JP7324934B2 - 緩衝器 - Google Patents
緩衝器 Download PDFInfo
- Publication number
- JP7324934B2 JP7324934B2 JP2022509426A JP2022509426A JP7324934B2 JP 7324934 B2 JP7324934 B2 JP 7324934B2 JP 2022509426 A JP2022509426 A JP 2022509426A JP 2022509426 A JP2022509426 A JP 2022509426A JP 7324934 B2 JP7324934 B2 JP 7324934B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- damping force
- valve
- chamber
- piston
- cylinder
- Prior art date
- Legal status (The legal status 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 status listed.)
- Active
Links
Images
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
- F16F9/32—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
- F16F9/512—Means responsive to load action, i.e. static load on the damper or dynamic fluid pressure changes in the damper, e.g. due to changes in velocity
- F16F9/5126—Piston, or piston-like valve elements
-
- 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
- F16F9/346—Throttling passages in the form of slots arranged in cylinder walls
-
- 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
- F16F7/00—Vibration-dampers; Shock-absorbers
- F16F7/10—Vibration-dampers; Shock-absorbers using inertia effect
- F16F7/1034—Vibration-dampers; Shock-absorbers using inertia effect of movement of a liquid
-
- 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
- F16F9/185—Bitubular units
-
- 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
- F16F9/3207—Constructional features
- F16F9/3235—Constructional features of cylinders
- F16F9/3242—Constructional features of cylinders of cylinder ends, e.g. caps
-
- 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
- F16F9/44—Means on or in the damper for manual or non-automatic adjustment; such means combined with temperature correction
- F16F9/46—Means on or in the damper for manual or non-automatic adjustment; such means combined with temperature correction allowing control from a distance, i.e. location of means for control input being remote from site of valves, e.g. on damper external wall
-
- 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
- F16F9/44—Means on or in the damper for manual or non-automatic adjustment; such means combined with temperature correction
- F16F9/46—Means on or in the damper for manual or non-automatic adjustment; such means combined with temperature correction allowing control from a distance, i.e. location of means for control input being remote from site of valves, e.g. on damper external wall
- F16F9/465—Means on or in the damper for manual or non-automatic adjustment; such means combined with temperature correction allowing control from a distance, i.e. location of means for control input being remote from site of valves, e.g. on damper external wall using servo control, the servo pressure being created by the flow of damping fluid, e.g. controlling pressure in a chamber downstream of a pilot passage
-
- 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
- F16F9/512—Means responsive to load action, i.e. static load on the damper or dynamic fluid pressure changes in the damper, e.g. due to changes in velocity
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Fluid Mechanics (AREA)
- Fluid-Damping Devices (AREA)
- Pharmaceuticals Containing Other Organic And Inorganic Compounds (AREA)
Description
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。
特許文献1には、ピストン速度に対して位相が90°進むばね下加速度となるようにアクチュエータを制御することにより、アクチュエータ等による応答遅れを補償するサスペンション制御装置が記載されている。
例えば、アクチュエータを備えていないコンベンショナルの緩衝器の場合、外部から作動流体の流れを制御できない。このため、ピストン速度に対する減衰力の位相の遅れにより、ばね上(車体)を制振する力が減少し、ばね上を加振する力が増加する可能性がある。これにより、高周波入力に対する乗り心地の低下を招く可能性がある。
本発明の一実施形態の目的は、アクチュエータの制御によらずに高周波の振動に対する減衰力の遅れを抑制できる緩衝器を提供することにある。
本発明の一実施形態の緩衝器は、作動流体が封入されるシリンダを有するシリンダ側部材と、前記シリンダ内を一側室と他側室とに区画するピストンおよび前記ピストンに連結されて前記シリンダの外部へ延びるピストンロッドを有するピストン側部材と、前記ピストン側部材に設けられ、前記一側室と前記他側室とを連通する第1連通路と、前記シリンダ側部材に設けられ、前記一側室と前記他側室とを連通する第2連通路と、前記第1、第2連通路にそれぞれ設けられる第1減衰機構、第2減衰機構とを備え、前記第2減衰機構は、前記第2連通路内の作動流体の慣性力によって減衰力の位相を進める位相補正部である。
また、本発明の一実施形態の緩衝器は、作動流体が封入されるシリンダを有するシリンダ側部材と、前記シリンダ内を一側室と他側室とに区画するピストンおよび前記ピストンに連結されて前記シリンダの外部へ延びるピストンロッドを有するピストン側部材と、前記ピストンロッドの進入および退出を補償するリザーバ室と、前記一側室または前記他側室と前記リザーバ室とを連通する第3連通路と、前記第3連通路に設けられる第3減衰機構とを備え、前記第3減衰機構は、前記第3連通路内の作動流体の慣性力によって減衰力の位相を進める位相補正部である。
本発明の一実施形態によれば、アクチュエータの制御によらずに高周波の振動に対する減衰力の遅れを抑制できる。
以下、実施形態による緩衝器を、車両(例えば、4輪自動車)に搭載される減衰力調整式油圧緩衝器に適用した場合を例に挙げ、添付図面を参照しつつ説明する。なお、添付図面(例えば、図14、図18ないし図21)は、設計図に準ずるような正確性をもって描かれた図面である。
図1ないし図10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3と、ピストン4と、ピストンロッド9と、位相補正連通路15とを含んで構成されている。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底部2Aとして閉塞され、他端側となる上端側は開口している。外筒2の上端側の開口は、ロッドガイド7およびロッドシール8により閉塞されている。
シリンダとしての内筒3は、外筒2内に同軸に設けられている。内筒3は、外筒2と共に、複筒式(ツインチューブ)のシリンダ装置(緩衝器)を構成している。即ち、内筒3の外周側には外筒2が形成されている。内筒3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3は、下端側がボトムバルブ10に嵌合して取付けられており、上端側がロッドガイド7により閉塞されている。内筒3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。即ち、内筒3と外筒2との間には、リザーバ室Aが設けられている。
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。リザーバ室Aは、ピストンロッド9の進入および退出を補償する。ボトムバルブ10は、内筒3の下端側に位置して外筒2の底部2Aと内筒3との間に設けられている。内筒3は、ボトムバルブ10により一端側が閉塞されることにより有底筒状に形成されている。なお、外筒およびボトムバルブを設けずに、有底筒状のシリンダ(内筒)により単筒式(モノチューブ)のシリンダ装置(緩衝器)を構成してもよい。
ピストン4は、内筒3内に摺動可能に挿入(挿嵌)されている。ピストン4は、内筒3内を2室(即ち、一側室となるボトム側油室Bと他側室となるロッド側油室C)に区画(画成)している。ピストン4には、ボトム側油室Bとロッド側油室Cとの間を連通可能とする油路4A,4Bが設けられている。油路4A,4Bは、ピストン4の移動により、内筒3(シリンダ)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、それぞれが第1連通路としての油路4Aおよび油路4Bは、一側室となるボトム側油室Bと他側室となるロッド側油室Cとを連通する。油路4Aおよび油路4Bは、ピストン4の移動によって作動流体(油液)の流れが生じるメイン流路(第1流路)である。
ピストン4には、縮小側(縮み側)の減衰バルブを構成する縮小側バルブ5(以下、圧側バルブ5という)が設けられている。圧側バルブ5は、例えば、ピストン4の上側に設けられるディスクバルブにより構成されている。圧側バルブ5は、ピストンロッド9の縮小行程(縮み行程)でピストン4が内筒3に沿って下向きに摺動変位するときに、ボトム側油室Bからロッド側油室Cに向けて油路4A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9の縮小行程で所定の減衰力を発生させる。即ち、圧側バルブ5は、内筒3内のピストン4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。圧側バルブ5は、第1連通路としての油路4Aに設けられた第1減衰機構に相当する。
ピストン4には、伸長側(伸び側)の減衰バルブを構成する伸長側バルブ6(以下、伸側バルブ6という)が設けられている。伸側バルブ6は、例えば、ピストン4の下側に設けられるディスクバルブにより構成されている。伸側バルブ6は、ピストンロッド9の伸長行程(伸び行程)でピストン4が内筒3に沿って上向きに摺動変位するときに、ロッド側油室Cからボトム側油室Bに向けて油路4B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9の伸長行程で所定の減衰力を発生させる。即ち、伸側バルブ6は、内筒3内のピストン4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。伸側バルブ6は、第1連通路としての油路4Bに設けられた第1減衰機構に相当する。
外筒2と内筒3の上端側(開口端側)は、ロッドガイド7とロッドシール8により閉塞されている。ロッドガイド7は、ピストンロッド9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7は、外筒2と内筒3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8は、ロッドガイド7の上面側に設けられている。ロッドシール8は、例えば、芯金として金属性の環状板と、環状板に焼付け等の手段で取付けられたゴム等の弾性シール材料により構成されている。ロッドシール8は、その内周がピストンロッド9の外周側に摺接することにより、外筒2および内筒3とピストンロッド9との間を液密、気密に封止(シール)する。
ピストンロッド9は、基端側となる下端側が内筒3内に挿入され、先端側となる上端側がロッドガイド7を介して内筒3外へと突出している。即ち、ピストンロッド9は、ピストン4に連結されて内筒3の外部へ延びている。ピストンロッド9の下端側には、圧側バルブ5および伸側バルブ6と共にピストン4が取付けられている。なお、ピストンロッド9の下端をさらに延ばしてボトム部側から外向きに突出させ、所謂、両ロッドとしてもよい。即ち、内筒3は、少なくともその一端からピストンロッド9が突出している。
ボトムバルブ10は、内筒3の下端側に設けられている。ボトムバルブ10は、リザーバ室Aとボトム側油室Bとを区画(画成、離隔)するバルブボディ11と、バルブボディ11に設けられた縮み側の絞り弁12と、バルブボディ11に設けられた伸び側の逆止弁13とにより構成されている。バルブボディ11には、リザーバ室Aとボトム側油室Bとを連通可能とする油路11A,11Bが設けられている。
ところで、車両のばね下からばね上への高周波振動の伝達を低減し、乗り心地のさらなる改善を図ることが望まれている。これに対して、ダンパ(緩衝器)の油圧による減衰力は、作動周波数が高くなると、ピストン速度に対して遅れを生じる傾向となる。即ち、ピストンの作動に対し、振動周波数が大きくなる程、ピストン速度に対する減衰力の位相の遅れが生じる傾向となる。これにより、高周波振動における制振性の低下と振動伝達の増加を招き、乗り心地が低下する可能性がある。
一方、前述の特許文献1には、ピストン速度に対して位相が90°進むばね下加速度となるようにアクチュエータを制御することにより、アクチュエータ等による応答遅れを補償するサスペンション制御装置が記載されている。しかし、アクチュエータを備えていないコンベンショナルの緩衝器の場合、外部から作動流体の流れを制御できない。このため、ピストン速度に対する減衰力の位相の遅れにより、ばね上(車体)を制振する力が減少し、ばね上を加振する力が増加する可能性がある。これにより、高周波入力に対する乗り心地の低下を招く可能性がある。
より詳しく説明すると、油圧減衰力は、ピストン速度に対して位相遅れを生じる。この位相遅れは、周波数が高くなる程(加速度が大きくなる程)大きくなる。この減衰力の位相遅れは、ばね上共振付近(例えば、1.5Hz付近)の低周波では遅れが小さく、問題になる可能性は低いが、周波数が高くなると位相の遅れは大きくなり、高周波振動低減性能と音振低減性能への影響が大きくなる可能性がある。即ち、減衰力の位相がピストン速度の位相に対して遅れると、制振域の減衰力が低下し、加振域の減衰力が増加する傾向となる。これにより、ばね上への振動伝達率の増加により乗り心地が低下すると共に、音振性能の低下を招く可能性がある。また、ばね下制振性への影響の可能性もあり、ばね下のバタつき、ブル感が悪化する可能性がある。
そこで、実施形態では、オイル慣性力を利用して、ピストン速度より位相の進んでいる加速度位相の力を発生することにより、位相遅れの大きな周波数の高い領域で位相遅れを改善する。即ち、後述するように、第1の実施形態では、ピストン上室(ロッド側油室C)とピストン下室(ボトム側油室B)との間を連通する連通路(位相補正連通路15)を設けると共に、この連通路を所定の長さに設定することにより、高周波振動に対し連通路内の油液(オイル)の慣性力による加速度位相の圧力を作動室(ピストン上室、ピストン下室)に作用させる。これにより、ピストン速度に対する減衰力の位相の遅れを解消すること、さらに、ピストン速度に対して進み位相とすることができる。この結果、制振域の減衰力を増加し、加振域の減衰力を減少して、ばね上振動の低減と振動伝達の低減を図ることができる。
即ち、図2および図3は、ダンパの減衰力の制御則とダンパの減衰力の位相との関係を示している。図2の左側に示すように、ダンパの減衰力の制御則としては、ばね上振動の制振性と路面からのばね上への振動伝達低減に優れるスカイフックダンパ制御が知られている。これに対して、図2の右側に示すように、スカイフックダンパ制御の近似則(スカイフックダンパ近似則)として、ダンパストロークの位置(変位)と作動方向(伸長、縮小)により減衰力の大小を制御することが有効であることが知られている。ここで、図2中の加振域は、ダンパがばね上を加振する力を発生する領域となる。加振域では、減衰力を低減することで、ばね上への伝達を低減できる。図2中の制振域は、ダンパがばね上を制振する力を発生する領域である。制振域では、減衰力を増大することで、ばね上の振動を低減できる。
一方、図3は、緩衝器の変位(ダンパ変位)と減衰力との関係、即ち、変位-減衰力のリサージュ(リサージュ波形、履歴曲線形状)を示している。ピストン速度に対するダンパ減衰力の位相が遅れ方向になると、近似則の制振域の減衰力を低減し、加振域の減衰力を増加させる傾向となる。この場合は、ばね上振動の制振性が低下し、かつ、路面からのばね上への振動伝達が増加することにより、乗り心地が低下する可能性がある。これに対して、逆に、ピストン速度に対するダンパ減衰力の位相が進み方向になると、近似則の制振域の減衰力が増加し、加振域の減衰力を低減する傾向となる。この場合は、ばね上振動の制振性の向上と路面からのばね上への振動伝達の低減により、乗り心地を向上できる。
そこで、実施形態では、ダンパの減衰力の位相を進めることにより、制振域の減衰力を増大し、加振域の減衰力を低減することにより、近似則に沿った減衰力特性を実現する。即ち、実施形態では、オイル慣性力を利用して、ピストン速度より位相の進んでいる加速度位相の力を発生することで、油圧減衰力の位相遅れの大きな周波数の高い領域で位相遅れを改善する。このために、実施形態では、ダンパ(緩衝器)は、オイル慣性力により減衰力の位相を補正する位相補正機構(位相補正デバイス)を備えている。これにより、高周波におけるダンパ減衰力の位相遅れを改善し、乗り心地を向上することができる。以下、位相補正機構について説明する。
図1に示すように、第1の実施形態では、緩衝器1は、位相補正機構となる位相補正連通路15を備えている。位相補正連通路15は、内筒3の外周側、換言すれば、内筒3と外筒2との間のリザーバ室Aに設けられている。位相補正連通路15は、筒状の管路として構成されており、通路長lが断面積aに対して大きい(例えば、30≦通路長l/断面積a≦1200[1/mm])。即ち、緩衝器1は、内筒3を有するシリンダ側部材と、内筒3に対して相対移動するピストン4およびピストンロッド9を有するピストン側部材とを備えている。そして、作動流体の慣性力によって減衰力の位相を進める位相補正連通路15は、シリンダ側部材(内筒3)に配置されている。
位相補正連通路15は、内筒3の内周面との開口部を介してロッド側油室Cと連通する直線状の他側連通路15A(以下、上部連通路15Aという)と、内筒3の内周面との開口部を介してボトム側油室Bに連通する直線状の一側連通路15B(以下、下部連通路15Bという)と、上部連通路15Aと下部連通路15Bと間に設けられ上部連通路15Aと下部連通路15Bとを接続する螺旋状管路15Cとを備えている。螺旋状管路15Cは、周方向に延びつつ軸方向に進む螺旋状の管路として形成されている。なお、ピストン4(圧側バルブ5、伸側バルブ6)には、固定オリフィス(コンスタントオリフィス)は設けられていない。固定オリフィス(コンスタントオリフィス)は、例えば、上部連通路15A、下部連通路15Bおよび螺旋状管路15Cにおける管路摩擦抵抗がその役割を果たす。螺旋状管路15Cは、緩衝器1の作動により変動するリザーバ室Aの油面付近に配置されている。
位相補正連通路15は、一側室となるボトム側油室Bと他側室となるロッド側油室Cとの間に設けられている。位相補正連通路15は、第1連通路(油路4Aおよび油路4B)と同様に、ピストン4の移動によって作動流体(油液)の流れが生じる連通路(第2連通路)である。即ち、位相補正連通路15は、シリンダ側部材となる内筒3(より具体的には、内筒3の外周面と外筒2の内周面との間のリザーバ室A)に設けられており、ボトム側油室Bとロッド側油室Cとを連通する。そして、位相補正連通路15には、第2減衰機構が設けられている。この場合、第2減衰機構は、位相補正連通路15の作動流体の慣性力によって減衰力の位相を進める位相補正部として構成されている。即ち、位相補正連通路15は、軸方向に進みつつ同じ径で複数周旋回(周回)する螺旋状管路15Cを有することにより、減衰力の位相を進める力(軸力)を発生させる減衰機構として構成されている。換言すれば、位相補正連通路15は、ボトム側油室Bとロッド側油室Cとの間で通路長が大きい(通路長lが断面積aに対して大きい)絞り通路(オリフィス部)となっている。螺旋状管路15Cは、上面視で始点が終点を超える位置まで周方向に延びている(即ち、360°を超えて延びている)。なお、位相補正連通路15は、例えば、軸方向に直線上に延びる部分(上部連通路、下部連通路)を省略し、全体を螺旋状管路により構成してもよい。
図4は、オイル慣性力の説明図である。図4を参照しつつオイル慣性力によるダンパ軸力を計算する。シリンダ(内筒3)の断面積を「Ac」とし、ロッド(ピストンロッド9)の断面積を「Ar」とし、下側室(ボトム側油室B)と上側室(ロッド側油室C)とを接続するオリフィス部(位相補正連通路15)の断面積を「a」とし、オリフィス部(位相補正連通路15)の長さを「l」とし、ダンパ(緩衝器1)のストロークの加速度(相対加速度)を「G」とし、油液の密度であるオイル密度を「ρ」とする。オリフィス部(位相補正連通路15)のオイル質量mは、次の数1式となる。
ダンパ(緩衝器1)に加速度Gが作用したときのオリフィス部(位相補正連通路15)内のオイル(油液)に作用する加速度gは、次の数2式となる。
このとき、オリフィス部(位相補正連通路15)のオイル慣性力fは、次の数3式となる。
オイル慣性力fによる圧力室(ボトム側油室B、ロッド側油室C)の作用圧力Δpは、次の数4式となる。
従って、ダンパ(緩衝器1)の加速度位相で作用する軸力Fgは、次の数5式となる。即ち、オイル慣性力fによりダンパ(緩衝器1)の加速度位相で作用する軸力Fgは、「加速度(G)」と「オリフィス部(位相補正連通路15)の長さlと断面積aとの比(l/a)」に比例する。
図5は、ダンパ減衰力位相に対するオイルの慣性力の影響を示している。図5中の「配管長a,b,c」は、オリフィス部(位相補正連通路15)の長さ(配管長)がそれぞれ異なり、a<b<cである。また、図5中の「従来構造ダンパ」は、オリフィス部(位相補正連通路15)が設けられていない。ピストンバルブ(圧側バルブ5、伸側バルブ6)と並列に設けられた位相補正連通路15内のオイル慣性力は、ピストン加速度位相で発生することから、ピストン速度位相より進んだ位相の圧力を圧力室(ボトム側油室B、ロッド側油室C)に作用させることができる。この慣性力は、加速度に比例した大きさの力を発生し、慣性力により圧力室(ボトム側油室B、ロッド側油室C)に作用する圧力の大きさも加速度に比例した大きさとなる。加速度の大きさは、ダンパ(緩衝器1)の加振周波数の2乗に比例する。
ダンパ(緩衝器1)の減衰力は、加振周波数が大きくなるほど遅れ位相となるが、慣性力の影響を作用させることで、高周波の加振においても、遅れ位相を解消し、進み位相とすることができる。したがって、高周波入力に対して、図2に示すスカイフックダンパ近似則に適合した、制振域の減衰力増大と加振域の減衰力低減を両立し、乗り心地の向上が図れる。即ち、オイル慣性力は、ダンパ加振加速度の位相で加速度に比例して発生する。このため、慣性力を作用させることで、特に油圧減衰力の位相遅れが大きな高周波振動に対し減衰力位相を進み方向に改善し、スカイフックダンパ近似則に則した減衰力特性とすることができる。従って、高周波振動に対し、ばね上(車体)を制振しながら路面からの振動絶縁性能を向上し、乗り心地を向上することができる。
図6は、実施形態によるオイル慣性力による位相遅れの改善効果を示している。図6中の上段は、変位とダンパ軸力とのリサージュ波形を示しており、下段は、時間軸波形を示している。実施形態では、オイル慣性力を利用して、ピストン速度より位相の進んでいる加速度位相の力を発生する。即ち、遅れのある減衰力(軸力)にオイル慣性力(軸力)を加える。これにより、油圧減衰力の位相遅れが大きくなる周波数の高い領域、例えば、20Hzで位相遅れを改善できる。
図7は、オリフィス部(位相補正連通路15)の長さと減衰力位相の関係を示している。図7中の「従来構造ダンパ」は、オリフィス部(位相補正連通路15)が設けられていない。また、図7中の「配管長A,B,C,D」は、オリフィス部(位相補正連通路15)の長さlと断面積aとの比(l/a)が、A<B<C<Dである。図8は、緩衝器の相対速度と振幅と周波数との関係(緩衝器の作動領域)を示している。図9は、周波数と振幅とがそれぞれ異なる3つの場合の減衰力と補正減衰力(オリフィス部によって補正された減衰力)を示している。図9の(A)は、ばね上共振周波数付近(低周波大振幅、周波数1.5Hz、振幅±20mm)の減衰力と補正減衰力を示しており、図9の(B)は、ゴツゴツ感領域(高周波微振幅、周波数20Hz、振幅±0.5mm)の減衰力と補正減衰力を示しており、図9の(C)は、ビリザラ感領域(高周波微振幅、周波数40Hz、振幅±0.08mm)の減衰力と補正減衰力を示している。
オイル慣性力の大きさは、オリフィス部(位相補正連通路15)の長さlと断面積aとの比(l/a)の値に比例する。このため、オリフィス部(位相補正連通路15)の長さlと断面積aにより、減衰力位相の調整が可能である。例えば、図7中の配管長Bは、ばね下共振点(13Hz)付近で位相遅れをほぼ0として長さlと断面積aとの比(l/a)を調整した例である。これにより、ばね下制振性が向上する。さらに、高周波領域では、減衰力は進み位相となり、高周波振動に対しばね上制振と振動伝達の低減が可能となる。また、図7中の配管長C,Dは、高周波振動への効果をさらに向上した例であり、高周波での減衰力位相は、より進み位相となる。
即ち、図7に示すように、配管長の短い(ピストンボディの厚さ10-15mm程度)の従来構造ダンパは、周波数が大きくなるに従い、ピストン速度に対する減衰力の位相は遅れを生じる。従って、ばね上共振(およそ1.5Hz)付近では、遅れが少なく、ばね上振動を制振することができる。しかし、ばね下共振(およそ13Hz)付近では、位相の遅れにより、ばね下を充分に制振することができず、ばね下のばたつきを生じる可能性がある。また、さらに高周波入力では、減衰力位相の遅れはさらに大きくなり、ばね上の制振力が減少する。これにより、ばね上への振動伝達が増加し、ゴツゴツ感、ビリザラ感等が増大し、乗り心地が低下する可能性がある。
これに対し、オリフィス部(位相補正連通路15)の長さlが大きくなるに従い(l/aが大きくなるに従い)、ピストン速度に対する減衰力の位相遅れが減少する。さらに、オリフィス部(位相補正連通路15)の長さlを大きくする(l/aを大きくする)ことで、高周波でのピストン速度に対する減衰力の位相を進み位相とすることができる。例えば、長さl(比l/a)を調整して、ばね下共振周波数(13Hz付近)で、減衰力の位相をピストン速度位相付近に合わせると、さらに高周波では、減衰力はピストン速度に対し、進み位相とる。これにより、ばね下のばたつきとゴツゴツ感、ビリザラ感の低減が両立され、乗り心地の向上が可能となる。車両により、ばね下のばたつきよりも、高周波振動の伝達低減を重視する場合には、長さl(比l/a)をさらに大きくし、高周波の減衰力位相をさらに進めることで、乗り心地の向上を図ることができる。
いずれにしても、図9の(A)に示すように、ばね上共振周波数付近(低周波大振幅、周波数1.5Hz、振幅±20mm)では、減衰力の遅れは小さい。また、図9の(B)に示すように、ゴツゴツ感領域(高周波微振幅、周波数20Hz、振幅±0.5mm)では、減衰力の遅れが大きくなるのに対して、補正減衰力は遅れが小さい。さらに、図9の(C)に示すように、ビリザラ感領域(高周波微振幅、周波数40Hz、振幅±0.08mm)では、減衰力の遅れがさらに大きくなるのに対して、補正減衰力は進み位相となり加振域の減衰力を低減できる。このように、位相補正デバイスである位相補正連通路15による効果は、高周波微振幅の要域で大きく、ばね上への振動の伝達を低減でき、音振性能を向上できる。
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9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)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9を伸長、縮小させつつ、ピストン4の圧側バルブ5、伸側バルブ6、位相補正連通路15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9が縮小行程にある場合には、ロッド側油室Cよりもボトム側油室B内が高圧状態になる。そして、ボトム側油室B内の油液(圧油)は、ピストン4の油路4Aと並列に設けられた位相補正連通路15を介してロッド側油室C内へと流通し、減衰力(オイル慣性力)を発生する。また、ボトム側油室B内の油液は、ピストン4の油路4A、圧側バルブ5を介してロッド側油室C内へと流通し、減衰力を発生する。このとき、内筒3内へのピストンロッド9の進入体積分に相当する分量の油液が、ボトム側油室Bからボトムバルブ10の絞り弁12を介してリザーバ室A内へと流入する。これにより、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9の進入体積分が吸収される。
一方、ピストンロッド9が伸長行程にある場合には、ボトム側油室Bよりもロッド側油室C内が高圧状態となる。そして、ロッド側油室C内の油液(圧油)は、ピストン4の油路4Bと並列に設けられた位相補正連通路15を介してボトム側油室B内へと流通し、減衰力(オイル慣性力)が発生する。また、ロッド側油室C内の油液は、ピストン4の油路4B、伸側バルブ6を介してボトム側油室B内へと流通し、減衰力が発生する。このとき、内筒3から進出(退出)したピストンロッド9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内からボトムバルブ10の逆止弁13を介してボトム側油室B内に流入する。
図10は、ダンパ(緩衝器)の微低速時の減衰力特性を示している。図5中、実線18は、位相補正デバイス(位相補正連通路15)を備えた実施形態の緩衝器1の減衰力特性を示している。破線19は、位相補正デバイス(位相補正連通路15)を備えていない(通常のコンスタントオリフィスを有する)比較例の緩衝器の減衰力特性を示している。実施形態では、比較例(通常のコンスタントオリフィス)に対して流路長さを大きくとることで、微低速でのレイノルズ数を低減し、流路の摩擦損失を増大することができる。即ち、位相補正デバイス(位相補正連通路15)は、レイノルズ数の小さな起動時付近では、層流に近い流れで流量にほぼ比例した減衰力を発生する。流量が増加してレイノルズ数が大きくなるに従い流量の2乗に比例した特性となる。一方、コンスタントオリフィスは、起動時からほぼ流量の2乗に比例した特性となる。これにより、実施形態では、比較例(通常のコンスタントオリフィス)に対して、微低速時の減衰力の立ち上りを増加することができる。この結果、減衰力の立ち上り応答性を高くすることができ、操縦安定性を向上できる。即ち、位相補正デバイス(位相補正連通路15)は、微低速での減衰力の立ち上がり特性に優れている。
以上のように、第1の実施形態では、位相補正部である位相補正連通路15により、減衰力の位相を進めることができる。この場合、位相補正連通路15は、例えば、通路長lを断面積aに対して大きく(例えば、30≦l/a≦1200[1/mm])することにより構成することができる。これにより、例えば、高周波振動に対し、位相補正連通路15の作動流体の慣性力(オイル慣性力)による加速度位相の圧力を、シリンダの作動室(ピストン上下室)となるボトム側油室Bまたはロッド側油室Cに作用させることができる。この結果、減衰力位相をピストン速度位相に対して進めることができ、車両のばね上(車体)に対する制振域の減衰力を増加し、かつ、加振域の減衰力を低減することができる。このため、ばね上の制振性と振動伝達の低減を図り、高周波入力に対する乗り心地の向上が可能となる。この場合に、位相補正連通路15の長さlを適切に調整することにより、ばね下共振周波数付近で減衰力位相をピストン速度位相に合わせることができる。これにより、緩衝器1の減衰力でばね下振動を適切に制振することができ、ばね下のばたつきを抑えて、乗り心地の向上(ブル感の改善)が可能となる。
また、第1の実施形態では、位相補正連通路15は、リザーバ室Aに設けられている。この場合、作動流体の慣性力(オイル慣性力)を発生する位相補正連通路15は、シリンダとなる内筒3の外周側を周回する螺旋状管路15Cを備えている。そして、螺旋状管路15Cを、リザーバ室Aの液面位置(油面位置)に配置している。このため、緩衝器1が高速で作動したときの油面(油面)の跳動を抑制することができる。即ち、緩衝器1がストロークしたときの油面の変動に対して、螺旋状管路15Cが油面の跳動を抑制するバッフル構造の役割を果たし、エアレーションの発生を抑制することができる。この結果、エアレーション抑制による減衰力の波形のラグ(欠け)を低減でき、制振性と異音の抑制を図ることができる。
次に、図11ないし図13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、位相補正デバイス(位相補正部)をロッドガイドに設けたことにある。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ものとする。
第2の実施形態の緩衝器21は、外筒2と、内筒3と、中間筒22と、ピストン4と、ピストンロッド9と、ロッドガイド23と、位相補正連通路28を形成する流路形成部材25とを含んで構成されている。内筒3の長さ方向(軸方向)の一端側(下端側)には、ボトム側油室Bを環状油室Dに常時連通させる油穴3Aが径方向に穿設されている。外筒2と内筒3との間には、中間筒22が配設されている。中間筒22は、軸方向の一端側(下端側)がボトムバルブ10のバルブボディ11に嵌合固定されており、軸方向の他端側(上端側)がロッドガイド23の外側筒部23Aに嵌合固定されている。
中間筒22は、内筒3の外周側を全周にわたって取囲むと共に軸方向に延びて配置されている。中間筒22は、内筒3との間に軸方向に延びる環状油室Dを形成している。環状油室Dは、リザーバ室Aとは独立した油室となっている。環状油室Dは、内筒3に形成され径方向の油穴3Aによりボトム側油室Bと常時連通している。環状油室Dは、位相補正連通路28と共に、第2連通路を構成している。第2連通路は、ピストンバルブ(圧側バルブ5、伸側バルブ6)と並列に設けられている。即ち、第2連通路は、シリンダ側部材となる内筒3(より具体的には、内筒3およびロッドガイド23)に設けられており、ボトム側油室Bとロッド側油室Cとを連通する。
ロッドガイド23は、内筒3の上側部分を外筒2の中央に位置決めすると共に、その内周側でピストンロッド9を軸方向に摺動可能にガイドする。ロッドガイド23は、シリンダとなる内筒3の開口に設けられており、ピストンロッド9をガイドする。ロッドガイド23は、内筒3と共にシリンダ側部材を構成している。即ち、シリンダ側部材は、内筒3とロッドガイド23とを有している。ロッドガイド23は、中間筒22が取付けられる外側筒部23Aと、内筒3および流路形成部材25がカバー24を介して取付けられる内側筒部23Bとを備えている。また、ロッドガイド23には、内側筒部23Bから外側筒部23Aにわたり連通溝23Cが形成されている。連通溝23Cは、流路形成部材25により形成される位相補正連通路28と環状油室Dとを接続する接続通路である。
流路形成部材25は、位相補正連通路28を形成している。流路形成部材25は、カバー24を介してロッドガイド23に取付けられている。これにより、位相補正連通路28は、ロッドガイド23に設けられている。流路形成部材25は、2枚のディスク26,27を積層することにより渦巻状の位相補正連通路28を形成している。即ち、流路形成部材25は、積層されて位相補正連通路28を形成する導入ディスク26と通路ディスク27とを有している。流路形成部材25、即ち、導入ディスク26および通路ディスク27は、収納部材となるカバー24に収納された状態でロッドガイド23に取付けられている。
カバー24は、例えばプレス成型により形成されており、円筒状の筒部24Aと、筒部24Aの一端側(下端側)を閉塞する底部24Bと、筒部24Aの他端側(上端側)に設けられ外径側に全周にわたって突出するフランジ部24Cを備えている。底部24Bには、ピストンロッド9が挿通される中心孔24B1が設けられている。筒部24Aは、底部24Bとロッドガイド23との間で導入ディスク26および通路ディスク27を挟持した状態でロッドガイド23の内側筒部23Bに嵌着される。筒部24Aの内側には、導入ディスク26および通路ディスク27の位置決め凹部26D,27Dと係合する位置決め凸部24A1が設けられている。フランジ部24Cは、内筒3の他端側(上端側)の開口縁とロッドガイド23とにより挟持されている。
導入ディスク26は、中央部に設けられピストンロッド9が挿通される中心孔26Aと、中心孔26Aから径方向に延びるスリット状の貫通溝26Bと、通路ディスク27の貫通溝27Aを塞ぐ閉塞部26Cとを有している。一方、通路ディスク27は、導入ディスク26の貫通溝26Bの端部(即ち、中心孔26Aとは反対側の端部)に対応する位置から周方向に渦巻状に延びるスリット状の貫通溝27Aを有している。また、通路ディスク27は、中央部にピストンロッド9が挿通される中心孔27Eが設けられている。通路ディスク27の貫通溝27Aは、周方向に延びつつ漸次拡径または縮径する渦巻状に形成されている。即ち、貫通溝27Aは、同一平面上を周回して伸びる渦巻状に形成されている。
この場合、貫通溝27Aは、図13に示すように、通路ディスク27の最も径方向内側に位置する内径側端部27Bから最も径方向外側に位置する外径側端部27Cまで、2周、即ち、720°周方向(時計方向)に延びている。これにより、通路ディスク27の貫通溝27Aは、始点が終点を超える位置まで周方向に延びている(即ち、360°を超えて延びている)。通路ディスク27の貫通溝27Aは、導入ディスク26の閉塞部26Cとカバー24の底部24Bとにより軸方向に塞がれる。これにより、通路ディスク27の貫通溝27Aは、絞り通路(オリフィス部)となる位相補正連通路28を形成している。
ここで、図12に矢印で示すように、導入ディスク26の中心孔26Aおよび貫通溝26Bは、ロッド側油室Cの油液(作動油)を通路ディスク27の貫通溝27Aの上流側(一側)となる内径側端部27Bに導く導入通路となっている。導入ディスク26の閉塞部26Cは、通路ディスク27の貫通溝27Aの内径側端部27Bに供給された油液が貫通溝27Aの下流側(一側とは別の位置の他側)となる外径側端部27Cまで周方向に流通するように通路ディスク27の貫通溝27Aを塞いでいる。カバー24の底部24Bも、通路ディスク27の貫通溝27Aの内径側端部27Bに供給された油液が貫通溝27Aの外径側端部27Cまで周方向に流通するように通路ディスク27の貫通溝27Aを塞いでいる。即ち、導入ディスク26の閉塞部26Cおよびカバー24の底部24Bは、通路ディスク27の貫通溝27Aを貫通方向(上下方向)の両側から塞いでいる。これにより、貫通溝27A内の油液は、ピストン4の移動に伴って貫通溝27A内を時計方向または反時計方向に流通することが可能となっている。
なお、導入ディスク26の外周面および通路ディスク27の外周面には、他の部分よりも径方向内側に凹んだ位置決め凹部26D,27Dが設けられている。導入ディスク26の位置決め凹部26Dは、例えば、径方向に延びる貫通溝26Bと対応する位置(周方向の位相が一致する位置)に設けられている。導入ディスク26の位置決め凹部26Dは、通路ディスク27の位置決め凹部24Dよりも内径側に延びている。この場合、導入ディスク26の位置決め凹部26Dは、通路ディスク27の貫通溝27Aの外径側端部27Cに対応する位置まで延びている。これにより、導入ディスク26の位置決め凹部26Dは、通路ディスク27の貫通溝27Aの外径側端部27Cとロッドガイド23の連通溝23Cとを連通している。通路ディスク27の位置決め凹部27Dは、例えば、貫通溝27Aの端部(内径側端部27B、外径側端部27C)と対応する位置(周方向の位相が一致する位置)に設けられている。位置決め凹部26D,27Dは、カバー24の筒部24Aの内周面に設けられた位置決め凸部24A1に係合する。これにより、導入ディスク26および通路ディスク27の周方向の位置決めがされ、かつ、周方向の変位(回転)が阻止される。
ピストンロッド9の伸長行程では、ロッド側油室Cからの油液が、カバー24の中心孔24B1内、通路ディスク27の中心孔27E内、導入ディスク26の中心孔26A内、導入ディスク26の貫通溝26B内、通路ディスク27の貫通溝27Aの内径側端部27B、渦巻状の貫通溝27A内を通り、貫通溝27Aの外径側端部27C、導入ディスク26の位置決め凹部26D内、ロッドガイド23の連通溝23C内、環状油室D、内筒3の油穴3Aを通じてボトム側油室Bに流れる。これに対して、ピストンロッド9の縮小行程では、ボトム側油室Bからの油液が、内筒3の油穴3A、環状油室D、ロッドガイド23の連通溝23C内、導入ディスク26の位置決め凹部26D内、通路ディスク27の貫通溝27Aの外径側端部27C、渦巻状の貫通溝27A内を通り、貫通溝27Aの内径側端部27B、導入ディスク26の貫通溝26B内、導入ディスク26の中心孔26A内、通路ディスク27の中心孔27E内、カバー24の中心孔24B1内を通じてロッド側油室Cに流れる。
このように、第2の実施形態では、位相補正連通路28は、流路形成部材25(より具体的には、通路ディスク27の渦巻状の貫通溝27A)により形成されている。位相補正連通路28は、一側室となるボトム側油室Bと他側室となるロッド側油室Cとの間に設けられている。位相補正連通路28は、第1連通路(油路4Aおよび油路4B)と同様に、ピストン4の移動によって作動流体(油液)の流れが生じる連通路(第2連通路)である。そして、位相補正連通路28には、第2減衰機構が設けられている。この場合、第2減衰機構は、位相補正連通路28の作動流体の慣性力によって減衰力の位相を進める位相補正部として構成されている。即ち、位相補正連通路28は、同一平面上で中心からの距離を変化させながら連続して(複数周)旋回する渦巻状の貫通溝27Aを有することにより、オリフィスとして減衰力の発生に加えて、減衰力の位相を進める力(軸力)を発生させる減衰機構として構成されている。
第2の実施形態は、上述の如き位相補正連通路28をロッドガイド23に設けたもので、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。特に、第2の実施形態では、位相補正連通路28は、ロッドガイド23に設けられている。この場合、作動流体の慣性力(オイル慣性力)を発生する位相補正連通路28は、ディスク26,27を積層することにより構成されている。このため、ディスク26,27の枚数により位相補正連通路28の長さを調整することができる。これにより、位相補正連通路28内の作動流体の慣性力を所望に調整すること、即ち、慣性力を所望の減衰力特性に合わせることを、容易に行うことができる。
なお、第1の実施形態および第2の実施形態では、コンベンショナルダンパ、即ち、加振周波数に応じて減衰力を調整する周波数感応部を備えていない緩衝器1,21を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、例えば、図14に示す変形例のように、緩衝器31は、加振周波数に応じて減衰力を調整する周波数感応部32を備える構成としてもよい。ここで、周波数感応部は、高周波振幅の減衰力(ピーク値)を低減する効果は大きいが、高周波になる程、位相遅れが大きくなる傾向がある。即ち、周波数感応部は、フリーバルブ、フリーピストン等の可動部を持つため、周波数感応部を備えていないコンベンショナルダンパより位相遅れが大きくなる傾向がある。
図15は、比較例による周波数感応型緩衝器のストローク(変位)と減衰力との関係(リサージュ波形)を示している。比較例による周波数感応型緩衝器は、第1の実施形態または第2の実施形態のような位相補正連通路15,28を備えていない。図16は、図15中の最も内側の特性線を拡大して示している。即ち、図16の特性線は、高周波微振幅(周波数31,8Hz、振幅±0.05mm)の特性(リサージュ波形)を示している。そして、図17は、高周波微振幅(周波数31,8Hz、振幅±0.05mm)時の減衰力とピストン速度の時間変化を示している。図16および図17に示すように、位相補正連通路15,28を備えていない比較例による周波数感応型緩衝器は、高周波で位相遅れが大きくなる傾向がある。即ち、周波数感応型緩衝器は、高周波になる程位相遅れが大きくなるため、周波数感応の効果をさらに有効にする上では、位相遅れを改善することが好ましい。
そこで、変形例では、第1の実施形態または第2の実施形態のような位相補正連通路15,28を備えた緩衝器1,21のピストンロッド9に周波数感応部32を設けている。即ち、図14に示すように、変形例の緩衝器31は、例えば、外筒(図示せず)と、内筒3と、ピストン4と、ピストンロッド9と、第1の実施形態の位相補正連通路15(図1)または第2の実施形態の位相補正連通路28(図11)と、周波数感応部32とを備えている。
周波数感応部32は、例えば、国際公開第2017/047661号に記載された減衰力発生機構と同様のものである。周波数感応部32は、ピストンロッド9に設けられている。周波数感応部32は、ボトム側油室Bおよびロッド側油室Cの作動油(作動流体)により移動可能な移動部材となるフリーバルブ33を有している。即ち、周波数感応部32は、ピストン4の伸側バルブ6に作用する背圧室34と、背圧室34内の圧力に作用するフリーバルブ33と、ケース37とを備えている。フリーバルブ33は、ディスク弁35と、ディスク弁35を付勢するばね部材としての弾性シール部材36とを有している。ケース37は、内部がフリーバルブ33により周波数感応のダンパ上室E1とダンパ下室E2とに区画されている。
また、ピストンロッド9の小径部9Aの外周面には、凹溝38が軸方向に延びて形成されている。凹溝38は、ピストン4の油路4Bに通路39を介して連通している。また、凹溝38は、伸側バルブ6の背圧室34にオリフィス40を介して連通している。また、凹溝38は、フリーバルブ33のダンパ上室E1に導油路41を介して連通している。これにより、ダンパ上室E1は、導油路41、凹溝38およびオリフィス40を介して背圧室34と連通している。また、背圧室34は、オリフィス40、凹溝38、通路39を介してピストン4の油路4B(即ち、ロッド側油室C)と連通している。ダンパ上室E1内の容積は、フリーバルブ33(ディスク弁35およびと弾性シール部材36)の変位(弾性変形を含む)により拡大、縮小される。
例えば、ピストンロッド9の伸び行程では、フリーバルブ33のディスク弁35と弾性シール部材36の変位(弾性変形を含む)によりダンパ上室E1内の容積が拡大される。この拡大範囲において、背圧室34内の圧油はダンパ上室E1内に向けて流通する。このため、背圧室34内の圧力はフリーバルブ33の変位によって低下し、これに伴って伸側バルブ6の開弁設定圧が下げられる。これにより、伸側バルブ6は、カットオフ周波数fcの前後で発生減衰力の特性がハードな状態からソフトな状態へと切換えられる。
即ち、フリーバルブ33は、ピストンロッド9および/または内筒3の振動周波数に応じてダンパ上室E1(即ち、背圧室34)の内圧を調整する周波数感応バルブとして作動する。これにより、伸側バルブ6は、ピストンロッド9および/または内筒3の振動周波数がカットオフ周波数fcよりも低い低周波のときには、フリーバルブ33により背圧室34内の圧力が下げられることはなく、開弁設定圧は相対的に高い圧力に保たれる。一方、振動周波数がカットオフ周波数fc以上となる高周波時には、フリーバルブ33により背圧室34内の圧力が下げられ、伸側バルブ6の開弁設定圧が下げられるので、発生減衰力の特性はソフトな状態に切換わる。なお、周波数感応部32の構成については、国際公開第2017/047661号に記載されているため、これ以上の詳しい説明は省略する。
変形例は、上述の如き周波数感応部32を第1の実施形態または第2の実施形態の位相補正連通路15,28を備えた緩衝器1,21のピストンロッド9に設けたもので、その基本的作用については、上述した第1の実施形態および第2の実施形態によるものと格別差異はない。特に、第2の実施形態では、周波数感応部32を備えているため、この周波数感応部32により高周波振動時に減衰力を低減できる。
ここで、周波数感応部型緩衝器は、高周波微振幅の減衰力(ピーク値)を低減する効果は大きいが、高周波微振幅になる程、位相遅れが大きくなる傾向となる。即ち、可動部となる周波数感応部32を備えることにより、位相遅れが大きくなる傾向となる。これに対して、変形例では、この位相遅れを位相補正部である位相補正連通路15,28によって抑制することができるため、周波数感応の効果を向上できる。即ち、高周波の位相遅れを改善し、高周波入力の振動伝達をさらに低減でき、乗り心地のさらなる向上を図ることができる。
また、変形例では、周波数感応部32は、ピストンロッド9に設けられている。この場合、周波数感応部32は、ピストン4の伸側バルブ6に作用する背圧室34と、背圧室34内の圧力に作用するフリーバルブ33(ディスク弁35)と、フリーバルブ33(ディスク弁35)を付勢するばね部材(弾性シール部材36)とを備えている。このため、周波数感応部32は、周波数に応じて伸側バルブ6に作用する背圧室34の圧力を調整することができる。そして、位相補正連通路15,28によってピストンロッド9に設けられた可動部である周波数感応部32の位相遅れを抑制できる。
なお、変形例では、周波数感応部32は、移動部材としてフリーバルブ33を備え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、周波数感応部は、ボトム側油室(一側室)および/またはロッド側油室(他側室)の作動流体により移動可能な移動部材としてのフリーピストンを有する構成としてもよい。この場合、周波数感応部は、例えば、ピストンロッドの下端側に設けることができる。そして、周波数感応部は、ピストンロッドと一体に内筒内を変位するケースと、ケース内に設けられケース内を移動可能(相対変位可能)なフリーピストンと、フリーピストンを付勢するばね部材(例えば、Oリング)により構成することができる。
また、変形例では、周波数感応部32は、ピストン4の第2バルブとなる伸側バルブ6の背圧室34に作用す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、周波数感応部は、例えば、ピストンの第1バルブとなる圧側バルブ5の背圧室に作用する構成としてもよい。また、例えば、周波数感応部は、第1バルブの背圧室と第2バルブの背圧室との両方に作用する構成としてもよい。即ち、周波数感応部は、第1バルブの背圧室および/または第2バルブの背圧室に作用する構成とすることができる。換言すれば、周波数感応部の移動部材(フリーバルブ、フリーピストン)は、一側室および/または他側室の作動流体により移動可能にすることができる。
また、第1の実施形態および第2の実施形態では、コンベンショナルダンパ、即ち、アクチュエータにより減衰力を調整する減衰力調整機構を備えていない緩衝器1,21を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、緩衝器は、例えば、アクチュエータによって減衰力を調整する減衰力調整機構を備える構成としてもよい。即ち、緩衝器は、第1の実施形態または第2の実施形態のような位相補正連通路15,28と、ステッピングモータ、ソレノイド等の電動アクチュエータによって減衰力を調整する減衰力調整機構(例えば、減衰力調整バルブ)とを備える構成としてもよい。この場合には、減衰力調整機構により減衰力を可変に調整することができる。しかも、減衰力調整機構により応答遅れを補償する制御を行わなくても、位相補正連通路15,28によって、可動部となる減衰力調整機構による位相遅れを抑制することができる。このため、乗り心地のさらなる向上を図ることができる。
次に、図18ないし図22は、第3の実施形態を示している。第3の実施形態の特徴は、緩衝器に減衰力調整バルブを設けると共に、減衰力調整バルブに周波数感応部および位相補正部(位相補正デバイス)を設けたことにある。なお、第3の実施形態では、上述した第1の実施形態、第2の実施形態および変形例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ものとする。
図18において、緩衝器51は、図示しないコントローラからの制御指令に応じて減衰力の調整が可能なユニフロー型の減衰力調整式油圧緩衝器として構成されている。即ち、緩衝器51は、外筒52と、内筒54と、ピストン4と、ピストンロッド9と、ロッドガイド7と、中間筒61と、ボトムバルブ10と、減衰力調整装置65とを備えている。緩衝器51の減衰力は、コントローラからの制御指令に応じて減衰力調整装置65により可変に調整される。
外筒52は、有底筒状に形成されており、緩衝器51の外殻を構成している。外筒52は、一端側となる下端側がボトムキャップ53を溶接することにより閉塞され、他端側となる上端側が径方向内側に屈曲されたかしめ部52Aとなっている。かしめ部52Aと内筒54との間には、ロッドガイド7およびロッドシール8が設けられている。一方、外筒52の下部側には、中間筒61の接続口61Aと同心に開口52Bが形成されている。外筒52の下部側には、開口52Bと対向して減衰力調整装置65が取付けられている。ボトムキャップ53には、例えば車両の車輪側に取付けられる取付アイ53Aが設けられている。
外筒52内には、外筒52と同軸上に内筒54が設けられている。内筒54の下端側は、ボトムバルブ10に嵌合して取付けられている。内筒54の上端側は、ロッドガイド7に嵌合して取付けられている。シリンダとしての内筒54(および外筒52)内には作動液(作動流体)としての油液が封入されている。作動液としては油液、オイルに限らず、例えば添加剤を混在させた水等を用いてもよい。
内筒54は、外筒52との間に環状のリザーバ室Aを形成(画成)している。即ち、リザーバ室Aは、内筒54と外筒52との間に設けられている。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等の気体を用いてもよい。リザーバ室Aは、ピストンロッド9の進入および退出を補償する。内筒54の長さ方向(軸方向)の途中位置には、ロッド側油室Cを環状油室Fに常時連通させる油穴54Aが径方向に穿設されている。
ピストン4は、内筒54内に摺動可能に挿嵌されている。即ち、ピストン4は、内筒54内に摺動可能に設けられている。ピストン4は、内筒54内を2室(即ち、一側室となるボトム側油室Bと他側室となるロッド側油室C)に区画(画成、離隔)している。ピストン4は、ピストンロッド9に連結されている。ピストン4には、ロッド側油室Cとボトム側油室Bとを連通可能とする油路4A,4Bがそれぞれ複数個、周方向に離間して形成されている。
ここで、ピストン4の下端面には、伸長側のディスクバルブ55が設けられている。伸長側のディスクバルブ55は、ピストンロッド9の伸長行程(伸び行程)でピストン4が上向きに摺動変位するときに、ロッド側油室C内の圧力がリリーフ設定圧を越えると開弁し、このときの圧力を、各油路4Bを介してボトム側油室B側にリリーフする。リリーフ設定圧は、例えば、減衰力調整装置65がハードに設定されたときの開弁圧より高い圧に設定されている。
ピストン4の上端面には、ピストンロッド9の縮小行程(縮み行程)でピストン4が下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縮み側の逆止弁56が設けられている。逆止弁56は、ボトム側油室B内の油液がロッド側油室Cに向けて各油路4A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。逆止弁56の開弁圧は、例えば、減衰力調整装置65がソフトに設定されたときの開弁圧より低い圧に設定され、実質的に減衰力を発生しない。この実質的に減衰力を発生しないとは、例えば、ピストン4やロッドシール8のフリクション以下の力であり、車の運動に対し影響しない。
ロッドとしてのピストンロッド9は、内筒54内を軸方向に延びている。ピストンロッド9の下端側は、内筒54内に挿入されている。ピストンロッド9は、ナット57等によりピストン4に固着して設けられている。ピストンロッド9の上端側は、ロッドガイド7を介して外筒52および内筒54の外部に突出している。即ち、ピストンロッド9は、ピストン4に連結されて内筒54の外部へ延びている。
内筒54の上端側には、段付円筒状のロッドガイド7が設けられている。ロッドガイド7は、内筒54の上側部分を外筒52の中央に位置決めすると共に、その内周側でピストンロッド9を軸方向に摺動可能にガイドする。ロッドガイド7と外筒52のかしめ部52Aとの間には、環状のロッドシール8が設けられている。ロッドシール8は、例えば、中心にピストンロッド9が挿通される孔が設けられた金属製の円輪板にゴム等の弾性材料を焼き付けることにより構成されている。ロッドシール8は、弾性材料の内周がピストンロッド9の外周側に摺接することにより、ピストンロッド9との間をシールする。
ロッドシール8には、下面側にロッドガイド7と接触するように延びるチェック弁としてのリップシール58が形成されている。リップシール58は、油溜め室59とリザーバ室Aとの間に配置されている。リップシール58は、油溜め室59内の油液等がロッドガイド7の戻し通路60を介してリザーバ室A側に向け流通するのを許し、逆向きの流れを阻止する。
外筒52と内筒54との間には、セパレータチューブとなる中間筒61が配設されている。中間筒61は、例えば、内筒54の外周側に上,下の筒状シール62,62を介して取付けられている。中間筒61は、内筒54の外周側を全周にわたって取囲むと共に軸方向に延びて配置されている。中間筒61は、内筒54との間に軸方向に延びる環状油室Fを形成している。環状油室Fは、リザーバ室Aとは独立した油室となっている。環状油室Fは、内筒54に形成した径方向の油穴54Aによりロッド側油室Cと常時連通している。中間筒61の下端側には、減衰力調整バルブ66の筒形ホルダ68が取付けられる接続口61Aが設けられている。
ボトムバルブ10は、内筒54の下端側に位置してボトムキャップ53と内筒54との間に設けられている。ボトムバルブ10は、ボトムキャップ53と内筒54との間でリザーバ室Aとボトム側油室Bとを区画(画成、離隔)するバルブボディ11と、バルブボディ11の下面側に設けられた縮小側のディスクバルブ63と、バルブボディ11の上面側に設けられた伸び側の逆止弁13とにより構成されている。バルブボディ11には、リザーバ室Aとボトム側油室Bとを連通可能とする油路11A,11Bがそれぞれ周方向に間隔をあけて形成されている。
縮小側のディスクバルブ63は、ピストンロッド9の縮小行程でピストン4が下向きに摺動変位するときに、ボトム側油室B内の圧力がリリーフ設定圧を越えると開弁し、このときの圧油(圧力)を、各油路11Aを介してリザーバ室A側にリリーフする。リリーフ設定圧は、例えば、減衰力調整装置65がハードに設定されたときの開弁圧より高い圧に設定されている。
伸び側の逆止弁13は、ピストンロッド9の伸長行程でピストン4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13は、リザーバ室A内の油液がボトム側油室Bに向けて各油路11B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。逆止弁13の開弁圧は、例えば、減衰力調整装置65がソフトに設定されたときの開弁圧より低い圧に設定され、実質的に減衰力を発生しない。
次に、緩衝器51の発生減衰力を可変に調整するための減衰力調整装置65について説明する。なお、図20は、図18および図19の右側を上側にして符号を付している。即ち、図18および図19の左右方向は、図20の上下方向に対応する。
図18に示すように、減衰力調整装置65は、基端側(図18の左端側)がリザーバ室Aと環状油室Fとの間に介在して配置され、先端側(図18の右端側)が外筒52の下部側から径方向外向きに突出するように設けられている。減衰力調整装置65は、中間筒61内の環状油室Fからリザーバ室Aへと流れる圧油(油液)の流通を減衰力調整バルブ66により制御し、このときに発生する減衰力を可変に調整する。即ち、減衰力調整バルブ66は、後述の設定圧可変バルブ70の開弁圧が減衰力可変アクチュエータ(ソレノイド75)で調整されることにより、発生減衰力が可変に制御される。減衰力調整装置65は、内筒54内のピストン4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。
ここで、減衰力調整機構としての減衰力調整バルブ66は、基端側が外筒52の開口52Bの周囲に固着され先端側が外筒52から径方向外向に突出するように設けられたバルブケース67、基端側が中間筒61の接続口61Aに固定されると共に先端側が環状のフランジ部68Aとなってバルブケース67の内側に隙間をもって配設された筒形ホルダ68、バルブケース67内に配置され筒形ホルダ68のフランジ部68Aに当接するバルブ部材69、バルブ部材69の環状弁座69Aに離着座するメインのディスクバルブからなる設定圧可変バルブ70、設定圧可変バルブ70に対して背圧を作用させる背圧室となるパイロット室71、パイロット室71内のパイロット圧(背圧)をソレノイド75への通電(電流値)に応じて可変に設定し、設定圧可変バルブ70の開弁圧を調節するパイロット弁部材72、パイロット弁部材72が離着座するパイロットボディ73を含んで構成されている。
設定圧可変バルブ70は、パイロット室71からのパイロット圧(背圧)によりバルブ部材69の環状弁座69Aに着座する方向(即ち、閉弁方向)の圧力を受圧している。即ち、設定圧可変バルブ70は、筒形ホルダ68の入口(環状油室F)側の圧力を受圧し、この圧力がパイロット室71側のパイロット圧(背圧)とメインのディスクバルブの剛性による開弁圧を超えると、バルブ部材69の環状弁座69Aから離座して開弁する。
この場合、設定圧可変バルブ70は、パイロット室71内のパイロット圧(背圧)がパイロット弁部材72を介して調節されることにより、開弁圧が可変に設定される。設定圧可変バルブ70がバルブ部材69の環状弁座69Aから離座(開弁)したときには、環状油室F(中間筒61)側からの圧油がバルブ部材69内の第1通路74を介して設定圧可変バルブ70の外側へと流出し、筒形ホルダ68のフランジ部68Aとバルブケース67との間から外筒52の開口52Bを介してリザーバ室A側へと流通する。
ここで、バルブ部材69内の第1通路74は、ピストン4の移動により内筒54内のロッド側油室C(=環状油室F)からリザーバ室Aへ作動流体が流通する流路である。設定圧可変バルブ70は、第1通路74に設けられ、作動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である。パイロット室71は、メインバルブである設定圧可変バルブ70に対して閉弁方向に圧力を作用させる背圧室である。
アクチュエータとしてのソレノイド75は、減衰力調整バルブ66と共に減衰力調整装置65を構成し、減衰力可変アクチュエータとして用いられている。図19に示すように、ソレノイド75は、外部からの通電により磁力を発生する筒状のコイル76と、コイル76の内周側に配置されたステータコア77と、ステータコア77の内周側で軸方向へ移動可能に設けられた可動鉄心としてのプランジャ78と、プランジャ78の中心側に一体に設けられた作動ピン79と、コイル76の外周を覆うカバー部材80とを含んで構成されている。
カバー部材80は、磁性材料からなるヨークを構成し、コイル76の外周側で磁気回路を形成するものである。作動ピン79は、プランジャ78内を軸方向(図19中の左右方向)に貫通して延び、左側の突出端には、減衰力調整バルブ66のパイロット弁部材72が固定されている。即ち、パイロット弁部材72の内側には、ソレノイド75の作動ピン79が嵌合されている。パイロット弁部材72は、プランジャ78および作動ピン79と一体的に水平方向(左,右方向)に変位する。
ソレノイド75のプランジャ78には、コイル76への通電(電流値)に比例した軸方向の推力が発生し、パイロット室71内のパイロット圧(背圧)は、パイロット弁部材72の変位によりプランジャ78の推力に対応して可変に設定される。即ち、パイロット室71内の圧力に抗して開弁する設定圧可変バルブ70の開弁圧は、ソレノイド75への通電に応じてパイロット弁部材72を軸方向に変位させることにより調節される。換言すると、設定圧可変バルブ70の開弁圧は、コントローラでソレノイド75のコイル76に通電する電流値を制御して、パイロット弁部材72を軸方向に変位させることにより増減される。このため、緩衝器51の発生減衰力は、ソレノイド75への通電(電流値)に比例した設定圧可変バルブ70の開弁圧に応じて可変に調整することができる。
次に、周波数感応部81について説明する。
減衰力調整バルブ66のパイロットボディ73には、周波数感応部81が組み込まれている。即ち、第3の実施形態では、周波数感応部81が減衰力調整バルブ66と一体に設けられている。周波数感応部81は、減衰力調整バルブ66(設定圧可変バルブ70)の背圧室となるパイロット室71に作用する。
ここで、パイロットボディ73とバルブ部材69との間には、パイロットピン82が挟持されている。パイロットピン82は、バルブ部材69との間で設定圧可変バルブ70を挟持している。パイロットボディ73は、パイロット弁部材72が離着座する弁座部73Aと、弁座部73Aからパイロット弁部材72側に向けて屈曲しつつ外径側に広がる環状板部73Bと、環状板部73Bの外径側から設定圧可変バルブ70側に向けて軸方向に延びる円筒部73Cとを備えている。そして、パイロットピン82とパイロットボディ73との間には、高周波の振動に対して減衰力を低減するフリーバルブ83が挟持されている。
フリーバルブ83は、例えば、複数(例えば、3枚)のディスク84と、ディスク84の外径側に位置してパイロット室71と反対側に設けられたリテーナ85と、リテーナ85とパイロットボディ73の円筒部73Cの内周面との間をシールすると共にリテーナ85を介してディスク84をパイロット室71側に向けて押圧するOリング86とを備えている。ディスク84は、パイロット室71を形成するパイロットボディ73(円筒部73C)に対して移動可能に設けられている。ディスク84は、パイロットボディ73の円筒部73C内をパイロット室71と可変室87とに区画している。ディスク84は、パイロット室71の体積を変化させる。
ディスク84には、パイロットピン82内の油路88とパイロット室71とを接続する連通オリフィス89が設けられている。Oリング86は、ディスク84に対してパイロット室71と反対側に設けられている。Oリング86は、ディスク84の外周側とパイロットボディ73の円筒部73Cの内周側との間をシールする。この場合、Oリング86は、パイロットボディ73の円筒部73Cの内周とリテーナ85の外周とに面圧が作用することにより、ディスク84を付勢するばね部材としての機能とパイロット室71をシールするシール部材としての機能とを有している。フリーバルブ83は、ピストンロッド9および/または内筒54の振動周波数に応じてパイロットボディ73の円筒部73C内を移動または停止するように相対変位する。これにより、フリーバルブ83は、パイロット室71の内圧を周波数に応じて調整する周波数感応バルブとして作動する。
即ち、高周波微振幅の入力時は、連通オリフィス89を通じてパイロット室71に圧力が作用することによりディスク84が撓み、パイロット室71の体積が増加する。これにより、パイロット室71の圧力が下がり、設定圧可変バルブ70が開きやすくなり、減衰力を低く抑えることができる。これに対して、低周波大振幅の入力時は、連通オリフィス89を通じてパイロット室71に圧力が作用すると、ディスク84が撓み、Oリング86が圧縮される。これにより、ディスク84に作用する力が増加し、ディスク84が撓みにくくなることにより、パイロット室71の圧力の低下が止まる。この結果、設定圧可変バルブ70が開きにくくなり、減衰力は高い特性を維持する。
このように、周波数感応バルブとなるフリーバルブ83は、高周波入力に対し減衰力を低減して、振動の伝達特性を改善することができる。しかし、周波数感応バルブとなるフリーバルブ83は、可動部となるディスク84、リテーナ85およびOリング86によるパイロット室71の体積変化を伴うことから、高周波数での減衰力の低下に遅れ(位相遅れ)が生じる傾向がある。これにより、振動伝達の低減に対する減衰力の低減の効果が低下する可能性がある。そこで、第3の実施形態では、位相補正連通路90を形成する流路形成部材91を設け、位相補正連通路90でのオイル慣性力により遅れを補正(位相補正)する。即ち、第3の実施形態では、周波数感応バルブとなるフリーバルブ83と位相補正連通路90とを組み合わせることにより、高周波入力時の遅れ(位相遅れ)を改善する。これにより、周波数感応による減衰力の低減効果を、振動の伝達低減の効果として十分に得ることができる。
即ち、第3の実施形態では、緩衝器51は、内筒54を有するシリンダ側部材と、ピストン4およびピストンロッド9を有するピストン側部材と、ソレノイド75によって開閉動作が調整される減衰力調整バルブ66と、他側室となるロッド側油室Cの作動流体により移動可能な移動部材としてのフリーバルブ83を有する周波数感応部81とを備えている。そして、第3の実施形態では、減衰力調整バルブ66に周波数感応部81と位相補正連通路90とが設けられている。具体的には、減衰力調整バルブ66のバルブ部材69に位相補正連通路90を形成する流路形成部材91が組み付けられている。これにより、流路形成部材91は、他側室となるロッド側油室Cとリザーバ室Aとの間に設けられている。即ち、流路形成部材91は、ロッド側油室Cとリザーバ室Aとの間を接続する油路92に設けられている。油路92は、「環状油室F(ロッド側油室C)に繋がる筒形ホルダ68内の油路93(図19参照)」と「リザーバ室Aに繋がるバルブケース67内の油路94(図19参照)」との間の流路である。即ち、油路92は、ロッド側油室C(他側室)とリザーバ室Aとを連通する第3連通路に相当する。油路92は、ピストン4の移動によって油液(作動流体)の流れが生じる流路である。
減衰力調整バルブ66のバルブ部材69は、第1部材としての有底筒状の筒部材95と、第2部材としての円板状の蓋部材96とを有している。そして、流路形成部材91は、筒部材95と蓋部材96との間に設けられている。即ち、バルブ部材69(筒部材95および蓋部材96)は、流路形成部材91を収納する収納部材に相当する。筒部材95の底部97には、中心孔97A、および、中心孔97Aから径方向外方に延びる導入溝97Bが設けられている。蓋部材96には、パイロットピン82が接続される中心孔96A、設定圧可変バルブ70が離着座する環状弁座69A、設定圧可変バルブ70によって開閉される環状油室96Bを形成する環状凹部96C、および、環状凹部96Cに開口する貫通孔96Dが設けられている。
流路形成部材91は、2枚のディスク98,99を積層することにより渦巻状の絞り通路(オリフィス部)となる位相補正連通路90を形成している。即ち、流路形成部材91は、積層されて位相補正連通路90を形成する導入ディスク98と通路ディスク99とを有している。流路形成部材91、即ち、導入ディスク98および通路ディスク99は、バルブ部材69の筒部材95と蓋部材96との間に挟持される。
導入ディスク98は、周方向に延びる貫通溝98Aと、通路ディスク99の有底溝99Aの開口側を塞ぐ閉塞部98Bとを有している。即ち、導入ディスク98の外径側には、それぞれ周方向に延びる3個の貫通溝98Aが形成されており、貫通溝98Aから外れた部分が閉塞部98Bとなっている。一方、通路ディスク99は、周方向に延びる渦巻状の有底溝99Aを有している。具体的には、通路ディスク99は、導入ディスク98の貫通溝98Aに対応する位置に導入口となる横溝99Bが設けられている。通路ディスク99は、横溝99Bを始点としてこの横溝99Bから周方向に伸びつつ径方向内側に向けて渦巻状に延びる有底溝99Aを有している。
この場合、有底溝99Aは、図21に示すように、通路ディスク99の径方向外側に位置する外径側端部99Cから最も径方向内側に位置する内径側端部99Dまで、3周半、即ち、1260°周方向(時計方向)に延びている。内径側端部99D、即ち、通路ディスク99の中心には、貫通孔99Eが設けられている。通路ディスク99の有底溝99Aの開口は、導入ディスク98の閉塞部98Bによって塞がれることにより、渦巻状に延びる位相補正連通路90を形成している。また、通路ディスク99の外径側には、導入ディスク98の貫通溝98Aの溝幅と同程度の長さを有する突起部99Fが周方向に等間隔に離間する複数個所(3個所)に設けられている。これにより、筒部材95と通路ディスク99との間に径方向の隙間(油路空間)が形成され、導入ディスク98の貫通溝98Aを通過した油液が通路ディスク99の横溝99Bを介して有底溝99Aに導入される。また、貫通溝98Aを通過した油液は、環状油室96Bにも導入される。
有底溝99Aの断面は、例えば、図20に示すように矩形状とすることができる。しかし、これに限らず、図示は省略するが、例えば、溝幅が底部に向けて小さくなるように側面が傾斜した断面台形状の有底溝、底部が円弧状となった断面U字状の有底溝、断面半円弧状の有底溝等、各種の有底溝を採用することができる。図20に示すように、流路形成部材91は、バルブ部材69の蓋部材96側から順に、通路ディスク99、導入ディスク98を積層することにより構成されている。これにより、パイロット室71に作動流体を導入する導入通路となる連通オリフィス89より内筒54側に、同一平面上で中心からの距離を変化させながら連続して(複数周)旋回する渦巻状の流路となる位相補正連通路90を設けている。なお、位相補正連通路90の旋回周、換言すれば、位相補正連通路90の通路長(有底溝99Aの長さ)は、必要な減衰力の遅れの補正効果が得られるように適宜調整することができる。また、有底溝99Aの断面積の形状、通路ディスク99の枚数等も、必要に応じて調整することができる。
このように、第3の実施形態では、位相補正連通路90は、流路形成部材91(より具体的には、通路ディスク99の渦巻状の有底溝99A)により形成されている。位相補正連通路90は、他側室となるロッド側油室Cとリザーバ室Aとの間の油路92に設けられている。即ち、位相補正連通路90は、ピストン4の移動によって作動流体(油液)の流れが生じる連通路(第3連通路)である油路92に設けられている。そして、位相補正連通路90には、第3減衰機構が設けられている。この場合、第3減衰機構は、位相補正連通路90の作動流体の慣性力によって減衰力の位相を進める位相補正部として構成されている。即ち、位相補正連通路90は、同一平面上で中心からの距離を変化させながら連続して(複数周)旋回する渦巻状の有底溝99Aを有することにより、オリフィスとして減衰力の発生に加えて、減衰力の位相を進める力(軸力)を発生させる減衰機構として構成されている。
第3の実施形態による緩衝器51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51を自動車等の車両に実装するときには、例えば、ピストンロッド9の上端側が車両の車体側に取付けられ、ボトムキャップ53に設けられた取付アイ53A側が車輪側に取付けられる。また、ソレノイド75は、車両のコントローラ等に接続される。車両の走行時には、路面の凹凸等により、上,下方向の振動が発生すると、ピストンロッド9が外筒52から伸長、縮小するように変位し、減衰力調整装置65等により減衰力を発生することができ、車両の振動を緩衝することができる。このとき、コントローラによりソレノイド75のコイル76への電流値を制御し、パイロット弁部材72の開弁圧を調整することにより、緩衝器51の発生減衰力を可変に調整することができる。
例えば、ピストンロッド9の伸び行程時には、内筒54内のピストン4の移動によってピストン4の縮み側の逆止弁56が閉じる。ピストン4のディスクバルブ55の開弁前には、ロッド側油室Cの油液が加圧され、内筒54の油穴54A、環状油室F、中間筒61の接続口61Aを通じて減衰力調整バルブ66に流入する。このとき、ピストン4が移動した分の油液は、リザーバ室Aからボトムバルブ10の伸び側の逆止弁13を開いてボトム側油室Bに流入する。なお、ロッド側油室Cの圧力がディスクバルブ55の開弁圧力に達すると、該ディスクバルブ55が開き、ロッド側油室Cの圧力をボトム側油室Bにリリーフする。
一方、ピストンロッド9の縮み行程時には、内筒54内のピストン4の移動によってピストン4の縮み側の逆止弁56が開き、ボトムバルブ10の伸び側の逆止弁13が閉じる。ボトムバルブ10(ディスクバルブ63)の開弁前には、ボトム側油室Bの油液がロッド側油室Cに流入する。これと共に、ピストンロッド9が内筒54内に浸入した分に相当する油液が、ロッド側油室Cから減衰力調整バルブ66に流入する。このとき、ボトム側油室B内の圧力がボトムバルブ10(ディスクバルブ63)の開弁圧力に達すると、ボトムバルブ10(ディスクバルブ63)が開き、ボトム側油室Bの圧力をリザーバ室Aにリリーフする。
ピストンロッド9の伸び行程においても縮み行程においても、ロッド側油室C内の圧油は、ピストン4の変位に伴って内筒54内から油穴54Aを介して環状油室F内へと流出し、環状油室F内の圧油は中間筒61の接続口61Aを介して減衰力調整装置65側に流通する。このとき、減衰力調整装置65では、減衰力調整バルブ66の設定圧可変バルブ70の開弁前は、パイロット弁部材72の開弁圧力によって減衰力が発生し、設定圧可変バルブ70の開弁後は、該設定圧可変バルブ70の開度に応じて減衰力が発生する。この場合、ソレノイド75のコイル76への通電によってパイロット弁部材72の開弁圧力を調整することにより、減衰力を制御することができる。
即ち、コイル76への通電電流を小さくしてプランジャ78の推力を小さくすると、パイロット弁部材72の開弁圧力が低下し、ソフト側の減衰力が発生する。一方、コイル76への通電電流を大きくしてプランジャ78の推力を大きくすると、パイロット弁部材72の開弁圧力が上昇し、ハード側の減衰力が発生する。このとき、パイロット弁部材72の開弁圧力によって、その上流側の連通オリフィス89を介して連通するパイロット室71の内圧が変化する。これにより、パイロット弁部材72の開弁圧力を制御することにより、設定圧可変バルブ70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。
また、高周波微振幅の入力時は、ディスク84の連通オリフィス89を通じてパイロット室71に圧力が作用することによりディスク84が撓み、パイロット室71の体積が増加する。これにより、パイロット室71の圧力が下がり、設定圧可変バルブ70が開きやすくなり、減衰力を低く抑えることができる。このとき、周波数感応部81の可動部(ディスク84)の遅れ(位相遅れ)は、流路形成部材91により形成された位相補正連通路90のオイル慣性力により補正される。これに対して、低周波大振幅の入力時は、ディスク84の連通オリフィス89を通じてパイロット室71に圧力が作用すると、ディスク84が撓み、Oリング86が圧縮される。これにより、ディスク84に作用する力が増加し、ディスク84が撓みにくくなることにより、パイロット室71の圧力の低下が止まる。この結果、設定圧可変バルブ70が開きにくくなり、減衰力は高い特性を維持する。
第3の実施形態は、上述の如き位相補正連通路90を形成する流路形成部材91を減衰力調整バルブ66のバルブ部材69に内蔵したもので、その基本的作用については、上述した第1の実施形態、第2の実施形態および変形例によるものと格別差異はない。
即ち、第3の実施形態では、位相補正部である位相補正連通路90により、減衰力の位相を進めることができる。これにより、例えば、高周波振動に対し、位相補正連通路90の作動流体の慣性力(オイル慣性力)による加速度位相の圧力を作動室に作用させることができる。この結果、ピストン速度位相に対して遅れた減衰力位相を進めることができ、車両のばね上に対する制振域の減衰力を増加し、かつ、加振域の減衰力を低減することができる。このため、車両のばね上の制振性と振動伝達の低減を図り、高周波入力に対する乗り心地の向上が可能となる。即ち、位相補正連通路90のオイル慣性力により、高周波入力時の減衰力の位相遅れを改善することができる。
図22は、ピストン速度と減衰力との関係を示している。図22中、実線100は、位相補正デバイス(位相補正連通路90)を備えた減衰力調整式の緩衝器51の減衰力特性を示している。破線101は、位相補正デバイス(位相補正連通路90)を備えていない(通常のコンスタントオリフィスを有する)比較例による減衰力調整式の緩衝器の減衰力特性を示している。
第3の実施形態では、減衰力調整機構(減衰力調整バルブ)のパイロットオリフィス部を渦巻状の流路となる位相補正連通路90により構成している。この場合、前述の図10に示す特性差から、パイロットオリフィスの等価オリフィス径が徐々に変化する特性となる。このため、図22に実線100で示すように、パイロット弁部材72(パイロット弁)の開弁後から設定圧可変バルブ70(メインバルブ)が開弁するまでの減衰力変化が滑らかになる。特に、ハード(Hard)の減衰力特性では、パイロット弁方式の制御バルブで課題となるバルブ開弁時のチャタリングを低減できる。このため、音振性能を向上できると共に減衰力の変化が滑らかになることにより、ジャーク低減による乗り心地の向上を図ることができる。
即ち、第3の実施形態では、ソレノイド75によって開閉動作が調整される減衰力調整バルブ66を備えているため、減衰力調整バルブ66により減衰力を可変に調整することができる。また、作動流体により移動可能なディスク84を有する周波数感応部81を備えているため、周波数感応部81により高周波振動時に減衰力を低減できる。しかも、減衰力調整バルブ66により応答遅れを補償する制御を行わなくても、位相補正連通路90によって、可動部となる減衰力調整バルブ66および周波数感応部81による位相遅れを抑制することができる。このため、乗り心地のさらなる向上を図ることができる。
この場合、渦巻状の流路となる位相補正連通路90は、設定圧可変バルブ70のパイロット室71に作動流体を導入する導入通路となる連通オリフィス89より内筒54側に設けている。このため、高周波入力に対し周波数感応部81の効果により減衰力が低減したときに生じる減衰力の遅れ(位相遅れ)を、位相補正連通路90内のオイル慣性力により補正することできる。即ち、周波数感応部81を設けることにより、高周波入力に対して減衰力を低減できるが、そのままでは、速度位相に対する位相遅れが増大する傾向となる。そこで、位相補正連通路90を組み合わせることにより、高周波の位相遅れを改善し、高周波入力の振動伝達をさらに低減できる。これにより、乗り心地の向上が可能となる。しかも、図22に示すように、減衰力調整バルブ66(設定圧可変バルブ70)の開弁点での圧力変動を低減することができ、音振性能の向上も図ることができる。また、減衰力調整バルブ66に周波数感応部81と位相補正連通路90とを設けるため、これら位相補正連通路90および周波数感応部81を減衰力調整バルブ66と共に一体に取り扱うことができる。
なお、第3の実施形態では、位相補正連通路90を形成する流路形成部材91の通路ディスク99として有底溝99Aを有す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、通路ディスクの有底溝を貫通溝としてもよい。この場合、必要に応じて、貫通溝を閉塞するための閉塞ディスクを別に設けることができる。
第3の実施形態では、メインバルブとなる設定圧可変バルブ70をロッド側油室C(他側室)からリザーバ室Aへ作動流体が流通する第1通路74に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、メインバルブをボトム側油室(一側室)からリザーバ室へ作動流体が流通する通路に設ける構成としてもよい。
第3の実施形態では、減衰力調整バルブ66(設定圧可変バルブ70)のパイロット室71に作用する周波数感応部81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、減衰力調整バルブ66に周波数感応部81を設けずに、図14に示す様にピストンロッド9に周波数感応部32を設ける構成としてもよい。さらに、周波数感応部を省略し、減衰力調整式緩衝器に位相補正連通路(位相補正部)を設ける(即ち、減衰力調整バルブに周波数感応部を設けずに位相補正連通路を設ける)構成としてもよい。また、減衰力調整バルブを省略してもよい。
第1の実施形態では、外筒2と内筒3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よい。このことは、その他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に基づく緩衝器として、例えば下記に述べる態様のものが考えられる。
第1の態様としては、緩衝器は、作動流体が封入されるシリンダを有するシリンダ側部材と、前記シリンダ内を一側室と他側室とに区画するピストンおよび前記ピストンに連結されて前記シリンダの外部へ延びるピストンロッドを有するピストン側部材と、前記ピストン側部材に設けられ、前記一側室と前記他側室とを連通する第1連通路と、前記シリンダ側部材に設けられ、前記一側室と前記他側室とを連通する第2連通路と、前記第1、第2連通路にそれぞれ設けられる第1減衰機構、第2減衰機構とを備え、前記第2減衰機構は、前記第2連通路内の作動流体の慣性力によって減衰力の位相を進める位相補正部である。
この第1の態様によれば、位相補正部である第2減衰機構により、減衰力の位相を進めることができる。この場合、第2減衰機構(位相補正部材)は、例えば、第2連通路の長さ(通路長)を断面積に対して大きく(例えば、30≦通路長l/断面積a≦1200[1/mm])することにより構成することができる。これにより、例えば、高周波振動に対し、第2連通路の作動流体の慣性力(オイル慣性力)による加速度位相の圧力を、シリンダの作動室(ピストン上下室)となる一側室または他側室に作用させることができる。この結果、減衰力位相をピストン速度位相に対して進めることができ、車両のばね上に対する制振域の減衰力を増加し、かつ、加振域の減衰力を低減することができる。このため、車両のばね上の制振性と振動伝達の低減を図り、高周波入力に対する乗り心地の向上が可能となる。この場合に、例えば、第2減衰機構(位相補正部材)となる第2連通路の長さを適切に調整することにより、ばね下共振周波数付近で減衰力位相をピストン速度位相に合わせることができる。これにより、緩衝器(ダンパ)の減衰力でばね下振動を適切に制振することができ、ばね下のばたつきを抑えて、乗り心地の向上(ブル感の改善)が可能となる。
第2の態様としては、第1の態様において、前記シリンダ側部材は、前記シリンダの開口に設けられ前記ピストンロッドをガイドするロッドガイドを有しており、前記第2減衰機構は、前記ロッドガイドに設けられている。この第2の態様によれば、位相補正部である第2減衰機構をロッドガイドに設けるため、作動流体の慣性力(オイル慣性力)を発生する第2連通路を、例えば、ディスクを積層することにより構成できる。このため、例えば、ディスクの枚数により第2連通路の長さを調整することができる。これにより、第2連通路内の作動流体の慣性力を所望に調整すること、即ち、慣性力を所望の減衰力特性に合わせることを、容易に行うことができる。
第3の態様としては、第1の態様において、前記シリンダの外周側には外筒が形成されており、前記シリンダと前記外筒との間には前記ピストンロッドの進入および退出を補償するリザーバ室が設けられており、前記第2減衰機構は、前記リザーバ室に設けられている。この第3の態様によれば、位相補正部材である第2減衰機構をリザーバ室に設けるため、作動流体の慣性力(オイル慣性力)を発生する第2連通路を、例えば、シリンダの外周側を周回する螺旋状の管路により構成することができる。このため、この螺旋状の管路を、例えば、リザーバ室の液面位置(油面位置)に配置することにより、緩衝器(ダンパ)が高速で作動したときの油面(油面)の跳動を抑制することができる。即ち、緩衝器がストロークしたときの油面の変動に対して、螺旋状の管路が油面の跳動を抑制するバッフル構造の役割を果たし、エアレーションの発生を抑制することができる。この結果、エアレーション抑制による減衰力の波形のラグ(欠け)を低減でき、制振性と異音の抑制を図ることができる。
第4の態様としては、第1の態様ないし第3の態様のいずれかにおいて、前記一側室および/または前記他側室の作動流体により移動可能な移動部材を有する周波数感応部をさらに備えている。この第4の態様によれば、周波数感応部により高周波振動時に減衰力を低減できる。ここで、周波数感応部を備えた緩衝器は、高周波微振幅の減衰力(ピーク値)を低減する効果は大きいが、高周波微振幅になる程、位相遅れが大きくなる傾向となる。即ち、可動部となる周波数感応部を備えることにより、位相遅れが大きくなる傾向となる。これに対して、位相補正部である第2減衰機構は、この位相遅れを抑制することができるため、周波数感応の効果を向上できる。即ち、高周波の位相遅れを改善し、高周波入力の振動伝達をさらに低減でき、乗り心地のさらなる向上を図ることができる。
第5の態様としては、第4の態様において、前記周波数感応部は、前記ピストンロッドに設けられている。この第5の態様によれば、ピストンロッドに設けられた可動部である周波数感応部の位相遅れを抑制できる。
第6の態様としては、第1の態様ないし第5の態様のいずれかにおいて、アクチュエータによって減衰力を調整する減衰力調整機構をさらに備えている。この第6の態様によれば、減衰力調整機構により減衰力を可変に調整することができる。しかも、減衰力調整機構により応答遅れを補償する制御を行わなくても、位相補正部である第2減衰機構によって、可動部となる減衰力調整機構による位相遅れを抑制することができる。このため、乗り心地のさらなる向上を図ることができる。
第7の態様としては、緩衝器は、作動流体が封入されるシリンダを有するシリンダ側部材と、前記シリンダ内を一側室と他側室とに区画するピストンおよび前記ピストンに連結されて前記シリンダの外部へ延びるピストンロッドを有するピストン側部材と、前記ピストンロッドの進入および退出を補償するリザーバ室と、前記一側室または前記他側室と前記リザーバ室とを連通する第3連通路と、前記第3連通路に設けられる第3減衰機構とを備え、前記第3減衰機構は、オリフィスとして減衰力の発生に加えて、前記第3連通路内の作動流体の慣性力によって減衰力の位相を進める位相補正部である。
この第7の態様によれば、位相補正部である第3減衰機構により、減衰力の位相を進めることができる。この場合、第3減衰機構(位相補正部材)は、例えば、第3連通路の長さ(通路長)を断面積に対して大きく(例えば、30≦通路長l/断面積a≦1200[1/mm])することにより構成することができる。これにより、例えば、高周波振動に対し、第3連通路の作動流体の慣性力(オイル慣性力)による加速度位相の圧力を作動室に作用させることができる。この結果、減衰力位相をピストン速度位相に対して進めることができ、車両のばね上に対する制振域の減衰力を増加し、かつ、加振域の減衰力を低減することができる。このため、車両のばね上の制振性と振動伝達の低減を図り、高周波入力に対する乗り心地の向上が可能となる。
第8の態様としては、第7の態様において、ソレノイドによって開閉動作が調整される減衰力調整バルブをさらに備え、前記減衰力調整バルブには、前記第3減衰機構が設けられている。この第8の態様によれば、減衰力調整バルブにより減衰力を可変に調整することができる。しかも、減衰力調整バルブにより応答遅れを補償する制御を行わなくても、位相補正部である第3減衰機構によって、可動部となる減衰力調整バルブによる位相遅れを抑制することができる。このため、乗り心地のさらなる向上を図ることができる。しかも、減衰力調整バルブに第3減衰機構を設けるため、第3減衰機構を減衰力調整バルブと共に一体に取り扱うことができる。
第9の態様としては、第8の態様において、前記一側室および/または前記他側室の作動流体により移動可能な移動部材を有する周波数感応部をさらに備え、前記減衰力調整バルブには、前記第3減衰機構と前記周波数感応部とが設けられている。この第9の態様によれば、周波数感応部により高周波振動時に減衰力を低減できる。しかも、減衰力調整バルブにより応答遅れを補償する制御を行わなくても、位相補正部である第3減衰機構によって、可動部となる減衰力調整バルブおよび周波数感応部による位相遅れを抑制することができる。このため、乗り心地のさらなる向上を図ることができる。しかも、減衰力調整バルブに第3減衰機構と周波数感応部とを設けるため、第3減衰機構および周波数感応部を減衰力調整バルブと共に一体に取り扱うことができる。
1,21,31,51 緩衝器
2,52 外筒
3,54 内筒(シリンダ、シリンダ側部材)
4 ピストン(ピストン側部材)
4A,4B 油路(第1連通路)
5 圧側バルブ(第1減衰機構)
6 伸側バルブ(第1減衰機構)
9 ピストンロッド(ロッド)
15,28 位相補正連通路(第2連通路、第2減衰機構、位相補正部)
23 ロッドガイド(シリンダ側部材)
32,81 周波数感応部
33,83 フリーバルブ(移動部材)
66 減衰力調整バルブ(減衰力調整機構)
75 ソレノイド(アクチュエータ)
90 位相補正連通路(第3減衰機構、位相補正部)
92 油路(第3連通路)
A リザーバ室
B ボトム側油室(一側室)
C ロッド側油室(他側室)
2,52 外筒
3,54 内筒(シリンダ、シリンダ側部材)
4 ピストン(ピストン側部材)
4A,4B 油路(第1連通路)
5 圧側バルブ(第1減衰機構)
6 伸側バルブ(第1減衰機構)
9 ピストンロッド(ロッド)
15,28 位相補正連通路(第2連通路、第2減衰機構、位相補正部)
23 ロッドガイド(シリンダ側部材)
32,81 周波数感応部
33,83 フリーバルブ(移動部材)
66 減衰力調整バルブ(減衰力調整機構)
75 ソレノイド(アクチュエータ)
90 位相補正連通路(第3減衰機構、位相補正部)
92 油路(第3連通路)
A リザーバ室
B ボトム側油室(一側室)
C ロッド側油室(他側室)
Claims (9)
- 作動流体が封入されるシリンダを有するシリンダ側部材と、
前記シリンダ内を一側室と他側室とに区画するピストンおよび前記ピストンに連結されて前記シリンダの外部へ延びるピストンロッドを有するピストン側部材と、
前記ピストン側部材に設けられ、前記一側室と前記他側室とを連通する第1連通路と、
前記シリンダ側部材に設けられ、前記一側室と前記他側室とを連通する第2連通路と、
前記第1、第2連通路にそれぞれ設けられる第1減衰機構、第2減衰機構とを備え、
前記第2減衰機構は、前記第2連通路内の作動流体の慣性力によって減衰力の位相を進める位相補正部であることを特徴とする緩衝器。 - 前記シリンダ側部材は、前記シリンダの開口に設けられ前記ピストンロッドをガイドするロッドガイドを有しており、
前記第2減衰機構は、前記ロッドガイドに設けられていることを特徴とする請求項1に記載の緩衝器。 - 前記シリンダの外周側には外筒が形成されており、
前記シリンダと前記外筒との間には前記ピストンロッドの進入および退出を補償するリザーバ室が設けられており、
前記第2減衰機構は、前記リザーバ室に設けられていることを特徴とする請求項1に記載の緩衝器。 - 前記一側室および/または前記他側室の作動流体により移動可能な移動部材を有する周波数感応部をさらに備えていることを特徴とする請求項1ないし3のいずれかに記載の緩衝器。
- 前記周波数感応部は、前記ピストンロッドに設けられていることを特徴とする請求項4に記載の緩衝器。
- アクチュエータによって減衰力を調整する減衰力調整機構をさらに備えていることを特徴とする請求項1ないし5のいずれかに記載の緩衝器。
- 作動流体が封入されるシリンダを有するシリンダ側部材と、
前記シリンダ内を一側室と他側室とに区画するピストンおよび前記ピストンに連結されて前記シリンダの外部へ延びるピストンロッドを有するピストン側部材と、
前記ピストンロッドの進入および退出を補償するリザーバ室と、
前記一側室または前記他側室と前記リザーバ室とを連通する第3連通路と、
前記第3連通路に設けられる第3減衰機構とを備え、
前記第3減衰機構は、前記第3連通路内の作動流体の慣性力によって減衰力の位相を進める位相補正部であることを特徴とする緩衝器。 - ソレノイドによって開閉動作が調整される減衰力調整バルブをさらに備え、
前記減衰力調整バルブには、前記第3減衰機構が設けられていることを特徴とする請求項7に記載の緩衝器。 - 前記一側室および/または前記他側室の作動流体により移動可能な移動部材を有する周波数感応部をさらに備え、
前記減衰力調整バルブには、前記第3減衰機構と前記周波数感応部とが設けられていることを特徴とする請求項8に記載の緩衝器。
Applications Claiming Priority (3)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2020058027 | 2020-03-27 | ||
JP2020058027 | 2020-03-27 | ||
PCT/JP2021/006617 WO2021192779A1 (ja) | 2020-03-27 | 2021-02-22 | 緩衝器 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPWO2021192779A1 JPWO2021192779A1 (ja) | 2021-09-30 |
JP7324934B2 true JP7324934B2 (ja) | 2023-08-10 |
Family
ID=77891156
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2022509426A Active JP7324934B2 (ja) | 2020-03-27 | 2021-02-22 | 緩衝器 |
Country Status (6)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US20230167871A1 (ja) |
JP (1) | JP7324934B2 (ja) |
KR (1) | KR20220131558A (ja) |
CN (1) | CN115298456A (ja) |
DE (1) | DE112021000616T5 (ja) |
WO (1) | WO2021192779A1 (ja) |
Families Citing this family (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN116658564B (zh) * | 2023-07-26 | 2023-10-10 | 山西新环精密制造股份有限公司 | 一种减震液压油缸 |
Citations (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2003254374A (ja) | 2002-02-28 | 2003-09-10 | Tokico Ltd | 油圧緩衝器 |
JP2005255152A (ja) | 2004-02-12 | 2005-09-22 | Hitachi Ltd | サスペンション制御装置 |
US20200049221A1 (en) | 2018-08-08 | 2020-02-13 | Raptor Performance Shocks, LLC | Internal bypass shock absorber |
Family Cites Families (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH0410432Y2 (ja) * | 1985-07-19 | 1992-03-16 | ||
JPH01247834A (ja) * | 1988-03-29 | 1989-10-03 | Kayaba Ind Co Ltd | 油圧緩衝器 |
US10619694B2 (en) | 2015-09-14 | 2020-04-14 | Hitachi Automotive Systems, Ltd. | Shock absorber |
-
2021
- 2021-02-22 CN CN202180022653.8A patent/CN115298456A/zh active Pending
- 2021-02-22 JP JP2022509426A patent/JP7324934B2/ja active Active
- 2021-02-22 KR KR1020227032448A patent/KR20220131558A/ko unknown
- 2021-02-22 US US17/912,635 patent/US20230167871A1/en active Pending
- 2021-02-22 WO PCT/JP2021/006617 patent/WO2021192779A1/ja active Application Filing
- 2021-02-22 DE DE112021000616.9T patent/DE112021000616T5/de active Pending
Patent Citations (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2003254374A (ja) | 2002-02-28 | 2003-09-10 | Tokico Ltd | 油圧緩衝器 |
JP2005255152A (ja) | 2004-02-12 | 2005-09-22 | Hitachi Ltd | サスペンション制御装置 |
US20200049221A1 (en) | 2018-08-08 | 2020-02-13 | Raptor Performance Shocks, LLC | Internal bypass shock absorber |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
KR20220131558A (ko) | 2022-09-28 |
JPWO2021192779A1 (ja) | 2021-09-30 |
WO2021192779A1 (ja) | 2021-09-30 |
DE112021000616T5 (de) | 2022-11-10 |
CN115298456A (zh) | 2022-11-04 |
US20230167871A1 (en) | 2023-06-01 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP5468465B2 (ja) | 緩衝器 | |
JP7012783B2 (ja) | 緩衝器 | |
KR101946642B1 (ko) | 감쇠력 조정식 완충기 | |
JP5584110B2 (ja) | 減衰力調整式緩衝器 | |
KR102232127B1 (ko) | 완충기 | |
JP6243173B2 (ja) | 緩衝装置 | |
JP2009505024A (ja) | 非対称吸込減衰弁 | |
JP2007523298A (ja) | 電子制御された振動数依存ダンパ | |
JP2014185687A (ja) | 緩衝装置 | |
JP6597191B2 (ja) | 減衰力調整機構 | |
KR102587418B1 (ko) | 감쇠력 조정식 완충기 | |
JP7324934B2 (ja) | 緩衝器 | |
JP5818201B2 (ja) | 緩衝器 | |
JP2004257507A (ja) | 油圧緩衝器 | |
JP2012047310A (ja) | リヤクッションユニット | |
JP6496592B2 (ja) | 緩衝器 | |
JP5798813B2 (ja) | 緩衝器 | |
JP6202726B2 (ja) | 緩衝器 | |
JP7253514B2 (ja) | 緩衝器 | |
JP4815482B2 (ja) | 油圧緩衝器 | |
JP2018053978A (ja) | ベースバルブおよび緩衝器 | |
JP2018119556A (ja) | 緩衝器 | |
JP2014185684A (ja) | 緩衝装置 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20220513 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20230704 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20230731 |
|
R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 7324934 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |