensures the damping force in the medium to high speed range on the extension side. Therefore, compared to the conventional technology (a configuration without the valve opening promotion mechanism 21), it is possible to achieve a ride comfort that is more robust against changes in road surface conditions and gives the occupant a sense of stability. In other words, it is possible to obtain damping force characteristics that stabilize the sprung mass of the vehicle regardless of the road surface, and the occupant can continue to ride the vehicle without any discomfort.
  • the size of the gap 27 between the low-speed disc 22A and the second-stage valve 24 is determined by the thickness of the small-diameter disc 22B.
  • the piston extension side valve 6 transitions to a region of high valve stiffness from an earlier timing (piston speed), making it possible to generate a large damping force.
  • the low-speed valve 41 is provided between the small-diameter disk 22B and the second-stage valve 24 with a gap adjustment disk 42 that makes the gap 27 different between the inner diameter side and the outer diameter side.
  • the gap adjustment disk 42 makes the size of the gap 27 larger on the inner diameter side and smaller on the outer diameter side. That is, in the modified example, the low-speed valve 41 is provided with the gap adjustment disk 42 as the fifth valve (gap adjustment valve) and the small-diameter disk 22B.
  • the gap adjustment disk 42 has a protruding portion 42A that protrudes toward the low-speed disk 22A of the piston extension side valve 6 and has a larger axial width than other portions.
  • the small-diameter disk 22B is provided between the low-speed disk 22A of the piston extension side valve 6 and the gap adjustment disk 42.
  • the small-diameter disk 22B has a smaller diameter than the low-speed disk 22A and the gap adjustment disk 42.
  • a gap adjustment disk 42 with a variable radial outer thickness is provided between the small diameter disk 22B and the second stage valve 24. This allows the gap 27 between the low speed disk 22A and the second stage valve 24 to be set small even if the thickness of the small diameter disk 22B is increased. This allows the thickness of the small diameter disk 22B to be set to a thickness that ensures mass productivity and strength, while improving the degree of freedom in generating damping force.
  • the modified low speed valve 41 includes a gap adjustment disk 42 in addition to the low speed disk 22A and the small diameter disk 22B.
  • the gap adjustment disk 42 has a protruding portion 42A that protrudes toward the low speed disk 22A. This makes it possible to reduce the gap 27 between the low speed disk 22A of the piston extension side valve 6 and the gap adjustment disk 42 (protruding portion 42A) while increasing the plate thickness of the small diameter disk 22B. This makes it possible to "ensure the mass productivity and strength of the small diameter disk 22B" and “ensure the freedom of adjustment of the damping force of the piston extension side valve 6" at the same time.
  • the gap adjustment disk 42 may, for example, have different plate thicknesses at the inner diameter portion and the outer diameter portion.
  • the plate thickness of the outer diameter portion of the gap adjustment disk may be greater than the plate thickness of the inner diameter portion.
  • the protrusion may be formed integrally with the disk by pressing, or may be formed integrally with the disk by welding a separate member to the portion corresponding to the protrusion.
  • Figs. 8 to 11 show a second embodiment.
  • the second embodiment is characterized in that it is configured to have a first seat portion on which the low-speed valve seats and leaves, and a second seat portion on which the main valve (second stage valve) seats and leaves.
  • the same components as those in the first embodiment described above are given the same reference numerals, and their description will be omitted.
  • the piston extension valve 6 includes a low-speed valve 61 and a second-stage valve 62 as a main valve.
  • the valve opening promotion mechanism 21 is composed of the low-speed valve 61. That is, the piston extension valve 6 includes the low-speed valve 61, which has low valve rigidity and contributes to the damping force in the low-speed range where the valve opens from low speed, and the second-stage valve 62, which has higher rigidity than the low-speed valve 61 and contributes to the damping force in the medium to high speed range.
  • the low-speed valve 61 and the second-stage valve 62 are arranged in series in the hydraulic circuit.
  • the low-speed valve 61 is composed of two low-speed disks 61A and 61B and a retainer 61C.
  • the second-stage valve 62 is composed of four disks 62A, 62B, 62C, and 62D.
  • the retainer 61C is provided between the low-speed disk 61B arranged on the rear side (lower side) and the disk 62A of the second-stage valve 62.
  • the low-speed valve 61 and the second-stage valve 62 have different seat portions 63 and 64 on which they are seated.
  • the piston 5 is provided with an inner seat portion 63 as a first seat portion on which the low-speed valve 61 is seated and released, and an outer seat portion 64 as a second seat portion located radially outside the inner seat portion 63 on which the second-stage valve 62 is seated and released.
  • the inner seat portion 63 with which the low-speed valve 61 comes into contact is arranged on the inner diameter side of the outer seat portion 64 with which the second-stage valve 62 comes into contact.
  • Both the inner sheet portion 63 and the outer sheet portion 64 have an annular sheet shape.
  • the low-speed valve 61 is provided for the purpose of opening the piston extension valve 6 from a lower speed range. For this reason, it is desirable that the height between the "seat surface 63A of the inner seat portion 63 on which the low-speed valve 61 sits and leaves" and the "support surface 65A of the support portion 65 on which the inner diameter side of the low-speed valve 61 abuts", that is, the step (height difference) between the seat surface 63A and the support surface 65A, be as small as manufacturing variations allow.
  • the support surface 65A on which the inner diameter side of the low-speed valve 61 abuts is also used as a part on which the inner diameter side of the second-stage valve 62 is supported.
  • the low-speed valve 61 is first stacked on the support surface 65A, and then the second-stage valve 62 is placed on the back side of this low-speed valve 61. For this reason, a step H, which is the height difference, is provided between the support surface 65A and the seat surface 64A of the outer seat portion 64.
  • the second-stage valve 62 may be given a preset (preload, preset load).
  • the size of the step H between the support surface 65A and the seat surface 64A of the outer seat portion 64 is set to be equal to or greater than the thickness of the low-speed valve 61 (two low-speed discs 61A, 61B and retainer 61C).
  • the low-speed disc 61A that comes into contact with the inner seat portion 63 is a slit disc with a pair of notches 61A1 on its outer periphery.
  • the notches 61A1 correspond to the first orifice (piston extension side orifice).
  • the low-speed valve 61 contributes to the characteristics in the low-speed range.
  • a slit disc (low-speed disc 61A).
  • a disc of the same diameter as the low-speed valve 61 (low-speed discs 61A, 61B) or a valve whose inner and outer diameter portions have different thicknesses may be placed on the back surface (lower surface) of the retainer 61C in order to regulate the lift amount of the low-speed valve 61 (low-speed discs 61A, 61B).
  • disc 62A that comes into contact with the outer seat portion 64 is a slit disc with a pair of notches 62A1 on the outer periphery.
  • the second-stage valve 62 reduces the contribution of the damping force generated in the low-speed range by ensuring a sufficient orifice area with disc 62A (slit disc).
  • the second stage valve 62 has the role of generating the damping force of the piston extension valve 6 in the medium to high speed range. For this reason, the rigidity of the second stage valve 62 is adjusted by parameters such as the number of stacked discs 62A, 62B, 62C, and 62D, the plate thickness, and the diameter dimension of the retainer 25 on the back side. In addition, the second stage valve 62 may be given a set step to impart preload, thereby adjusting it to obtain the desired characteristics.
  • the inner seat portion 63 on which the low speed valve 61 sits and unseats is not limited to an annular seat shape, and may be a seat shape of different diameters depending on the desired low speed characteristics.
  • the second embodiment is provided with the low-speed valve 61 and the second-stage valve 62 as described above, and its basic operation is not particularly different from that of the first embodiment described above. That is, the second embodiment, like the first embodiment, can obtain a damping force characteristic that stabilizes the sprung mass of the vehicle regardless of the road surface.
  • FIG. 10 shows the damping force characteristic with respect to the piston speed according to the second embodiment.
  • FIG. 11 shows the change in the expansion-pressure ratio of the damping force with respect to the frequency at three different piston speeds (piston speed a, piston speed b, piston speed c) in FIG. 10. As is clear from a comparison of FIG. 11 with the above-mentioned FIG.
  • valve opening promotion mechanism 21 can significantly reduce the change in the expansion-pressure ratio of the damping force with respect to the frequency. As a result, a ride comfort that is more robust to changes in road surface conditions and gives the occupant a sense of stability can be achieved compared to a configuration without the valve opening promotion mechanism 21 (low-speed valve 61).
  • valve opening point cannot be precisely determined from the "damping force-piston speed diagram" shown in FIG. 5 and FIG. 10. That is, even if the break point of the damping force on the extension side and the break point of the damping force on the compression side appear to coincide on the "damping force-piston speed diagram", this does not necessarily mean that the valve opening timing coincides.
  • the valve stiffness is made nonlinear to reduce the valve stiffness only in the low speed range, and the stiffness increases in the medium and high speed ranges, so that a clear valve opening point does not appear on the damping force-piston speed diagram.
  • valve opening point of the second stage valve 62 which has a high valve opening pressure, appears on the diagram, but the valve opening point of the low speed valve 61 does not appear clearly. Therefore, it is difficult to determine the valve opening point from the "damping force - piston speed diagram" and to determine the valve opening point, it is necessary to either calculate it from the orifice, valve pressure-receiving area, and valve stiffness, or to determine the valve opening point by measuring the frequency characteristics at each piston speed.
  • valve opening timing (piston speed) is determined by the differential pressure acting between the upstream and downstream of the valve, the valve stiffness, the set load, the pressure-receiving area, and the valve seat shape, it must be determined by calculation, not from the "damping force - piston speed diagram.”
  • the piston extension valve 6 is the first valve and the piston compression valve 7 is the second valve.
  • the piston extension valve may be the second valve and the piston compression valve may be the first valve. This also applies to the second embodiment and the modified example.
  • the body extension side valve 13 is the third valve and the body compression side valve 14 is the fourth valve.
  • the body extension side valve may be the fourth valve and the body compression side valve may be the third valve.
  • the second embodiment and the modified example also applies to the second embodiment and the modified example.
  • the piston extension valve 6 on the lower side of the piston 5 applies resistance to the oil (working fluid) during the extension stroke of the piston rod 10 to generate a damping force
  • the piston compression valve 7 on the upper side of the piston 5 applies resistance to the oil (working fluid) during the contraction stroke of the piston rod 10 to generate a damping force.
  • the piston extension valve on the upper side of the piston may be a check valve
  • a body compression valve as a fourth valve provided in the valve body may generate a damping force during the contraction stroke of the piston rod. This is also true for the second embodiment and the modified example.
  • the piston extension valve 6, which has the higher valve opening pressure of the piston extension valve 6 and the body compression valve 14 is provided with a valve opening promotion mechanism 21 that synchronizes the opening timing of the piston compression valve 7, which has the lower valve opening pressure.
  • a valve opening promotion mechanism 21 that synchronizes the opening timing of the piston compression valve 7, which has the lower valve opening pressure.
  • a twin-tube shock absorber 1 consisting of an outer tube 2 and an inner tube 4 has been described as an example.
  • the present invention is not limited to this, and may be applied to, for example, a shock absorber consisting of a single-tube tubular member (cylinder).
  • the valve with the greater rigidity can be provided with a valve opening promotion mechanism. This also applies to the second embodiment and the modified example.
  • a shock absorber attached to an automobile has been described as a representative example of a shock absorber.
  • the present invention is not limited to this, and may be applied to a shock absorber attached to a railway vehicle, for example.
  • the present invention may be applied to various types of shock absorbers used in various machines, structures, buildings, etc. that are sources of vibration, not limited to vehicles such as automobiles and railway vehicles.
  • the first valve and the second valve are provided with a valve opening promotion mechanism that aligns the valve opening timing with the valve with the lower valve opening pressure. Therefore, the valve with the higher valve opening pressure can increase the rigidity in the medium to high speed range while opening at a lower piston speed. This reduces the frequency dependency of the extension pressure ratio of the damping force, and ensures the damping force in the medium to high speed range of the valve with the higher valve opening pressure. Therefore, compared to a configuration without a valve opening promotion mechanism, it is possible to achieve a ride that is more robust against changes in road surface conditions and gives the occupants a sense of stability. In other words, it is possible to obtain damping force characteristics that stabilize the sprung mass of the vehicle regardless of the road surface, and the occupants can continue to ride the vehicle without any discomfort.
  • the first valve and the second valve are configured so that the frequency characteristics of the valve whose damping force has a greater frequency dependency are matched to the frequency characteristics of the valve whose damping force has a lesser frequency dependency.
  • This makes it possible to reduce the frequency dependency of the extension/pressure ratio of the damping force. This makes it possible to achieve a ride that is more robust against changes in road surface conditions and gives the occupants a sense of stability. In other words, it is possible to obtain damping force characteristics that stabilize the sprung mass of the vehicle regardless of the road surface, allowing the occupants to continue riding in the vehicle without any discomfort.
  • the valve with the higher valve opening pressure opens when the piston speed is slower than the valve with the lower valve opening pressure. This allows the valve with the higher valve opening pressure to increase rigidity in the medium to high speed range while opening at a lower piston speed. This reduces the frequency dependency of the extension-pressure ratio of the damping force, while ensuring the damping force in the medium to high speed range of the valve with the higher valve opening pressure.
  • the valve with the higher valve opening pressure is provided with a low-speed valve that has a smaller biasing force than the valve with the lower valve opening pressure and opens the first or second passage when the piston speed is low.
  • the valve with the higher valve opening pressure can increase rigidity in the medium to high speed range while opening at a lower piston speed. This ensures the degree of freedom of the damping force in the medium to high speed range of the valve with the higher valve opening pressure, while reducing the frequency dependency of the extension-pressure ratio of the damping force.
  • a gap is formed between the "low-speed valve” and the "valve stacked on the low-speed valve.” This makes it easier for the low-speed valve to displace (deform) toward the gap. This allows the low-speed valve to be opened when the piston speed is low.
  • the low-speed valve includes a fifth valve having a protruding portion that protrudes toward the second valve and has a larger axial width than other portions, and a small-diameter disk between the second valve and the fifth valve.
  • a fifth valve having a protruding portion that protrudes toward the second valve and has a larger axial width than other portions, and a small-diameter disk between the second valve and the fifth valve.
  • the valve with the higher valve opening pressure out of the first and fourth valves is provided with a valve opening promotion mechanism that aligns the opening timing with the valve with the lower valve opening pressure.
  • a valve opening promotion mechanism that aligns the opening timing with the valve with the lower valve opening pressure.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Fluid-Damping Devices (AREA)

Abstract

路面を問わずに車両のばね上が安定する減衰力特性を得ることができる緩衝器を提供する。緩衝器は、内筒と、ピストンと、第１油路と、ピストン伸び側バルブと、第２油路と、ピストン縮み側バルブと、を備えている。そして、ピストン伸び側バルブとピストン縮み側バルブのうち、減衰力の周波数依存性が大きい方のバルブを減衰力の周波数依存性が小さい方のバルブに合わせるよう構成している。このために、例えば、ピストン伸び側バルブとピストン縮み側バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブ（例えば、ピストン伸び側バルブ）には、開弁圧が低いほうのバルブ（例えば、ピストン縮み側バルブ）の開弁タイミングとあわせる開弁促進機構を設けている。

Description

緩衝器
　本開示は、例えば、自動車等の車両の振動を低減する緩衝器に関する。
　４輪自動車等の車両は、車体（ばね上）側と各車輪（ばね下）側との間に緩衝器（ダンパ）が設けられている。特許文献１に記載された緩衝器は、ピストンの下面側と上面側とにそれぞれディスクバルブが設けられている。ピストンの下面側のディスクバルブは、ロッドが伸び側に移動したときに、ピストン下面側油室に対するピストン上面側油室の差圧の上昇に基づいて開弁する。ピストンの上面側のディスクバルブは、ロッドが縮み側に移動したときに、ピストン上面側油室に対するピストン下面側油室の差圧の上昇に基づいて開弁する。
特開２０２０－３４０６８号公報
　ところで、緩衝器は、車両に搭載（導入、採用）するに当たり、その車両に適合させる必要がある。即ち、緩衝器は、搭載される車両で所望の乗り心地が得られるように、減衰力の調整（チューニング）が行われる。この場合、主として、ピストン速度に対する減衰力を伸び側と縮み側とで調整することにより、所望の乗り心地に近付ける。しかし、ピストン速度に対する減衰力を伸び側と縮み側とで調整するだけでは、路面状態によって乗り心地が悪化する場合があり、違和感なく走行できる路面が限られる可能性がある。
　本発明の目的の一つは、路面を問わずに車両のばね上が安定する減衰力特性を得ることができる緩衝器を提供することにある。
　本発明は、好ましくは、作動液が封入された内筒と、前記内筒内に摺動可能に設けられ、該内筒内を第１室と第２室とに画成するピストンと、前記ピストンに設けられる第１通路と、該第１通路を開閉する第１バルブと、前記ピストンに設けられる第２通路と、該第２通路を開閉する第２バルブと、を備え、前記第１バルブと前記第２バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブには、開弁圧が低いほうの開弁タイミングとあわせる開弁促進機構を設ける緩衝器である。
　また、本発明は、好ましくは、作動液が封入された内筒と、前記内筒内に摺動可能に設けられ、該内筒内を第１室と第２室とに画成するピストンと、前記ピストンに設けられる第１通路と、該第１通路を開閉する第１バルブと、前記ピストンに設けられる第２通路と、該第２通路を開閉する第２バルブと、を備え、前記第１バルブと前記第２バルブのうち、減衰力の周波数依存性が大きい方のバルブの周波数特性を減衰力の周波数依存性が小さい方のバルブの周波数特性に合わせるよう構成する緩衝器である。
　また、本発明は、好ましくは、作動液が封入された内筒と、前記内筒内に摺動可能に設けられ、該内筒内を第１室と第２室とに画成するピストンと、前記ピストンに設けられる第１通路と、び該第１通路を開閉する第１バルブと、前記ピストンに設けられる第２通路と、該第２通路を開閉する第２バルブと、を備え、前記第１バルブと前記第２バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブには、開弁圧が低いほうのバルブに比して付勢力が小さく、前記第１通路、または第２通路をピストン速度が低いときに開弁する低速バルブが設けられている緩衝器である。
　さらに、本発明は、好ましくは、作動液が封入された内筒と、前記内筒内に摺動可能に設けられ、該内筒内を第１室と第２室とに画成するピストンと、前記内筒の外側に設けられ、該内筒との間にリザーバ室を形成する外筒と、前記リザーバ室と前記第２室との間に設けられるバルブボディと、前記ピストンに設けられる第１通路と、該第１通路を開閉する第１バルブ（例えば、ピストン伸びバルブ）と、該第１通路に設けられる第１オリフィスと、前記ピストンに設けられる第２通路と、該第２通路を開閉する第２バルブ（例えば、ピストン縮みバルブ）と、前記バルブボディに設けられる第３通路と、該第３通路を開閉する第３バルブ（例えば、サクションバルブ）と、前記バルブボディに設けられる第４通路と、該第４通路を開閉する第４バルブ（例えば、ボディ縮みバルブ）と、該第４通路に設けられる第２オリフィスと、を有し、前記第１バルブと前記第４バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブには、開弁圧が低いバルブの開弁タイミングとあわせる開弁促進機構を設ける緩衝器である（例えば、開弁圧が第１バルブ＞第４バルブの場合は、第１バルブを第２バルブの開弁タイミングに合わせる）。
　本発明の一実施形態によれば、路面を問わずに車両のばね上が安定する減衰力特性を得ることができる。
第１の実施形態による緩衝器を示す縦断面図である。 図１中のピストン、第１バルブ、第２バルブを示す拡大断面図である。 図２中の（III）部の拡大図である。 ピストン、第１バルブ等を示す分解斜視図である。 第１の実施形態による低周波加振時のピストン速度と減衰力との関係を示す特性線図である。 第１の実施形態による減衰力の伸び圧比（伸び縮み比）と周波数との関係を示す特性線図である。 変形例によるピストン、第１バルブ等を示す図３と同様位置の断面図である。 第２の実施形態によるピストン、第１バルブ等を示す図３と同様位置の断面図である。 第２の実施形態によるピストン、第１バルブ等を示す分解斜視図である。 第２の実施形態による低周波加振時のピストン速度と減衰力との関係を示す特性線図である。 第２の実施形態による減衰力の伸び圧比（伸び縮み比）と周波数との関係を示す特性線図である。 オリフィス領域の減衰力と周波数との関係を示す特性線図である。 バルブ領域の減衰力と周波数との関係を示す特性線図である。 比較例によるピストン速度と減衰力との関係を示す特性線図である。 比較例による減衰力の伸び圧比（伸び縮み比）と周波数との関係を示す特性線図である。 単筒式の緩衝器（モノチューブダンパ）と複筒式の緩衝器（ツインチューブダンパ）の油圧回路図である。 理想状態の乗り心地（車両挙動）を説明するための説明図である。 改善したい乗り心地（車両挙動）を説明するための説明図である。
　以下、実施形態による緩衝器を、４輪自動車等の車両に組込まれる油圧緩衝器に用いた場合を例に挙げ、添付図面を参照しつつ説明する。
　図１ないし図６は、第１の実施形態を示している。図１において、緩衝器１は、例えば、自動車等の車両用の油圧緩衝器である。緩衝器１は、例えば、コイルばねからなる懸架ばね（図示せず）と共に車両用のサスペンション装置を構成する。なお、以下の説明では、緩衝器１の軸方向の一端側を「下端」側とし、軸方向の他端側を「上端」側として説明するが、緩衝器１の軸方向の一端側を「上端」側とし、軸方向の他端側を「下端」側としてもよい。
　緩衝器１は、外筒２と、内筒４と、ピストン５と、ピストンロッド１０と、バルブボディ１２と、を含んで構成されている。外筒２は、内筒４の外側に設けられている。外筒２は、有底筒状に形成されており、緩衝器１の外殻を構成している。外筒２は、一端側となる下端側がボトムキャップ３を溶接することにより閉塞され、他端側となる上端側は開口している。外筒２の上端部には、例えばかしめ加工により径方向内側に屈曲させてなる複数のかしめ部２Ａが設けられている。外筒２の上端側開口は、ロッドガイド８およびロッドシール９により閉塞されている。
　内筒４は、外筒２内に同軸に設けられている。内筒４は、外筒２と共に、複筒式の緩衝器（シリンダ装置）を構成している。内筒４および外筒２内には、作動流体（作動液）としての油液（作動油）が封入されている。作動液である油液は、オイルに限らず、例えば添加剤を混在させた水等でもよい。内筒４は、下端側がバルブボディ１２の外周側に嵌合して取付けられており、上端側がロッドガイド８により閉塞されている。
　内筒４は、外筒２との間に環状のリザーバ室Ａを形成（画成）している。逆に言えば、外筒２は、内筒４との間にリザーバ室Ａを形成している。リザーバ室Ａ内には、作動液体である油液と共にガスが封入されている。このガスは、例えば、大気圧状態の空気であってもよく、また、圧縮された窒素ガスでもよい。リザーバとしてのリザーバ室Ａは、ピストンロッド１０の進入および退出を補償する。バルブボディ１２は、内筒４の下端側に位置してボトムキャップ３と内筒４との間に設けられている。
　ピストン５は、内筒４内に摺動可能に設けられている。ピストン５は、内筒４内を２室、即ち、第１室となるロッド側油室Ｂと第２室となるボトム側油室Ｃとに区画（画成）している。ピストン５には、ロッド側油室Ｂとボトム側油室Ｃとの間を連通可能とする複数の油路５Ａ，５Ｂが設けられている。なお、複数の油路５Ａ，５Ｂのうち第１通路としての第１油路５Ａは、図１ないし図４に示しており、第２通路としての第２油路５Ｂは、図４に示している。
　油路５Ａ，５Ｂは、ピストン５の移動により、内筒４内の油室Ｂ，Ｃのうち、一方の室から他方の室に向けて作動液体（油液）が流通するのを許す通路を構成している。即ち、第１通路としての第１油路５Ａおよび第２通路としての第２油路５Ｂは、ピストン５の移動によって、第１室となるロッド側油室Ｂと第２室となるボトム側油室Ｃとを連通する。第１油路５Ａおよび第２油路５Ｂは、ピストン５の移動によって作動流体（油液）の流れが生じる流路である。
　ピストン５には、例えば１または複数のディスク（ディスクバルブ）を含んで構成されるバルブ６が設けられている。即ち、ピストン５の下側面には、伸長側（伸び側）の減衰バルブとなるバルブ６が設けられている。伸長側のバルブ６（以下、ピストン伸び側バルブ６という）は、ピストンロッド１０の伸長行程（伸び行程）でピストン５が内筒４に沿って上向きに摺動変位するときに、ロッド側油室Ｂからボトム側油室Ｃに向けて第１油路５Ａ内を流通する油液に対し抵抗力を与える。これにより、ピストンロッド１０の伸長行程で所定の減衰力を発生させる。
　即ち、ピストン伸び側バルブ６は、内筒４内のピストン５の摺動によって生じる作動流体（油液）の流れを制御して減衰力を発生させる。ピストン伸び側バルブ６は、第１通路としての第１油路５Ａを開閉する第１バルブに相当する。後述の図１６に示すように、第１油路５Ａには、必要に応じて絞り（開口）となるピストン伸び側オリフィス５２を設ける。第１オリフィスに相当するピストン伸び側オリフィス５２は、ピストン伸び側バルブ６に設けてもよいし、シート側（ピストン５側）に設けてもよい。
　ピストン５には、ピストン伸び側バルブ６とは別に、例えば１または複数のディスク（ディスクバルブ）を含んで構成されるバルブ７が設けられている。即ち、ピストン５の上側面には、縮小側（縮み側）の減衰バルブとなるバルブ７が設けられている。縮小側のバルブ７（以下、ピストン縮み側バルブ７という）は、ピストンロッド１０の縮小行程（縮み行程）でピストン５が内筒４に沿って下向きに摺動変位するときに、ボトム側油室Ｃからロッド側油室Ｂに向けて第２油路５Ｂ内を流通する油液に対し抵抗力を与える。これにより、ピストンロッド１０の縮小行程で所定の減衰力を発生させる。
　即ち、ピストン縮み側バルブ７は、内筒４内のピストン５の摺動によって生じる作動流体（油液）の流れを制御して減衰力を発生させる。ピストン縮み側バルブ７は、第２通路としての第２油路５Ｂを開閉する第２バルブに相当する。後述の図１６に示すように、第２油路５Ｂには、必要に応じて絞り（開口）となるピストン縮み側オリフィス５３を設ける。第３オリフィスに相当するピストン縮み側オリフィス５３は、ピストン縮み側バルブ７に設けてもよいし、シート側（ピストン５側）に設けてもよい。
　外筒２と内筒４の上端側（開口端側）は、ロッドガイド８とロッドシール９とにより閉塞されている。ロッドガイド８は、ピストンロッド１０が軸方向に変位するのを摺動可能にガイドするガイド部材である。ロッドガイド８は、例えば金属材料、硬質な樹脂材料等に成形加工、切削加工等を施すことにより所定形状の筒体として形成され、外筒２と内筒４の上端側（開口端側）に嵌合して設けられている。
　ロッドシール９は、ロッドガイド８の上面と外筒２のかしめ部２Ａとの間に設けられている。ロッドシール９は、芯金として金属性の環状板９Ａを有している。環状板９Ａには、例えば焼付け等の手段でゴム等の弾性シール材料が一体に成形されている。ロッドシール９は、その内周がピストンロッド１０の外周側に摺接することにより、外筒２とピストンロッド１０との間を液密、気密に封止（シール）する。
　ピストンロッド１０は、基端側となる下端側が内筒４内に挿入され、先端側となる上端側がロッドガイド８を介して内筒４外へと突出している。即ち、ピストンロッド１０は、ピストン５に連結されて内筒４の外部へ延びている。ピストンロッド１０の下端側には、ピストン５、ピストン縮み側バルブ７およびピストン伸び側バルブ６が取付けられている。このために、ピストンロッド１０の下端側には、他の部分よりも小径の小径部１０Ａが設けられている。そして、小径部１０Ａの端部には、ピストン５、ピストン縮み側バルブ７およびピストン伸び側バルブ６をピストンロッド１０に固定するためのナット１１が螺着される雄ねじ部１０Ｂが設けられている。
　内筒４の下端側には、内筒４とボトムキャップ３との間に位置してボトムボディとなるバルブボディ１２が設けられている。バルブボディ１２は、緩衝器１のボディ側（筒側）に設けられている。バルブボディ１２は、ボトムキャップ３と内筒４との間でリザーバ室Ａとボトム側油室Ｃとを仕切っている（区画している）。これにより、バルブボディ１２は、リザーバ室Ａとボトム側油室Ｃとの間に設けられている。バルブボディ１２には、リザーバ室Ａとボトム側油室Ｃとを連通可能とする複数の油路１２Ａ，１２Ｂが設けられている。
　油路１２Ａ，１２Ｂは、ピストン５の移動により、内筒４内のボトム側油室Ｃと外筒２内のリザーバ室Ａとのうち、一方の室から他方の室に向けて作動液体（油液）が流通するのを許す通路を構成している。即ち、第３通路としての第３油路１２Ａおよび第４通路としての第４油路１２Ｂは、ピストン５の移動によって、第２室となるボトム側油室Ｃと第３室となるリザーバ室Ａとを連通する。油路１２Ａおよび油路１２Ｂは、ピストン５の移動によって作動流体（油液）の流れが生じる流路である。
　バルブボディ１２には、例えば１または複数のディスク（ディスクバルブ）により構成されるバルブ１３が設けられている。即ち、バルブボディ１２の上面側には、伸長側の減衰バルブとなるバルブ１３が設けられている。伸長側のバルブ１３（以下、ボディ伸び側バルブ１３という）は、ピストンロッド１０の伸長行程でピストン５が上向きに摺動変位するときに、リザーバ室Ａ側からボトム側油室Ｃに向けて第３油路１２Ａ内を流通する油液に対し抵抗力を与える。
　ボディ伸び側バルブ１３は、第３通路としての第３油路１２Ａを開閉する第３バルブに相当する。後述の図１６に示すように、第３油路１２Ａには、必要に応じて絞り（開口）となるボディ伸び側オリフィス５６が設けられる。第４オリフィスに相当するボディ伸び側オリフィス５６は、ボディ伸び側バルブ１３に設けてもよいし、シート側（バルブボディ１２側）に設けてもよい。
　なお、第３バルブとなるボディ伸び側バルブ１３は、例えば、逆止弁（チェック弁）としての機能が主となり減衰力を殆ど生み出さないサクションバルブとして構成することができる。即ち、ボディ伸び側バルブ１３は、ピストンロッド１０の伸長行程でピストン５が上向きに摺動変位するときに開弁し、これ以外のときには閉弁する逆止弁として構成することができる。このような逆止弁となるボディ伸び側バルブ１３は、リザーバ室Ａ内の油液がボトム側油室Ｃに向けて油路１２Ａ内を流通するのを許し、これとは逆向きに油液が流れるのを阻止する。
　バルブボディ１２には、ボディ伸び側バルブ１３とは別に、例えば１または複数のディスク（ディスクバルブ）により構成されるバルブ１４が設けられている。即ち、バルブボディ１２の下面側には、圧縮側の減衰バルブとなるバルブ１４が設けられている。縮小側のバルブ１４（以下、ボディ縮み側バルブ１４という）は、ピストンロッド１０の縮小行程でピストン５が下向きに摺動変位するときに、ボトム側油室Ｃからリザーバ室Ａ側に向けて第４油路１２Ｂ内を流通する油液に対し抵抗力を与える。
　ボディ縮み側バルブ１４は、第４通路としての第４油路１２Ｂを開閉する第４バルブに相当する。後述の図１６に示すように、第４油路１２Ｂには、必要に応じて絞り（開口）となるボディ縮み側オリフィス５７が設けられる。第２オリフィスに相当するボディ縮み側オリフィス５７は、ボディ縮み側バルブ１４に設けてもよいし、シート側（バルブボディ１２側）に設けてもよい。
　ところで、自動車は様々な路面状態の道路を任意の速度で走行する。このため、車体は、様々な路面からの入力を受ける。このような様々な走行条件下において、乗員に安定感を与える乗り心地を保つことが望まれる。ここで、一般的な油圧緩衝器では、主としてピストン速度に対する減衰力の大きさを縮み側と伸び側とで調整し、所望の乗り心地になるように近付けている。一般に、このような減衰力の調整は、比較的振幅が大きく低い周波数帯での特性に基づいて行われる。
　しかし、油圧減衰力は周波数依存性を示す。このため、ピストン速度に対する減衰力の大きさを、縮み側と伸び側とで比較的振幅が大きく低い周波数帯での特性によって調整するのみでは、入力周波数が様々に変化する場合に、適切な減衰力を油圧緩衝器で発生させることができない可能性がある。例えば、減衰力を調整するのみでは、図１８の（Ａ）に示すような突っ張り感が出現する可能性がある。また、減衰力を調整するのみでは、図１８の（Ｂ）に示すようなヒョコつきが出現する可能性がある。この結果、実際の走行時に、路面によっては良好な挙動が得られず、乗員が感じる安定性を損なうおそれがある。
　上述のように、走行中の車体は、路面から様々な入力を受ける。また、路面の起伏の大小、凹凸の間隔等は、様々である。従って、ピストン速度に対する減衰力だけでなく、入力周波数に対する減衰力を適正化することが重要である。特に、様々な走行条件下で安定した乗り心地を得るためには、減衰力の周波数依存性を低減させることが望ましい。しかし、周波数依存性を低減させることは、作動油の圧縮性に起因する減衰力の遅れが発生する等、難しい。
　これに対して、伸び側減衰力と縮み側減衰力とにそれぞれ周波数依存性が生じたとしても、これらの比が、入力周波数に対して変化しなければ、または、変化が小さければ、路面状態が変化しても、ばね上の上下動のバランスが大きく変わらない。即ち、図１７に示すように、一貫してフラット感のある状態（理想状態）を得ることができ、走行時の違和感を低減させることができる。そこで、実施形態では、伸び側減衰力と縮み側減衰力の比（以下、「減衰力の伸び圧比」という）の周波数依存性を減らすことにより、上記の課題を解決する。
　以下、減衰力の伸び圧比（＝伸び側減衰力／縮み側減衰力）の周波数依存性が生じる要因およびその低減手法について、説明する。
　一般的なバルブ積層によって減衰力を与える油圧緩衝器は、作動油が満たされた高圧側油室（高圧側チャンバ）と低圧側油室（低圧側チャンバ）とを備えている。そして、これら油室の間を作動油が移動する流路を設け、この流路面積によって差圧を調整し、所望の減衰力を得る。作動油が移動する流路は、概して２種類に分けられる。このうちの一方は、油室間の差圧を問わず、常に一定の面積で連通しているオリフィスである。もう一方は、積層されたディスクバルブによる弁体で構成されたバルブである。
　バルブは、流路の上流側油室と下流側油室との間に生じる差圧が設定した大きさになるまで閉弁することにより、流路を閉塞する。そして、差圧が設定した大きさ以上となると、バルブが開弁し、上流側油室と下流側油室とが連通する。従って、油圧緩衝器がストロークする速度（ピストン速度）が低い状態では、上記差圧も低いため、バルブは閉弁し、オリフィスのみを作動油が通過する。この状態からさらにピストン速度が増加することで差圧が増加し、その差圧による荷重がバルブに予め与えられた閉弁荷重（プリセット）を上回るとバルブが開弁する。これ以降は、差圧が大きくなるに応じてバルブの開度も増加し、流路面積が拡大する。
　ここで、バルブ閉弁時のオリフィスによる差圧が生じる領域を「オリフィス領域」と定義し、バルブが開弁している領域を「バルブ領域」と定義する。この場合、オリフィス領域とバルブ領域とでは、減衰力の周波数特性が異なっている。具体的には、図１２に示すように、オリフィス領域では、流路面積が小さくかつ一定値であるため、差圧の増加に対して流量を得られづらく、流出入だけでなく作動油の体積変形に変換されやすいため、応答遅れが大きく周波数が増加するにつれて減衰力が低下する。これに対して、図１３に示すように、バルブ領域では、応答遅れが緩和されやすく周波数による減衰力の変化がほとんど見られない。
　一般に、自動車に用いられるダンパ（緩衝器）の減衰力特性は、伸び側と縮み側とで異なった特性を与える場合がほとんどである。このような特性を得るには、伸び側と縮み側とで異なったオリフィス面積とするほか、伸び側バルブと縮み側バルブに対し、それぞれの剛性およびプリセットによって異なった開弁圧、差圧に対するバルブ開口高さとする必要がある。そのため、伸び側と縮み側とのバルブの開弁特性、つまり、バルブが開弁するタイミングに差が生じることから、ピストン速度によっては伸び側と縮み側とのうち一方はオリフィス域でもう一方はバルブ域となる状態となり、先に示したオリフィス領域とバルブ領域の周波数特性の違いから減衰力の伸び圧比に周波数依存性が生じる。
　例えば、図１４は、縮み側に対して伸び側のバルブに著しく高い開弁圧が与えられている場合のピストン速度と減衰力との関係の例を示している。このようなケースでは、縮み側に対し伸び側はより高いピストン速度までオリフィス領域の特性となり、当該領域の伸び側減衰力は周波数増加に伴い低下する。一方で、縮み側は伸び側に対してより低いピストン速度でバルブ領域へ移行することから、周波数に対する減衰力の低下量は小さい。
　このような特性の違いから減衰力の伸び圧比（伸び縮み比）に対して周波数依存性が生じる。図１５は、図１４と同様の場合、即ち、縮み側に対して伸び側のバルブに著しく高い開弁圧が与えられている場合の減衰力の伸び圧比（伸び側減衰力／縮み側減衰力）と周波数との関係の例を示している。この場合、図１５中の特性線１０１は、図１４中の「ピストン速度ａ」における周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化を示している。同様に、図１５中の特性線１０２は、図１４中の「ピストン速度ｂ」における周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化を示しており、特性線１０３は、図１４中の「ピストン速度ｃ」における周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化を示している。
　図１５に示すように、例えば、「ピストン速度ｂ」のときは、「ピストン速度ａ」および「ピストン速度ｃ」のときと比較して、周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化が大きくなっている。このような場合、前述したように、乗員が感じる安定感の低下を招く。従って、伸び側と縮み側とのそれぞれのバルブの開弁タイミングを近付けることで、伸び圧比の周波数依存性を低減させることが可能である。
　しかしながら、一般的なディスクバルブの積層手法では、伸び側と縮み側とのバルブの開弁タイミングを近付けるために、高減衰側（今回の例では伸び側）の開弁タイミングを低速化しようとすると、高減衰側のバルブの剛性を低下させ開弁圧を下げる必要があり、開弁後の減衰力が低下してばね上共振の抑制など本来必要とする中高速域の減衰力が不足する恐れがある。
　そこで、実施形態では、伸び側と縮み側とのうち開弁圧の高い方のバルブには、開弁圧が低い方のバルブが開弁するピストン速度に合わせる開弁促進機構（サブバルブ）を設ける。この開弁促進機構によって、一般的なディスクバルブの積層手法と比較してバルブの開弁タイミングを低速化しながら、開弁圧の低下を抑制することができる。そのため、バルブの開弁タイミングを低速化し、開弁圧が小さい方のバルブの開弁タイミングに合わせることで、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減しながら、減衰力の低下を抑制すること可能である。
　即ち、実施形態では、開弁促進機構（サブバルブ）を設けることにより、伸び側と縮み側とのうち開弁圧が大きいバルブの開弁圧を維持しながら開弁タイミングを低速側にシフトすることができるため、（開弁圧が大きい方の）減衰力の調整自由度を確保した上で、伸び側と縮み側の開弁タイミングを合わせることができ、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減することができる。この結果、従来技術と比較して、路面状態の変化に対してよりロバスト性の高い、乗員に対して安定感を与える乗り心地を実現できる。以下、これらを実現する構成について、詳しく説明する。
　最初に、ダンパ（緩衝器）の構造別に開弁促進機構を設ける対象となるバルブを定義する。
　図１６の（Ａ）は、単筒式の緩衝器であるモノチューブダンパ５１の油圧回路を示している。図１６の（Ａ）に示すように、モノチューブダンパ５１は、ピストン５に設けられた２つのバルブ６，７で減衰力を発生させる。即ち、モノチューブダンパ５１は、ピストン５に、ピストン縮み側バルブ７（ピストン縮みバルブ）およびピストン伸び側バルブ６（ピストン伸びバルブ）が設けられている。この場合、必要に応じて、ピストン上室となるロッド側油室Ｂとピストン下室となるボトム側油室Ｃとの間には、ピストン伸び側オリフィス５２（ピストン伸びオリフィス）および／またはピストン縮み側オリフィス５３（ピストン縮みオリフィス）が設けられる。このようなモノチューブダンパ５１の場合、開弁促進機構は、ピストン５の２つのバルブ６，７のうちバルブ開弁圧力がより高いバルブ（例えば、ピストン伸び側バルブ６）に設けることができる。
　図１６の（Ｂ）は、複筒式の緩衝器であるツインチューブダンパ５４の油圧回路を示している。実施形態の緩衝器１は、ツインチューブダンパ５４に対応する。図１６の（Ｂ）に示すように、ツインチューブダンパ５４は、ピストン５側とボディ５５側とに４つのバルブ６，７，１３，１４を備えている。即ち、ツインチューブダンパ５４は、ピストン５側に、縮み側減衰力に寄与するピストン縮み側バルブ７（ピストン縮みバルブ）、および、伸び側減衰力に寄与するピストン伸び側バルブ６（ピストン伸びバルブ）が設けられている。この場合、必要に応じて、ピストン上室となるロッド側油室Ｂとピストン下室となるボトム側油室Ｃとの間には、ピストン伸び側オリフィス５２（ピストン伸びオリフィス）および／またはピストン縮み側オリフィス５３（ピストン縮みオリフィス）が設けられる。
　また、ツインチューブダンパ５４は、ボディ５５（バルブボディ１２）側に、伸び側減衰力に寄与するボディ伸び側バルブ１３（ボディ伸びバルブ）、および、縮み側減衰に寄与するボディ縮み側バルブ１４（ボディ縮みバルブ）が設けられている。この場合、必要に応じて、ピストン下室となるボトム側油室Ｃとリザーバ室Ａとの間には、ボディ伸び側オリフィス５６（ボディ伸びオリフィス）および／またはボディ縮み側オリフィス５７（ボディ縮みオリフィス）が設けられる。
　ここで、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減させようとする場合、すべてのバルブで開弁するタイミング（ピストン速度）を一致させればよい。しかし、それぞれのバルブは、剛性（バルブ剛性）が大きく異なるため、現実的ではない。そこで、主として減衰力の発生に寄与しているバルブの開弁タイミングを一致させることで、減衰力の伸び圧比の低減を効率的に図る。このために、チェック弁としての機能が主で減衰力を殆ど生み出さないサクションバルブとなるボディ伸び側バルブ１３については、減衰力特性に対する寄与が小さいため無視し、残り３つのバルブ６，７，１４の開弁タイミングを以下のような考え方で調整する。
　まず、減衰力の周波数依存性は、オリフィス領域における応答性の低下に起因する。このため、バルブの開弁圧力が高く、オリフィス領域がより高いピストン速度まで持続するバルブにおいて、周波数依存性が顕著になる。従って、３つのバルブ６，７，１４の中で最も開弁圧力の高いバルブに対して、開弁促進機構を設け、バルブ開弁圧力が小さな剛性の低いバルブの開弁タイミングに近付ける。具体的には、縮み側減衰力に寄与するピストン縮み側バルブ７とボディ縮み側バルブ１４と、伸び側減衰力に寄与するピストン伸び側バルブ６のバルブ開弁圧力を比較する。
　例えば、縮み側減衰力より伸び側減衰力が大きい場合、即ち、ピストン伸び側バルブ６のバルブ開弁圧力が最も大きい場合は、ピストン伸び側バルブ６に開弁促進機構を設ける。これにより、ピストン伸び側バルブ６の開弁タイミングを、縮み側減衰力に寄与するピストン縮み側バルブ７とボディ縮み側バルブ１４のうちバルブ開弁圧力が小さい方のバルブ（原則的には、圧力バランスの関係からピストン縮み側バルブ７となる）の開弁タイミングに近付ける。次に、伸び側減衰力より縮み側減衰力が大きい場合、即ち、ボディ縮み側バルブ１４のバルブ開弁圧力が最も大きい場合、ボディ縮み側バルブ１４に開弁促進機構を設ける。これにより、ボディ縮み側バルブ１４の開弁タイミングを、ピストン伸び側バルブ６の開弁タイミングに近付ける。
　次に、第１の実施形態の開弁促進機構２１について、図１に加えて図２ないし図４も参照しつつ説明する。第１の実施形態では、ピストン伸び側バルブ６に開弁促進機構２１が設けられている。
　ピストン伸び側バルブ６は、低速バルブ２２と、メインバルブとしての２段目バルブ２４とを備えている。開弁促進機構２１は、低速バルブ２２により構成されている。低速バルブ２２は、低速開弁バルブに対応する低速ディスク２２Ａと、小径バルブに対応する小径ディスク２２Ｂと、を備えている。低速ディスク２２Ａは、ピストン５の第１油路５Ａの開口に設けられたシート部５Ｃに接触している。低速ディスク２２Ａは、内側に挿通孔が設けられた環状板として形成されている。低速バルブ２２を構成する低速ディスク２２Ａは、シート部５Ｃのシート受圧面５Ｃ１に離着座する。図４に示すように、シート部５Ｃは、円環ではなく異径のシート形状となっている。なお、図示は省略するが、シート部５Ｃには、必要に応じてオリフィスとなる凹部（隙間）をコイニング（印圧加工、プレス加工）により設けることができる。
　低速ディスク２２Ａの背面側（下面側）には、外径寸法がピストン５のシート部５Ｃの外径寸法よりも小さな小径ディスク２２Ｂが配置されている。小径ディスク２２Ｂは、外径寸法が低速ディスク２２Ａよりも小さい。小径ディスク２２Ｂも、内側に挿通孔が設けられた環状板として形成されている。小径ディスク２２Ｂの背面（下面）には、２段目バルブ２４が配置されている。２段目バルブ２４は、外径寸法が低速バルブ２２の低速ディスク２２Ａと同径である。２段目バルブ２４は、それぞれが環状板として形成された３枚のディスク２４Ａ，２４Ｂ，２４Ｃを積層することにより構成されている。２段目バルブ２４の背面には、リテーナ２５およびワッシャ２６が配置されている。そして、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ、小径ディスク２２Ｂ）、２段目バルブ２４（ディスク２４Ａ，２４Ｂ，２４Ｃ）、リテーナ２５およびワッシャ２６は、ナット１１によってピストンロッド１０に締結されている。
　このように、第１の実施形態では、低速ディスク２２Ａと２段目バルブ２４との間に小径ディスク２２Ｂを配置している。これにより、低速ディスク２２Ａと２段目バルブ２４との間には、小径ディスク２２Ｂによって隙間２７が設けられている。このため、この隙間２７によって、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ）の開弁初期の剛性を低下させることができる。即ち、隙間２７によって、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ）の開弁をより低いピストン速度から促すことができる。
　この結果、ピストン伸び側バルブ６は、開弁初期のピストン速度が低い領域では、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ）のみが弁体として機能するため、バルブ剛性を低くできる。また、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ）が２段目バルブ２４に接触する中高速域では２段目バルブ２４も弁体となるため、バルブ剛性が高くなる。このような非線形なバルブ剛性の特性とすることが本構成の特徴である。低速バルブ２２の剛性は、主に低速ディスク２２Ａの板厚寸法と小径ディスク２２Ｂの外径寸法とで決定される。このため、ピストン伸び側バルブ６の開弁タイミング（即ち、低速バルブ２２の開弁タイミング）が所望のタイミングとなるように、２つのパラメータ（即ち、低速ディスク２２Ａの板厚寸法、小径ディスク２２Ｂの外径寸法）を調整する。
　低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ）と２段目バルブ２４との間の隙間２７の大きさは、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ）が２段目バルブ２４に接触するタイミング（ピストン速度）を支配している。このため、隙間２７の大きさ（低速ディスク２２Ａと２段目バルブ２４との間隔）により、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ）が有効となる範囲を決定している。
　従って、中高速域の減衰力に影響を与える。また、中高速域の減衰力を支配する要素としては、２段目バルブ２４の剛性がある。このため、所望の減衰力が得られるように、２段目バルブ２４の剛性を調整する。２段目バルブ２４は、ピストン伸び側バルブ６に初期たわみを与えるような構造としてもよい。また、２段目バルブ２４は、外径を途中で変化させてもよい。即ち、２段目バルブ２４を構成するディスク２４Ａ，２４Ｂ，２４Ｃは、外径が異なってもよい。
　いずれにしても、第１の実施形態では、ピストン伸び側バルブ６に開弁促進機構２１となる低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａおよび小径ディスク２２Ｂ）が設けられている。開弁促進機構２１は、ピストン伸び側バルブ６によって生じる減衰力の周波数特性とピストン縮み側バルブ７によって生じる減衰力の周波数特性とを合わせて減衰力の伸び圧比の周波数依存性を小さくする。開弁促進機構２１（低速バルブ２２）は、ピストン伸び側バルブ６の減衰力の周波数特性をピストン縮み側バルブ７の減衰力の周波数特性に合せる。この場合、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ）は、ピストン縮み側バルブ７が開弁するピストン速度よりも低いピストン速度で開弁する。これにより、ピストン伸び側バルブ６は、ピストン縮み側バルブ７と比して、ピストン速度が低いときに開弁する。好ましくは、ピストン縮み側バルブ７とピストン伸び側バルブ６が同時になるよう調整する。
　図５は、第１の実施形態の緩衝器１のピストン速度と減衰力との関係、即ち、ピストン伸び側バルブ６に開弁促進機構２１が設けられた緩衝器１の低周波におけるピストン速度に対する減衰力の特性を示している。図６は、減衰力の伸び圧比と周波数との関係、即ち、図５中の３つの異なる「ピストン速度ａ」、「ピストン速度ｂ」、「ピストン速度ｃ」における周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化を示している。この場合、図６中の特性線３１は、図５中の「ピストン速度ａ」における周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化を示している。同様に、図６中の特性線３２は、図５中の「ピストン速度ｂ」における周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化を示しており、特性線３３は、図５中の「ピストン速度ｃ」における周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化を示している。図６と前述の図１５とを比較すると明らかなように、開弁促進機構２１を設けることにより、周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化を大幅に減少させることができる。この結果、開弁促進機構２１（低速バルブ２２）を設けていない構成と比較して、路面状態の変化に対してよりロバスト性の高い、乗員に対して安定感を与える乗り心地を実現できる。
　以上のように、第１の実施形態の緩衝器１は、内筒４と、ピストン５と、第１通路としての第１油路５Ａと、第１バルブとしてのピストン伸び側バルブ６と、第２通路としての第２油路５Ｂと、第２バルブとしてのピストン縮み側バルブ７と、を備えている。また、緩衝器１は、外筒２と、バルブボディ１２と、を備えている。さらに、緩衝器１は、ピストン５の第１油路５Ａに設けられる第１オリフィスとしてのピストン伸び側オリフィス５２（図１６参照）と、第３通路としての第３油路１２Ａと、第３バルブとしてのボディ伸び側バルブ１３と、第４通路としての第４油路１２Ｂと、ボディ縮み側バルブ１４と、バルブボディ１２の第４油路１２Ｂに設けられる第２オリフィスとしてのボディ縮み側オリフィス５７（図１６参照）と、を有している。
　この上で、ピストン伸び側バルブ６とピストン縮み側バルブ７（または、ボディ縮み側バルブ１４）のうち、減衰力の周波数依存性が大きい方のバルブ（例えば、ピストン伸び側バルブ６）の周波数特性を、減衰力の周波数依存性が小さい方のバルブ（例えば、ピストン縮み側バルブ７）の周波数特性に合わせるよう構成している。このために、ピストン伸び側バルブ６とピストン縮み側バルブ７のうち、開弁圧が高いほうのバルブ（例えば、ピストン伸び側バルブ６）には、開弁圧が低いほうのバルブ（例えば、ピストン縮み側バルブ７）の開弁タイミングとあわせる開弁促進機構２１を設けている。また、ピストン伸び側バルブ６とボディ縮み側バルブ１４のうち、開弁圧が高いほうのバルブ（例えば、ピストン伸び側バルブ６）には、開弁圧が低いバルブ（例えば、ピストン縮み側バルブ７）の開弁タイミングとあわせる開弁促進機構２１を設けている。
　この場合、ピストン伸び側バルブ６とピストン縮み側バルブ７のうち、開弁圧が高いほうのバルブ（例えば、ピストン伸び側バルブ６）は、開弁圧が低いほうのバルブ（例えば、ピストン縮み側バルブ７）と比して、ピストン速度が低いときに開弁する。また、ピストン伸び側バルブ６とボディ縮み側バルブ１４のうち、開弁圧が高いほうのバルブ（例えば、ピストン伸び側バルブ６）は、開弁圧が低いほうのバルブ（例えば、ボディ縮み側バルブ１４）と比して、ピストン速度が低いときに開弁する。即ち、開弁促進機構２１は、開弁圧の低いほうのバルブ（例えば、ピストン縮み側バルブ７および／またはボディ縮み側バルブ１４）と比較してピストン速度が低いときに、開弁圧の高いほうのバルブ（例えば、ピストン伸び側バルブ６）を開弁させる。
　開弁促進機構２１は、例えば、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａおよび小径ディスク２２Ｂ）により構成されている。即ち、ピストン伸び側バルブ６とピストン縮み側バルブ７のうち、開弁圧が高いほうのバルブ（例えば、ピストン伸び側バルブ６）には、開弁圧が低いほうのバルブ（例えば、ピストン縮み側バルブ７および／またはボディ縮み側バルブ１４）に比して付勢力（変形抵抗力、抗変形力、閉弁力、バルブを閉に維持する力）が小さい低速バルブ２２が設けられている。例えば、低速バルブ２２をピストン伸び側バルブ６に設ける場合、低速バルブ２２は、第１油路５Ａをピストン速度が低いときに開弁する。例えば、低速バルブ２２をピストン縮み側バルブ７に設ける場合、低速バルブ２２は、第２油路５Ｂをピストン速度が低いときに開弁する。図２および図３に示すように、低速バルブ２２とこの低速バルブ２２に積層されるバルブ（即ち、２段目バルブ２４）との間には、隙間２７が形成されている。
　第１の実施形態による緩衝器１は、上述の如き構成を有するもので、次に、その作動について説明する。
　緩衝器１は、例えば、ピストンロッド１０の先端側（上端側）が車両（自動車）の車体側に取付けられ、外筒２の基端側（下端側）となるボトムキャップ３側が車両の車輪側（車軸側）に取付けられる。これにより、車両の走行時に振動が発生したときに、ピストンロッド１０を伸長、縮小させつつ、ピストン５のバルブ６，７等によって減衰力を発生させ、このときの振動を減衰する。
　即ち、ピストンロッド１０が縮小行程にある場合には、ロッド側油室Ｂよりもボトム側油室Ｃ内が高圧状態になる。そして、ボトム側油室Ｃ内の油液（圧油）は、ピストン５の第２油路５Ｂ、ピストン縮み側バルブ７を介してロッド側油室Ｂ内へと流通し、減衰力を発生する。このとき、内筒４内へのピストンロッド１０の進入体積分に相当する分量の油液が、ボトム側油室Ｃからバルブボディ１２の第４油路１２Ｂ、ボディ縮み側バルブ１４を介してリザーバ室Ａ内へと流入する。リザーバ室Ａ内では、内部に封入されたガスが圧縮され、ピストンロッド１０の進入体積分が吸収される。
　一方、ピストンロッド１０が伸長行程にある場合には、ボトム側油室Ｃよりもロッド側油室Ｂ内が高圧状態となる。そして、ロッド側油室Ｂ内の油液（圧油）は、ピストン５の第１油路５Ａ、ピストン伸び側バルブ６を介してボトム側油室Ｃ内へと流通し、減衰力が発生する。このとき、内筒４から進出（退出）したピストンロッド１０の進出体積分（退出体積分）に相当する分量の油液が、リザーバ室Ａ内からバルブボディ１２の第３油路１２Ａ、ボディ伸び側バルブ１３（逆止弁）を介してボトム側油室Ｃ内に流入する。
　ここで、第１の実施形態によれば、ピストン伸び側バルブ６とピストン縮み側バルブ７のうち、開弁圧が高いほうのバルブとなる２段目バルブ２４を有するピストン伸び側バルブ６には、開弁圧が低いほうのバルブとなるピストン縮み側バルブ７の開弁タイミングとあわせる開弁促進機構２１が設けられている。このため、例えば、（開弁促進機構２１が設けられていない従来の構成と比較して）ピストン伸び側バルブ６の低速バルブ２２が低いピストン速度で開弁しながら、２段目バルブ２４によってさらにピストン速度が高くなった状態での剛性を高くすることができる。これにより、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減した上で、伸び側の中高速域の減衰力を確保することができる。このため、従来技術（開弁促進機構２１が設けられていない構成）と比較して、路面状態の変化に対してよりロバスト性が高く、乗員に対して安定感を与える乗り心地を実現できる。即ち、路面を問わずに車両のばね上が安定する減衰力特性を得ることができ、乗員が違和感なく車両に乗り続けることができる。
　第１の実施形態によれば、ピストン伸び側バルブ６は、減衰力の周波数依存性がピストン縮み側バルブ７相当になるよう構成されている。即ち、減衰力の周波数依存性が大きい方のバルブとなるピストン伸び側バルブ６を減衰力の周波数依存性が小さい方のバルブとなるピストン縮み側バルブ７に合わせるよう構成している。このため、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減することができる。これにより、路面状態の変化に対してよりロバスト性が高く、乗員に対して安定感を与える乗り心地を実現できる。即ち、路面を問わずに車両のばね上が安定する減衰力特性を得ることができ、乗員が違和感なく車両に乗り続けることができる。
　第１の実施形態によれば、開弁圧の高いほうのバルブとなるピストン伸び側バルブ６は、開弁圧の低いほうのバルブとなるピストン縮み側バルブ７に比して、ピストン速度が低いときに開弁する。このため、ピストン伸び側バルブ６が低いピストン速度で開弁しながら、中高速域でのバルブ剛性を高くして大きな差圧を得ることができるため、ピストン伸び側バルブ６の減衰力の低下を抑制した上で、ピストン伸び側バルブ６が低いピストン速度で開弁することにより、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減することができる。
　第１の実施形態によれば、ピストン伸び側バルブ６には、ピストン縮み側バルブ７に比して付勢力が小さく、第１油路５Ａをピストン速度が低いときに開弁する低速バルブ２２が設けられている。このため、ピストン伸び側バルブ６の開弁初期の特性と中高速域の剛性とを独立して調整できるため、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減した上で、伸び側減衰力の調整自由度を確保することができる。
　第１の実施形態によれば、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ）と２段目バルブ２４との間には、隙間２７が形成されている。このため、低速バルブ２２（低速ディスク２２Ａ）は、隙間２７側に変位（変形）し易くなる。これにより、低速バルブ２２をピストン速度が低いときに開弁させることができる。
　第１の実施形態によれば、ピストン伸び側バルブ６とボディ縮み側バルブ１４のうち、開弁圧が高いほうのバルブとなるピストン伸び側バルブ６には、開弁圧が低いバルブとなるピストン縮み側バルブ７の開弁タイミングとあわせる開弁促進機構２１が設けられている。このため、ピストン伸び側バルブ６が低いピストン速度で開弁しながら中高速域の剛性を高くすることができる。これにより、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減した上で、伸び側の中高速域の減衰力を確保することができる。このため、従来技術（開弁促進機構２１が設けられていない構成）と比較して、路面状態の変化に対してよりロバスト性が高く、乗員に対して安定感を与える乗り心地を実現できる。即ち、路面を問わずに車両のばね上が安定する減衰力特性を得ることができ、乗員が違和感なく車両に乗り続けることができる。
　なお、第１の実施形態の低速バルブ２２は、小径ディスク２２Ｂの板厚によって低速ディスク２２Ａと２段目バルブ２４との間の隙間２７の大きさが決定される。そして、小径ディスク２２Ｂと２段目バルブ２４との間の隙間２７を小さくすることで、ピストン伸び側バルブ６は、より早いタイミング（ピストン速度）からバルブ剛性が高い領域に移行し、大きな減衰力が発生させることが可能である。しかしながら、小径ディスク２２Ｂの板厚は、量産性や強度の観点から一定以上薄くすることが困難であり、減衰力発生の自由度の制約となる可能性がある。
　そこで、図７に示す変形例では、低速バルブ４１は、小径ディスク２２Ｂと２段目バルブ２４との間に、内径側と外径側とで隙間２７の間隔を異ならせる隙間調整ディスク４２を設けている。そして、隙間調整ディスク４２により、隙間２７の大きさを、内径部側で大きく、外径部側で小さくしている。即ち、変形例では、低速バルブ４１は、第５バルブ（隙間調整バルブ）としての隙間調整ディスク４２と、小径ディスク２２Ｂと、を備えている。隙間調整ディスク４２は、ピストン伸び側バルブ６の低速ディスク２２Ａに向けて突出し、他の部分よりも軸方向幅が大きくなる突出部４２Ａを有している。小径ディスク２２Ｂは、ピストン伸び側バルブ６の低速ディスク２２Ａと隙間調整ディスク４２との間に設けられている。小径ディスク２２Ｂは、低速ディスク２２Ａおよび隙間調整ディスク４２よりも小径である。
　このように、変形例では、小径ディスク２２Ｂと２段目バルブ２４との間に、径方向外側の厚さが変化した隙間調整ディスク４２を設けている。これにより、小径ディスク２２Ｂの板厚を厚くしても、低速ディスク２２Ａと２段目バルブ２４との間の隙間２７を小さく設定することができる。このため、小径ディスク２２Ｂの板厚を量産性・強度を確保できる厚さに設定しつつ、減衰力の発生の自由度を向上できる。
　即ち、変形例の低速バルブ４１は、低速ディスク２２Ａと小径ディスク２２Ｂとに加えて、隙間調整ディスク４２を備えている。そして、隙間調整ディスク４２は、低速ディスク２２Ａに向けて突出する突出部４２Ａを有している。このため、小径ディスク２２Ｂの板厚を大きくしつつ、ピストン伸び側バルブ６の低速ディスク２２Ａと隙間調整ディスク４２（突出部４２Ａ）との間の隙間２７を小さくすることができる。これにより、「小径ディスク２２Ｂの量産性および強度を確保すること」と「ピストン伸び側バルブ６の減衰力の調整の自由度を確保すること」とを両立できる。
　なお、変形例では、隙間調整ディスク４２に突出部４２Ａを設ける構成とした場合を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、隙間調整ディスクは、例えば、内径部と外径部とで板厚を異ならせてもよい。即ち、隙間調整ディスクは、外径部の板厚を内径部の板厚よりも大きくてもよい。また、突出部は、プレス加工によりディスクと一体に形成してもよいし、突出部に対応する部分にディスクとは別部材を溶接で溶着させることによりディスクと一体に形成してもよい。
　次に、図８ないし図１１は、第２の実施形態を示している。第２の実施形態の特徴は、低速バルブが離着座する第１シート部とメインバルブ（２段目バルブ）が離着座する第２シート部とを設ける構成としたことにある。なお、第２の実施形態では、上述した第１の実施形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略する。
　第２の実施形態では、ピストン伸び側バルブ６は、低速バルブ６１と、メインバルブとしての２段目バルブ６２と、を備えている。開弁促進機構２１は、低速バルブ６１により構成されている。即ち、ピストン伸び側バルブ６は、バルブ剛性が低く低速から開弁する低速域の減衰力に寄与する低速バルブ６１と、低速バルブ６１と比較して剛性の高い中高速域の減衰力に寄与する２段目バルブ６２と、により構成されている。低速バルブ６１と２段目バルブ６２は、油圧回路において直列に配置されている。
　低速バルブ６１は、２枚の低速ディスク６１Ａ，６１Ｂと、リテーナ６１Ｃと、により構成されている。２段目バルブ６２は、４枚のディスク６２Ａ，６２Ｂ，６２Ｃ，６２Ｄにより構成されている。リテーナ６１Ｃは、背面側（下面側）に配置された低速ディスク６１Ｂと２段目バルブ６２のディスク６２Ａとの間に設けられている。第２の実施形態では、低速バルブ６１と２段目バルブ６２とで離着座するシート部６３，６４が異なっている。即ち、ピストン５には、低速バルブ６１が離着座する第１シート部としての内側シート部６３と、内側シート部６３の径方向外側に位置して２段目バルブ６２が離着座する第２シート部としての外側シート部６４と、が設けられている。低速バルブ６１が接触する内側シート部６３は、２段目バルブ６２が接触する外側シート部６４の内径側に配置されている。内側シート部６３および外側シート部６４は、いずれも環状のシート形状となっている。
　低速バルブ６１は、より低速域からピストン伸び側バルブ６が開弁すること目的として設けられている。このため、「低速バルブ６１が離着座する内側シート部６３のシート面６３Ａ」と「低速バルブ６１の内径側が当接する支持部６５の支持面６５Ａ」との高さ、即ち、シート面６３Ａと支持面６５Ａとの段差（高さの差）は、製造上のバラつきが許容する限り小さい方が望ましい。また、低速バルブ６１の内径側が当接する支持面６５Ａは、２段目バルブ６２の内径側が支持される部位としても共用される。即ち、支持面６５Ａには、先に低速バルブ６１が積層されてから、この低速バルブ６１の背面側に、２段目バルブ６２が配置される。このため、支持面６５Ａと外側シート部６４のシート面６４Ａとの間には、高さの差である段差Ｈが設けられている。
　さらに、２段目バルブ６２は、プリセット（予圧、プリセット荷重）を付与する場合もある。この場合は、支持面６５Ａと外側シート部６４のシート面６４Ａとの段差Ｈの大きさを、低速バルブ６１（２枚の低速ディスク６１Ａ，６１Ｂおよびリテーナ６１Ｃ）の厚さ以上に設定する。低速バルブ６１を構成する２枚の低速ディスク６１Ａ，６１Ｂのうち内側シート部６３と接触する低速ディスク６１Ａは、外周縁に一対の切欠き６１Ａ１が設けられたスリットディスクとしている。切欠き６１Ａ１は、第１オリフィス（ピストン伸び側オリフィス）に対応する。低速バルブ６１は、低速域の特性に寄与する。
　なお、車両要件によってはスリットディスク（低速ディスク６１Ａ）を設けなくてもよい。また、図示は省略するが、リテーナ６１Ｃの背面（下面）には、例えば、低速バルブ６１（低速ディスク６１Ａ，６１Ｂ）のリフト量の規制を目的として、低速バルブ６１（低速ディスク６１Ａ，６１Ｂ）と同径のディスク、または、内径部と外径部の板厚が異なるバルブ（例えば、図７の隙間調整ディスク４２）を配置してもよい。
　ピストン伸び側バルブ６の低速域の減衰力としては、低速バルブ６１によって生じる減衰力の寄与度を高めたい。このために、２段目バルブ６２を構成する４枚のディスク６２Ａ，６２Ｂ，６２Ｃ，６２Ｄのうち外側シート部６４と接触するディスク６２Ａは、外周縁に一対の切欠き６２Ａ１が設けられたスリットディスクとしている。この場合、２段目バルブ６２は、ディスク６２Ａ（スリットディスク）によって十分なオリフィス面積を確保することで、低速域での減衰力の発生寄与度を下げる。
　２段目バルブ６２は、ピストン伸び側バルブ６の中高速域の減衰力を生み出す役割がある。このため、２段目バルブ６２は、ディスク６２Ａ，６２Ｂ，６２Ｃ，６２Ｄの積層枚数、板厚、背面側のリテーナ２５の径寸法等のパラメータにより、剛性を調整する。また、２段目バルブ６２にセット段差を与えてプリロードを付与することで、所望の特性が得られるように調整してもよい。なお、低速バルブ６１が離着座する内側シート部６３は、円環状のシート形状に限らず、得たい低速域の特性によっては異径のシート形状としてもよい。
　第２の実施形態は、上述の如き低速バルブ６１および２段目バルブ６２を備えたもので、その基本的作用については、上述した第１の実施形態によるものと格別差異はない。即ち、第２の実施形態も、第１の実施形態と同様に、路面を問わずに車両のばね上が安定する減衰力特性を得ることができる。図１０は、第２の実施形態によるピストン速度に対する減衰力の特性を示している。図１１は、図１０中の３つの異なる３つのピストン速度（ピストン速度ａ、ピストン速度ｂ、ピストン速度ｃ）における周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化を示している。図１１と前述の図１５とを比較すると明らかなように、開弁促進機構２１を設けることにより、周波数に対する減衰力の伸び圧比の変化を大幅に減少させることができる。この結果、開弁促進機構２１（低速バルブ６１）を設けていない構成と比較して、路面状態の変化に対してよりロバスト性の高い、乗員に対して安定感を与える乗り心地を実現できる。
　なお、前述の図５および上述の図１０に示すような「減衰力－ピストン速度線図」からは、バルブの開弁点を厳密に判断することはできない。即ち、「減衰力－ピストン速度線図」上で、伸び側の減衰力の折れ点と縮み側の減衰力の折れ点とが一致しているように見えても、バルブの開弁タイミングが一致しているとは限らない。例えば、第１の実施形態の開弁促進機構２１では、バルブ剛性を非線形にして低速域のみのバルブ剛性を低下させ、中高速域では剛性が上がる特性のため、減衰力－ピストン速度線図上では明確なバルブ開弁ポイントが現れない。また、第２の実施形態のように、低速バルブ６１と２段目バルブ６２とが直列に配置されるような構成の場合は、開弁圧力の高い２段目バルブ６２の開弁ポイントが線図上に現れるが、低速バルブ６１の開弁ポイントは、明確に現れない。従って、「減衰力－ピストン速度線図」でバルブの開弁ポイントを判断するのは困難であり、バルブの開弁ポイントを判定するには、オリフィス、バルブ受圧面積、バルブ剛性から計算で割り出すか、各ピストン速度における周波数特性を計測によってバルブ開弁ポイントを割り出す必要がある。即ち、バルブの開弁タイミング（ピストン速度）は、バルブの上下流間に作用する差圧、バルブ剛性、セット荷重、受圧面積およびバルブシート形状によって決まるため、「減衰力－ピストン速度線図」からではなく、計算によって判定する必要がある。
　第１の実施形態では、ピストン伸び側バルブ６を第１バルブとし、ピストン縮み側バルブ７を第２バルブとした場合を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、例えば、ピストン伸び側バルブを第２バルブとし、ピストン縮み側バルブを第１バルブとしてもよい。このことは、第２の実施形態および変形例についても同様である。
　第１の実施形態では、ボディ伸び側バルブ１３を第３バルブとし、ボディ縮み側バルブ１４を第４バルブとした場合を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、例えば、ボディ伸び側バルブを第４バルブとし、ボディ縮み側バルブを第３バルブとしてもよい。このことは、第２の実施形態および変形例についても同様である。
　第１の実施形態では、ピストンロッド１０の伸長行程ではピストン５の下側のピストン伸び側バルブ６が油液（作動流体）に対し抵抗力を与えて減衰力を発生させ、ピストンロッド１０の縮小行程ではピストン５の上側のピストン縮み側バルブ７が油液（作動流体）に対し抵抗力を与えて減衰力を発生させる構成とした場合を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、例えば、ピストンの上側のピストン伸び側バルブを逆止弁とし、バルブボディに設けた第４バルブとしてのボディ縮み側バルブでピストンロッドの縮小行程で減衰力を発生させる構成としてもよい。このことは、第２の実施形態および変形例についても同様である。
　第１の実施形態では、ピストン伸び側バルブ６とボディ縮み側バルブ１４のうち、開弁圧が高いほうのバルブとなるピストン伸び側バルブ６には、開弁圧が低いバルブとなるピストン縮み側バルブ７の開弁タイミングとあわせる開弁促進機構２１を設ける構成とした場合を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、例えば、ピストン伸び側バルブとボディ縮み側バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブがボディ縮み側バルブの場合には、ボディ縮み側バルブに、開弁圧が低いバルブとなるピストン伸び側バルブの開弁タイミングとあわせる開弁促進機構を設けてもよい。このことは、第２の実施形態および変形例についても同様である。
　第１の実施形態では、外筒２と内筒４とからなる複筒式の緩衝器１を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、例えば、単筒式の筒部材（シリンダ）からなる緩衝器に適用してもよい。この場合、ピストンに設けられる第１バルブと第２バルブのうち、剛性が高いほうのバルブに開弁促進機構を設けることができる。このことは、第２の実施形態および変形例についても同様である。
　また、各実施形態および変形例では、緩衝器の代表例として自動車に取付ける緩衝器を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、例えば、鉄道車両に取付ける緩衝器に適用してもよい。また、自動車、鉄道車両等の車両に限らず、振動源となる種々の機械、構造物、建築物等に用いる各種の緩衝器に適用することができる。
　さらに、各実施形態および変形例は例示であり、異なる実施形態および変形例で示した構成の部分的な置換または組み合わせが可能であることは言うまでもない。
　以上説明した実施形態および／または変形例（以下、単に「実施形態」という）によれば、第１バルブと第２バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブには、開弁圧が低いほうの開弁タイミングとあわせる開弁促進機構が設けられている。このため、開弁圧が高いほうのバルブが、より低いピストン速度で開弁しながら中高速域の剛性を高くすることができる。これにより、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減した上で、開弁圧が高いほうのバルブの中高速域の減衰力を確保することができる。このため、開弁促進機構が設けられていない構成と比較して、路面状態の変化に対してよりロバスト性が高く、乗員に対して安定感を与える乗り心地を実現できる。即ち、路面を問わずに車両のばね上が安定する減衰力特性を得ることができ、乗員が違和感なく車両に乗り続けることができる。
　実施形態によれば、第１バルブと第２バルブのうち、減衰力の周波数依存性が大きい方のバルブの周波数特性を減衰力の周波数依存性が小さい方のバルブの周波数特性に合わせるように構成されている。このため、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減することができる。これにより、路面状態の変化に対してよりロバスト性が高く、乗員に対して安定感を与える乗り心地を実現できる。即ち、路面を問わずに車両のばね上が安定する減衰力特性を得ることができ、乗員が違和感なく車両に乗り続けることができる。
　実施形態によれば、第１バルブと第２バルブのうち、開弁圧の高いほうのバルブは、開弁圧の低いほうのバルブと比して、ピストン速度が低いときに開弁する。このため、開弁圧が高いほうのバルブが、より低いピストン速度で開弁しながら中高速域の剛性を高くすることができる。これにより、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減した上で、開弁圧が高いほうのバルブの中高速域の減衰力を確保することができる。
　実施形態によれば、第１バルブと第２バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブには、開弁圧が低いほうのバルブに比して付勢力が小さく、第１通路、または第２通路をピストン速度が低いときに開弁する低速バルブが設けられている。このため、開弁圧が高いほうのバルブが、より低いピストン速度で開弁しながら中高速域の剛性を高くすることができる。これにより、開弁圧が高いほうのバルブの中高速域の減衰力の自由度を確保した上で減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減することができる。
　実施形態によれば、「低速バルブ」と「該低速バルブに積層されるバルブ」との間には、隙間が形成されている。このため、低速バルブは、隙間側に変位（変形）し易くなる。これにより、低速バルブをピストン速度が低いときに開弁させることができる。
　実施形態によれば、低速バルブは、第２バルブに向けて突出し、他の部分よりも軸方向幅が大きくなる突出部を有する第５バルブと、第２バルブと第５バルブとの間の小径ディスクと、を備える。このため、小径ディスクの板厚を大きくしつつ、第２バルブと第５バルブ（突出部）との間の隙間を小さくすることができる。これにより、「小径ディスクの量産性および強度を確保すること」と「減衰力の調整の自由度を確保すること」とを両立できる。
　実施形態によれば、第１バルブと第４バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブには、開弁圧が低いバルブの開弁タイミングとあわせる開弁促進機構が設けられている。このため、開弁圧が高いほうのバルブが、より低いピストン速度で開弁しながら中高速域の剛性を高くすることができる。これにより、減衰力の伸び圧比の周波数依存性を低減した上で、開弁圧が高いほうのバルブの中高速域の減衰力を確保することができる。このため、開弁促進機構が設けられていない構成と比較して、路面状態の変化に対してよりロバスト性が高く、乗員に対して安定感を与える乗り心地を実現できる。即ち、路面を問わずに車両のばね上が安定する減衰力特性を得ることができ、乗員が違和感なく車両に乗り続けることができる。
　本願は、２０２２年９月２９日付出願の日本国特許出願第２０２２－１５６０５２号に基づく優先権を主張する。２０２２年９月２９日付出願の日本国特許出願第２０２２－１５６０５２号の明細書、特許請求の範囲、図面、及び要約書を含む全開示内容は、参照により本願に全体として組み込まれる。
　１：緩衝器
　２：外筒
　４：内筒
　５：ピストン
　５Ａ：第１油路（第１通路）
　５Ｂ：第２油路（第２通路）
　６：ピストン伸び側バルブ（第１バルブ）
　７：ピストン縮み側バルブ（第２バルブ）
　１２：バルブボディ
　１２Ａ：第３油路（第３通路）
　１２Ｂ：第４油路（第４通路）
　１３：ボディ伸び側バルブ（第３バルブ）
　１４：ボディ縮み側バルブ（第４バルブ）
　２１：開弁促進機構
　２２，４１，６１：低速バルブ
　２２Ｂ，小径ディスク
　４２：隙間調整ディスク（第５バルブ）
　４２Ａ：突出部
　５２：ピストン伸び側オリフィス（第１オリフィス）
　５７：ボディ縮み側オリフィス（第２オリフィス）
　Ａ：リザーバ室
　Ｂ：ロッド側油室（第１室）
　Ｃ：ボトム側油室（第２室）

Claims (7)

  1. 　緩衝器であって、該緩衝器は、
    　作動液が封入された内筒と、
    　前記内筒内に摺動可能に設けられ、該内筒内を第１室と第２室とに画成するピストンと、
    　前記ピストンに設けられる第１通路と、
    　該第１通路を開閉する第１バルブと、
    　前記ピストンに設けられる第２通路と、
    　該第２通路を開閉する第２バルブと、を備え、
    　前記第１バルブと前記第２バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブには、開弁圧が低いほうの開弁タイミングとあわせる開弁促進機構を設ける緩衝器。
  2. 　緩衝器であって、該緩衝器は、
    　作動液が封入された内筒と、
    　前記内筒内に摺動可能に設けられ、該内筒内を第１室と第２室とに画成するピストンと、
    　前記ピストンに設けられる第１通路と、
    　該第１通路を開閉する第１バルブと、
    　前記ピストンに設けられる第２通路と、
    　該第２通路を開閉する第２バルブと、を備え、
    　前記第１バルブと前記第２バルブのうち、減衰力の周波数依存性が大きい方のバルブの周波数特性を減衰力の周波数依存性が小さい方のバルブの周波数特性に合わせるよう構成する緩衝器。
  3. 　請求項１に記載の緩衝器において、
    　前記第１バルブと前記第２バルブのうち、開弁圧の高いほうのバルブは、開弁圧の低いほうのバルブと比して、ピストン速度が低いときに開弁する緩衝器。
  4. 　　緩衝器であって、該緩衝器は、
    　作動液が封入された内筒と、
    　前記内筒内に摺動可能に設けられ、該内筒内を第１室と第２室とに画成するピストンと、
    　前記ピストンに設けられる第１通路と、
    　該第１通路を開閉する第１バルブと、
    　前記ピストンに設けられる第２通路と、
    　該第２通路を開閉する第２バルブと、を備え、
    　前記第１バルブと前記第２バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブには、開弁圧が低いほうのバルブに比して付勢力が小さく、前記第１通路、または第２通路をピストン速度が低いときに開弁する低速バルブが設けられている緩衝器。
  5. 　請求項４に記載の緩衝器において、
    　前記低速バルブと、該低速バルブに積層されるバルブとの間には隙間が形成されている緩衝器。
  6. 　請求項４に記載の緩衝器において、
    　前記低速バルブは、前記第２バルブに向けて突出し、他の部分よりも軸方向幅が大きくなる突出部を有する第５バルブと、前記第２バルブと前記第５バルブとの間であって、該第２バルブおよび第５バルブよりも小径の小径ディスクと、を備える緩衝器。
  7. 　緩衝器であって、該緩衝器は、
    　作動液が封入された内筒と、
    　前記内筒内に摺動可能に設けられ、該内筒内を第１室と第２室とに画成するピストンと、
    　前記内筒の外側に設けられ、該内筒との間にリザーバ室を形成する外筒と、
    　前記リザーバ室と前記第２室との間に設けられるバルブボディと、
    　前記ピストンに設けられる第１通路と、
    　該第１通路を開閉する第１バルブと、
    　該第１通路に設けられる第１オリフィスと、
    　前記ピストンに設けられる第２通路と、
    　該第２通路を開閉する第２バルブと、
    　前記バルブボディに設けられる第３通路と、
    　該第３通路を開閉する第３バルブと、
    　前記バルブボディに設けられる第４通路と、
    　該第４通路を開閉する第４バルブと、
    　該第４通路に設けられる第２オリフィスと、を有し、
    　前記第１バルブと前記第４バルブのうち、開弁圧が高いほうのバルブには、開弁圧が低いバルブの開弁タイミングとあわせる開弁促進機構を設ける緩衝器。
PCT/JP2023/032339 2022-09-29 2023-09-05 緩衝器 WO2024070527A1 (ja)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2022-156052 2022-09-29
JP2022156052 2022-09-29

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2024070527A1 true WO2024070527A1 (ja) 2024-04-04

Family

ID=90477305

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2023/032339 WO2024070527A1 (ja) 2022-09-29 2023-09-05 緩衝器

Country Status (1)

Country Link
WO (1) WO2024070527A1 (ja)

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2009127818A (ja) * 2007-11-27 2009-06-11 Showa Corp 油圧緩衝器の減衰力調整構造
JP2020034068A (ja) * 2018-08-29 2020-03-05 日立オートモティブシステムズ株式会社 流体圧緩衝器
JP2022013974A (ja) * 2020-07-06 2022-01-19 Ｋｙｂ株式会社 緩衝器

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2009127818A (ja) * 2007-11-27 2009-06-11 Showa Corp 油圧緩衝器の減衰力調整構造
JP2020034068A (ja) * 2018-08-29 2020-03-05 日立オートモティブシステムズ株式会社 流体圧緩衝器
JP2022013974A (ja) * 2020-07-06 2022-01-19 Ｋｙｂ株式会社 緩衝器

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5350372B2 (ja) ショックアブソーバ
US8794405B2 (en) Damping force control type shock absorber
US9139065B2 (en) Shock absorber
US20090078517A1 (en) Damping force adjusting structure of hydraulic shock absorber
US8833532B2 (en) Shock absorber
JP5909557B2 (ja) サスペンション装置
KR20120112039A (ko) 감쇠력 조정식 완충기
US10012283B2 (en) Shock absorber and vehicle using the same
WO2016067724A1 (ja) 緩衝器
JP2010538219A (ja) 完全変位弁組立体を備えたショックアブソーバ
JP2009243530A (ja) 流体圧緩衝器
KR20150052099A (ko) 다중-조정가능한 체감 밸브
WO2021084956A1 (ja) 緩衝器
JP2006283924A (ja) 車両用油圧緩衝器
WO2024070527A1 (ja) 緩衝器
JP6202726B2 (ja) 緩衝器
JP5456597B2 (ja) 油圧緩衝器
JP5798813B2 (ja) 緩衝器
JP2006283923A (ja) 車両用油圧緩衝器
JP2017180607A (ja) 弁機構、減衰力発生装置、及び緩衝器
JP2014231854A (ja) 緩衝器およびこれを用いた車両
JP2014231880A (ja) 緩衝器
JP7350182B2 (ja) 緩衝器
WO2024219202A1 (ja) 減衰バルブおよび緩衝器
WO2024116546A1 (ja) 緩衝器および減衰力発生機構

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 23871767

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1