JP2009243636A - 減衰力調整式緩衝器及びこれを用いたサスペンション制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】パイロット（背圧）型の減衰力調整式油圧緩衝器において、高周波振動に対して、背圧室の圧力の上昇を抑えて減衰力の過度の増大を防止する。
【解決手段】シリンダ内のピストンの摺動によって生じる環状油路２１とリザーバ４との間に生じる油液の流れをパイロット（背圧）型の減衰弁２７及び圧力制御弁２８（ソレノイド制御弁）によって制御して減衰力を発生させる。圧力制御弁２８によって直接減衰力を発生させると共に、背圧室５３の内圧を調整して減衰弁２７の開弁圧力を制御する。圧力制御弁２８の弁体５８は、開弁方向の移動に対する抵抗力よりも閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きくなっているので、サスペンション装置のバネ下共振（高周波振動）に対して、閉弁遅れが生じて、連続入力に対して開弁状態が維持されて減衰力が低下するので、減衰力の過度の上昇による乗り心地の悪化を防止することができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、自動車等の車両のサスペンション装置等に装着される減衰力調整式緩衝器及びこれを用いたサスペンション制御装置に関するものである。

自動車のサスペンション装置に装着される減衰力調整式緩衝器は、一般に、油液が封入されたシリンダ内にピストンロッドを連結したピストンを摺動可能に嵌装してシリンダ内を２室に画成し、シリンダ内のピストンの摺動によって生じる油液の流れをオリフィス、ディスクバルブ等からなる減衰力発生機構によって制御して減衰力を発生させ、また、流量制御弁、圧力制御弁等を用いて減衰力発生機構の流通抵抗を変化させることにより減衰力を調整するようになっている。

この種の減衰力調整式緩衝器においては、例えば特許文献１に記載されているように、減衰力発生機構であるディスクバルブの背部に背圧室を形成し、この背圧室を固定オリフィスを介して上流側のシリンダ室に接続し、また、圧力制御弁（ソレノイドバルブ）を介して下流側のシリンダ室に接続する構成としたものがある。
特開２００１−１２５３４号公報

この構成により、圧力制御弁によって油液の流通抵抗を直接調整するとともに、背圧室の内圧を調整してディスクバルブの開弁圧力を調整することができるので、減衰力特性の調整範囲を広くすることができる。

しかしながら、特許文献1に記載されているような減衰力調整式緩衝器では、次のような問題がある。例えば、自動車等の車両のサスペンション制御装置に装着して、車両の走行状態に応じてコントローラからの制御信号によって減衰力制御を実行する場合、サスペンション装置のバネ下共振（高周波振動）に対して、圧力制御弁（ソレノイドバルブ）のプランジャの慣性等によって応答（開弁）遅れが生じて、背圧室の圧力が上昇し、減衰力が過度に増大して、乗り心地が悪化することがある。

本発明は、上記の点に鑑みてなされたものであり、高周波振動に対して、背圧室の圧力の上昇を抑えて減衰力の過度の増大を防止することができる減衰力調整式緩衝器及びこれを用いたサスペンション制御装置を提供することを目的とする。

上記の課題を解決するために、本発明は、流体が封入されたシリンダと、該シリンダ内に摺動可能に嵌装されたピストンと、一端が前記ピストンに連結され他端が前記シリンダの外部へ延出されたピストンロッドと、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させ、開弁圧力を調整可能な圧力制御弁とを備えた減衰力調整式緩衝器において、
前記圧力制御弁の弁体は、開弁方向の移動に対する抵抗力よりも閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きく、所定の高周波入力に対して閉弁遅れが生じるようになっていることを特徴とする。

本発明によれば、所定の高周波入力、例えばサスペンション装置のバネ下共振周波数の振動に対して、圧力制御弁に閉弁遅れが生じて、連続入力に対して開弁状態が維持され、減衰力が低下するので、減衰力の過度の増大による乗り心地の悪化を防止することができる。

以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
図２に示すように、本実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器１（流体圧緩衝器）は、シリンダ２の外側に外筒３を設けた二重筒構造となっており、シリンダ２と外筒３との間にリザーバ４が形成されている。シリンダ２内には、ピストン５が摺動可能に嵌装されており、このピストン５によってシリンダ２内がシリンダ上室２Ａとシリンダ下室２Ｂとの２室に画成されている。ピストン５には、ピストンロッド６の一端がナット７によって連結されており、ピストンロッド６の他端側は、シリンダ上室２Ａを通り、シリンダ２及び外筒３の上端部に装着されたロッドガイド８およびオイルシール９に挿通されて、シリンダ２の外部へ延出されている。シリンダ２の下端部には、シリンダ下室２Ｂとリザーバ４とを区画するベースバルブ１０が設けられている。

ピストン５には、シリンダ上下室２Ａ、２Ｂ間を連通させる油路１１、１２が設けられている。そして、油路１１には、シリンダ下室２Ｂ側からシリンダ上室２Ａ側への油液の流通のみを許容する逆止弁１３が設けられ、また、油路１２には、シリンダ上室２Ａ側のの油液の圧力が所定圧力に達したとき開弁して、これをシリンダ下室２Ｂ側へリリーフするディスクバルブ１４が設けられている。

ベースバルブ１０には、シリンダ下室２Ｂとリザーバ４とを連通させる油路１５、１６が設けられている。そして、油路１５には、リザーバ４側からシリンダ下室２Ｂ側への油液の流通のみを許容する逆止弁１７が設けられ、また、油路１６には、シリンダ下室２Ｂ側の油液の圧力が所定圧力に達したとき開弁して、これをリザーバ４側へリリーフするディスクバルブ１８が設けられている。シリンダ２内には油液が封入されており、リザーバ４内には油液及びガスが封入されている。

シリンダ２には、上下両端部にシール部材１９を介してアウタチューブ２０が外嵌されており、シリンダ２とアウタチューブ２０との間に環状油路２１が形成されている。環状油路２１は、シリンダ２の上端部付近の側壁に設けられた油路２２によってシリンダ上室２Ａに連通されている。アウタチューブ２０の側壁には、小径の開口２３が設けられ、また、外筒３の側壁には、開口２３と略同心に大径の開口２４が設けられており、外筒３の壁の開口２４に減衰力発生機構２５が取付けられている。

減衰力発生機構２５について、図１を参照して説明する。図１に示すように、円筒状のケース２６の一端部が開口２４に挿入されて溶接によって固定されている。ケース２６内には、パイロット型（背圧型）の減衰弁２７及び圧力制御弁２８（ソレノイド制御弁）が一体化されたバルブユニット３０が挿入されて、ナット３１によって固定されている。

バルブユニット３０は、ナット３１によってケース２６に固定されるソレノイドケース３２を備えている。ソレノイドケース３２の外側端部には、軸方向に沿ってガイドボア３３が形成され、ガイドボア３３には、プランジャ３４が摺動可能に案内され、更に、コイル３５、プランジャスプリング３６及びコア３７が収容されており、これらは、ベース３８をナット３９によってソレノイドケース３２に取付けることによって固定されている。ベース３８には、プランジャスプリング３６のばね力を調整するための調整ねじ４０が取付けられている。また、コイル３５には、通電用のリード線３５Ａが接続されて外部へ延出されている。

ソレノイドケース３２の内側端部には、ガイドボア３３と同心の通路ボア４１が形成されており、ガイドボア３３と通路ボア４１とが小径のポート４２を介して連通されている。ソレノイドケース３２の内側端部には、有底円筒状のガイド部材４３及び段付円筒状のバルブ部材４４がこの順で配置され、バルブ部材４４の小径部がガイド部材４３の底部に挿通され、その先端のねじ部が通路ボア４１にねじ込まれることによって、これらが一体に結合されている。バルブ部材４４の大径部には、段付円筒状の通路部材４５の大径部が嵌合され、通路部材４５の小径部がアウタチューブ２０の開口２３に溶接されたポート部材４６に挿入されており、バルブ部材４４の内部の室４７が通路部材４５を介して環状油路２１に連通されている。また、ケース２６内のバルブユニット３０の周囲に形成された室４８がリザーバ４に連通されている。

バルブ部材４４の底部には、室４７に連通する複数の油路４９が設けられ、底部の外側端面には、油路４９の外周側に環状の弁座５０が突出されている。バルブ部材４４とガイド部材４３との間に、複数枚積層されたディスクバルブ５１（メインバルブ）の内周部がクランプされており、ディスクバルブ５１の外周部が弁座５０に着座している。また、ディスクバルブ５１の背面には、環状のシール部材５２が固着されており、シール部材５２がガイド部材４３の円筒部の内周面に液密的かつ摺動可能に嵌合されて、ガイド部材４３の内部に背圧室５３が形成されている。そして、ディスクバルブ５１は、油路４９の油液の圧力を受けて撓んで弁座５０から離座（開弁）して、油路４９を室４８に直接連通させる。このとき、ディスクバルブ５１と背圧室５３とでパイロット型（背圧型）の減衰弁を形成しており、背圧室５３の内圧がディスクバルブ５１の閉弁方向に作用するようになっている。バルブ部材４４の小径部内の軸方向油路５５は、一端側が固定オリフィス５６を介して室４７に連通し、他端側が通路ボア４１内に連通し、また、径方向油路５７を介して背圧室５３に連通している。

プランジャ３４の先端部には、ポート４２を開閉する弁体５８が軸方向に移動可能に取付けられており、弁体５８は、弁体５８とプランジャ３４との間に介装されたバルブスプリング５９（コイルばね）によってポート４２の周囲のシート面４２Ａ（弁座）に押圧されてポート４２を閉じている。そして、ポート４２と弁体５８とで圧力制御弁２８を形成しており、弁体５８は、ポート４２内の油液の圧力が所定圧力に達するとシート面４２Ａから離間して開弁し、その開弁圧力はプランジャスプリング３６のばね力及びソレノイドの推力すなわちコイル３５への通電電流に応じて調整されるようになっている。プランジャ３４の先端部によってガイドボア３３内に形成された室３３Ａは、ソレノイドケース３２に形成された油路６０を介して室４８に連通されている。

図３に示すように、プランジャ３４は、一端側に弁体５８に当接する小径部３４Ａを有する段付円筒状に形成されて、中心部に軸方向に貫通してガイドボア３３内の室３３Ａとプランジャ３４の背部に形成された室３３Ｂとを連通する案内通路６１が設けられている。案内通路６１の小径部３４Ａ側の開口の周縁部にはテーパ状の面取部６１Ａが形成されている。弁体５８は、プランジャ３４の案内通路６１に所定の隙間をもって挿入される小径部５８Ａと、プランジャ３４の小径部３４Ａの先端に当接する中径の当接部５８Ｂと、バルブスプリング５９を受ける大径のばね受部５８Ｃとからなる段付円柱状に形成され、ばね受部５８Ｃ側の端部に、ポート４２の周囲のシート面４２Ａに離着座する環状のシート部５８Ｄが突出されている。弁体５８の小径部５８Ａの基部には、案内通路６１の面取部６１Ａに対向するテーパ部５８Ｅが形成されており、図５に示すように、弁体５８の当接部５８Ｂがプランジャ３４の小径部３４Ａに当接したとき、面取り部６１Ａとテーパ部５８Ｅとの間に所定の隙間が形成されるようになっている。また、図４にも示すように、プランジャ３４の小径部３４Ａの先端部には、径方向に延びる複数（図示の例では円周方向に沿って等間隔で４つ）のオリフィス溝３４Ｂが形成されている。

そして、図５に示すように、弁体５８の当接部５８Ｂがプランジャ３４の小径部３４Ａに当接したとき、オリフィス溝３４Ｂを介して、プランジャ３４の両端の室３３Ａ、３３Ｂが互いに連通されるようになっている。オリフィス溝３４Ｂは、図示の例では、周方向に等間隔で４箇所に放射状に配置されている。

ガイドボア３３内のプランジャ３４の両側の室３３Ａ、３３Ｂ間を案内通路６１を介して連通する流路（可変オリフィス流路）の面積は、プランジャ３４の小径部３４Ａと弁体５８の当接部５８Ｂとの間の隙間Ｃに応じて変化し、弁体５８の小径部５８Ａと案内通路６１との間の隙間の流路面積をＥ、オリフィス溝３４Ｂの流路面積をＦとすると、図１１に示すように、最大で流路面積Ｅであり、隙間Ｃが小さくなるにしたがって小さくなり、最小で流路面積Ｆとなる。そして、この流路面積による減衰係数ｃ１と隙間Ｃとの関係は図１２に示すようになる。また、隙間Ｃの初期値は、調整ねじ４０によってプランジャスプリング３６のばね力を変化させることによって調整することができる。

圧力制御弁２８の弁体５８は、開弁開始時、すなわち、シート部５８Ｄがシート面４２Ａから離間し始める際には、隙間Ｃが大きいので、弁体５８の開弁方向の移動に対する油液による抵抗力が小さく、開弁し易くなっている。一方、開弁後、閉弁する際には、隙間Ｃが小さく、弁体５８の閉弁方向の移動に対する油液による抵抗力が大きく、閉弁しにくくなっている。

次に、圧力制御弁２８の振動系のモデルを図１０に示す。図１０において、Ｍ１はプランジャ３４の質量、Ｍ２は弁体５８の質量、ｋ１はプランジャスプリング３６の弾性係数、ｋ２はバルブスプリング５９の弾性係数、ｘ１はプランジャの変位、ｘ２は弁体５８の変位、ｃ１はプランジャ３４の変位に対する減衰係数、ｃ２は弁体５８の変位に対する減衰係数、Ｆは弁体５８に作用する外力をそれぞれ表している。減衰係数ｃ１は、図１２に示すように、隙間Ｃに応じて変化する。

プランジャ４３の変位ｘ１及び弁体５８の変位ｘ２に関する運動方程式は、次式（数式１、数式２）によって表すことができる。
Ｍ１・ｘ１´´＝−ｋ１・ｘ１−ｋ２・（ｘ１−ｘ２）−ｃ１・ｘ１´−ｃ２・（ｘ１´−ｘ２´） … （数式１）
Ｍ２・ｘ２´´＝ｋ２・（ｘ１−ｘ２）＋ｃ２・（ｘ１´−ｘ２´）＋Ｆ … （数式２）

そして、圧力制御弁２８の弁体５８は、車両のサスペンション装置のバネ下共振周波数よりも低い低周波入力に対しては、閉弁の遅れを生じることなく、変位量（振幅）が大きく、バネ下共振周波数付近の高周波入力に対しては、閉弁遅れを生じて、変位量（振幅）が小さくなり、開弁圧力（コイル３５への通電電流）にかかわらず、連続入力に対して開弁状態が維持されるようになっている。

以上のように構成した本実施形態の作用について次に説明する。
減衰力調整式油圧緩衝器１は、自動車等の車両のサスペンション装置に対して、シリンダ２側をバネ下側に連結し、ピストンロッド６側をバネ上側に連結し、また、コイル３５のリード線３５Ａをコントローラ（図示せず）に接続してサスペンション制御装置に装着される。

ピストンロッド６の伸び行程時には、シリンダ２内のピストン５の移動によって、ピストン５の逆止弁１２が閉じ、ディスクバルブ１４の開弁前には、シリンダ上室２Ａ側の油液が加圧されて、油路２２及び環状油路２１を通り、通路部材４５から減衰力発生機構２５の室４７へ流れる。そして、メインバルブ２７のディスクバルブ５１の開弁前においては、油液は、室４７から固定オリフィス５６、軸方向油路５５、通路ボア４１及びポート４２を通り、圧力制御弁２８の弁体５８を開弁させてガイドボア３３内の室３３Ａへ流れ、更に、油路６０及び室４８を通ってリザーバ４へ流れる。そして、室４７内の圧力がディスクバルブ５１の開弁圧力に達すると、ディスクバルブ５１が開弁して、油液が室４７から直接室４８へ流れる。

このとき、ピストン５が移動した分の油液がリザーバ４からベースバルブ１０の逆止弁１７を開いてシリンダ下室２Ｂへ流入する。なお、シリンダ上室２Ａの圧力がピストン５のディスクバルブ１４の開弁圧力に達すると、ディスクバルブ１４が開いて、シリンダ上室２Ａの圧力をシリンダ下室２Ｂへリリーフすることにより、シリンダ上室２Ａの過度の圧力の上昇を防止する。

ピストンロッド６の縮み行程時には、シリンダ２内のピストン５の移動によって、ピストン５の逆止弁１３が開き、ベースバルブ１０の油路１５の逆止弁１７が閉じて、ディスクバルブ１８の開弁前には、ピストン下室２Ｂの油液がシリンダ上室２Ａへ流入し、ピストンロッド６がシリンダ２内に侵入した分の油液がシリンダ上室２Ａから、上記伸び行程時と同様の経路を通ってリザーバ４へ流れる。なお、シリンダ下室２Ｂ内の圧力がベースバルブ１０のディスクバルブ１８の開弁圧力に達すると、ディスクバルブ１８が開いて、シリンダ下室２Ｂの圧力をリザーバ４へリリーフすることにより、シリンダ下室２Ｂの過度の圧力の上昇を防止する。

これにより、ピストンロッド６の伸縮行程時共に、メインバルブ２７の開弁前（ピストン速度低速域）においては、固定オリフィス５６及び圧力制御弁２８によって減衰力が発生し、メインバルブ２７の開弁後（ピストン速度高速域）においては、その開度に応じて減衰力が発生する。そして、コイル３５への通電電流によって圧力制御弁２８の開弁圧力を調整することにより、ピストン速度にかかわらず、減衰力を直接制御することができる。このとき、圧力制御弁２８の開弁圧力によって背圧室５３の内圧が調整されるので、メインバルブ２７の開弁圧力を同時に調整することができ、減衰力特性の調整範囲を広くすることができる。

ここで、圧力制御弁２８の弁体５８の移動に対する抵抗力は、隙間Ｃの流路面積の変化によって変化する。ポート４２の油液の圧力を受けて弁体５８が開弁する際、先ず弁体５８が後退して、プランジャ３４との隙間Ｃが小さくなり、弁体５８がプランジャ３４に当接すると（図５参照）、その後は、弁体５８とプランジャ３４とが一体となって後退する（図６参照）。このとき、弁体５８の開弁時には、隙間Ｃが大きく、弁体５８の開弁方向の移動に対する油液による抵抗力が小さいので、開弁し易く、また、開弁後、閉弁する際には、隙間Ｃが小さくなっており、弁体５８の閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きいので、閉弁しにくくなっている。また、図１０に示すモデル及び数式１、２によって表される振動系の特性により、弁体５８は、低周波入力に対しては閉弁遅れを生じることなく、変位量（振幅）が大きく、その開弁圧力（コイル３５への通電電流）に応じた減衰力を発生させるが、バネ下共振周波数付近の高周波入力に対しては、閉弁遅れを生じて、変位量（振幅）が小さくなり、連続入力に対して開弁状態が維持されるので、その開弁圧力（コイル３５への通電電流）にかかわらず、減衰力が低下することになる。

例えば、図１３（Ａ）に示すように、ピストンロッド６への入力周波数が１Ｈｚ（低周波）の場合（減衰力発生機構２５では、ピストンロッド６の伸縮に対して、油液は同じ流路を流通するので、圧力制御弁２８の弁体５８への入力周波数は２Ｈｚとなる。）、図１３（Ｂ）に示すように、弁体５８は、連続入力に対して追従することができ、閉弁時のシート面４２Ａからの浮上量Ｙ１は充分小さくなる。

これに対して、図１４（Ａ）に示すように、ピストンロッド６への入力周波数が２０Ｈｚ（高周波）の場合（減衰力発生機構２５では、ピストンロッド６の伸縮に対して油液は同じ流路を流通するので、圧力制御弁２８の弁体５８への入力周波数は４０Ｈｚとなる。）、図１４（Ｂ）に示すように、弁体５８は、閉弁遅れが生じて、連続入力に対して、閉弁時のシート面４２からの浮上量Ｙ２が大きくなり、開弁状態が維持されることになる。

これにより、入力周波数と弁体５８の閉弁時のシート面４２Ａからの浮上量との関係は、図１５に示すようになり、低周波入力に対しては、閉弁時の浮上量が小さく、コイル３５への通電電流に応じて所定の減衰力を発生させることができ、また、高周波入力に対しては、閉弁時の浮上量が大きく、連続入力に対して開弁状態が維持されるので、コイル３５への通電電流にかかわらず減衰力を充分低下させることができる。

その結果、路面入力によるサスペンション装置のバネ下の振動がバネ下共振周波数よりも低い通常状態では、コントローラからの制御電流によって圧力制御弁２８の開弁圧力を制御することによって、減衰力を制御することができる。路面からの入力周波数が上昇して、サスペンション装置のバネ下共振周波数付近に達すると、圧力制御弁２８の弁体５８は、連続入力に対して閉弁遅れを生じて開弁状態を維持することになり、これにより、減衰力が充分小さくなるので、バネ下の振動を吸収してバネ上（車体側）への伝達を遮断することができ、乗り心地を向上させることができる。このようにして、バネ下の共振に対して、コントローラから制御電流によらず、減衰力を小さくすることができ、適切な減衰力制御を行うことができる。

次に、上記実施形態の圧力制御弁２８の変形例について、図７乃至図９を参照して説明する。なお、上記実施形態に対して、同様の部分には同一の符号を付して、異なる部分についてのみ詳細に説明する。

図７乃至図９に示す変形例では、プランジャ３４の先端部には、小径部３４Ａの代りに円筒部６２が形成され、円筒部６２内に段付円柱状の弁体５８が摺動可能に嵌合されており、円筒部６２の底部と、弁体５８との間に板ばね状のバルブスプリング６３が介装されている。弁体５８には、軸方向に貫通する通路６４が設けられている。円筒部６２の底部には、径方向に延びるオリフィス溝６５が形成されており、オリフィス溝６５によって通路６４とプランジャ３４の案内通路６１とが常時連通されるようになっている。図示の例では、４つのオリフィス溝６５が等間隔で放射状に配置されている。バルブスプリング６３は、図８に示すように、弁体５８に当接する中央部６３Ａから円筒部６２の底部に当接する脚部６３Ｂが等間隔で４方に延ばされた略十字形に形成されており、図９に示すように、弁体５８が円筒部６２の底部側に移動した状態で、通路６４を閉鎖しないように配置されている。

このように構成したことにより、上記実施形態と同様の作用効果を奏することができる。また、弁体５８を円筒部６２内に嵌合し、バルブスプリング６３を板ばねとしたことにより、組付性を高めると共に、製造コストを低減することができる。

なお、上記実施形態及びその変形例では、一例として、コイル３５への制御電流に応じて圧力制御弁２８によっては背圧室５３の圧力を制御するものについて説明しているが、制御電流によらず、他の駆動手段によって圧力制御弁を制御するものにも同様に適用することができる。

また、上記実施形態及びその変形例では、減衰弁２７、圧力制御弁２８が一体化されたバルブユニット３０をシリンダ２の側部のケース２６内に配置して、環状油路２１とリザーバ４との間の油液の流れを制御して減衰力を発生させるようにしているが、バルブユニット３０をピストン５あるいはベースバルブ１０に配置して、適宜その油路の油液の流れを制御して減衰力を発生させるようにしてもよい。

更に、上記実施形態及びその変形例では、油液の流れを制御することによって減衰力を発生させる油圧緩衝器について説明しているが、本発明は、これに限らず、ガス等の他の流体の流れを制御して減衰力を発生させるものにも同様に適用することができる。

本発明の一実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力発生機構を拡大して示す縦断面図である。 本発明の一実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の縦断面図である。 図１の減衰力発生機構の圧力制御弁を拡大して示す縦断面図である 図３のＡ−Ａ線による縦断面図である。 図３の圧力制御弁において、弁体が後退してプランジャに当接した状態を示す縦断面図である。 図３の圧力制御弁において、弁体が後退してプランジャに当接し、更に、プランジャが後退した状態を示す縦断面図である。 図３の圧力制御弁の変形例を示す縦断面図である。 図７の圧力制御弁のバルブスプリングを示す平面図である。 図７の圧力制御弁において、弁体が後退した状態を示す縦断面図である。 図３の圧力制御弁のプランジャ及び弁体の振動系をモデル化した概略図である。 図３の圧力制御弁のプランジャと弁体との隙間Ｃとその流路面積との関係を示すグラフ図である。 図３の圧力制御弁のプランジャと弁体との隙間Ｃとその減衰係数との関係を示すグラフ図である。 図３の圧力制御弁の低周波入力に対する弁体の変位を示すグラフ図である。 図３の圧力制御弁の高周波入力に対する弁体の変位を示すグラフ図である。 図３の圧力制御弁において、入力周波数と弁体の閉弁時のシート面からの浮上量との関係を示す図である。

符号の説明

１ 減衰力調整式油圧緩衝器（減衰力調整式緩衝器）、２ シリンダ、５ ピストン、６ ピストンロッド、２８ 圧力制御弁、５８ 弁体

Claims (20)

1. 流体が封入されたシリンダと、該シリンダ内に摺動可能に嵌装されたピストンと、一端が前記ピストンに連結され他端が前記シリンダの外部へ延出されたピストンロッドと、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させ、開弁圧力を調整可能な圧力制御弁とを備えた減衰力調整式緩衝器において、
   前記圧力制御弁の弁体は、開弁方向の移動に対する抵抗力よりも閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きく、所定の高周波入力に対して閉弁遅れが生じるようになっていることを特徴とする減衰力調整式緩衝器。
2. 前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させるメインバルブと、該メインバルブに閉弁方向に内圧を作用させる背圧室とを備え、前記流体の流れの一部を前記背圧室に導入して前記背圧室の内圧によって前記メインバルブの開弁を制御し、前記背圧室の内圧を前記圧力制御弁によって調整することを特徴とする請求項１に記載の減衰力調整式緩衝器。
3. 前記圧力制御弁は、コイルへの通電電流によってプランジャの推力を調整することによって前記弁体の開弁圧を制御するソレノイド制御弁であることを特徴とする請求項１又は２に記載の減衰力調整式緩衝器。
4. 前記弁体と前記プランジャとの間の隙間を流通する流体の流れによって前記弁体に作用する抵抗力を発生させることを特徴とする請求項３に記載の減衰力調整式緩衝器。
5. 前記弁体は、該弁体と前記プランジャとの間に介装されたバルブスプリングを介して前記プランジャによって弁座に押圧されていることを特徴とする請求項３又は４に記載の流体圧緩衝器。
6. 前記弁体の開弁方向の移動によって前記隙間の流路面積が小さくなることにより、前記弁体に作用する抵抗力が増大することを特徴とする請求項４又は５に記載の流体圧緩衝器。
7. 前記所定の高周波入力の周波数は、当該減衰力調整式緩衝器が装着されるサスペンション装置のバネ下共振周波数であることを特徴とする請求項１乃至７のいずれかに記載の減衰力調整式緩衝器。
8. 流体が封入されたシリンダと、該シリンダ内に摺動可能に嵌装されたピストンと、一端が前記ピストンに連結され他端が前記シリンダの外部へ延出されたピストンロッドと、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させるメインバルブと、該メインバルブに閉弁方向に内圧を作用させて前記メインバルブの開弁を制御する背圧室と、前記メインバルブの上流側から前記背圧室側に流体を導入する固定オリフィスと、前記背圧室側から前記メインバルブの下流側への流体の流れを制御する圧力制御弁とを備え、該圧力制御弁によって前記背圧室の内圧を制御する減衰力調整式緩衝器において、
   前記圧力制御弁の弁体は、開弁方向の移動に対する抵抗力よりも閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きく、所定の高周波入力に対して閉弁遅れが生じるようになっていることを特徴とする緩衝器。
9. 前記圧力制御弁は、コイルへの通電電流によってプランジャの推力を調整することによって前記弁体の開弁圧を制御するソレノイド制御弁であることを特徴とする請求項８に記載の減衰力調整式緩衝器。
10. 前記弁体と前記プランジャとの間の隙間を流通する流体の流れによって前記弁体に作用する抵抗力を発生させることを特徴とする請求項９に記載の減衰力調整式緩衝器。
11. 前記弁体は、該弁体と前記プランジャとの間に介装されたバルブスプリングを介して前記プランジャによって弁座に押圧されていることを特徴とする請求項９又は１０に記載の流体圧緩衝器。
12. 前記弁体の開弁方向の移動によって前記隙間の流路面積が小さくなることにより、前記弁体に作用する抵抗力が増大することを特徴とする請求項１０又は１１に記載の流体圧緩衝器。
13. 前記所定の高周波入力の周波数は、当該減衰力調整式緩衝器が装着されるサスペンション装置のバネ下共振周波数であることを特徴とする請求項８乃至１２のいずれかに記載の減衰力調整式緩衝器。
14. 車両のサスペンション装置のバネ上バネ下間に減衰力調整式緩衝器が装着され、前記車両の走行状態に基づいて、コントローラによって前記減衰力調整式緩衝器の減衰力を調整するサスペンション制御装置において、
    前記減衰力調整式緩衝器は、流体が封入されたシリンダと、該シリンダ内に摺動可能に嵌装されたピストンと、一端が前記ピストンに連結され他端が前記シリンダの外部へ延出されたピストンロッドと、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させ、開弁圧力を前記コントローラからの制御信号に応じて調整可能な圧力制御弁とを備え、
    前記圧力制御弁の弁体は、開弁方向の移動に対する抵抗力よりも閉弁方向の移動に対する抵抗力が大きく、所定の高周波入力に対して閉弁遅れが生じるようになっていることを特徴とするサスペンション制御装置。
15. 前記減衰力調整式緩衝器は、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって生じる流体の流れを制御して減衰力を発生させるメインバルブと、該メインバルブに閉弁方向に内圧を作用させる背圧室とを備え、前記流体の流れの一部を前記背圧室に導入して前記背圧室の内圧によって前記メインバルブの開弁を制御し、前記背圧室の内圧を前記圧力制御弁によって調整することを特徴とする請求項１４に記載のサスペンション制御装置。
16. 前記圧力制御弁は、コイルへの通電電流によってプランジャの推力を調整することによって前記弁体の開弁圧を制御するソレノイド制御弁であることを特徴とする請求項１４又は１５に記載のサスペンション制御装置。
17. 前記圧力制御弁の弁体は、該弁体と前記プランジャとの間の隙間を流通する流体の流れによって前記弁体に作用する抵抗力を発生させることを特徴とする請求項１６に記載のサスペンション制御装置。
18. 前記圧力制御弁の弁体は、該弁体と前記プランジャとの間に介装されたバルブスプリングを介して前記プランジャによって弁座に押圧されていることを特徴とする請求項１７に記載のサスペンション制御装置。
19. 前記減衰力調整式緩衝器は、前記弁体の開弁方向の移動によって前記隙間の流路面積が小さくなることにより、前記弁体に作用する抵抗力が増大することを特徴とする請求項１７又は１８に記載のサスペンション制御装置。
20. 前記所定の高周波入力の周波数は、前記サスペンション装置のバネ下共振周波数であることを特徴とする請求項１４乃至１７のいずれかに記載のサスペンション制御装置。

Images