JP2921688B2 - サスペンション用油圧シリンダ - Google Patents
サスペンション用油圧シリンダInfo
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- JP2921688B2 JP2921688B2 JP19487989A JP19487989A JP2921688B2 JP 2921688 B2 JP2921688 B2 JP 2921688B2 JP 19487989 A JP19487989 A JP 19487989A JP 19487989 A JP19487989 A JP 19487989A JP 2921688 B2 JP2921688 B2 JP 2921688B2
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、姿勢制御手段を兼ねたアクティブサスペン
ションに採用して好適の油圧シリンダに関する。
ションに採用して好適の油圧シリンダに関する。
車輌の姿勢制御が車体の静止荷重の変化に加えて車輌
の走行状況に応じて、アクティブに行われると、該車輌
の乗り心地が更に改善されると共に操縦安定性が向上す
る。
の走行状況に応じて、アクティブに行われると、該車輌
の乗り心地が更に改善されると共に操縦安定性が向上す
る。
それ故、近年では、車輌の姿勢制御は、該車輌の懸架
系としてのアクティブサスペンションシステムで実行す
るのが効果的であると注目されている。
系としてのアクティブサスペンションシステムで実行す
るのが効果的であると注目されている。
ところで、この種アクティブサスペンションシステム
への利用に最適な姿勢制御装置としては、従来から、例
えば、第２図に示すような構造のものが提案されてい
る。
への利用に最適な姿勢制御装置としては、従来から、例
えば、第２図に示すような構造のものが提案されてい
る。
即ち、この種姿勢制御装置は、サスペンション機構Ｉ
と油圧給排機構IIとからなり、油圧給排機構IIでの油圧
制御でサスペンション機構Ｉが伸縮制御されるように形
成されている。
と油圧給排機構IIとからなり、油圧給排機構IIでの油圧
制御でサスペンション機構Ｉが伸縮制御されるように形
成されている。
そして、このサスペンション機構Ｉは、車輌の四輪各
部において上端が車体Ｂ側に、下端が車輌Ａ側たるサス
ペンションアームA1に夫々連結される油圧シリンダ１を
有している。
部において上端が車体Ｂ側に、下端が車輌Ａ側たるサス
ペンションアームA1に夫々連結される油圧シリンダ１を
有している。
それ故、この油圧シリンダ１が伸縮制御されることで
車輌の四輪各部における車高が調整され、総体的に車輌
の姿勢が制御される。
車輌の四輪各部における車高が調整され、総体的に車輌
の姿勢が制御される。
因ち、油圧シリンダ１には、車体Ｂ側からの荷重を支
える懸架スプリング２が並設されており、更にその油圧
回路系には、該油圧シリンダ１の伸縮時に所定の減衰作
用をする絞り３と所定のガスばね効果を発揮するガスば
ね４とが接続されている。
える懸架スプリング２が並設されており、更にその油圧
回路系には、該油圧シリンダ１の伸縮時に所定の減衰作
用をする絞り３と所定のガスばね効果を発揮するガスば
ね４とが接続されている。
一方、このようなサスペンション機構Ｉに接続される
油圧給排機構IIとしては、未だ確定的なものは提案され
ていないが、少なくとも制御弁11と油圧源12及びタンク
13とを有しており、制御弁11の選択された作動で油圧源
12からの油圧を油圧シリンダ１に供給するか、又は、油
圧シリンダ１内の油圧をタンク13に解放する他、シリン
ダ油圧を保持する中立状態を採るような構成が採られて
いる。
油圧給排機構IIとしては、未だ確定的なものは提案され
ていないが、少なくとも制御弁11と油圧源12及びタンク
13とを有しており、制御弁11の選択された作動で油圧源
12からの油圧を油圧シリンダ１に供給するか、又は、油
圧シリンダ１内の油圧をタンク13に解放する他、シリン
ダ油圧を保持する中立状態を採るような構成が採られて
いる。
即ち、車体Ｂに設置したセンサ５からの状況信号を受
けるコントローラＣは、これ等信号により演算された目
標とする圧力と、圧力センサ14により検知される実際の
シリンダ圧力とが、常に一致するように作動するフィー
ドバックループ機構で構成されている。従って、このフ
ィードバック電流に基く制御電流ｉを受ける制御弁11
は、これにより選択された前記動作で、その時々の車輌
最適な状態になるようにシリンダ内圧を調整する。
けるコントローラＣは、これ等信号により演算された目
標とする圧力と、圧力センサ14により検知される実際の
シリンダ圧力とが、常に一致するように作動するフィー
ドバックループ機構で構成されている。従って、このフ
ィードバック電流に基く制御電流ｉを受ける制御弁11
は、これにより選択された前記動作で、その時々の車輌
最適な状態になるようにシリンダ内圧を調整する。
そして、この作動油の給排調整時に、前記ガスばね４
と絞り３とによるショックアブソーバ機能が発揮され
る。
と絞り３とによるショックアブソーバ機能が発揮され
る。
次に、第３図に上記機能を発揮する油圧シリンダ１と
ガスばね４との構成例を示す。
ガスばね４との構成例を示す。
油圧シリンダ１内にはピストン６が摺動自在に配置し
てあり、これによってシリンダ内を二つの容室VA、VBに
区分している。そして、このピストン６を先端に締結し
たピストンロッド７の他方端は、シリンダ外部に突出し
ている。
てあり、これによってシリンダ内を二つの容室VA、VBに
区分している。そして、このピストン６を先端に締結し
たピストンロッド７の他方端は、シリンダ外部に突出し
ている。
更に、ピストン６には前記容室VA、VB間を連通する孔
８が開穿してあり、しかも、該ピストン６の通常の移動
速度域で容室VA、VB間に作動油の移動が生じても、これ
による圧力損失が殆ど生じないように十分に大きな通路
面積を有している。一方、ピストンロッド７の内部には
貫通孔９が設けてあり、該孔９の外方端を制御弁11の給
排側ポートに接続すると共に、内方端を容室VBに開口せ
しめてある。
８が開穿してあり、しかも、該ピストン６の通常の移動
速度域で容室VA、VB間に作動油の移動が生じても、これ
による圧力損失が殆ど生じないように十分に大きな通路
面積を有している。一方、ピストンロッド７の内部には
貫通孔９が設けてあり、該孔９の外方端を制御弁11の給
排側ポートに接続すると共に、内方端を容室VBに開口せ
しめてある。
これに対して、ガスばね４はその内部をフリーピスト
ン10によりガス室VGと油室VOとに区分されており、その
内、油室VOが前記シリンダ容室VBと共通の前記給排側ポ
ートに接続されている。
ン10によりガス室VGと油室VOとに区分されており、その
内、油室VOが前記シリンダ容室VBと共通の前記給排側ポ
ートに接続されている。
そして、このガスばね４の油の出入口を前記絞り３に
形成してあるが、その他、かかるオリフス制御機構に替
わり、通常のショックアブソーバのように流路中に配置
するバルブ機構を用いても良い。また、前記ガス室VGに
は予め所定の圧力のガスが封入されている。
形成してあるが、その他、かかるオリフス制御機構に替
わり、通常のショックアブソーバのように流路中に配置
するバルブ機構を用いても良い。また、前記ガス室VGに
は予め所定の圧力のガスが封入されている。
そこで、上述の構成において、等価車体重量をWeと
し、シリンダ発生力をFe、スプリング力をFs、シリンダ
内圧をＰとして、車体Ｂが静止状態にあるときの前記
Fe、Fs、及びＰの夫々の値をFc0、Fs0及びP0とすると、 We＝Fs0＋Fc0＝Fs0＋Ar・P0 （但し、Arはピストンロッド断面積） なる関係がある。
し、シリンダ発生力をFe、スプリング力をFs、シリンダ
内圧をＰとして、車体Ｂが静止状態にあるときの前記
Fe、Fs、及びＰの夫々の値をFc0、Fs0及びP0とすると、 We＝Fs0＋Fc0＝Fs0＋Ar・P0 （但し、Arはピストンロッド断面積） なる関係がある。
そこで、車輌が走行中に旋回動したり、加減速動作す
ると、これにより車体Ｂには慣性力が働いて車体姿勢が
変化しようとする。
ると、これにより車体Ｂには慣性力が働いて車体姿勢が
変化しようとする。
このことは、見掛け上、先の等価車体重量Weが慣性力
による変化分ΔWeだけ増減したことになる。従って、各
車輪の油圧シリンダ１における内圧Ｐについて、 ΔWe＝Ar・ΔP1 なる関係が満たされるに必要なシリンダ内圧変化分ΔP1
を加減調整すれば、各車輪における力が釣り合いの状態
に保たれたままで、このときの車体Ｂに姿勢変化が生じ
ないことになる。
による変化分ΔWeだけ増減したことになる。従って、各
車輪の油圧シリンダ１における内圧Ｐについて、 ΔWe＝Ar・ΔP1 なる関係が満たされるに必要なシリンダ内圧変化分ΔP1
を加減調整すれば、各車輪における力が釣り合いの状態
に保たれたままで、このときの車体Ｂに姿勢変化が生じ
ないことになる。
即ち、旋回中の外輪側、加速時の後輪側及び減速時の
前輪側に対しては、変化分ΔWeだけ重量が増加するの
で、シリンダ内圧をその変化分ΔP1だけ増大させ、逆
に、旋回中の内輪側、加速時の前輪側及び減速時の後輪
側には、シリンダ内圧が変化分ΔP1だけ減少するよう
に、前記制御弁11による作動油の給排制御を行うことに
よって、車体姿勢を水平状態に保つことが出来る。
前輪側に対しては、変化分ΔWeだけ重量が増加するの
で、シリンダ内圧をその変化分ΔP1だけ増大させ、逆
に、旋回中の内輪側、加速時の前輪側及び減速時の後輪
側には、シリンダ内圧が変化分ΔP1だけ減少するよう
に、前記制御弁11による作動油の給排制御を行うことに
よって、車体姿勢を水平状態に保つことが出来る。
一方、直進定速走行時の車体Ｂには、前述のような慣
性力は作用しない。しかし、走行中の不整地路面入力に
より車体Ｂが上下動すると、このときの上下向きの速度
に比例して等価車体重量Weが変化するので、前述の制御
手段と同様な手段で、これに応じてシリンダ内圧をΔP2
だけ変化させることによって、この車体の上下運動を抑
制することが出来る。即ち、Ar・ΔP2が減衰力に相当す
ることになる。
性力は作用しない。しかし、走行中の不整地路面入力に
より車体Ｂが上下動すると、このときの上下向きの速度
に比例して等価車体重量Weが変化するので、前述の制御
手段と同様な手段で、これに応じてシリンダ内圧をΔP2
だけ変化させることによって、この車体の上下運動を抑
制することが出来る。即ち、Ar・ΔP2が減衰力に相当す
ることになる。
そこで、車輌が旋回中あるいは加減速中にその場所の
路面不整により車体Ｂに上下振動が発生しそうな場合で
も、各車輪のシリンダ内圧を前記変化分ΔP1だけ増減
し、更に変化分ΔP2だけ増減することによって、姿勢制
御並びに振動抑制を計ることが可能である。
路面不整により車体Ｂに上下振動が発生しそうな場合で
も、各車輪のシリンダ内圧を前記変化分ΔP1だけ増減
し、更に変化分ΔP2だけ増減することによって、姿勢制
御並びに振動抑制を計ることが可能である。
ところで、このような場合のシリンダ内圧の増減制御
動作は、先にその概要を述べたが、更に具体的には、次
のようにして行われる。
動作は、先にその概要を述べたが、更に具体的には、次
のようにして行われる。
今、シリンダ内圧を上昇させる場合には、コントロー
ラＣにより制御弁11への制御電流ｉを調整して、該弁11
を給排側ポートと油圧源ポートとが連通するように選択
動作させて、ガスばね４の油室VOに作動油を送り込む。
これによって、フリーピストン10がガス室VBを圧縮しな
がら第４図上右方向に移動してガス圧を高め、かつ、油
室VOの圧力もこのガス圧と同じになる。
ラＣにより制御弁11への制御電流ｉを調整して、該弁11
を給排側ポートと油圧源ポートとが連通するように選択
動作させて、ガスばね４の油室VOに作動油を送り込む。
これによって、フリーピストン10がガス室VBを圧縮しな
がら第４図上右方向に移動してガス圧を高め、かつ、油
室VOの圧力もこのガス圧と同じになる。
これと同時に、シリンダ内圧も上昇する。そして、こ
のシリンダ内圧を検知する圧力センサ14の信号が目標と
する圧力と一致すると、制御弁11の電流ｉを再調整し
て、前記両ポート間の連通を断ち、その圧力状態を維持
する。
のシリンダ内圧を検知する圧力センサ14の信号が目標と
する圧力と一致すると、制御弁11の電流ｉを再調整し
て、前記両ポート間の連通を断ち、その圧力状態を維持
する。
これとは逆に、シリンダ内圧を減少させる場合には、
制御弁11の選択動作で前記給排側ポートとタンク側ポー
トとを連通させて、ガスばね４の油室VOからの作動油を
タンク13に排出することによって、ガス室VGが膨張して
ガス圧が低下する。これに伴い、シリンダ内圧も減少低
下する。そして、前記圧力センサ14の信号が目標とする
圧力と一致したときは、前述の動作と同様に先の連通ポ
ート間を断ち、そのときの圧力状態を維持する。
制御弁11の選択動作で前記給排側ポートとタンク側ポー
トとを連通させて、ガスばね４の油室VOからの作動油を
タンク13に排出することによって、ガス室VGが膨張して
ガス圧が低下する。これに伴い、シリンダ内圧も減少低
下する。そして、前記圧力センサ14の信号が目標とする
圧力と一致したときは、前述の動作と同様に先の連通ポ
ート間を断ち、そのときの圧力状態を維持する。
ところで、かかる構成よりなる機構では制御動作中に
車に作用する慣性力が大きくて、これに対応しての車体
姿勢維持のための減圧（変化分ΔP1）を必要とした油圧
シリンダに、不整路面入力による車体の上方向への移動
を抑止するための減圧（変化分ΔP2）が更に必要な場合
で、そのときの総合減圧分（ΔP1＋ΔP2）が静止時のシ
リンダ内圧P0の値よりも大きくなるとき、実際に当該P0
の値以上の減圧幅（ピストン移動の制約）が取れないこ
とから、このときの車体の上下振動に対する抑制機能が
十分に発揮されなくなる欠点があった。
車に作用する慣性力が大きくて、これに対応しての車体
姿勢維持のための減圧（変化分ΔP1）を必要とした油圧
シリンダに、不整路面入力による車体の上方向への移動
を抑止するための減圧（変化分ΔP2）が更に必要な場合
で、そのときの総合減圧分（ΔP1＋ΔP2）が静止時のシ
リンダ内圧P0の値よりも大きくなるとき、実際に当該P0
の値以上の減圧幅（ピストン移動の制約）が取れないこ
とから、このときの車体の上下振動に対する抑制機能が
十分に発揮されなくなる欠点があった。
そこで、本発明は、このような単動シリンダと懸架ス
プリングとの併用下にシリンダ内圧を制御するアクティ
ブサスペンションにおいて、車体姿勢の安定確保のため
サスペンションシリンダの内圧を制御限界付近まで減圧
している最中での路面入力による車体の上下振動に対す
る十分な制振効果を期待することの出来る油圧シリンダ
の開発を目的とする。
プリングとの併用下にシリンダ内圧を制御するアクティ
ブサスペンションにおいて、車体姿勢の安定確保のため
サスペンションシリンダの内圧を制御限界付近まで減圧
している最中での路面入力による車体の上下振動に対す
る十分な制振効果を期待することの出来る油圧シリンダ
の開発を目的とする。
上記の目的を達成するため、本発明の手段は、シリン
ダ内にピストンを介してピストンロッドが移動自在に挿
入され、ピストンはシリンダ内に上部容室と下部容室と
を区画し、ピストンロッドはシリンダに並設した懸架ス
プリングで常時伸び方向に付勢され、ピストンロッドに
は軸方向の貫通孔と横方向の横孔とからなるバイパスを
形成し、上記バイパスは上記容室と下部容室とを連通
し、更に上記バイパスは絞りを介してガスばねに連通す
ると共に制御弁を介して油圧源又はタンクと選択的に連
通しているアクティブサスペンションにおいて、上記ピ
ストンには上下二つの容室を連通する伸側連通孔と圧側
連通孔とを形成し、各連通孔の出口に伸側減衰力バルブ
とチェック弁とをそれぞれ開閉自在に設け、更にピスト
ンロッドの外周には上記横孔を開閉するシャッターを上
下移動自在に配設し、当該シャッターは上下二つのスプ
リングで支持されると共に通常は横孔より上方に配置さ
れていることを特徴とするものである。
ダ内にピストンを介してピストンロッドが移動自在に挿
入され、ピストンはシリンダ内に上部容室と下部容室と
を区画し、ピストンロッドはシリンダに並設した懸架ス
プリングで常時伸び方向に付勢され、ピストンロッドに
は軸方向の貫通孔と横方向の横孔とからなるバイパスを
形成し、上記バイパスは上記容室と下部容室とを連通
し、更に上記バイパスは絞りを介してガスばねに連通す
ると共に制御弁を介して油圧源又はタンクと選択的に連
通しているアクティブサスペンションにおいて、上記ピ
ストンには上下二つの容室を連通する伸側連通孔と圧側
連通孔とを形成し、各連通孔の出口に伸側減衰力バルブ
とチェック弁とをそれぞれ開閉自在に設け、更にピスト
ンロッドの外周には上記横孔を開閉するシャッターを上
下移動自在に配設し、当該シャッターは上下二つのスプ
リングで支持されると共に通常は横孔より上方に配置さ
れていることを特徴とするものである。
ピストンロッドに設けられたバイパス路は、車高調整
が通常の高さ位置にあるとき、開路しており、チェック
弁と伸側減衰力バルブとで規制されるピストン連通孔に
対して、ピストンで仕切られたシリンダ上下容室間の作
動油の自由通路として機能する。
が通常の高さ位置にあるとき、開路しており、チェック
弁と伸側減衰力バルブとで規制されるピストン連通孔に
対して、ピストンで仕切られたシリンダ上下容室間の作
動油の自由通路として機能する。
車体姿勢制御のために、ピストンロッドが上昇限界位
置付近まで伸長した際に、これと相対移動下に降下する
シャッターが、前記バイパス路を閉鎖する。
置付近まで伸長した際に、これと相対移動下に降下する
シャッターが、前記バイパス路を閉鎖する。
バイパス路閉鎖以後のピストンロッド移動すなわち路
面からの入力振動等による車体の上下動に対しては、こ
のとき上下容室間の移動が前記チェック弁及び伸側減衰
力バルブの規制を受ける。
面からの入力振動等による車体の上下動に対しては、こ
のとき上下容室間の移動が前記チェック弁及び伸側減衰
力バルブの規制を受ける。
しかして、これによる減衰力でピストンロッド伸び域
での制振作用が発揮される。
での制振作用が発揮される。
以下に、本発明の好ましい実施例について添附図面を
参照して説明する。
参照して説明する。
本発明の油圧シリンダは図１に示すように、シリンダ
１内にピストン６を介してピストンロッド７が移動自在
に挿入され、ピストン６はシリンダ１内に上部容室VAと
下部容室VBとを区画し、ピストンロッド７はシリンダ１
に並設した懸架スプリング２で常時伸び方向に付勢さ
れ、ピストンロッド７には軸方向の貫通孔９と横方向の
横孔19とからなるバイパスを形成し、上記バイパスは上
部容室VAと下部容室VBとを連通し、更に上記バイパスは
図３と同じく絞り３を介してガスばね４に連通すると共
に制御弁11を介して油圧源12又はタンク13と選択的に連
通している。更に上記ピストン６には上下二つの容室V
A,VBを連通する伸側連通孔8bと圧側連通孔8aとを形成
し、各連通孔の出口に伸側減衰力バルブ16とチェック弁
15とをそれぞれ開閉自在に設け、更にピストンロッド７
の外周には上記横孔19を開閉するシャッター20を上下移
動自在に配設し、当該シャッター20は上下二つのスプリ
ング22a,22bで支持されると共に通常は横孔19より上方
に配置されている。以下、更に図面にもとづいて詳細に
説明する。
１内にピストン６を介してピストンロッド７が移動自在
に挿入され、ピストン６はシリンダ１内に上部容室VAと
下部容室VBとを区画し、ピストンロッド７はシリンダ１
に並設した懸架スプリング２で常時伸び方向に付勢さ
れ、ピストンロッド７には軸方向の貫通孔９と横方向の
横孔19とからなるバイパスを形成し、上記バイパスは上
部容室VAと下部容室VBとを連通し、更に上記バイパスは
図３と同じく絞り３を介してガスばね４に連通すると共
に制御弁11を介して油圧源12又はタンク13と選択的に連
通している。更に上記ピストン６には上下二つの容室V
A,VBを連通する伸側連通孔8bと圧側連通孔8aとを形成
し、各連通孔の出口に伸側減衰力バルブ16とチェック弁
15とをそれぞれ開閉自在に設け、更にピストンロッド７
の外周には上記横孔19を開閉するシャッター20を上下移
動自在に配設し、当該シャッター20は上下二つのスプリ
ング22a,22bで支持されると共に通常は横孔19より上方
に配置されている。以下、更に図面にもとづいて詳細に
説明する。
第１図は本発明の一実施例を示す縦断側面図で、通常
のショックアブソーバと同様に、油圧シリンダ１に摺嵌
したピストン６によって、シリンダ内を容室VAと容室VB
とに区分する一方、該ピストン６には連通孔8aを通り容
室VBから容室VAに向かう作動油の流れを許すチェック弁
15と、連通孔8bを通り容室VAから容室VBに向かって流れ
る作動油に対して流路抵抗を与える伸側減衰力バルブ16
とを配設してある。
のショックアブソーバと同様に、油圧シリンダ１に摺嵌
したピストン６によって、シリンダ内を容室VAと容室VB
とに区分する一方、該ピストン６には連通孔8aを通り容
室VBから容室VAに向かう作動油の流れを許すチェック弁
15と、連通孔8bを通り容室VAから容室VBに向かって流れ
る作動油に対して流路抵抗を与える伸側減衰力バルブ16
とを配設してある。
即ち、前記ピストン６をピストンロッド７のシリンダ
内側先端に締結する際に、ロッド先端段部と該ピストン
６との間にバルブスプリングストッパー17を挟み込み、
該ストッパー17の一側面とピストン６との間にノンリタ
ーンスプリング15bとノンリターンバルブ15aとを介在さ
せて、前記チェック弁15を形成し、他方、ロッド先端に
螺着するピストンナット18の内端面とピストン６との間
にリーフバルブ16aの内縁を挟み込むと共に、該ナット1
8の外周端面と該リーフバルブ16aとの間にメインバルブ
スプリング16cの介在下にメインバルブ16bを軸向きに移
動可能に配在せしめて、前記伸側減衰力バルブ16を形成
してある。
内側先端に締結する際に、ロッド先端段部と該ピストン
６との間にバルブスプリングストッパー17を挟み込み、
該ストッパー17の一側面とピストン６との間にノンリタ
ーンスプリング15bとノンリターンバルブ15aとを介在さ
せて、前記チェック弁15を形成し、他方、ロッド先端に
螺着するピストンナット18の内端面とピストン６との間
にリーフバルブ16aの内縁を挟み込むと共に、該ナット1
8の外周端面と該リーフバルブ16aとの間にメインバルブ
スプリング16cの介在下にメインバルブ16bを軸向きに移
動可能に配在せしめて、前記伸側減衰力バルブ16を形成
してある。
ピストンロッド７に設けた作動油給排用の貫通孔９に
は、ピストン上部のロッド壁に開穿した横孔19を連通せ
しめてあり、これ等貫通孔９及び横孔19により前記容室
VAと容室VBとを連通するバイパス路が形成してある。し
かも、これ等貫通孔９及び横孔19はこれを通る作動油の
流れに対して殆ど抵抗を生じない程度に十分な流路断面
積を有している。
は、ピストン上部のロッド壁に開穿した横孔19を連通せ
しめてあり、これ等貫通孔９及び横孔19により前記容室
VAと容室VBとを連通するバイパス路が形成してある。し
かも、これ等貫通孔９及び横孔19はこれを通る作動油の
流れに対して殆ど抵抗を生じない程度に十分な流路断面
積を有している。
一方、該ピストン７の外周には、これに密に摺嵌して
前記スプリングストッパ17と上部ストッパ21との間を自
由に移動可能な円筒環からなるシャッター20を配置して
あり、これを反発力の略等しい一対のスプリング22a、2
2bとの間に吊り付けてある。そして、該シャッター20
は、本体を組付けた車体Ｂが通常の車高位置にあると
き、前記横孔19のロッド周面開口位置よりも上方の位置
に在るように設定されている。
前記スプリングストッパ17と上部ストッパ21との間を自
由に移動可能な円筒環からなるシャッター20を配置して
あり、これを反発力の略等しい一対のスプリング22a、2
2bとの間に吊り付けてある。そして、該シャッター20
は、本体を組付けた車体Ｂが通常の車高位置にあると
き、前記横孔19のロッド周面開口位置よりも上方の位置
に在るように設定されている。
このような構成よりなる実施例によれば、これを前述
のサスペンション機構Ｉとしてこれに前記油圧給排機構
IIを組付けて車体Ｂと車軸Ａとの間に設置した状態で、
通常はシリンダ容室VAと容室VBとが貫通孔９及び横孔19
からなるバイパス路を通して連通しており、この間の作
動油の移動が自由であるので、ピストン部配置のチェッ
ク弁15及び伸側減衰力バルブ16が共に全く作用しない。
従って、このときは、前述の第３図及び第４図示の従来
機構における動作と同様にして車高調整が出来る状態に
ある。
のサスペンション機構Ｉとしてこれに前記油圧給排機構
IIを組付けて車体Ｂと車軸Ａとの間に設置した状態で、
通常はシリンダ容室VAと容室VBとが貫通孔９及び横孔19
からなるバイパス路を通して連通しており、この間の作
動油の移動が自由であるので、ピストン部配置のチェッ
ク弁15及び伸側減衰力バルブ16が共に全く作用しない。
従って、このときは、前述の第３図及び第４図示の従来
機構における動作と同様にして車高調整が出来る状態に
ある。
ところで、走行中の車体姿勢制御動作で油圧シリンダ
１が制御限界（容室VBの圧力PB＝０）の状態にあると
き、路面入力により振動で車体Ｂが上向きの作用力を受
けると、これによってピストンロッド７が上方に引き伸
ばされる。
１が制御限界（容室VBの圧力PB＝０）の状態にあると
き、路面入力により振動で車体Ｂが上向きの作用力を受
けると、これによってピストンロッド７が上方に引き伸
ばされる。
このロッド動作でスプリング22a、22bが共に圧縮され
るので、これに吊り付けたシャッター20は該ロッド７に
対してその外周上を総体的に下方に移動したことにな
り、該シャッター20が横孔19のロッド外周開口端に被さ
り、これを閉鎖する。
るので、これに吊り付けたシャッター20は該ロッド７に
対してその外周上を総体的に下方に移動したことにな
り、該シャッター20が横孔19のロッド外周開口端に被さ
り、これを閉鎖する。
横孔19の閉鎖でバイパス部を閉鎖された容室VAの作動
油は、上昇するピストン６に押されて伸側減衰力バルブ
16による規制を受けながら連通孔8bを通って容室VBに流
入する。
油は、上昇するピストン６に押されて伸側減衰力バルブ
16による規制を受けながら連通孔8bを通って容室VBに流
入する。
このときの作動油に対する流路抵抗で容室内差圧に基
く減衰力を生じ、車体振動に対する制振作用が発揮され
る。
く減衰力を生じ、車体振動に対する制振作用が発揮され
る。
この状態から逆に車体Ｂが下方に移動した場合には、
前記シャッター20が横孔閉鎖状態にあっても、圧力が上
昇する容室VBの作用油はチェック弁15を通って容室VA側
に流れ、これ等両容室VA、VBが等圧になるので、従来機
構と同様に車体の抑制効果を得ることが出来る。
前記シャッター20が横孔閉鎖状態にあっても、圧力が上
昇する容室VBの作用油はチェック弁15を通って容室VA側
に流れ、これ等両容室VA、VBが等圧になるので、従来機
構と同様に車体の抑制効果を得ることが出来る。
このように、本発明油圧シリンダによれば、単動シリ
ンダのピストン部に伸側減衰力バルブとチェック弁とで
規制されるシリンダ容室間連通路を設ける一方、該連通
路のバイパス路をピストンロッドに設け、かつ、該ロッ
ドの外周にスプリングで支持されて軸方向に摺動可能な
シャッターを設けて、前記シリンダが伸長状態域にある
とき、該シャッターで前記バイパス路を閉じるように構
成したので、シリンダが標準状態より伸び向きに移動し
た状態下においても、外部入力振動に対して受動的に伸
側減衰力を発生させることが出来るので、サスペンショ
ンシリンダが車高制御限界まで減圧された状態において
も、車体の上下振動に対して十分な制限効果を得ること
が出来る。
ンダのピストン部に伸側減衰力バルブとチェック弁とで
規制されるシリンダ容室間連通路を設ける一方、該連通
路のバイパス路をピストンロッドに設け、かつ、該ロッ
ドの外周にスプリングで支持されて軸方向に摺動可能な
シャッターを設けて、前記シリンダが伸長状態域にある
とき、該シャッターで前記バイパス路を閉じるように構
成したので、シリンダが標準状態より伸び向きに移動し
た状態下においても、外部入力振動に対して受動的に伸
側減衰力を発生させることが出来るので、サスペンショ
ンシリンダが車高制御限界まで減圧された状態において
も、車体の上下振動に対して十分な制限効果を得ること
が出来る。
第１図は本発明の油圧シリンダの一実施例を示す縦断側
面図、第２図は従来のアクティブサスペンションシステ
ムの一例を示す構成図、第３図は上記システムにおける
油圧シリンダとガスばねとの一例を示す縦断側面図であ
る。 〔符号の説明〕 １……シリンダ、２……懸架スプリング ４……ガスばね、６……ピストン ７……ピストンロッド、８……連通孔 ９……貫通孔、11……制御弁 15……チェック弁、16……伸側減衰力バルブ 19……横孔、20……シャッター 22a,22b,22c……スプリング
面図、第２図は従来のアクティブサスペンションシステ
ムの一例を示す構成図、第３図は上記システムにおける
油圧シリンダとガスばねとの一例を示す縦断側面図であ
る。 〔符号の説明〕 １……シリンダ、２……懸架スプリング ４……ガスばね、６……ピストン ７……ピストンロッド、８……連通孔 ９……貫通孔、11……制御弁 15……チェック弁、16……伸側減衰力バルブ 19……横孔、20……シャッター 22a,22b,22c……スプリング
フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F16F 9/00 - 9/58 B60G 17/08
Claims (1)
- 【請求項１】シリンダ内にピストンを介してピストンロ
ッドが移動自在に挿入され、ピストンはシリンダ内に上
部容室と下部容室とを区画し、ピストンロッドはシリン
ダに並設した懸架スプリングで常時伸び方向に付勢さ
れ、ピストンロッドには軸方向の貫通孔と横方向の横孔
とからなるバイパスを形成し、上記バイパスは上記容室
と下部容室とを連通し、更に上記バイパスは絞りを介し
てガスばねに連通すると共に制御弁を介して油圧源又は
タンクと選択的に連通しているアクティブサスペンショ
ンにおいて、上記ピストンには上下二つの容室を連通す
る伸側連通孔と圧側連通孔とを形成し、各連通孔の出口
に伸側減衰力バルブとチェック弁とをそれぞれ開閉自在
に設け、更にピストンロッドの外周には上記横孔を開閉
するシャッターを上下移動自在に配設し、当該シャッタ
ーは上下二つのスプリングで支持されると共に通常は横
孔より上方に配置されていることを特徴とするサスペン
ション用油圧シリンダ。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP19487989A JP2921688B2 (ja) | 1989-07-27 | 1989-07-27 | サスペンション用油圧シリンダ |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP19487989A JP2921688B2 (ja) | 1989-07-27 | 1989-07-27 | サスペンション用油圧シリンダ |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0361741A JPH0361741A (ja) | 1991-03-18 |
| JP2921688B2 true JP2921688B2 (ja) | 1999-07-19 |
Family
ID=16331836
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP19487989A Expired - Fee Related JP2921688B2 (ja) | 1989-07-27 | 1989-07-27 | サスペンション用油圧シリンダ |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2921688B2 (ja) |
Families Citing this family (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0823366A (ja) * | 1994-07-08 | 1996-01-23 | Nippon Ido Tsushin Kk | 携帯電話機用音響信号制御装置 |
| JP5456597B2 (ja) * | 2010-06-21 | 2014-04-02 | 株式会社ショーワ | 油圧緩衝器 |
| JP5783771B2 (ja) * | 2011-03-31 | 2015-09-24 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | 緩衝器 |
| JP5798813B2 (ja) * | 2011-06-27 | 2015-10-21 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | 緩衝器 |
| JP6063312B2 (ja) * | 2013-03-19 | 2017-01-18 | Ｋｙｂ株式会社 | 緩衝器 |
| JP2014181756A (ja) * | 2013-03-19 | 2014-09-29 | Kayaba Ind Co Ltd | 緩衝器 |
| JP6239420B2 (ja) * | 2014-03-27 | 2017-11-29 | 株式会社ショーワ | 油圧緩衝器 |
| JP7028739B2 (ja) * | 2018-08-08 | 2022-03-02 | Ｋｙｂ株式会社 | 鉄道車両用ダンパ |
| DE102018218087A1 (de) * | 2018-10-23 | 2020-04-23 | Volkswagen Aktiengesellschaft | Zuganschlag für einen hydraulischen Schwingungsdämpfer |
-
1989
- 1989-07-27 JP JP19487989A patent/JP2921688B2/ja not_active Expired - Fee Related
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| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0361741A (ja) | 1991-03-18 |
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|---|---|---|---|
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