JPH0446816A - Damping device - Google Patents
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- JPH0446816A JPH0446816A JP15699990A JP15699990A JPH0446816A JP H0446816 A JPH0446816 A JP H0446816A JP 15699990 A JP15699990 A JP 15699990A JP 15699990 A JP15699990 A JP 15699990A JP H0446816 A JPH0446816 A JP H0446816A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
（ｆＬ業上の利用分野）
この発明は、重輪の懸巣系としてのアクディフサスベン
ン１ンシステムｔ・の利用に最適となる減寝装置に関す
る。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Field of use in the flight industry) The present invention relates to a sleep reduction device that is optimal for use in an accu-difference suspension system as a heavy-wheeled nest suspension system.
Φ輌の懸案系としてのアクティブサスペンションシステ
ムとしては 従来から種々提案されているか、一般には
、第３図に示すような構造とされている。Various active suspension systems for Φ vehicles have been proposed in the past, and generally the structure is as shown in Figure 3.
即ち、この種アクティフサスペンジコンシステムは、中
軸の四輪各部に配設されて下端がφ。That is, this type of actif suspension system is arranged at each of the four wheels of the center shaft, and the lower end is φ.
輛の重体側に連結され下端が車輛の重輪側に連結される
各油圧じリンクｌのそれぞれの油￥２に油圧源３からの
油圧か制御弁４を介して供給されるときに該各油圧シソ
ンタｌにおけるシリンダ圧力か上昇されると共に、１−
記各油室２からの油圧かそれぞれ制御弁４を介してタン
ク５に排出されるときに上記各油圧シリンダｌにおける
シリンダ圧力か低下されることになるように構凌されて
いるう
そして 上記制御弁４は５車輛に搭載の各種センサ６か
らの検出信号−か入力されるコントローラ７からの出力
信号たる電気信号で作動される。When the oil pressure from the hydraulic source 3 or through the control valve 4 is supplied to each hydraulic link 1 whose lower end is connected to the heavy body side of the vehicle and whose lower end is connected to the heavy wheel side of the vehicle, As the cylinder pressure in the hydraulic cylinder is increased, 1-
The control is configured such that when the oil pressure from each oil chamber 2 is discharged into the tank 5 via the control valve 4, the cylinder pressure in each of the hydraulic cylinders 1 is reduced. The valve 4 is operated by an electric signal which is a detection signal from various sensors 6 mounted on the five vehicles or an output signal from a controller 7 which is input.
−・方、Ｌ記アクディフサスペンションシステムは、油
圧シリンダｌの油室２と連通するガスばね８と、該ガス
ばね８と上記油室２との間に配在される減衰バルブ９と
、を有してなる。- On the other hand, the ac diff suspension system described in L includes a gas spring 8 communicating with the oil chamber 2 of the hydraulic cylinder l, and a damping valve 9 disposed between the gas spring 8 and the oil chamber 2. I have it.
それ故、上記従来例としてのアクティブサスペンション
システムにあっては、四輪各部に配設されている油圧シ
リンダｌにおけるシリンダ圧力を車輌の走行路面状況に
応して積極的に、即ち、アクティブに制御することで車
体姿勢を適正に保つことか可能になる。Therefore, in the conventional active suspension system described above, the cylinder pressure in the hydraulic cylinders L installed in each of the four wheels is actively controlled in accordance with the road surface conditions on which the vehicle is traveling. By doing so, it becomes possible to maintain the proper posture of the vehicle.
また、上記アクティブサスペンションシステムにあって
は、路面からの突上げ等で油圧シリンダ１か大きく収縮
される際の油室２からの油圧を減衰バルブ９を介してカ
スばね８に吸収させることて、該油圧シリンダ１にシト
・７クアフソ一ハ機能を発揮させることか可能になる。In addition, in the above active suspension system, the hydraulic pressure from the oil chamber 2 when the hydraulic cylinder 1 is greatly contracted due to an uplift from the road surface, etc. is absorbed by the suspension spring 8 via the damping valve 9. This makes it possible for the hydraulic cylinder 1 to perform the functions of 7-7 cylinders.
しかしなから、上記従来例たるアクティブサスペンショ
ンシステムにあっては、上記ショックアフソーハ機能の
発揮か油圧プリンタｌへの入力周波数か低周波数領域に
ある場合に限定されて、入力周波数か高周波数領域にな
る場合には上記ショックアフソーバ機能が期待てきなく
なり、車輌の乗り心地を改善できなくなる不都合かある
。However, in the conventional active suspension system described above, the effect of the shock absorbing function is limited to cases where the input frequency to the hydraulic printer is in the low frequency range, and the input frequency is limited to the high frequency range. In this case, the above-mentioned shock absorber function is no longer expected, and the riding comfort of the vehicle cannot be improved.
即ち、上記従来例としてのアクティブサスペンションシ
ステムにおける減衰バルブ９は、従来、油圧シリンダ１
への入力周波数に依存することなく一定の減衰作用をす
るように設定されているのて、油圧シリンダｌへの入力
周波数か低周波数領域にある場合はともかく、入力周波
数か高周波数領域になる場合には、該減衰バルブ９か作
動し得なくなり、即ち、圧油か該減衰バルブ９を通過し
得なくなることかある。That is, the damping valve 9 in the active suspension system as the conventional example is conventionally connected to the hydraulic cylinder 1.
Since it is set to have a constant damping effect regardless of the input frequency to the hydraulic cylinder, it does not matter if the input frequency to the hydraulic cylinder l is in the low frequency range, but if the input frequency is in the high frequency range. In this case, the damping valve 9 may become inoperable, that is, the pressure oil may no longer be able to pass through the damping valve 9.
このとき、油圧シリンダｌの油室２とカスばね８との間
の連通か遮断され、油圧シリンダｌの油室２における油
圧、即ち、シリンダ圧力を低下することか不可能になる
危惧かある。At this time, there is a fear that communication between the oil chamber 2 of the hydraulic cylinder 1 and the hex spring 8 will be cut off, making it impossible to reduce the oil pressure in the oil chamber 2 of the hydraulic cylinder 1, that is, the cylinder pressure.
そして この人力周波数か高周波数領域にある場合には
、制御弁４もこれに追従する作動かてきなくなる。When this human power frequency is in a high frequency range, the control valve 4 cannot operate to follow it.
それ故、Ｌ記油圧シヮンタｌへの人力周波数か高周波数
領域にある場合には、制御弁４による油圧シリンダｌに
おけるシリンダ圧力のアクティブな制御か不可能になる
七に、上記した減衰バルブ９の配在て所定のションクア
ブソーハ機能をに期待でさなくなり、高周波数領域にあ
るばね下共振点付近における車輌の乗り心地を改善でき
なくなる不都合かある。Therefore, when the frequency of human input to the hydraulic cylinder l is in a high frequency range, active control of the cylinder pressure in the hydraulic cylinder l by the control valve 4 becomes impossible.7. There is an inconvenience that the predetermined shock absorber function is no longer expected and the riding comfort of the vehicle cannot be improved near the unsprung resonance point in the high frequency region.
この発明は、前記した事情に鑑みて、創案されたもので
あって、その目的とするところは入力周波数か高周波数
領域になるか故に油圧シリンダにンヨ・・ｌクアブソー
ハ機能を期待し得なくなっＣばね下共振点付近における
車輌の乗り心地を改善てきなくなるのを防止して、車輌
の懸重系としてのアクティブサスペンションシステムへ
の利用に最適となる減衰装置を提供することである。This invention was devised in view of the above-mentioned circumstances, and since its purpose is the input frequency or the high frequency range, it is no longer possible to expect a hydraulic cylinder to have a quasi-absorbing function. It is an object of the present invention to provide a damping device that prevents the inability to improve the ride comfort of a vehicle near an unsprung resonance point and is optimal for use in an active suspension system as a suspension system for a vehicle.
（課題を解決するための手段）
ト、記した目的を達成するために、この発明に係る減衰
波この構成を、重輪の四輪各部に配設されてド端か車軸
側に連結されト端か車体側に連結される油圧プリンタの
油室に油圧源からの油圧か制御弁を介して供給されると
きに該油圧シリンダにおけるシリンダ圧力か上昇され上
記油室からの油圧か制御弁を介してタンクに排出される
ときに該油圧シリンダにおけるシリンダ圧力か低下され
るように形成されてなるアクティブサスペンションシス
テムに配設されると共に、油圧シリンダの油室とこれに
連通ずるガスばねとの間に配在される減衰バルブか油圧
シリンダへの入力周波数か高周波数領域になると発生減
衰力を低下させるように形成されてなることを特徴とす
るとしたものである。(Means for Solving the Problems) G. In order to achieve the above object, the damped wave according to the present invention is applied to a damped wave which is arranged at each part of the four wheels of a heavy wheel and connected to either the wheel end or the axle side. When hydraulic pressure from a hydraulic source is supplied to the oil chamber of a hydraulic printer connected to the end or the vehicle body side via a control valve, the cylinder pressure in the hydraulic cylinder is increased and the hydraulic pressure from the oil chamber is supplied via the control valve. between the oil chamber of the hydraulic cylinder and a gas spring communicating therewith; It is characterized by being formed so that the generated damping force is reduced when the input frequency to the disposed damping valve or the hydraulic cylinder reaches a high frequency range.
（作 用）
それ故、油圧シリンダへの入力周波数か低周波数領域に
ある場合に、各種センサからの信号かコントローラに人
力されると共に該コントロ−ラからの出力信号たる電気
信号て制御弁か作動されると、重輪の四輪各部に配設さ
れている各油圧シリンダにおけるそれぞれのシリンダ圧
力の調整か可能になる。(Function) Therefore, when the input frequency to the hydraulic cylinder is in the low frequency range, the signals from various sensors are input manually to the controller, and the control valve is activated by the electric signal that is the output signal from the controller. When this is done, it becomes possible to adjust the respective cylinder pressures in the hydraulic cylinders disposed at each part of the four wheels of the heavy vehicle.
そして、この入力周波数か低周波数領域にある場合には
、減衰バルブか順調に作動して所定の高い減衰力発生を
可能にすると共に、該減衰バルブを介して油圧シリンダ
の油室とガスばねとの連通か可能になり、所定のショッ
クアフソーハ機能の発揮か可能になる。When this input frequency is in a low frequency range, the damping valve operates smoothly to generate a predetermined high damping force, and the oil chamber of the hydraulic cylinder and the gas spring are connected via the damping valve. communication becomes possible, and a predetermined shock absorbing function can be performed.
また、油圧シリンダへの入力周波数か高周波数領域にな
る場合には、各油圧シリンダのそれぞれの油室に連通す
る減衰バルブかそれまて発生していた高い減衰力を低下
させ、即ち、該減衰バルブを通過する際の作動油の流通
抵抗を小さくしてガスばねと上記油室との連通性を向上
させる。In addition, when the input frequency to the hydraulic cylinders is in a high frequency range, the damping valves communicating with the respective oil chambers of each hydraulic cylinder reduce the high damping force that was previously generated. To improve communication between a gas spring and the oil chamber by reducing flow resistance of hydraulic oil when passing through a valve.
その結果、高周波数領域にある各油圧シリンダにおける
シリンダ圧力、即ち、ばね下共振点付近における発生減
衰力か低減されて、路面人力の重体側への伝達阻止か可
能になる。As a result, the cylinder pressure in each hydraulic cylinder in the high frequency region, ie, the damping force generated near the unsprung resonance point, is reduced, making it possible to prevent the transmission of road surface human force to the heavy body side.
そして、入力周波数か高周波数領域になるとそれまて発
生していた高い減衰力を低下させる減衰バルブ、即ち、
所謂バイカットバルブか伸側及び圧倒それぞれに配設さ
れてなることて、油圧シリンダの伸側及び圧側の作動、
即ち、伸縮時の乗り心地の改善か可能になる。Then, when the input frequency reaches a high frequency region, a damping valve that reduces the high damping force that was previously generated, that is,
The so-called bicut valve is installed on the expansion side and the compression side, respectively, and operates the expansion side and compression side of the hydraulic cylinder.
In other words, it is possible to improve the riding comfort during expansion and contraction.
以下、図示した実施例に基いて、この発明の詳細な説明
する。Hereinafter, the present invention will be described in detail based on the illustrated embodiments.
第１図に示すように、この発明の一実施例に係る減衰装
置１０は、所謂アキュムレータ態様に形成されてなり、
前記第３図に示す従来例としてのアクティブサスペンシ
ョンシステムに利用され、同図中に示すとすれば、仮想
線て囲った部分か該当することになる。As shown in FIG. 1, a damping device 10 according to an embodiment of the present invention is formed in a so-called accumulator configuration.
If it is used in the conventional active suspension system shown in FIG. 3 and shown in the same figure, the part enclosed by the imaginary line corresponds to the part.
尚、Ｌ記従来例としてのアクティブサスペンションシス
テムの構成については既に説明したのて、その説明につ
いてはこれを省略し、以下には、図中の符号のみをその
まま利用する。The configuration of the active suspension system as a conventional example described in L has already been explained, so the explanation thereof will be omitted, and only the reference numerals in the drawings will be used as they are below.
この実施例に係る減衰装置１０は、アキュムレータ本体
を構成する筒状体ｌｌ内にフリーピストン１２を摺動自
在に有してなると共に、−ｈ足部状体１１の図中ド端と
なる開口端を閉塞する封止部材１３の軸芯中空部１３ａ
に配設されたバルブアッセンブリ１４を有してなる。The damping device 10 according to this embodiment has a free piston 12 slidably inside a cylindrical body 11 constituting an accumulator body, and an opening at the end of the -h foot body 11 in the figure. Axial hollow part 13a of the sealing member 13 that closes the end
It has a valve assembly 14 disposed at.
フリーピストン１２は、図中北端側となる筒状体Ｉｌ内
にガス室１１ａを区画形成すると共に、同中下端側とな
る筒状体ｌｌ内に油室１１ｂを区画形成してし、て、前
記従来例におけるカスばね８を構成してなる。The free piston 12 has a gas chamber 11a defined in a cylindrical body Il on the north end side in the drawing, and an oil chamber 11b in a cylindrical body Il on the lower end side of the same. This configuration is similar to the hess spring 8 in the conventional example.
一方、封１１一部材ｌ］は、図中北端側となる油室１１
ｂ側の端部に連通孔１３ｂを有してなり、該連通孔１］
ｔ＋てその軸芯中空部１３ａと上記油室１１ｂとの連通
を町壷にしている。On the other hand, the seal 111 member l] is the oil chamber 11 on the north end side in the figure.
It has a communication hole 13b at the end on the b side, and the communication hole 1]
The shaft center hollow part 13a of the t+ lever communicates with the oil chamber 11b in a circular manner.
また、Ｌ記封止部材１３は、図中下端側となる外部側の
端部にＪ二足軸芯中空部１３ａと連通する螺状孔１３ｃ
を有してなると共に、該螺状孔１３ｃにキャップ１５を
螺装させてなり、該キャップ１５の螺装てＦ記軸芯中空
部＋１ａに前記バルブアッセンブリＩ４を定漬させると
している。In addition, the L sealing member 13 has a spiral hole 13c that communicates with the J bipedal shaft core hollow part 13a at the outer end, which is the lower end side in the figure.
At the same time, a cap 15 is screwed into the screw hole 13c, and the valve assembly I4 is fixedly immersed in the shaft center hollow part +1a marked F by screwing the cap 15.
従って、この実施例にあっては、キヤ・・ノブ１５を螺
状孔Ｉ３Ｃから取り外すことで、バルブアッセンブリ１
４を封１１部材Ｉ］内、即ち、本発明ｌ、：係る減衰装
置１０から取り出せることになり、要するときにＭ、該
バルブアッセンブリ１４を他のハルファ、７センブリと
交換し得ることになる。Therefore, in this embodiment, by removing the gear knob 15 from the screw hole I3C, the valve assembly 1 can be removed.
4 can be removed from the damping device 10 according to the present invention, and when necessary, the valve assembly 14 can be replaced with another half assembly.
１−記キでツブ１５は、その軸芯部に開穿された連通孔
１５３及び該連通孔１５ａにパラキン１５ｂの介在下に
連通ずる取付孔１５ｃを有してなると共に、該取付孔１
５ｃに管路りを接続させるとしている。1- The knob 15 has a communication hole 153 drilled in its axial center and a mounting hole 15c that communicates with the communication hole 15a through the interposition of a paraquin 15b.
5c will be connected to the pipe line.
尚 上記管路りは 封止部材１３の軸芯中空部１３ａ、
即ち、ハルファッセンフリ１４部分を前記油圧シリンダ
１における油室２に連通ずる。In addition, the above-mentioned pipe line is the axial hollow part 13a of the sealing member 13,
That is, the half-assembly 14 portion is communicated with the oil chamber 2 of the hydraulic cylinder 1.
次に、上記ハルファウセンフリ１４は、前記従来例にお
ける減衰バルブ９を構成するものて第２図に示すように
、封止部材１３の軸芯中空部１３ａにあって下端側に位
置決められる伸側減衰バルブ２０と、これに対向するよ
うに軸芯中空部１１ａの１端偏に位置決められる圧側減
衰ハルツ３（］と、を有してなる。Next, as shown in FIG. 2, the Halfaus Senfuri 14, which constitutes the damping valve 9 in the conventional example, is located in the axial hollow part 13a of the sealing member 13 and is an extension located on the lower end side. It has a side damping valve 20 and a compression side damping valve 3 ( ) positioned at one end of the axial hollow portion 11a so as to face the side damping valve 20.
そして、この実施例にあって、伸側減衰バルブ２０と圧
側減衰バルン３０は、共に同一の構造に形成されてなり
、ただその配設方向か互いに反対となるように設定され
ているものである。In this embodiment, the expansion side damping valve 20 and the compression side damping valve 30 are both formed to have the same structure, but are arranged in opposite directions. .
それ故、以ドには、伸側減衰ハルツ２０の構造について
のみ説明して圧側減衰バルブ３０の構造の説明について
はこれを省略する。Therefore, hereinafter, only the structure of the rebound damping valve 20 will be explained, and the explanation of the structure of the compression damping valve 30 will be omitted.
ただ、図中には圧側減衰バルブ３０の構成部品について
、伸側減衰ハルツ２０の構成部品について付されている
ｚＯ番台の符号に対応する３０番台の符号を付すること
にする。However, in the figure, the components of the compression side damping valve 30 are given numerals in the 30s, which correspond to the zO numbers assigned to the components of the rebound damping valve 20.
尚、伸側減衰バルブ２０及び圧側減衰バルブ３０は、円
筒状のバルブバウシング１４ａの両側開口端にそれぞれ
嵌装されるように配設されて対向してなるものて、例え
ば、伸側減衰バルブ２０を通過してきた圧油か圧側減衰
ハルツ３０を介して前記油室１１ｂ内に流入されると共
に、圧側減衰ハルツ３０を通過してきた圧油か伸側減衰
１１ルフ２０を介して前記管路り内に流入されるように
設定されている。The expansion side damping valve 20 and the compression side damping valve 30 are disposed so as to be fitted into both open ends of the cylindrical valve bousing 14a and face each other, for example, the expansion side damping valve 30. 20 flows into the oil chamber 11b via the compression side damping hartz 30, and the pressure oil that has passed through the compression side damping hartz 30 flows into the pipe line via the rebound damping 11 luff 20. It is set to flow into the
伸側減衰ハルツ２０は、上記バルブバウシング１４ａの
下端に嵌入されるバルブケース２１と、該バルブケース
２１の外周側−上端に嵌装されると共に１記バルブハウ
シング１４ａ内に嵌入されるメインキャップ２２と、を
有してなり、該メインキャップ２２と上記バルブケース
２１とて形成される内部空間に所謂バルブ部分か配在さ
れてなるとしている。The expansion-side damping harness 20 includes a valve case 21 that is fitted into the lower end of the valve bousing 14a, and a main cap that is fitted into the outer circumferential side and the upper end of the valve case 21 and into the valve housing 14a. 22, and a so-called valve portion is disposed in the internal space formed by the main cap 22 and the valve case 21.
即ち、セ、記バルブケース２１は、その中央部分に開口
２１ａを有する環状に形成されてなるものて、その内周
側の上端縁部に環状リーフバルブ２３を定着させている
。That is, the valve case 21 is formed into an annular shape having an opening 21a in the center thereof, and the annular leaf valve 23 is fixed to the upper end edge on the inner peripheral side.
尚、上記バルブケース２１の開口２１ａは、前記キャッ
プ１５に開穿されている連通孔１ｓａに連通している。The opening 21a of the valve case 21 communicates with the communication hole 1sa formed in the cap 15.
一方、上記バルブケース２１の上端には、−５記メイン
キヤツプ２２内にあって１丁動可能に収装された環状の
外側ディスク２４の外周側の下端か隣接されてなるとし
ている。On the other hand, the upper end of the valve case 21 is adjacent to the lower end of the outer peripheral side of an annular outer disk 24 which is housed in the -5 main cap 22 so as to be movable in one direction.
即ち、該外側ディスク２４は、その肉厚を貫通するボー
ト２４ａを有してなると共に、そのド端面に環状溝２４
ｂを有してなり 該環状溝２４ｂには１記ボート２４３
の下端を開口させている。That is, the outer disk 24 has a boat 24a passing through its wall thickness, and an annular groove 24 on its end surface.
1 boat 243 in the annular groove 24b.
The lower end of is open.
尚、上記外側ディスク２４の内周側の下端は、Ｌ記環状
す−フバルフ２３の内周側の北端に隣接されてなる。The lower end of the inner circumferential side of the outer disk 24 is adjacent to the north end of the inner circumferential side of the L-shaped annular valve 23.
それ故、Ｌ配性側ディスク２４の上流側からの作動油は
該外側ディスク２４のボート２４ａ及び環状溝２４ｂ
を介すると共に、上記環状ソーフバルフ２３の内周側端
を撓ませて下流側に流出されることになり、このとき所
定の減衰力か発生されることになる。Therefore, the hydraulic oil from the upstream side of the L distribution side disk 24 is transferred to the boat 24a and the annular groove 24b of the outer disk 24.
At the same time, the inner peripheral end of the annular sawf valve 23 is bent to flow out downstream, and at this time, a predetermined damping force is generated.
一ヒ記環状の外側ディスク２４の内周には、該外側ディ
スク２４の内周にあって上下動可能に内側ディスク２５
か収装されてなる。An inner disk 25 is provided on the inner periphery of the annular outer disk 24 and is movable up and down.
Or it will be stored away.
そして、該内側ディスク２５の下端は、上記環状リーフ
バルブ２コの内周側上端に隣接されてなる。The lower end of the inner disk 25 is adjacent to the upper end of the inner peripheral side of the annular leaf valve 2.
また、上記内側ディスク２５の」一端にはリーフスプリ
ング２６か隣接されてなると共に、該リーフスプリング
２６は、その中央部か上記内側ディスク２５の中央部に
連設されている。Further, a leaf spring 26 is adjacent to one end of the inner disk 25, and the leaf spring 26 is connected to the center thereof or to the center of the inner disk 25.
即ち、上記リーフスプリング２５の中央部にはピン２６
ａか貫通されるとしており、該ピン２６ａの下端か下方
の内側ディスク２５の中央部を貫通すると共にカシメ加
りされるとしており、従って、該ピン２５ａによって」
−記す−フスブリンク２６か内側ディスク２５の中央部
に連設されるとしている。That is, a pin 26 is provided at the center of the leaf spring 25.
It is assumed that the lower end of the pin 26a or the center of the lower inner disk 25 is penetrated, and the pin 25a is crimped.
- Note - It is assumed that the fusbrin link 26 is connected to the center of the inner disk 25.
そして、Ｌ記す−−７スブリンク２６の外周側端は、前
記外側ディスク２４の内周側の」一端に形成されている
環状シート部２４ｃに係止されるとしている。The outer circumferential end of the sub link 26, indicated by L, is engaged with an annular seat portion 24c formed at one end of the inner circumferential side of the outer disk 24.
それ故、上記内側ディスク２５は、上記リーフスプリン
グ２６の附勢力て外側ディスク２４の内周にあって上昇
方向に附勢されており、従ってその限りては、上記内側
ディスク２５は、その下端か下方の環状リーフバルブ２
３の内周側上端に隣接されるのみて該内側ディスク２５
の重力等の所謂外力を作用しない。Therefore, the inner disk 25 is biased in the upward direction on the inner periphery of the outer disk 24 by the biasing force of the leaf spring 26, and therefore, to that extent, the inner disk 25 is biased toward its lower end. Lower annular leaf valve 2
The inner disk 25 is only adjacent to the upper end of the inner circumferential side of 3.
So-called external forces such as gravity are not applied.
しかしながら、上記内側ディスク２５の上端面に外力か
作用して該内側ディスク２５かリーフスプリング２６の
附勢力に打ち勝って外側ディスク２４の内周で下降する
場合には、内側ディスク２５の下端か環状リーフバルブ
２３の内周側端を下方に向けて撓ませることになり、こ
のとき、環状リーフバルブ２３の内周側端の撓み量か変
更されることになる。However, if an external force acts on the upper end surface of the inner disk 25 and the inner disk 25 overcomes the urging force of the leaf spring 26 and descends on the inner circumference of the outer disk 24, the lower end of the inner disk 25 or the annular leaf The inner end of the valve 23 is bent downward, and at this time, the amount of deflection of the inner end of the annular leaf valve 23 is changed.
その結果、環状リーフバルブ２３の内周側端の撓み量か
変更される前に該環状リーフバルブ２３によって発生さ
れる当初設定の所定の減衰力が高い値に変更されること
になる。As a result, the initially set predetermined damping force generated by the annular leaf valve 23 is changed to a high value before the amount of deflection of the inner circumferential end of the annular leaf valve 23 is changed.
また一方、上記リーフスプリング２６の外周側上端には
、該リーフスプリング２６の上方に配設されたバルブシ
ート２７の下端に形成されている環状シート部２７ａか
隣接されるとしている。On the other hand, the upper end of the outer peripheral side of the leaf spring 26 is adjacent to an annular seat portion 27a formed at the lower end of the valve seat 27 disposed above the leaf spring 26.
そして、上記バルブシート２７は、その中央部の肉厚を
貫通するように開穿された透孔２７ｂを有してなり、該
透孔２７１）か前記ピン２６ａの上端面に隣設されると
している。The valve seat 27 has a through hole 27b formed to penetrate through the thickness of the central portion of the valve seat 27, and the through hole 27b is provided adjacent to the upper end surface of the pin 26a. There is.
一方、上記バルブシート２７の上端面には、ノンリタン
バルブ２８か隣設されてなると共に、該ノンリタンバル
ブ２８の中央部にはその肉厚を貫通するようにして開穿
されたオリフィス２８ａを有してなり、該オリフィス２
８ａか上記透孔２７ｂに照準されるとしている。On the other hand, a non-return valve 28 is disposed adjacent to the upper end surface of the valve seat 27, and an orifice 28a is provided in the center of the non-return valve 28 so as to penetrate through its wall thickness. and the orifice 2
8a or the through hole 27b.
それ故、この考案にあって、−上記オリフィス２８ａは
、Ｅ記透孔２７ｂを該オリフィス２８ａの下流側に位置
決めると共に該オリフィス２８ａの上流側の油圧に比較
して一次遅れの油圧を発生させる部位、即ち、−次遅れ
の圧力室とすることになる。Therefore, in this invention, - the orifice 28a positions the E marked through hole 27b on the downstream side of the orifice 28a, and generates a hydraulic pressure that is first order delayed compared to the hydraulic pressure on the upstream side of the orifice 28a. In other words, the pressure chamber is the second lag.
そして、Ｌ記透孔２７ｂ部分か一次遅れの圧力室とされ
るのは、前記油圧シリンダｌへの入力周波数か低層波数
領域にある場合であり、このとき、上記−次νれの圧力
室に生しる油圧か下方の内側ディスク２５の上端面、即
ち、この実施例にあっては、内側ディスク２５の中央部
に貫通されているビン２６ａの上端面に作用することに
なる。The L through hole 27b portion is considered to be the first order lag pressure chamber when the input frequency to the hydraulic cylinder l is in a low wave number region, and at this time, the -order lag pressure chamber is The generated hydraulic pressure acts on the upper end surface of the lower inner disk 25, that is, in this embodiment, on the upper end surface of the bottle 26a that is penetrated through the center of the inner disk 25.
従って、このとき、上記内側ディスク２５は前記したよ
うに、これかリーフスプリング２５の附勢力に打ち勝っ
て外側ディスク２４の内周て下−陣してＦ方の環状リー
フバルブ２３の内周側端をＦ力に向けて撓ませ、該環状
リーフバルブ２３の内周ｍ端の撓み騒を変更することに
なる。Therefore, at this time, as described above, the inner disk 25 overcomes the biasing force of the leaf spring 25 and descends on the inner circumference of the outer disk 24 to reach the inner circumferential end of the F-side annular leaf valve 23. is bent toward the F force, thereby changing the bending noise at the inner circumference m end of the annular leaf valve 23.
また 上記−次遅れの圧力室に発生される油圧は、前記
油圧シリンダｌへの入力周波数か高周波数領域になる場
合に発生されなくなり、従って、上記内側ディスク２５
の上端面への外力作用か無くなり、該内側ディスク２５
の下降現象か招来されなくなる。Moreover, the hydraulic pressure generated in the second-second pressure chamber is no longer generated when the input frequency to the hydraulic cylinder l is in a high frequency range, and therefore
There is no external force acting on the upper end surface of the inner disk 25.
It's a downward phenomenon, or it's no longer invited.
とごろて、Ｌ記ノンリタンバルフ２８及びバルブシート
２７は、その下方のリーフスプリング２６と共に前記外
側ディスク２４と前記メインキャップ２２の内周に摺動
可能に収装されたサブキャップ２２ａとの間に配設され
ている。The non-return valve 28 and the valve seat 27 are disposed between the outer disk 24 and the sub-cap 22a slidably housed in the inner circumference of the main cap 22, together with the leaf spring 26 below. It is set up.
また、Ｌ記ノンリタンバルブ２８は、その下端が前記メ
インキャ・Ｉプ２２の−１一端内周に係１Ｆ、されたノ
ンリタンスブリンク２９によって下降傾向に附勢されて
いる。The L non-return valve 28 is biased downward by a non-return link 29 whose lower end is connected to the inner periphery of the -1 end of the main cap 22 by a non-return link 29.
以トのように形成されたこの実施例に係る減衰装置にあ
っては、各種ヤンサ６からの信号かコントローラ７に重
力されると共に、該コントローラ７からの電気信号て制
御弁４か作動されることになり 該制御弁４の作動時に
は、車輌の四輪各部に配設された各油圧プリンタｌのそ
れぞれの油室２における油圧、即ち、シリンダ圧力か高
低ｊｌ！！されて、十輛＋高の調整か可能になる。In the damping device according to this embodiment formed as described above, the signals from the various sensors 6 are applied to the controller 7, and the control valve 4 is actuated by the electric signal from the controller 7. Therefore, when the control valve 4 is in operation, the oil pressure in each oil chamber 2 of each hydraulic printer installed at each of the four wheels of the vehicle, that is, the cylinder pressure, is high or low! ! Then, it becomes possible to adjust the height of 10 cars + height.
そして、走行中の車輌に大きい路面入力か入力されて油
圧シリンダｌの油室２において大きい油圧の給排か心安
な状況になる場合には、該油圧か伸側減衰バルブ２０及
び圧側減Ｒバルフ３０を介して油室１１ｂとの間て給排
されることになり、該油室１１ｂにフリーピストン１２
を介して隣接されるカス室１１ａによる所定のカスばね
効果か発揮され、ションクアフソーハ機能の発揮か可能
になる。When a large road surface input is input to the running vehicle and the situation is such that it is safe to supply and discharge large hydraulic pressure to the oil chamber 2 of the hydraulic cylinder l, the hydraulic pressure is controlled by the rebound damping valve 20 and the compression side reducing R valve. The free piston 12 is supplied to and discharged from the oil chamber 11b via the oil chamber 11b.
A predetermined waste spring effect is exerted by the adjoining waste chamber 11a via the spacer, and the shock absorbing function can be exerted.
次に、に記油圧シリンタｌの作動時に該油圧シリンダｌ
への人力周波数か低周波数領域にあるときには、例えば
、伸側減衰バルブ２０部分において、ハルツシート２７
に開穿の透孔２７ｂ部分か一次遅れの圧力室となると共
に、該−次遅れの圧力室に発生される油圧て下方の内側
ディスク２５かワーフスプリング２Ｇの附勢力に打ち勝
って外側ディスク２４の内周で下降されることになる。Next, when the hydraulic cylinder l is operated, the hydraulic cylinder l is
When the human power frequency is in the low frequency range, for example, in the rebound damping valve 20 part, the Hartz seat 27
The through hole 27b of the hole 27b becomes a first-order lag pressure chamber, and the hydraulic pressure generated in the first-order lag pressure chamber overcomes the force of the lower inner disk 25 or the wharf spring 2G and causes the outer disk 24 to rise. It will be lowered on the inner circumference.
そしてこのとき、下方の環状リーフバルブ２３は、その
内周側端を下方に向けて撓ませて、該環状リーフバルブ
２３の内周側端の撓み量を変更する、即ち、該環状リー
フバルブｚ３で発生される減衰力を高い値にする。At this time, the lower annular leaf valve 23 bends its inner peripheral end downward to change the amount of deflection of the inner peripheral end of the annular leaf valve 23, that is, the annular leaf valve z3 Increase the damping force generated by the
一方、上記油圧シリンダｌへの入力周波数が低周波数領
域から高周波数領域になると、Ｊ−記透孔２７ｂ部分か
らなる一次遅れの圧力室における油圧発生か解消され、
従って、上記内側ディスク２５のＦｌｌ＆現象か解消さ
れることになり、−［−記環状ソーフハルブ２３て発生
される減衰力か当初の設定値に戻されることになる。On the other hand, when the input frequency to the hydraulic cylinder l changes from a low frequency range to a high frequency range, the generation of hydraulic pressure in the first-order lag pressure chamber consisting of the J-marked through hole 27b is eliminated,
Therefore, the Fll& phenomenon of the inner disk 25 is eliminated, and the damping force generated by the annular sof hull 23 is returned to its original setting value.
即ち、この実施例によれば、油圧シリンダｌへの入力周
波数か低周波数領域から高周波数領域になると、それま
で低周波数領域て高かった減衰力か高周波数領域になる
と低くなる、所謂ハイカット現象か招来されることにな
る。That is, according to this embodiment, when the input frequency to the hydraulic cylinder l changes from a low frequency range to a high frequency range, the damping force that was previously high in the low frequency range becomes lower in the high frequency range, a so-called high-cut phenomenon. He will be invited.
その結果、油圧シリンダ１への入力周波数か高周波数領
域になると、従来てあれば、制御弁４か適正に作動てき
なくなる上に、減衰バルブ９を圧油か通ｉし得なくなり
、従って、油圧シリンダ１の油室２とガスばね８との間
の連通か遮断されることになって、シリンダ圧力を低下
することか不可能になるか、この実施例に係る場合には
、油圧シリンダｌへの人力周波数か高周波数領域になる
と、制御弁４を適正に作動することは不可能であるか、
伸側減衰バルブ２０及び圧側減衰バルブ３０か低い減衰
力発生に止められて圧油の通過を許容することになり、
油圧シリンダｌの油室２とガス室＋１ａに＃接する油室
ＩＮ＋とのｒＩＪｌての圧油のｆＩ！、通が可能になり
、シリンダ圧力の低ｔ゛か可能になる。As a result, when the input frequency to the hydraulic cylinder 1 reaches a high frequency range, the conventional control valve 4 cannot operate properly and pressure oil cannot pass through the damping valve 9. If the communication between the oil chamber 2 of the cylinder 1 and the gas spring 8 is cut off, it becomes impossible to reduce the cylinder pressure, or in this case, the communication between the oil chamber 2 of the cylinder 1 and the gas spring 8 is cut off. When the human power frequency or the high frequency range is reached, it is impossible to operate the control valve 4 properly, or
The expansion side damping valve 20 and the compression side damping valve 30 are stopped from generating a low damping force and allow the passage of pressure oil,
fI of the pressure oil of rIJl between oil chamber 2 of hydraulic cylinder l and oil chamber IN+ # in contact with gas chamber +1a! , allowing for low cylinder pressure.
従って、油圧シリンダ１への入力周波数か高周波数領域
になるときには、該高周波数領域にあるばね下共振点付
近における発生減衰力を低い値にＪＲ整することか可能
になる。Therefore, when the input frequency to the hydraulic cylinder 1 is in a high frequency range, it is possible to adjust the damping force generated near the unsprung resonance point in the high frequency range to a low value.
以上のように、この発明によれば、油圧シリンダへの入
力周波数か高周波数領域になると該高周波数領域にある
ばね下共振点付近における発生減衰力を低い値に変更調
整することか可能になるのて、車輌における乗り心地を
改善することか可能になり、従って、アクティブサスペ
ンションシステムへの利用に最適となる利点かある。As described above, according to the present invention, when the input frequency to the hydraulic cylinder reaches a high frequency range, it is possible to change and adjust the generated damping force near the unsprung resonance point in the high frequency range to a lower value. This has the advantage of making it possible to improve the ride comfort in a vehicle and therefore making it ideal for use in active suspension systems.
また、この発明によれば、アキュムレータ態様に形成さ
れた所謂別タンク内に伸側及び圧側の各減衰バルブか配
設されてなるのて、油圧シリンダの伸側及び圧側の作動
時に所定のショックアフソーハ機能の発揮を期待てきる
利点もある。Further, according to the present invention, the expansion side and compression side damping valves are disposed in a so-called separate tank formed in the form of an accumulator, so that a predetermined shock damping is achieved when the expansion side and compression side of the hydraulic cylinder are operated. There is also the advantage of being able to demonstrate the SOHA function.
さらに、この発明によれば、伸側及び圧側の各減衰バル
ブか油圧シリンダの所謂外部にハルファ・・ｌセンフリ
化されて配設されてなるとするのて、その交換や保守等
のメンテナンスか容易になる利点もある。Furthermore, according to the present invention, each of the damping valves on the expansion side and the compression side are provided outside the hydraulic cylinder in a half-sensible manner, so that maintenance such as replacement and maintenance can be easily performed. There are also some advantages.
第１図はこの発明の一実施例に係る減Ｉ装置を一部破断
して示す正面図、第２図はその部分拡大断面図１第３図
は従来例たるアクティブサスペンションシステムを示す
回路図である。
（符号の説明）
１・・・油圧シリンダ ２・・・油 室３・−・油圧
源 ４・・・制御弁５・・・タンク
８・・−ガスばね９−・減衰ハルツ ｌｌａ・・・
ガス室１４・・・ハルブアウセンフリ
２０・−・伸側減衰ハルツ ３０・・・圧側減衰バルブ
代 理 人 弁理士 天 野 泉第
図
第２図FIG. 1 is a partially cutaway front view of an I reduction device according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a partially enlarged sectional view thereof. FIG. 3 is a circuit diagram showing a conventional active suspension system. be. (Explanation of symbols) 1...Hydraulic cylinder 2...Oil chamber 3...Hydraulic pressure source 4...Control valve 5...Tank
8...-Gas spring 9--Dampening Harz lla...
Gas chamber 14... Halbu Ausenfri 20 - Rebound side damping Harz 30... Compression side damping valve Agent Patent attorney Izumi Amano Figure 2
Claims (1)
端が車体側に連結される油圧シリンダの油室に油圧源か
らの油圧が制御弁を介して供給されるときに該油圧シリ
ンダにおけるシリンダ圧力が上昇され上記油室からの油
圧が制御弁を介してタンクに排出されるときに該油圧シ
リンダにおけるシリンダ圧力が低下されるように形成さ
れてなるアクティブサスペンションシステムに配設され
ると共に、油圧シリンダの油室とこれに連通するガスば
ねとの間に配在される減衰バルブが油圧シリンダへの入
力周波数が高周波数領域になると発生減衰力を低下させ
るように形成されてなることを特徴とする減衰装置When hydraulic pressure from a hydraulic source is supplied via a control valve to the oil chamber of a hydraulic cylinder, which is disposed on each of the four wheels of a vehicle and whose lower end is connected to the axle side and whose upper end is connected to the vehicle body side, the hydraulic cylinder is The active suspension system is configured such that when the cylinder pressure in the hydraulic cylinder is increased and the hydraulic pressure from the oil chamber is discharged to the tank via the control valve, the cylinder pressure in the hydraulic cylinder is decreased. , the damping valve disposed between the oil chamber of the hydraulic cylinder and the gas spring communicating therewith is formed to reduce the generated damping force when the input frequency to the hydraulic cylinder reaches a high frequency range. Featured damping device
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP15699990A JPH0446816A (en) | 1990-06-15 | 1990-06-15 | Damping device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP15699990A JPH0446816A (en) | 1990-06-15 | 1990-06-15 | Damping device |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0446816A true JPH0446816A (en) | 1992-02-17 |
Family
ID=15639977
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP15699990A Pending JPH0446816A (en) | 1990-06-15 | 1990-06-15 | Damping device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0446816A (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011012806A (en) * | 2010-02-25 | 2011-01-20 | Showa Corp | Hydraulic shock absorber |
| JP2014122710A (en) * | 2014-03-31 | 2014-07-03 | Showa Corp | Hydraulic draft gear |
| US8857582B2 (en) | 2009-06-30 | 2014-10-14 | Showa Corporation | Hydraulic shock absorber |
-
1990
- 1990-06-15 JP JP15699990A patent/JPH0446816A/en active Pending
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US8857582B2 (en) | 2009-06-30 | 2014-10-14 | Showa Corporation | Hydraulic shock absorber |
| JP2011012806A (en) * | 2010-02-25 | 2011-01-20 | Showa Corp | Hydraulic shock absorber |
| JP2014122710A (en) * | 2014-03-31 | 2014-07-03 | Showa Corp | Hydraulic draft gear |
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