JP2011007322A

JP2011007322A - Damping force adjustment type shock absorber

Info

Publication number: JP2011007322A
Application number: JP2010077886A
Authority: JP
Inventors: Takashi Nezu; 隆根津; Yutaka Murakami; 裕村上; Hirosuke Ohara; 宏亮大原; Yohei Katayama; 洋平片山
Original assignee: Hitachi Automotive Systems Ltd
Current assignee: Hitachi Astemo Ltd
Priority date: 2009-05-29
Filing date: 2010-03-30
Publication date: 2011-01-13

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To adjust a damping force to a soft side when a low current is passed through a solenoid valve, and generate a fixed damping force when a current is not passed therethrough, and moreover, to suppress incorrect operation in a damping force adjustment type shock absorber.SOLUTION: The flow of an oil liquid in a subpassage 33 that occurs by sliding of a piston in a cylinder is controlled by adjusting the opening pressure of a valve element 35 in accordance with a current passed through a coil 36, thereby generating the damping force. Since the opening pressure is adjusted by urging the valve element 35 to a valve opening direction by a return spring 58 and applying the thrust of an armature 37 to a valve closing direction, the damping force under the low current comes to the soft side. When the current is not passed, a passage 42 is closed by the valve element 35 by the spring force of the return spring 58, thereby generating the fixed damping force larger than that on the soft side. When the passage 42 is closed by the valve element 35, a damping plate 59 is inserted in a small-diameter part 60A of a guide bore 60 and the damping force acts on the movement of the valve element 35, therefore, the incorrect operation that the passage 42 is unnecessarily closed by the valve element 35 can be prevented.

Description

本発明は、自動車等の車両の懸架装置に装着される減衰力調整式緩衝器に関するものである。 The present invention relates to a damping force adjusting type shock absorber mounted on a suspension device of a vehicle such as an automobile.

自動車等の車両の懸架装置に装着される油圧緩衝器には、路面状況、走行状況等に応じて乗り心地や操縦安定性を向上させるために減衰力を適宜調整できるようにした減衰力調整式油圧緩衝器がある。 The hydraulic shock absorber mounted on the suspension system of a vehicle such as an automobile has a damping force adjustment type that allows the damping force to be adjusted appropriately in order to improve ride comfort and handling stability according to road surface conditions, driving conditions, etc. There is a hydraulic shock absorber.

減衰力調整式油圧緩衝器は、一般的に、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、シリンダ内のピストンの摺動によって油液が流通する油路に、減衰力調整機構を設けた構成となっている。減衰力調整機構は、オリフィスおよびディスクバルブ等によって油液の流動を制御して減衰力を発生させ、さらに、スプール、シャッタ等の弁手段によって油液の流路面積を変化させることによって減衰力を調整する。 A damping force adjusting hydraulic shock absorber generally has a piston in which a piston rod is connected in a cylinder filled with oil so as to be slidable, and the oil is circulated by sliding of the piston in the cylinder. The oil passage is provided with a damping force adjusting mechanism. The damping force adjustment mechanism generates a damping force by controlling the flow of the oil liquid using an orifice and a disk valve, and further changes the flow area of the oil liquid using a valve means such as a spool or a shutter. adjust.

減衰力調整式油圧緩衝器には、減衰力調整機構のスプール、シャッタ等の弁手段の弁体を比例ソレノイド等のアクチュエータによって駆動して減衰力を調整するようにしたものがある。これにより、減衰力調整機構を遠隔操作することができるので、車両走行中においても減衰力を調整することが可能となる。 Some damping force adjustment type hydraulic shock absorbers adjust the damping force by driving a valve body of a valve means such as a spool or shutter of a damping force adjusting mechanism by an actuator such as a proportional solenoid. As a result, the damping force adjusting mechanism can be remotely operated, so that the damping force can be adjusted even while the vehicle is running.

この種のソレノイドアクチュエータを備えた減衰力調整式油圧緩衝器は、車両の懸架装置に搭載される場合、減衰力調整機構の弁体をバネ手段によって閉弁方向（減衰力ハード側）に付勢し、コイルへの通電によってばね手段のバネ力に抗して弁体を開弁方向（減衰力ソフト側）へ付勢することにより、減衰力を調整するようにしている。これにより、減衰力は、コイルへの通電電流が０のとき最大となり、通電電流の増大に伴って小さくなる。その結果、断線等のフェイルの発生によってコイルへの通電が不能になった場合、減衰力がハード側に固定されることになり、車両操縦安定性を確保することができる。 When mounted on a vehicle suspension system, a damping force adjusting hydraulic shock absorber equipped with this type of solenoid actuator urges the valve body of the damping force adjusting mechanism in the valve closing direction (damping force hard side) by a spring means. Then, the damping force is adjusted by energizing the coil to urge the valve body in the valve opening direction (damping force soft side) against the spring force of the spring means. Thereby, the damping force becomes maximum when the energization current to the coil is 0, and becomes smaller as the energization current increases. As a result, when the coil cannot be energized due to the occurrence of a failure such as disconnection, the damping force is fixed to the hard side, and vehicle handling stability can be ensured.

しかしながら、上述のコイルへの非通電時の減衰力をハード側とした減衰力調整式油圧緩衝器では、次のような問題がある。減衰力をソフト側に調整するためには、コイルに通電する必要があるが、車両の懸架装置に搭載された減衰力調整式油圧緩衝器では、一般的に、減衰力がハード側に調整される頻度は少なく、殆どの状況においてソフト側に調整されるため、消費電力が大きくなってしまう。 However, the damping force adjusting hydraulic shock absorber in which the damping force when the coil is not energized has a hard side has the following problems. In order to adjust the damping force to the soft side, it is necessary to energize the coil. However, in the damping force adjustment type hydraulic shock absorber mounted on the vehicle suspension system, the damping force is generally adjusted to the hard side. In most situations, the frequency is adjusted to the soft side, resulting in an increase in power consumption.

そこで、例えば特許文献１に記載された減衰力調整式油圧緩衝器では、減衰力調整機構の弁体を駆動するソレノイドアクチュエータのプランジャに２つのバネのバネ力を作用させると共に、コイルへの通電によってプランジャとは反対方向の推力を発生する可動部材によって一方のバネのバネ力を調整するようにしている。これにより、コイルへの通電電流の増大によって減衰力をソフト側からハード側へ調整する特性として、消費電力を低減しつつ、非通電時（フェイル時）には、ソフト側よりも大きい一定の減衰力を確保することができる。 Therefore, for example, in the damping force adjustment type hydraulic shock absorber described in Patent Document 1, the spring force of the two springs is applied to the plunger of the solenoid actuator that drives the valve body of the damping force adjustment mechanism, and the coil is energized. The spring force of one of the springs is adjusted by a movable member that generates thrust in the direction opposite to the plunger. This is a characteristic that adjusts the damping force from the soft side to the hard side by increasing the energizing current to the coil, while reducing power consumption and constant attenuation larger than the soft side when not energizing (fail) Power can be secured.

特開２００８−１３８７５７号公報JP 2008-138757 A

しかしながら、特許文献１に記載されたものでは、プランジャを付勢する２つのバネ及びコイルへの通電によりプランジャとは反対方向の推力を発生させる可動部材が設けられているため、構造がやや複雑であり、また、確実に所期の作動を行なうためには、これらの作動特性の綿密な調整が必要となる。 However, in the one described in Patent Document 1, the structure is somewhat complicated because the two springs that urge the plunger and the movable member that generates thrust in the opposite direction to the plunger by energizing the coil are provided. In addition, in order to reliably perform the intended operation, it is necessary to finely adjust these operation characteristics.

本発明は、簡単な構造で、コイルへの低電流の通電時の減衰力をソフト側にすると共に、非通電時には、ソフト側よりも大きな一定の減衰力を得ることができ、かつ、誤作動を抑制するようにした減衰力調整式緩衝器を提供することを目的とする。 The present invention has a simple structure, the damping force when the coil is energized with a low current is set to the soft side, and when the current is not energized, a constant damping force larger than the soft side can be obtained, and the malfunction is caused. An object of the present invention is to provide a damping force adjusting type shock absorber that suppresses the above-mentioned.

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通路に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、
前記圧力制御弁は、弁体をバネ手段によって開弁方向に付勢し、コイルへの通電によってアーマチャの推力を前記弁体の閉弁方向に作用させて開弁圧力を調整するソレノイドバルブであり、非通電時には、前記弁体が前記バネ手段のバネ力によって開弁方向にあって前記弁体の下流側への流路を閉じる閉止位置に移動する減衰力調整式緩衝器であって、
前記弁体が前記開弁方向に移動するとき、所定位置を越えたところから、該弁体の移動に対して減衰力を作用させる減衰手段を設けることを特徴とする。 In order to solve the above-mentioned problems, the present invention provides a cylinder in which a fluid is sealed, a piston slidably fitted in the cylinder, one end connected to the piston, and the other end outside the cylinder. And a pressure control valve capable of adjusting a valve opening pressure by generating a damping force by controlling a flow of a fluid generated in a passage by sliding of the piston in the cylinder,
The pressure control valve is a solenoid valve that urges the valve body in a valve opening direction by a spring means, and adjusts the valve opening pressure by applying the thrust of the armature in the valve closing direction by energizing the coil. A damping force adjusting type shock absorber that moves to a closed position that closes the flow path downstream of the valve body in the valve opening direction by the spring force of the spring means when the current is not energized,
When the valve body moves in the valve opening direction, there is provided damping means for applying a damping force to the movement of the valve body from a position beyond a predetermined position.

本発明に係る減衰力調整式緩衝器によれば、簡単な構造で、コイルへの低電流の通電時の減衰力をソフト側にするとともに、非通電時には、ソフト側よりも大きな一定の減衰力を得ることができ、かつ、誤作動を抑制することができる。 According to the damping force adjusting shock absorber according to the present invention, the damping force when a low current is supplied to the coil is set to the soft side with a simple structure, and when the current is not supplied, the constant damping force is larger than the soft side. And malfunction can be suppressed.

本発明の第１実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力調整機構の要部を拡大して示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which expands and shows the principal part of the damping force adjustment mechanism of the damping force adjustment type hydraulic shock absorber according to the first embodiment of the present invention. 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。1 is a longitudinal sectional view of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to an embodiment of the present invention. 本発明の第２実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力調整機構の要部を拡大して示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which expands and shows the principal part of the damping force adjustment mechanism of the damping force adjustment type hydraulic buffer which concerns on 2nd Embodiment of this invention. 本発明の第３実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力調整機構の要部を拡大して示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which expands and shows the principal part of the damping force adjustment mechanism of the damping force adjustment type hydraulic buffer which concerns on 3rd Embodiment of this invention. 図４に示す減衰力調整機構の要部である減衰手段を拡大して示す図である。It is a figure which expands and shows the damping means which is the principal part of the damping force adjustment mechanism shown in FIG. 図５に示す減衰手段の抵抗部材と作動ロッドとが当接した状態を示す図である。It is a figure which shows the state which the resistance member and actuating rod of the attenuation | damping means shown in FIG. 5 contact | abutted. （ａ）は、作動ロッドと抵抗部材との間に隙間がある場合の作動ロッドの弁体背圧室に対する受圧面積を説明するための図であり、（ｂ）は、弁体背圧室に対する抵抗部材の受圧面積を説明するための図である。(A) is a figure for demonstrating the pressure receiving area with respect to the valve body back pressure chamber of an operating rod when there exists a clearance gap between an operating rod and a resistance member, (b) is with respect to a valve body back pressure chamber. It is a figure for demonstrating the pressure receiving area of a resistance member. 図５に示す減衰手段の抵抗部材がコアの底部側に移動した状態を示す図である。It is a figure which shows the state which the resistance member of the attenuation | damping means shown in FIG. 5 moved to the bottom part side of the core.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
本発明の第１実施形態について、図１及び図２を参照して説明する。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（減衰力調整式緩衝器）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。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 and 2. As shown in FIG. 2, the damping force adjustment type hydraulic shock absorber 1 (damping force adjustment type shock absorber) according to the present embodiment has a double cylinder structure in which an outer cylinder 3 is provided outside the cylinder 2. A reservoir 4 is formed between the cylinder 2 and the outer cylinder 3. A piston 5 is slidably fitted in the cylinder 2, and the inside of the cylinder 2 is defined by the piston 5 as two chambers, a cylinder upper chamber 2A and a cylinder lower chamber 2B. One end of a piston rod 6 is connected to the piston 5 by a nut 7, and the other end side of the piston rod 6 passes through the cylinder upper chamber 2 A and is a rod guide attached to the upper ends of the cylinder 2 and the outer cylinder 3. 8 and an oil seal 9 are extended to the outside of the cylinder 2. A base valve 10 that partitions the cylinder lower chamber 2 B and the reservoir 4 is provided at the lower end of the cylinder 2.

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。 The piston 5 is provided with oil passages 11 and 12 for communicating between the cylinder upper and lower chambers 2A and 2B. The oil passage 11 is provided with a check valve 13 that allows only fluid to flow from the cylinder lower chamber 2B side to the cylinder upper chamber 2A side, and the oil passage 12 has a cylinder upper chamber 2A side. A disk valve 14 is provided that opens when the pressure of the oil liquid reaches a predetermined pressure and relieves it to the cylinder lower chamber 2B side.

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。 The base valve 10 is provided with oil passages 15 and 16 that allow the cylinder lower chamber 2 B and the reservoir 4 to communicate with each other. The oil passage 15 is provided with a check valve 17 that allows only fluid to flow from the reservoir 4 side to the cylinder lower chamber 2B side, and the oil passage 16 has oil in the cylinder lower chamber 2B side. A disk valve 18 is provided that opens when the liquid pressure reaches a predetermined pressure and relieves it to the reservoir 4 side. An oil liquid is sealed in the cylinder 2, and an oil liquid and a gas are sealed in the reservoir 4.

シリンダ２には、上下両端部にシール部材１９を介してセパレータチューブ２０が外嵌されており、シリンダ２とセパレータチューブ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。セパレータチューブ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の側壁の開口２４に減衰力発生機構２５が取付けられている。 A separator tube 20 is externally fitted to the cylinder 2 via seal members 19 at both upper and lower ends, and an annular oil passage 21 is formed between the cylinder 2 and the separator tube 20. The annular oil passage 21 is communicated with the cylinder upper chamber 2 A by an oil passage 22 provided on a side wall near the upper end portion of the cylinder 2. A small-diameter opening 23 is provided on the side wall of the separator tube 20, and a large-diameter opening 24 is provided substantially concentrically with the opening 23 on the side wall of the outer cylinder 3. A damping force generating mechanism 25 is attached to 24.

減衰力発生機構２５は、開口２４に取付けられた円筒状のケース２６内に、パイロット型（背圧型）のメインバルブ２７及びメインバルブ２７の開弁圧力を制御する圧力制御弁であるソレノイドバルブ２８が挿入されてナット２９によって固定されている。メインバルブ２７及びソレノイドバルブ２８は、開口２３に接続され、この開口２３からリザーバ４への油液の流れを制御して減衰力を発生させるものである。 The damping force generation mechanism 25 is a pilot type (back pressure type) main valve 27 in a cylindrical case 26 attached to the opening 24 and a solenoid valve 28 which is a pressure control valve for controlling the valve opening pressure of the main valve 27. Is inserted and fixed by a nut 29. The main valve 27 and the solenoid valve 28 are connected to the opening 23, and control the flow of oil from the opening 23 to the reservoir 4 to generate a damping force.

メインバルブ２７は、開口２３側の油液の圧力を受けて撓んで開弁して、リザーバ４側へ流通させるディスクバルブ３０と、ディスクバルブ３０の背面側に形成されて、その内圧をディスクバルブ３０の閉弁方向に作用させる背圧室３１とを備えている。また、開口２３には、固定オリフィス３２を介して副通路３３が接続され、副通路３３は、ソレノイドバルブ２８に接続され、また、側壁の通路３３Ａを介して背圧室３１に連通している。 The main valve 27 is formed on the back side of the disk valve 30 and the disk valve 30 which is bent by receiving the pressure of the oil liquid on the opening 23 side and circulates to the reservoir 4 side. 30 is provided with a back pressure chamber 31 that acts in the valve closing direction. Further, a sub passage 33 is connected to the opening 23 via a fixed orifice 32. The sub passage 33 is connected to a solenoid valve 28 and communicates with the back pressure chamber 31 via a passage 33A on the side wall. .

次に、本実施形態の要部であるソレノイドバルブ２８について、図１を参照して説明する。図１に示すように、ソレノイドバルブ２８は、略円筒状のソレノイドケース３４内に、弁体３５、コイル３６及びアーマチャ３７を収容し、このソレノイドケース３４をナット２９によってケース２６に固定している（図２参照）。ソレノイドケース３４は、案内ボア３８が形成され、案内ボア３８の一端側に、段付円筒状のコア部材３９の小径部が嵌合されている。案内ボア３８の他端側には、アーマチャ３７の前端部が挿入されている。ソレノイドケース３４の一端側には、副通路３３が開口する底部を有する円筒状のバルブ部材４０が挿入され、バルブ部材４０の端部がコア部材３９に当接して、コア部材３９を固定している。バルブ部材４０内には、弁体３５を収容する弁室４１が形成されている。弁室４１は、コア部材３９の内部、コア部材３９の大径部の側壁に設けられた通路４２及びバルブ部材４０とソレノイドケース３４との間に形成された通路４３を介してケース２６内、すなわち、リザーバ４に連通している。 Next, the solenoid valve 28 which is a main part of the present embodiment will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 1, the solenoid valve 28 houses a valve body 35, a coil 36, and an armature 37 in a substantially cylindrical solenoid case 34, and the solenoid case 34 is fixed to the case 26 by a nut 29. (See FIG. 2). The solenoid case 34 is formed with a guide bore 38, and a small diameter portion of a stepped cylindrical core member 39 is fitted to one end side of the guide bore 38. The front end portion of the armature 37 is inserted into the other end side of the guide bore 38. A cylindrical valve member 40 having a bottom that opens the sub passage 33 is inserted into one end side of the solenoid case 34, and the end of the valve member 40 abuts against the core member 39 to fix the core member 39. Yes. A valve chamber 41 that accommodates the valve body 35 is formed in the valve member 40. The valve chamber 41 is disposed inside the case 26 via the passage 42 formed between the inside of the core member 39, the passage 42 provided in the side wall of the large diameter portion of the core member 39, and the valve member 40 and the solenoid case 34. That is, it communicates with the reservoir 4.

弁体３５は、大径部及び小径部を有する凸形状に形成され、アーマチャ３７に連結された中空の作動ロッド４４の先端部が摺動可能かつ液密的に挿入、貫通されている。弁体３５の小径部の先端部には、バルブ部材４０の底部の副通路３３の開口の周囲のシート面４５に離着座する環状のシート部４６が突出されている。そして、シート部４６をシート面４５に離着座させて副通路３３と弁室４１との間を開閉し、その開弁圧力によって副通路３３の圧力を制御する。作動ロッド４４は、コア部材３９の小径部内に固定されたガイド部材４７によって、軸方向に摺動可能に案内されている。 The valve body 35 is formed in a convex shape having a large diameter portion and a small diameter portion, and a distal end portion of a hollow operation rod 44 connected to the armature 37 is slidably and liquid-tightly inserted and penetrated. An annular seat portion 46 that protrudes from and seats on the seat surface 45 around the opening of the sub-passage 33 at the bottom of the valve member 40 protrudes from the tip of the small diameter portion of the valve body 35. Then, the seat portion 46 is separated from and seated on the seat surface 45 to open and close the sub passage 33 and the valve chamber 41, and the pressure of the sub passage 33 is controlled by the valve opening pressure. The operating rod 44 is guided to be slidable in the axial direction by a guide member 47 fixed in the small diameter portion of the core member 39.

弁体３５の大径部の端面外周縁部には、環状の当接部４８が突出している。作動ロッド４４の先端側には、止輪４９が固定され、止輪４９と弁体３５の当接部４８との間に、円板状の弁バネ５０（板バネ）及びシート部材５１が設けられている。弁バネ５０は、弁体３５を作動ロッド４４に弾性的に支持している。また、シート部材５１は、外周縁部にオリフィス５１Ａ（切欠）が形成されており、弁体３５が後退して、その開弁方向にある閉止位置に達したとき、コア部材３９に当接し、弁室４１とコア部材３９の内部、すなわち、通路４２との間を閉止すると共に、これらの間をオリフィス５１Ａを介して連通させる。 An annular contact portion 48 protrudes from the outer peripheral edge portion of the large diameter portion of the valve body 35. A retaining ring 49 is fixed to the distal end side of the operating rod 44, and a disc-shaped valve spring 50 (plate spring) and a seat member 51 are provided between the retaining ring 49 and the contact portion 48 of the valve body 35. It has been. The valve spring 50 elastically supports the valve body 35 on the operating rod 44. Further, the seat member 51 has an orifice 51A (notch) formed in the outer peripheral edge portion, and when the valve body 35 moves backward and reaches a closing position in the valve opening direction, the seat member 51 comes into contact with the core member 39, The interior of the valve chamber 41 and the core member 39, that is, the passage 42 is closed, and the passage is communicated via the orifice 51A.

ソレノイドケース３４内のコイル３６の後端側に、有底円筒状のコア５２が嵌合され、ソレノイドケース３４の後端部に環状のリテーナ５３が嵌合され、これらが、ソレノイドケース３４の後端縁部を内側にかしめることによってコイル３６と共に固定されている。コア５２には、アーマチャ３７の後端部が挿入されている。作動ロッド４４は、アーマチャ３７を貫通して、コア５２内の底部に形成された弁体背圧室５４内まで延ばされている。弁体背圧室５４には、ガイド部材５５が設けられて、作動ロッド４４を摺動可能に案内している。そして、中空の作動ロッド４４内に形成された連通路４４Ａによって副通路３３と弁体背圧室５４とが常時連通されている。アーマチャ３７には、その両端側に形成された室を互いに連通させる流路である絞り通路５６が設けられており、その移動に適度な減衰力を作用させるようになっている。コイル３６には、導線５７が接続されて外部へ延ばされている。 A bottomed cylindrical core 52 is fitted to the rear end side of the coil 36 in the solenoid case 34, and an annular retainer 53 is fitted to the rear end portion of the solenoid case 34. It is fixed together with the coil 36 by caulking the end edge inward. The rear end portion of the armature 37 is inserted into the core 52. The operating rod 44 extends through the armature 37 and into the valve body back pressure chamber 54 formed at the bottom of the core 52. A guide member 55 is provided in the valve body back pressure chamber 54 to guide the operating rod 44 so as to be slidable. The sub passage 33 and the valve body back pressure chamber 54 are always in communication with each other by a communication passage 44A formed in the hollow operation rod 44. The armature 37 is provided with a throttle passage 56 which is a flow path for communicating the chambers formed at both ends thereof, and an appropriate damping force is applied to the movement. A conductive wire 57 is connected to the coil 36 and extends to the outside.

弁体３５の大径部とバルブ部材４０の底部との間に圧縮コイルばねであるバネ手段としての戻しバネ５８が介装されている。弁体３５は、戻しバネ５８のバネ力によって、その開弁方向であるコア部材３９側に常時付勢されており、コイル３６の非通電状態では、閉止位置まで後退してシート部材５１がコア部材３９に当接するようになっている。そして、コイル３６への通電により、アーマチャ３７に推力を発生させ、弁体３５を戻しバネ５８のバネ力に抗して前進させてシート面４５に押圧し、通電電流に応じて弁体３５の開弁圧力を調整する。なお、弁バネ５０のバネ剛性は、戻しバネ５８のバネ剛性よりも大きく、また、弁体３５の質量は、アーマチャ３７に比して充分小さくなっている。 A return spring 58 as a spring means, which is a compression coil spring, is interposed between the large diameter portion of the valve body 35 and the bottom portion of the valve member 40. The valve body 35 is always urged toward the core member 39 in the valve opening direction by the spring force of the return spring 58. When the coil 36 is not energized, the valve body 35 is retracted to the closed position and the seat member 51 is moved to the core. It abuts on the member 39. The coil 36 is energized to generate a thrust in the armature 37, advance the valve body 35 against the spring force of the return spring 58 and press it against the seat surface 45, and the valve body 35 Adjust the valve opening pressure. The spring stiffness of the valve spring 50 is greater than the spring stiffness of the return spring 58, and the mass of the valve body 35 is sufficiently smaller than that of the armature 37.

アーマチャ３７の後端部には、減衰手段を構成するアーマチャ３７と同径の円板状のダンピングプレート５９が取付けられている。ダンピングプレート５９は、一端部に小径の突出部５９Ａが形成されており、作動ロッド４４を貫通させて突出部５９Ａをアーマチャ３７に当接させて固定されている。これにより、絞り通路５６の開口を有するアーマチャ３７の端部との間に隙間を形成して、絞り通路５６の流路を確保している。コア５２のアーマチャ３７を案内する案内ボア６０は、アーマチャ３７及びダンピングプレート５９よりもやや大径で、これらとの間に隙間が形成されている。また、案内ボア６０は、底部付近で徐々に縮径されて、底部にダンピングプレート５９との隙間が小さいダンピング手段を構成する小径部６０Ａが形成されている。そして、弁体３５が副通路３３を開閉して、その圧力を制御する位置にあるとき、ダンピングプレート５９が案内ボア６０の開口側にあって案内ボア６０との間に隙間を形成し、弁体３５がコア部材３９の付近まで後退したとき、ダンピングプレート５９が小径部６０Ａに挿入されて、その隙間が小さくなるようになっている。 A disc-shaped damping plate 59 having the same diameter as that of the armature 37 constituting the damping means is attached to the rear end portion of the armature 37. The damping plate 59 has a small-diameter protruding portion 59A formed at one end, and is fixed by penetrating the operating rod 44 and bringing the protruding portion 59A into contact with the armature 37. As a result, a gap is formed between the end of the armature 37 having the opening of the throttle passage 56 and the flow path of the throttle passage 56 is secured. The guide bore 60 for guiding the armature 37 of the core 52 is slightly larger in diameter than the armature 37 and the damping plate 59, and a gap is formed between them. Further, the guide bore 60 is gradually reduced in diameter in the vicinity of the bottom portion, and a small diameter portion 60A constituting a damping means having a small gap with the damping plate 59 is formed at the bottom portion. When the valve body 35 is in a position to open and close the sub-passage 33 and control its pressure, the damping plate 59 is on the opening side of the guide bore 60 and forms a gap between the guide bore 60 and the valve When the body 35 retreats to the vicinity of the core member 39, the damping plate 59 is inserted into the small diameter portion 60A so that the gap is reduced.

コイル３６の磁界の磁路の一部を構成するアーマチャ３７及びコア５２が強磁性体であるのに対して、ダンピングプレート５９は、非磁性体であり、ステンレス鋼等で製造するとよい。また、図示の実施形態では、アーマチャ３７及びダンピングプレート５９は、ステーキング加工により塑性流動させて作動ロッド４４に固定されている。 Whereas the armature 37 and the core 52 that constitute a part of the magnetic path of the magnetic field of the coil 36 are made of a ferromagnetic material, the damping plate 59 is a non-magnetic material and may be made of stainless steel or the like. In the illustrated embodiment, the armature 37 and the damping plate 59 are fixed to the operating rod 44 by plastic flow by staking.

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。
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１３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、セパレータチューブ２０の開口２３から減衰力発生機構２５へ流れる。減衰力発生機構２５では、メインバルブ２７のディスクバルブ３０の開弁前においては、油液は、固定オリフィス３２、副通路３３及びソレノイドバルブ２８を通ってリザーバ４へ流れる。そして、開口２３の油液の圧力がディスクバルブ３０の開弁圧力に達すると、ディスクバルブ３０が開弁して、油液は開口２３からリザーバ４へ流れる。 Next, the operation of the present embodiment configured as described above will be described.
During the extension stroke of the piston rod 6, the check valve 13 of the piston 5 is closed by the movement of the piston 5 in the cylinder 2, and the oil liquid on the cylinder upper chamber 2 A side is pressurized before the disk valve 14 is opened. Then, it passes through the oil passage 22 and the annular oil passage 21 and flows from the opening 23 of the separator tube 20 to the damping force generation mechanism 25. In the damping force generation mechanism 25, the oil liquid flows to the reservoir 4 through the fixed orifice 32, the auxiliary passage 33 and the solenoid valve 28 before the disk valve 30 of the main valve 27 is opened. When the pressure of the oil liquid in the opening 23 reaches the valve opening pressure of the disk valve 30, the disk valve 30 opens and the oil liquid flows from the opening 23 to the reservoir 4.

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。 At this time, the oil corresponding to the movement of the piston 5 opens the check valve 17 of the base valve 10 from the reservoir 4 and flows into the cylinder lower chamber 2B. When the pressure in the cylinder upper chamber 2A reaches the valve opening pressure of the disk valve 14 of the piston 5, the disk valve 14 is opened, and the pressure in the cylinder upper chamber 2A is relieved to the cylinder lower chamber 2B. Prevent excessive pressure rise of 2A.

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、シリンダ下室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。 During the contraction stroke of the piston rod 6, the check valve 13 of the piston 5 is opened by the movement of the piston 5 in the cylinder 2, the check valve 17 of the oil passage 15 of the base valve 10 is closed, and the disc valve 18 is opened. Before, the fluid in the cylinder lower chamber 2B flows into the cylinder upper chamber 2A, and the amount of fluid that the piston rod 6 has entered into the cylinder 2 passes from the cylinder upper chamber 2A through the same path as in the extension stroke. Flows through to the reservoir 4. When the pressure in the cylinder lower chamber 2B reaches the valve opening pressure of the disk valve 18 of the base valve 10, the disk valve 18 is opened, and the pressure in the cylinder lower chamber 2B is relieved to the reservoir 4, thereby Prevent excessive pressure rise of 2B.

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３２及びソレノイドバルブ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３６への通電電流によってソレノイドバルブ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、ソレノイドバルブ２８の開弁圧力によって背圧室３１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、これにより、減衰力特性の調整範囲を広くすることができる。 Thus, during the expansion / contraction stroke of the piston rod 6, before the main valve 27 is opened (piston speed low speed region), a damping force is generated by the fixed orifice 32 and the solenoid valve 28, and after the main valve 27 is opened ( In the high speed region of the piston speed, a damping force is generated according to the opening. The damping force can be directly controlled regardless of the piston speed by adjusting the valve opening pressure of the solenoid valve 28 by the energization current to the coil 36. At this time, since the internal pressure of the back pressure chamber 31 is adjusted by the valve opening pressure of the solenoid valve 28, the valve opening pressure of the main valve 27 can be adjusted simultaneously, thereby widening the adjustment range of the damping force characteristic. be able to.

ソレノイドバルブ２８では、弁バネ５０のバネ剛性が戻しバネ５８のバネ剛性よりも高く設定され、また、弁体３５の質量がアーマチャ３７の質量よりも充分小さく、弁体３５の固有振動数が充分高く設定されているので、アーマチャ３７の慣性による応答遅れが生じにくく、オーバーシュートを防止して適切な減衰力制御を行なうことができる。そして、副通路３３の圧力が急激に上昇した場合には、弁バネ５０が撓んで軽量の弁体３５のみが後退して、開弁した後、アーマチャ３７が追従して後退するので、弁体３５の開弁遅れによって背圧室３１の圧力が過度に上昇することがなく、安定した減衰力制御を行なうことができる。また、弁体３５の固有振動数が充分高く設定されているので、自励振動による異音の発生及び減衰力が不安定になるのを防止することができる。 In the solenoid valve 28, the spring stiffness of the valve spring 50 is set higher than the spring stiffness of the return spring 58, the mass of the valve body 35 is sufficiently smaller than the mass of the armature 37, and the natural frequency of the valve body 35 is sufficient. Since it is set high, a response delay due to the inertia of the armature 37 is unlikely to occur, and overdamping can be prevented and appropriate damping force control can be performed. When the pressure in the sub-passage 33 suddenly increases, the valve spring 50 is bent and only the lightweight valve body 35 is retracted and opened, and then the armature 37 follows and retracts. Due to the valve opening delay of 35, the pressure in the back pressure chamber 31 does not rise excessively, and stable damping force control can be performed. Further, since the natural frequency of the valve body 35 is set sufficiently high, it is possible to prevent the generation of abnormal noise due to self-excited vibration and the instability of the damping force.

弁体３５の閉弁時、すなわち、弁体３５のシート部４６がシート面４５に着座した状態において、弁体背圧室５４は、作動ロッド４４の連通路４４Ａを介して副通路３３に連通するので、副通路３３に対する弁体３５の受圧面積は、シート部４６の内側の面積から作動ロッド４４の断面積を差引いた面積となる。これにより、弁体３５は、シート部４６の径だけでなく、作動ロッド４４の径によって副通路３３に対する受圧面積を調整することができるので、弁体３５の開弁特性の設定の自由度、延いては減衰力発生機構２５の減衰力特性の設定の自由度を高めることができる。 When the valve body 35 is closed, that is, when the seat portion 46 of the valve body 35 is seated on the seat surface 45, the valve body back pressure chamber 54 communicates with the auxiliary passage 33 via the communication passage 44 A of the operating rod 44. Therefore, the pressure receiving area of the valve body 35 with respect to the sub passage 33 is an area obtained by subtracting the cross-sectional area of the operating rod 44 from the area inside the seat portion 46. Thereby, since the valve body 35 can adjust the pressure receiving area with respect to the sub channel | path 33 not only with the diameter of the seat part 46 but with the diameter of the action | operation rod 44, the freedom degree of the setting of the valve opening characteristic of the valve body 35, As a result, the degree of freedom in setting the damping force characteristic of the damping force generation mechanism 25 can be increased.

コイル３６の断線等のフェイルの発生により、アーマチャ３７の推力が失われた場合には、戻しバネ５８のバネ力によって弁体３５が閉止位置まで後退して、シート部材５１がコア部材３９に当接して弁室４１と通路４２との間の流路を閉じ、これらの間がシート部材５１のオリフィス５１Ａによって連通される。そして、オリフィス５１Ａの流路面積に応じて減衰力が発生し、これにより、背圧室３１の圧力すなわちディスクバルブ３０の開弁圧力が調整されるので、フェイル時においても適度な減衰力を発生させることができる。 When the thrust of the armature 37 is lost due to the occurrence of a failure such as a broken wire of the coil 36, the valve body 35 is retracted to the closed position by the spring force of the return spring 58, and the seat member 51 contacts the core member 39. The flow path between the valve chamber 41 and the passage 42 is closed in contact with each other, and the space therebetween is communicated by the orifice 51 A of the seat member 51. Then, a damping force is generated according to the flow path area of the orifice 51A, whereby the pressure in the back pressure chamber 31, that is, the valve opening pressure of the disk valve 30 is adjusted, so that an appropriate damping force is generated even during a failure. Can be made.

このように、コイル３６への低電流の通電により、一般的に使用頻度の高いソフト側の減衰力が得られるので、消費電力を低減することができ、また、非通電時には、ソフト側よりも大きな適度な減衰力が得られるので、車両の操縦安定性を確保して、フェイルセーフを実現することができ、更に、ハード側固定による車体への振動入力の増大の等の弊害が生じることもない。 As described above, since a soft-side damping force that is generally used frequently is obtained by applying a low current to the coil 36, power consumption can be reduced. Since a large moderate damping force can be obtained, it is possible to secure the steering stability of the vehicle, realize a fail safe, and also cause adverse effects such as an increase in vibration input to the vehicle body due to the hardware side fixing. Absent.

また、弁体３５が開弁方向に移動する際、所定位置、例えば通常の制御範囲を越えたところから閉止位置まで後退して、シート部材５１がコア部材３９に当接する際には、ダンピングプレート５９がコア５２の案内ボア６０の小径部６０Ａに挿入されることにより、ダンピングプレート５９の後退に対して、小径部６０Ａ内からダンピングプレート５９と小径部６０Ａとの間の隙間を通って流出する油液の流路が絞られることによって減衰力が作用する。これにより、コイル３６への通電による弁体３５の開弁圧力の制御中に、副通路３３の圧力が急激に上昇し、弁体３５が大きく後退した場合でも、弁体３５の移動にダンピングプレート５９による減衰力が作用してシート部材５１がコア部材３９に当接して、不用意に減衰力が増大するのを防止することができる。その結果、コイル３６への通電による開弁圧力の制御中に弁体３５が閉止位置へ移動するのを防止するために、弁体３５のストローク量を大きくする必要がないので、ソレノイドバルブ２８の小型化が可能になる。このように、所定位置、つまり通常の制御範囲を越えたところから減衰力を作用させるので、通常の制御範囲ではその減衰力が生じることがなく、応答遅れなどが発生することがない。ここで、減衰力が作用するとは、減衰力が殆どない、または小さいところから、さらに大きくすることをいう。 Further, when the valve element 35 moves in the valve opening direction, the damping plate moves backward from a predetermined position, for example, a position beyond the normal control range to the closing position, and the seat member 51 contacts the core member 39. 59 is inserted into the small-diameter portion 60A of the guide bore 60 of the core 52, so that the damper plate 59 flows out of the small-diameter portion 60A through the gap between the damping plate 59 and the small-diameter portion 60A when the damping plate 59 retreats. A damping force acts by restricting the flow path of the oil liquid. Thus, even when the valve opening pressure of the valve body 35 is controlled by energizing the coil 36, the pressure of the sub-passage 33 suddenly increases, and even when the valve body 35 is largely retracted, the damping plate It is possible to prevent the damping force from being inadvertently increased by the sheet member 51 coming into contact with the core member 39 due to the damping force of 59. As a result, it is not necessary to increase the stroke amount of the valve body 35 in order to prevent the valve body 35 from moving to the closed position during the control of the valve opening pressure by energizing the coil 36. Miniaturization is possible. As described above, since the damping force is applied from a predetermined position, that is, beyond the normal control range, the damping force does not occur in the normal control range, and no response delay occurs. Here, the fact that the damping force acts means that the damping force is increased from a point where there is little or no damping force.

また、ダンピングプレート５９は、比較的大径のアーマチャ３７を案内する案内ボア６０に挿入しているので、小径部６０Ａとの隙間をあまり小さくしなくても充分な減衰効果を得ることができ、寸法精度を緩和しつつ、隙間に異物が詰まり難くなっている。ダンピングプレート５９を非磁性体としたことにより、磁性体の摩耗粉の吸着、堆積を防止することができる。また、ダンピングプレート５９をアーマチャ３７と別体としたことにより、アーマチャ３７の絞り通路５６及びダンピングプレート５９を容易に製造することができる。 Further, since the damping plate 59 is inserted into the guide bore 60 that guides the armature 37 having a relatively large diameter, a sufficient damping effect can be obtained without making the gap with the small diameter portion 60A too small. While the dimensional accuracy is relaxed, the gap is less likely to be clogged with foreign matter. By using the damping plate 59 as a non-magnetic material, it is possible to prevent the adsorption and accumulation of wear powder on the magnetic material. Further, by making the damping plate 59 separate from the armature 37, the throttle passage 56 of the armature 37 and the damping plate 59 can be easily manufactured.

次に、本発明の第２実施形態について、図３を参照して説明する。なお、上記第１実施形態に対して、同様の部分には同じ符号を用いて、異なる部分についてのみ詳細に説明する。 Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. Note that the same reference numerals are used for the same parts with respect to the first embodiment, and only different parts will be described in detail.

図３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では、ダンピングプレート６１は、アーマチャ３７には取付けられておらず、テーパ状のコイルスプリングである保持バネ６２によって案内ボア６０の底部付近に弾性的に保持され、作動ロッド４４が摺動可能に挿通されている。保持ばね６２は、大径の端部が案内ボア６０の端部に固定され、自由端である小径の端部にダンピングプレート６１が結合されている。ダンピングプレート６１は、アーマチャ３７の絞り通路５６の開口部に対向して配置されており、アーマチャ３７が後退してダンピングプレート６１に当接したとき、絞り通路５６がダンピングプレート６１によって閉止されるようになっている。なお、案内ボア６０には、小径部６０Ａは、設けられていない。 As shown in FIG. 3, in the damping force adjusting hydraulic shock absorber according to the present embodiment, the damping plate 61 is not attached to the armature 37, and is guided by a guide bore 60 by a holding spring 62 that is a tapered coil spring. The operating rod 44 is slidably inserted in the vicinity of the bottom of the actuator. The holding spring 62 has a large-diameter end fixed to the end of the guide bore 60 and a small-diameter end that is a free end coupled to a damping plate 61. The damping plate 61 is disposed so as to face the opening of the throttle passage 56 of the armature 37, and the throttle passage 56 is closed by the damping plate 61 when the armature 37 moves backward and contacts the damping plate 61. It has become. The guide bore 60 is not provided with the small diameter portion 60A.

このように構成したことにより、弁体３５が後退して、シート部材５１がコア部材３９に当接する際には、アーマチャ３７がダンピングプレート６１に当接して、絞り通路５６が閉止される。これにより、アーマチャ３７及び弁体３５の後退に対して、減衰力が作用し、また、保持バネ６２が圧縮されることによりバネ力が作用する。その結果、副通路３３の圧力の急激な上昇によりシート部材５１が不用意にコア部材３９に当接するのを防止することができ、上記第１実施形態と同様の作用効果を奏することができる。 With this configuration, when the valve body 35 moves backward and the seat member 51 comes into contact with the core member 39, the armature 37 comes into contact with the damping plate 61 and the throttle passage 56 is closed. Thereby, a damping force acts on the retreat of the armature 37 and the valve body 35, and a spring force acts by compressing the holding spring 62. As a result, it is possible to prevent the sheet member 51 from inadvertently coming into contact with the core member 39 due to a rapid increase in the pressure of the sub-passage 33, and it is possible to achieve the same effects as the first embodiment.

次に、本発明の第３実施形態について、図４乃至図８を参照して説明する。なお、上記第１実施形態に対して、同様の部分については、同じ符号を用いて、異なる部分についてのみ詳細に説明する。 Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In addition, with respect to the first embodiment, the same parts will be described in detail using only the same reference numerals and different parts.

本実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器では、図４に示すように、ソレノイドケース３４の案内ボア３８とコア部材３９との間に段付円筒状のスペーサ部材３９１が介装され、スペーサ部材３９１とソレノイドケース３４との間がシール部材３９２によってシールされている。なお、アーマチャ３７には、ダンピングプレート５９が取り付けられていない。 In the damping force adjusting hydraulic shock absorber according to the present embodiment, a stepped cylindrical spacer member 391 is interposed between the guide bore 38 and the core member 39 of the solenoid case 34 as shown in FIG. A seal member 392 seals between the member 391 and the solenoid case 34. Note that a damping plate 59 is not attached to the armature 37.

バルブ部材４０内の弁室４１は、コア部材３９の大径部に形成された通路４２とソレノイドケース３４に取付けられた通路部材４２１とを介して、ケース２６内、すなわち、リザーバ４に連通している。
また、弁室４１は、バネ及びボール等からなるリリーフ弁４０１と通路４１ａとを介して、ケース２６内、すなわち、リザーバ４に連通している。そして、弁室４１が所定圧力に達したとき、リリーフ弁４０１が開弁して、その圧力をリザーバ４にリリーフする。 The valve chamber 41 in the valve member 40 communicates with the inside of the case 26, that is, the reservoir 4 via a passage 42 formed in the large diameter portion of the core member 39 and a passage member 421 attached to the solenoid case 34. ing.
The valve chamber 41 communicates with the inside of the case 26, that is, the reservoir 4 via a relief valve 401 made of a spring, a ball, and the like and a passage 41 a. When the valve chamber 41 reaches a predetermined pressure, the relief valve 401 is opened and the pressure is released to the reservoir 4.

また、図４、図５に示すように、本実施形態の減衰力調整式油圧緩衝器のソレノイドバルブ２８では、コア５２の底部に形成された弁体背圧室５４に、ガイド部材５５Ａと、抵抗部材６３と、バネ６４とが設けられている。 As shown in FIGS. 4 and 5, in the solenoid valve 28 of the damping force adjustment type hydraulic shock absorber of the present embodiment, a guide member 55 A and a valve member back pressure chamber 54 formed at the bottom of the core 52, A resistance member 63 and a spring 64 are provided.

ガイド部材５５Ａは、略円筒形状に形成されており、コア５２の底部の凹部５２１に嵌合した状態で固定されている。ガイド部材５５Ａの孔部５５１には、小径孔部５５２と大径孔部５５３とが同心状に形成されている。小径孔部５５２はガイド部材５５Ａの作動ロッド４４側に形成され、大径孔部５５３はそれと反対側に形成されている。ガイド部材５５Ａの小径孔部５５２には、作動ロッド４４の端部が摺動可能に挿入されている。大径孔部５５３及び小径孔部５５２内には、抵抗部材６３が摺動可能に嵌合されている。
ガイド部材５５Ａには、コア５２の案内ボア６０の内部と大径孔部５５３内とを連通する通路５５４が形成されている。 The guide member 55 A is formed in a substantially cylindrical shape, and is fixed in a state where the guide member 55 A is fitted in the recess 521 at the bottom of the core 52. A small-diameter hole 552 and a large-diameter hole 553 are concentrically formed in the hole 551 of the guide member 55A. The small diameter hole portion 552 is formed on the operating rod 44 side of the guide member 55A, and the large diameter hole portion 553 is formed on the opposite side. The end of the operating rod 44 is slidably inserted into the small diameter hole 552 of the guide member 55A. A resistance member 63 is slidably fitted in the large diameter hole portion 553 and the small diameter hole portion 552.
The guide member 55A is formed with a passage 554 that communicates the inside of the guide bore 60 of the core 52 with the inside of the large-diameter hole 553.

抵抗部材６３は、段付の略円筒状で、内部に通路６３１が形成されている。抵抗部材６３の通路６３１は、作動ロッド４４の連通路４４Ａと略同径に形成され、連通路４４Ａと連通可能に構成されている。
抵抗部材６３の外周部には、両端の小径部６３２、６３３と、中央の大径部６３４が形成されている。抵抗部材６３の小径部６３２は、作動ロッド４４と同径に形成され、ガイド部材５５Ａの小径孔部５５２に摺動可能に嵌合している。抵抗部材６３の大径部６３４は、ガイド部材５５Ａの大径孔部５５３に摺動可能に嵌合している。また、小径部６３３は、小径部６３２よりも小径に形成され、大径部６３４の小径部６３３側の端部とコア５２の底部との間にはバネ６４が設けられている。
抵抗部材６３の小径部６３２の端部には、作動ロッド４４の端面４４１（受圧面）に対向して、これと密着可能な当接面６３５が形成されている。 The resistance member 63 has a substantially cylindrical shape with a step, and a passage 631 is formed therein. The passage 631 of the resistance member 63 is formed to have substantially the same diameter as the communication passage 44A of the operating rod 44, and is configured to be able to communicate with the communication passage 44A.
Small diameter portions 632 and 633 at both ends and a large diameter portion 634 at the center are formed on the outer peripheral portion of the resistance member 63. The small diameter portion 632 of the resistance member 63 is formed to have the same diameter as the operating rod 44, and is slidably fitted into the small diameter hole portion 552 of the guide member 55A. The large diameter portion 634 of the resistance member 63 is slidably fitted in the large diameter hole portion 553 of the guide member 55A. The small diameter portion 633 is formed to have a smaller diameter than the small diameter portion 632, and a spring 64 is provided between the end portion of the large diameter portion 634 on the small diameter portion 633 side and the bottom portion of the core 52.
At the end of the small-diameter portion 632 of the resistance member 63, an abutting surface 635 is formed so as to face the end surface 441 (pressure receiving surface) of the operating rod 44 and be in close contact therewith.

図５に示すように、抵抗部材６３の後端側の受圧面６３６（小径部６３３の端面及び大径部６３４の端面）の面積は、作動ロッド４４の端面４４１の面積よりも充分大きく設定されている。
コイル３６への通電により弁体３５が閉弁位置付近の通常の制御範囲にあるとき、図５に示すように、作動ロッド４４と抵抗部材６３とが離間した状態となり、作動ロッド４４が弁体３５の開弁方向に移動して通常の制御範囲を越えた閉止位置付近の所定位置まで移動したとき、図６に示すように、作動ロッド４４が抵抗部材６３に当接する。
そして、作動ロッド４４の弁体背圧室５４に対する受圧面は、図５に示すように作動ロッド４４と抵抗部材６３とが当接していない状態では、端面４４１であり、その受圧面積はＡ１（図７（ａ）斜線部参照）となる。そして図６に示すように作動ロッド４４と抵抗部材６３とが当接した後は、これらが一体となることにより、作動ロッド４４の弁体背圧室５４に対する受圧面は、抵抗部材６３の受圧面６３６となり、その受圧面積はＡ２（図７（ｂ）斜線部参照）となって増大することになる。 As shown in FIG. 5, the area of the pressure receiving surface 636 (the end surface of the small diameter portion 633 and the end surface of the large diameter portion 634) on the rear end side of the resistance member 63 is set sufficiently larger than the area of the end surface 441 of the operating rod 44. ing.
When the valve element 35 is in the normal control range near the valve closing position by energizing the coil 36, the operating rod 44 and the resistance member 63 are separated from each other as shown in FIG. As shown in FIG. 6, the operating rod 44 contacts the resistance member 63 when the valve moves in the valve opening direction 35 and moves to a predetermined position near the closing position that exceeds the normal control range.
And the pressure receiving surface with respect to the valve body back pressure chamber 54 of the action | operation rod 44 is an end surface 441 in the state which the action | operation rod 44 and the resistance member 63 are not contact | abutting, as shown in FIG. FIG. 7A shows the shaded area. As shown in FIG. 6, after the operating rod 44 and the resistance member 63 come into contact with each other, they are integrated so that the pressure receiving surface of the operating rod 44 against the valve body back pressure chamber 54 receives the pressure received by the resistance member 63. The surface 636 is formed, and the pressure receiving area is increased to A2 (see the hatched portion in FIG. 7B).

バネ６４は、抵抗部材６３と弁体背圧室５４の底部との間に設けられており、その一端部が抵抗部材６３の小径部６３３の外周部に嵌合され、他端部がコア５２の底部に当接している。バネ６４は、バネ定数（バネ剛性）が戻しバネ５８より小さく設定されている。抵抗部材６３は、バネ６４により、ガイド部材５５Ａ側に向かって（弁体３５の閉弁方向に）常時付勢されている。
そして、弁体３５が閉弁位置付近の通常の制御範囲にあるとき、作動ロッド４４と抵抗部材６３との間には隙間が形成されており（図５）、作動ロッド４４が所定位置まで後退して抵抗部材６３に当接すると（図６）、作動ロッド４４の端面４４１と抵抗部材６３の当接面６３５が密着して、連通路４４Ａと通路６３１とが直接連通する。その後、作動ロッド４４がさらに後退すると、抵抗部材６３は、バネ６４のバネ力に抗して作動ロッド４４と共に移動する。 The spring 64 is provided between the resistance member 63 and the bottom of the valve body back pressure chamber 54, and one end thereof is fitted to the outer peripheral portion of the small diameter portion 633 of the resistance member 63, and the other end is the core 52. Is in contact with the bottom. The spring 64 is set to have a spring constant (spring stiffness) smaller than that of the return spring 58. The resistance member 63 is constantly urged by the spring 64 toward the guide member 55 A (in the valve closing direction of the valve body 35).
When the valve element 35 is in the normal control range near the valve closing position, a gap is formed between the operating rod 44 and the resistance member 63 (FIG. 5), and the operating rod 44 is retracted to a predetermined position. Then, when contacting the resistance member 63 (FIG. 6), the end surface 441 of the actuating rod 44 and the contact surface 635 of the resistance member 63 are brought into close contact, and the communication path 44A and the path 631 communicate directly. Thereafter, when the operating rod 44 is further retracted, the resistance member 63 moves together with the operating rod 44 against the spring force of the spring 64.

次に、本実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器のソレノイドバルブ２８の動作を説明する。
コイル３６への通電により弁体３５が閉弁位置付近の通常の制御範囲にあるとき、図５に示すように、作動ロッド４４と抵抗部材６３とが離間した状態となっている。抵抗部材６３は、バネ６４によりガイド部材５５Ａに向かって付勢されており、大径部６３４の段部がガイド部材５５Ａの段部に当接している。
弁体背圧室５４は、抵抗部材６３の通路６３１、ガイド部材５５Ａの孔部５５１、及び作動ロッド４４の連通路４４Ａを介して、副通路３３に連通している。この状態では、作動ロッド４４の弁体背圧室５４に対する受圧面は、その端面４４１であり、図７（ａ）斜線部に示す受圧面積Ａ１となっている。このため、作動ロッド４４の端面４４１には、受圧面積Ａ１と弁体背圧室５４の圧力を乗じた力が閉弁方向に作用している。 Next, the operation of the solenoid valve 28 of the damping force adjusting hydraulic shock absorber according to the present embodiment will be described.
When the valve element 35 is in the normal control range near the valve closing position due to energization of the coil 36, the actuating rod 44 and the resistance member 63 are separated as shown in FIG. The resistance member 63 is biased toward the guide member 55A by the spring 64, and the step portion of the large diameter portion 634 is in contact with the step portion of the guide member 55A.
The valve body back pressure chamber 54 communicates with the sub-passage 33 via the passage 631 of the resistance member 63, the hole 551 of the guide member 55 A, and the communication passage 44 A of the operating rod 44. In this state, the pressure receiving surface of the actuating rod 44 with respect to the valve body back pressure chamber 54 is its end surface 441, which is a pressure receiving area A1 shown by the hatched portion in FIG. Therefore, a force obtained by multiplying the pressure receiving area A1 and the pressure in the valve body back pressure chamber 54 acts on the end surface 441 of the operating rod 44 in the valve closing direction.

弁体３５が開弁方向に移動して所定位置に達すると、図６に示すように、作動ロッド４４の端面４４１と、抵抗部材６３の当接面６３５とが密着して、作動ロッド４４の連通路４４Ａと抵抗部材６３の通路６３１が直接連通する。その後、作動ロッド４４がさらに後退すると、抵抗部材６３は、作動ロッド４４と一体に移動する（図８参照）。このとき、作動ロッド４４の弁体背圧室５４に対する受圧面は、抵抗部材６３の受圧面６３６となり、その受圧面積は、図７（ｂ）斜線部に示す受圧面積Ａ２となり、受圧面積Ａ１よりも大きくなる。その結果、弁体背圧室５４の圧力によって、作動ロッド４４に対して、弁体３５の閉弁方向に作用する力が増大し、すなわち、作動ロッド４４の後退に対する反力（減衰力）が大きくなる。
これにより、コイル３６への通電による弁体３５の開弁圧力の制御中に、副通路３３の圧力が急激に上昇し、弁体３５が大きく後退した場合、作動ロッド４４が抵抗部材６３に当接して、その弁体背圧室５４に対する受圧面積が増大することにより、作動ロッド４４の後退に対して、減衰力を充分大きくすることができ、シート部材５１が不用意にコア部材３９に当接するのを防止して、上記第１実施形態と同様の作用効果を奏することができる。 When the valve body 35 moves in the valve opening direction and reaches a predetermined position, the end surface 441 of the operating rod 44 and the contact surface 635 of the resistance member 63 come into close contact with each other as shown in FIG. The communication path 44A and the path 631 of the resistance member 63 communicate directly. Thereafter, when the operating rod 44 is further retracted, the resistance member 63 moves together with the operating rod 44 (see FIG. 8). At this time, the pressure receiving surface of the actuating rod 44 with respect to the valve body back pressure chamber 54 is the pressure receiving surface 636 of the resistance member 63, and the pressure receiving area is the pressure receiving area A2 indicated by the hatched portion in FIG. Also grows. As a result, the force acting in the valve closing direction of the valve body 35 on the operating rod 44 due to the pressure of the valve body back pressure chamber 54 increases, that is, the reaction force (damping force) against the backward movement of the operating rod 44. growing.
Thus, when the valve opening pressure of the valve body 35 is controlled by energization of the coil 36, the pressure of the sub passage 33 suddenly increases and the valve body 35 is largely retracted, so that the operating rod 44 contacts the resistance member 63. In contact therewith, the pressure receiving area with respect to the valve body back pressure chamber 54 is increased, so that the damping force can be sufficiently increased with respect to the retraction of the actuating rod 44, and the seat member 51 is inadvertently applied to the core member 39. It is possible to prevent the contact and achieve the same effects as the first embodiment.

なお、抵抗部材６３が作動ロッド４４と共に移動するとき、コア５２の案内ボア６０から油液が通路５５４を通って、抵抗部材６３とガイド部材５５Ａとの間の室５４Ｂに流入するので、この通路５５４の絞りにより、抵抗部材６３の移動に対して減衰力を作用させるようにしてもよい。 Note that when the resistance member 63 moves together with the operation rod 44, the oil liquid flows from the guide bore 60 of the core 52 through the passage 554 and flows into the chamber 54B between the resistance member 63 and the guide member 55A. A damping force may be applied to the movement of the resistance member 63 by the diaphragm 554.

コイル３６への非通電時には、バネ６４よりも戻しバネ５８のバネ剛性（バネ定数）が大きいので、戻しバネ５８のバネ力により、弁体３５が開弁方向に移動し、作動ロッド４４の端面４４１が抵抗部材６３の当接面６３５に当接した後、抵抗部材６３は、作動ロッド４４と共にバネ６４のバネ力に抗してコア５２側に向かって移動する。これにより、フェイル時には、弁体３５がフェイル位置まで移動する。 When the coil 36 is not energized, the spring stiffness (spring constant) of the return spring 58 is larger than that of the spring 64, so that the valve body 35 moves in the valve opening direction by the spring force of the return spring 58, and the end surface of the operating rod 44 After 441 contacts the contact surface 635 of the resistance member 63, the resistance member 63 moves toward the core 52 against the spring force of the spring 64 together with the operating rod 44. Thereby, at the time of failure, the valve body 35 moves to the fail position.

以上、説明したように、本実施形態では、弁体３５が閉弁状態付近の通常の制御位置にあるとき、作動ロッド４４の端面４４１と抵抗部材６３との間に隙間が形成され、弁体背圧室５４に対する作動ロッド４４の端面４４１が受圧面積Ａ１の受圧面となる。
弁体３５が開弁方向に移動し、作動ロッド４４が後退して、所定位置を越えたところから、作動ロッド４４の端面４４１と中空の抵抗部材６３の対向する当接面６３５とが密着して、作動ロッド４４の連通路４４Ａと抵抗部材６３の通路６３１とが直接連通する。
その際、作動ロッド４４の弁体背圧室５４に対する受圧面が抵抗部材６３の受圧面６３６となり、その受圧面積Ａ２は、通常の制御位置にある作動ロッド４４の弁体背圧室５４に対する受圧面積Ａ１よりも大きくなる。その結果、弁体背圧室５４の圧力によって、作動ロッド４４に対して、弁体３５の開弁方向に作用する力が増大し、作動ロッド４４の後退に対する反力が大きくなる。
これにより、コイル３６への低電流の通電時に、弁体３５が開弁する方向に移動して、所定位置を越えたところから、弁体３５の移動に対して大きな減衰力を作用させることができ、例えば副通路３３の圧力が急激に上昇した場合であっても、不用意にシート部材５１がコア部材３９に当接する（弁体３５がフェイル位置に移動する）ことを防止することができる。 As described above, in this embodiment, when the valve body 35 is in the normal control position near the valve closing state, a gap is formed between the end surface 441 of the operating rod 44 and the resistance member 63, and the valve body An end surface 441 of the operating rod 44 with respect to the back pressure chamber 54 serves as a pressure receiving surface having a pressure receiving area A1.
When the valve body 35 moves in the valve opening direction and the operating rod 44 moves backward and exceeds a predetermined position, the end surface 441 of the operating rod 44 and the abutting contact surface 635 of the hollow resistance member 63 come into close contact with each other. Thus, the communication passage 44A of the operating rod 44 and the passage 631 of the resistance member 63 communicate directly.
At that time, the pressure receiving surface of the actuating rod 44 with respect to the valve body back pressure chamber 54 becomes the pressure receiving surface 636 of the resistance member 63, and the pressure receiving area A2 is the pressure receiving surface with respect to the valve body back pressure chamber 54 of the operating rod 44 in the normal control position. It becomes larger than the area A1. As a result, due to the pressure in the valve body back pressure chamber 54, the force acting on the operating rod 44 in the valve opening direction of the valve body 35 increases, and the reaction force against the backward movement of the operating rod 44 increases.
As a result, when the coil 36 is energized with a low current, the valve element 35 moves in the valve opening direction, and a large damping force is applied to the movement of the valve element 35 from a position beyond a predetermined position. For example, even when the pressure in the sub-passage 33 suddenly increases, it is possible to prevent the sheet member 51 from inadvertently contacting the core member 39 (the valve body 35 is moved to the fail position). .

なお、上記第１乃至第３実施形態では、一例として、パイロット型のメインバルブの開弁圧力を制御するソレノイドバルブに減衰手段を設けた場合について説明しているが、本発明は、これに限らず、作動流体の流れを制御するソレノイドバルブを有する減衰力調整式緩衝器に適用することができる。また、減衰力調整式緩衝器の作動流体は、油液に限らず、ガス等の他の流体でもよい。また、作動ロッド４４内の連通路４４Ａに絞りを設けることによっても弁体３５が閉止位置まで後退する際に減衰力を作用させることができるが、通常の制御範囲においても減衰力が作用するという問題が生じる。上記第１乃至第３実施形態では、所定位置を越えたところから減衰力を作用させるようにしたので、通常の制御範囲においては弁体３５の動きに遅れを生じさせるような減衰力が作用することがなく、安定した減衰力を得ることができる。 In the first to third embodiments, as an example, a case is described in which a damping means is provided in a solenoid valve that controls the valve opening pressure of a pilot-type main valve. However, the present invention is not limited to this. However, the present invention can be applied to a damping force adjusting type shock absorber having a solenoid valve for controlling the flow of the working fluid. Further, the working fluid of the damping force adjustment type shock absorber is not limited to oil liquid, but may be other fluid such as gas. In addition, a damping force can be applied when the valve body 35 is retracted to the closed position by providing a throttle in the communication passage 44A in the operating rod 44. However, the damping force also acts in the normal control range. Problems arise. In the first to third embodiments, the damping force is applied from beyond the predetermined position. Therefore, the damping force that causes a delay in the movement of the valve body 35 is applied in the normal control range. And a stable damping force can be obtained.

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ソレノイドバルブ（圧力制御弁）、３５弁体、３６コイル、３７アーマチャ、５８戻しバネ（ばね手段）、５９ダンピングプレート（減衰手段）、６０Ａ小径部（減衰手段）。 1 Damping force adjusting hydraulic shock absorber (damping force adjusting shock absorber), 2 cylinder, 5 piston, 6 piston rod, 28 solenoid valve (pressure control valve), 35 valve body, 36 coil, 37 armature, 58 return spring ( Spring means), 59 damping plate (damping means), 60A small diameter part (damping means).

Claims

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通路に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、
前記圧力制御弁は、弁体をバネ手段によって開弁方向に付勢し、コイルへの通電によってアーマチャの推力を前記弁体の閉弁方向に作用させて開弁圧力を調整するソレノイドバルブであり、非通電時には、前記弁体が前記バネ手段のバネ力によって開弁方向にあって前記弁体の下流側への流路を閉じる閉止位置に移動する減衰力調整式緩衝器であって、
前記弁体が前記開弁方向に移動するとき、所定位置を越えたところから、該弁体の移動に対して減衰力を作用させる減衰手段を設けることを特徴とする減衰力調整式緩衝器。 A cylinder filled with fluid, a piston slidably fitted in the cylinder, a piston rod having one end connected to the piston and the other end extending outside the cylinder, A pressure control valve capable of controlling the flow of fluid generated in the passage by sliding of the piston to generate a damping force and adjusting the valve opening pressure;
The pressure control valve is a solenoid valve that urges the valve body in a valve opening direction by a spring means, and adjusts the valve opening pressure by applying the thrust of the armature in the valve closing direction by energizing the coil. A damping force adjusting type shock absorber that moves to a closed position that closes the flow path downstream of the valve body in the valve opening direction by the spring force of the spring means when the current is not energized,
A damping force adjusting type shock absorber, comprising a damping means for applying a damping force to the movement of the valve body from a position beyond a predetermined position when the valve body moves in the valve opening direction.

前記減衰手段は、前記弁体が前記開弁方向に移動するとき、所定位置を越えたところから、前記アーマチャの移動によって流体の流れが生じる流路を絞ることにより、前記アーマチャ及び弁体の移動に減衰力を作用させ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。 When the valve body moves in the valve opening direction, the attenuating means restricts the flow path in which a fluid flow is caused by the movement of the armature from a position beyond a predetermined position, thereby moving the armature and the valve body. The damping force adjusting shock absorber according to claim 1, wherein damping force is applied to the damper.

前記減衰手段は、前記アーマチャの端部に設けられたダンピングプレートと、前記アーマチャを案内する案内ボアに形成された小径部とを含み、前記弁体が前記開弁方向に移動するとき、所定位置を越えたところから、前記ダンピングプレートが小径部に挿入され、前記案内ボアと前記ダンピングプレートとの隙間が小さくなって前記流路を絞ることを特徴とする請求項２に記載の減衰力調整式緩衝器。 The damping means includes a damping plate provided at an end portion of the armature and a small diameter portion formed in a guide bore for guiding the armature, and when the valve body moves in the valve opening direction, a predetermined position The damping force adjusting type according to claim 2, wherein the damping plate is inserted into the small diameter portion from above, and a gap between the guide bore and the damping plate is reduced to restrict the flow path. Shock absorber.

前記減衰手段は、前記アーマチャに設けられた前記流路と、前記アーマチャを案内する案内ボア内に配置されて、前記弁体が前記開弁方向に移動するとき、所定位置を越えたところから、前記アーマチャに当接して前記流路を閉じるダンピングプレートとを含んでいることを特徴とする請求項に２に記載の減衰力調整式緩衝器。 The damping means is disposed in the flow path provided in the armature and a guide bore for guiding the armature, and when the valve body moves in the valve opening direction, from a position beyond a predetermined position, The damping force adjusting type shock absorber according to claim 2, further comprising a damping plate that contacts the armature and closes the flow path.

前記減衰手段は、前記アーマチャに連結された作動ロッドと、該作動ロッドに前記弁体の閉弁方向に圧力を作用させる弁体背圧室とを備え、前記作動ロッドが前記弁体の開弁方向に移動するとき、所定位置を越えたところから前記弁体背圧室に対する受圧面積が増大して、前記弁体の移動に対する減衰力を増大させ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。 The damping means includes an operating rod connected to the armature, and a valve body back pressure chamber that applies pressure to the operating rod in a valve closing direction of the valve body, and the operating rod opens the valve body. 2. The damping according to claim 1, wherein when moving in a direction, a pressure receiving area with respect to the valve body back pressure chamber increases from a position beyond a predetermined position, thereby increasing a damping force with respect to the movement of the valve body. Force adjustable shock absorber.

前記作動ロッドの前記弁体背圧室に対する受圧面に対向して配置され、前記作動ロッドの受圧面よりも前記弁体背圧室に対する受圧面積が大きい受圧面を有する抵抗部材が設けられ、前記作動ロッドが前記弁体の開弁方向に移動するとき、所定位置を越えたところから前記作動ロッドが前記抵抗部材に当接して一体に移動することにより、前記作動ロッドの前記弁体背圧室に対する受圧面積が増大して、前記弁体の移動に対する減衰力を増大させることを特徴とする請求項５に記載の減衰力調整式緩衝器。 A resistance member having a pressure receiving surface disposed opposite to the pressure receiving surface for the valve body back pressure chamber of the operating rod and having a pressure receiving area for the valve body back pressure chamber larger than the pressure receiving surface of the operating rod is provided, When the actuating rod moves in the valve opening direction of the valve body, the actuating rod comes into contact with the resistance member and moves integrally from beyond a predetermined position, so that the valve body back pressure chamber of the actuating rod is moved. The damping force-adjustable type shock absorber according to claim 5, wherein a pressure receiving area against the pressure increases to increase a damping force with respect to the movement of the valve body.