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JP3733495B2 - Damping force adjustable hydraulic shock absorber - Google Patents

Damping force adjustable hydraulic shock absorber Download PDF

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JP3733495B2
JP3733495B2 JP28311496A JP28311496A JP3733495B2 JP 3733495 B2 JP3733495 B2 JP 3733495B2 JP 28311496 A JP28311496 A JP 28311496A JP 28311496 A JP28311496 A JP 28311496A JP 3733495 B2 JP3733495 B2 JP 3733495B2
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明 柏木
隆 根津
直樹 蒔田
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    • 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

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  • General Engineering & Computer Science (AREA)
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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車等の車両の懸架装置等に装着される減衰力調整式油圧緩衝器に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の車両の懸架装置に装着される油圧緩衝器には、路面状況、走行状況等に応じて乗り心地や操縦安定性を向上させるために減衰力を適宜調整できるようにした減衰力調整式油圧緩衝器がある。
【０００３】
減衰力調整式油圧緩衝器は、一般に、油液を封入したシリンダ内にピストンロッドを連結したピストンを摺動可能に嵌装してシリンダ内を２室に画成し、ピストン部にシリンダ内の２室を連通させる主油液通路およびバイパス通路を設け、主油液通路にはオリフィスおよびディスクバルブからなる減衰力発生機構を設け、バイパス通路にはその流路面積を調整する減衰力調整弁を設けた構成となっている。なお、シリンダ内の一方の室には、ピストンロッドの伸縮にともなうシリンダ内の容積変化をガスの圧縮、膨張によって補償するリザーバがベースバルブを介して接続されている。
【０００４】
そして、減衰力調整弁によってバイパス通路を開いてシリンダ内の２室間の油液の流通抵抗を小さくすることにより減衰力を小さくし、また、バイパス通路を閉じて２室間の流通抵抗を大きくすることにより減衰力を大きくする。このように、減衰力調整弁の開閉により減衰力特性を適宜調整することができる。
【０００５】
しかしながら、上記のようにバイパス通路の流路面積を変化させることによって減衰力を調整するものでは、ピストン速度の低速域においては、減衰力はバイパス通路のオリフィス面積に依存するので減衰力特性を大きく変化させることができるが、ピストン速度の中高速域においては、減衰力が主油液通路の減衰力発生機構（ディスクバルブ等）に依存するため、減衰力特性を大きく変化させることができない。
【０００６】
そこで、従来、例えば実開昭６２−１５５２４２号公報に記載されているように、ピストン部に設けられた主油液通路の減衰力発生機構であるメインバルブの背部に圧力室を形成し、この圧力室を固定オリフィスを介してメインバルブの上流側のシリンダ室に連通させ、また、可変オリフィスを介してメインバルブの下流側のシリンダ室に連通させるようにしたものが提案されている。
【０００７】
この減衰力調整式油圧緩衝器によれば、可変オリフィスを開閉することにより、シリンダ内の２室間の流路面積を調整するとともに、圧力室の圧力を変化させてメインバルブの開弁初期圧力を変化させることができる。このようにして、オリフィス特性（減衰力がピストン速度の２乗にほぼ比例する）およびバルブ特性（減衰力がピストン速度にほぼ比例する）を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。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記公報記載の減衰力調整式油圧緩衝器では、バルブガイドにメインバルブを摺動可能に嵌合させて圧力室を形成するようにしているので、バルブガイドとメインバルブとの摺動部において油液の漏れが生じるため、安定した減衰力が得にくくなる。特に、摺動部からの漏れは、油液の温度による粘度の変化に大きな影響を受けるため、温度変化による減衰力のばらつきが大きくなる。さらに、摺動部分の加工には、高い工作精度が要求されるので製造コストが高くなる。
【０００９】
本発明は上記の点に鑑みてなされたものであり、減衰力特性の調整範囲が広く、しかも、安定した減衰力を得ることができる減衰力調整式油圧緩衝器を提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するために、請求項１の本発明は、油液が封入されたシリンダと、該シリンダ内に摺動可能に嵌装されたピストンと、一端が該ピストンに連結され他端が前記シリンダの外部まで延ばされたピストンロッドと、前記ピストンの摺動によって油液を流通させる主通路と、前記主通路に設けられ、該主通路の流路面積を調整する主減衰弁と、該主減衰弁の弁体の背面部に設けられ該弁体の閉弁方向に内圧を作用させるパイロット室と、該パイロット室と接続される通路の流路面積を調整することによりパイロット室の内圧を調整する可変オリフィスとを備えてなる減衰力調整式油圧緩衝器において、
有底筒状のバルブ部材と、該バルブ部材の底部を軸方向に貫通する油路と、前記底部の内壁の前記油路の内周側に突出する環状の内側シール部と、前記内壁の前記油路の外周側に突出する環状の弁座と、前記内壁の前記弁座の外周側に突出する環状の外側シール部と、前記内壁の前記弁座と前記外側シール部との間に開口する溝部と、内周部が前記内側シール部に固定され外周部が前記弁座に当接するディスクバルブと、内周部が前記ディスクバルブの背面部に当接し外周部が前記外側シール部に当接する環状のシールディスクと、該シールディスクを前記ディスクバルブおよび前記外側シール部に押圧するばね手段と、前記バルブ部材の開口部に嵌合されるシール部材とを設け、
前記油路および溝部によって前記主通路を構成し、前記ディスクバルブによって前記主減衰弁の弁体を構成し、前記バルブ部材の側壁と前記ディスクバルブと前記シールディスクと前記シール部材とによって前記パイロット室を画成するようにしたことを特徴とする。
【００１１】
このように構成したことにより、可変オリフィスによって通路の流路面積を変化させることによって、シリンダ上下室間の流路面積を直接変化させて減衰力特性（オリフィス特性）を調整するとともに、可変オリフィスによる圧力損失に応じてパイロット室の内圧を変化させて減衰弁の開弁特性を変化させることによって減衰力特性（バルブ特性）を調整する。また、摺動部を設けることなくパイロット室を形成しているので、パイロット室からの油液の漏れを小さくすることができる。さらに、バルブ部材の内側シール部と弁座と外側シール部とを一体に形成することができるので、これらの突出高さの誤差を小さくすることができる。
【００１２】
請求項２の発明は、上記請求項１の構成において、ばね手段は、円板状の板ばねであり、該板ばねには、ディスクバルブとシールディスクと前記板ばねとで形成された空間と、パイロット室とを互いに連通させる油路が設けられていることを特徴とする。
【００１３】
このように構成したことにより、ディスクバルブとシールディスクと板ばねとで形成された空間とパイロット室とは、油路を介して連通されて常に同圧力となるので、パイロット室の圧力が増加した際に、前記空間が押しつぶされることがない。
【００１４】
請求項３の発明は、上記請求項１または２の構成において、固定オリフィスへ流れる油液の圧力を受けて開弁して、その開度に応じてバルブ特性の減衰力を発生させる副減衰弁を設けたことを特徴とする。
【００１５】
このように構成したことにより、主減衰弁の開弁前において、副減衰弁によってバルブ特性の減衰力が発生する。
【００１６】
請求項４の発明は、上記請求項１ないし３のいずれかの構成において、ディスクバルブの背面部に、その周方向に沿って環状の突起部を設け、シールディスクの内周部を前記突起部に当接させたことを特徴とする。
【００１７】
このように構成したことにより、シールディスクは突起部を介してディスクバルブに当接するので、パイロット室内の圧力の上昇によって、ディスクバルブおよびシールディスクが撓んだ場合でも、ディスクバルブとシールディスクとの当接部の直径が常に一定となる。
【００１８】
請求項５の発明は、上記請求項１ないし３のいずれかの構成において、ディスクバルブとシールディスクとの間に、前記ディスクバルブよりもやや小径の円板状のリテーナディスクを介装し、該リテーナディスクの外周端部の近傍に、シールディスクの内周部が当接するようにしたことを特徴とする。
【００１９】
このように構成したことにより、シールディスクは、リテーナディスクの外周端部の近傍に当接しているので、パイロット室内の圧力の上昇によって、ディスクバルブおよびシールディスクが撓んだ場合でも、シールディスクとリテーナディスクとの当接部の直径が殆ど変化することがない。
【００２０】
請求項６の発明は、上記請求項１ないし３のいずれかの構成において、外周部にディスクバルブの外周面に当接する位置決め凸部が形成され、一側の面に前記ディスクバルブに当接する環状の第１突起部が形成され、他側の面にシールディスクに当接する第２突起部が形成された環状のシート部材を前記ディスクバルブと前記シールディスクとの間に介装したことを特徴とする。
【００２１】
このように構成したことにより、シート部材は、第１突起部を介してディスクバルブに当接するので、パイロット室内の圧力の上昇によって、ディスクバルブおよびシールディスクが撓んだ場合でも、シート部材とディスクバルブとの当接部の直径が常に一定となる。また、シート部材の第１突起部によって、ディスクバルブのシールディスクの内周端部より内周側の部位にパイロット室内の圧力を作用させることができ、かつ、シート部材は、ディスクバルブの開弁時に、その軸方向に沿って平行移動するので、ディスクバルブの開弁時に、ディスクバルブの外周部がシールディスクの中央部に当接して、シールディスクを外側シール部からリフトさせることがない。
【００２２】
また、請求項７の発明は、上記請求項１ないし６のいずれかの構成において、ディスクバルブの弁座の内径daと外側シール部の内径dbとの比をdb／da≦1.2 としたことを特徴とする。
【００２３】
このように構成したことにより、パイロット室に対するシールディスクの受圧面積を適度に小さくしてディスクバルブに作用するパイロット圧力を適正化することができる。
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００２４】
本発明の第１実施形態について、図１および図２を参照して説明する。図１および図２に示すように、減衰力調整式油圧緩衝器１は、シリンダ２の外側に外筒３が設けられた二重筒構造になっており、シリンダ２と外筒３との間にリザーバ室４が形成されている。シリンダ２内には、ピストン５が摺動可能に嵌装されており、このピストン５によってシリンダ２内がシリンダ上室2aとシリンダ下室2bの２室に画成されている。ピストン５には、ピストンロッド６の一端がナット７によって連結されており、ピストンロッド６の他端側は、シリンダ上室2aを通り、シリンダ２および外筒３の上端部に装着されたロッドガイドおよびシール部材（図示せず）に挿通されてシリンダ２の外部へ延出されている。シリンダ２の下端部には、シリンダ下室2bとリザーバ室４とを区画するベースバルブ８が設けられている。そして、シリンダ２内には油液が封入されており、リザーバ室４内には油液およびガスが封入されている。
【００２５】
ピストン５には、シリンダ上下室2a，2b間を連通させる油路９およびこの油路９のシリンダ下室2b側からシリンダ上室2a側への油液の流通を許容する逆止弁10が設けられている。また、ベースバルブ８には、シリンダ下室2bとリザーバ室４とを連通させる油路11およびこの油路11のリザーバ室４側からシリンダ下室2b側への油液の流通を許容する逆止弁12が設けられている。
【００２６】
シリンダ２の中央部外周には、略円筒状の通路部材13が嵌合されている。シリンダ２の上部外周には、アッパチューブ14が嵌合されて通路部材13に結合されており、シリンダ２との間に環状油路15を形成している。環状油路15は、シリンダ２の上端部付近の側壁に設けられた油路16を介してシリンダ上室2aに連通されている。また、シリンダ２の下部外周には、ロワチューブ17が嵌合されて通路部材13に結合されており、シリンダ２との間に環状油路18を形成している。環状油路18は、シリンダ２の下端部付近の側壁に設けられた油路19を介してシリンダ下室2bに連通されている。外筒３には、通路部材13に対向させて接続プレート20が取付けられている。接続プレート20および通路部材13には、環状油路15，18にそれぞれ連通する接続管21，22が挿通、嵌合されている。さらに、接続プレート20には、リザーバ室４に連通する接続孔23が設けられている。そして、接続プレート20には、減衰力発生機構24が接続されている。
【００２７】
減衰力発生機構24は、有底筒状のケース25内に２つの有底筒状のバルブ部材26，27が嵌合され、開口部に比例ソレノイドアクチュエータ28A （以下、アクチュエータ28A という）が螺着されており、ケース25内がバルブ部材26，27によって３つの油室25a ，25b ，25c に区画されている。バルブ部材26，27は、それぞれ開口部に環状のシール部材28，29が嵌合され、略円筒状のガイド部材30を挿通させてその先端部をアクチュエータ28A に螺着して、これらと共に固定されている。ケース25の側壁には、油室25a ，25b ，25c にそれぞれ連通する接続孔31，32，33が設けられており、接続孔31，32，33は、それぞれ接続プレート20に設けられた接続管21、接続管22、接続孔23に接続されている。
【００２８】
バルブ部材26，27の底部には、それぞれ周方向に沿って配置された複数の（２つのみ図示する）油路34，35（主通路）が軸方向に貫通されている。また、バルブ部材26，27の底部の内壁には、それぞれ油路34，35の内周側に環状の内側シール部36，37が突設され、油路34，35の外周側に環状の弁座38，39が突設され、さらに、その外周側のバルブ部材26，27の側壁近傍に環状の外側シール部40，41が突設されている。また、弁座38，39と外側シール部40，41との間には、環状の溝部42，43（主通路）が形成されており、溝部42，43は、それそれ油路44，45を介して油室25b ，25c に連通されている。
【００２９】
バルブ部材26，27には、それぞれその内周部が内側シール部36，37に固定され外周部が弁座38，39に当接するディスクバルブ46，47（主減衰弁の弁体）が設けられている。バルブ部材26，27内には、環状のシールリング48，49（外側シール部）が嵌合されて外側シール部40，41に当接されており、シールリング48，49は、その上にシールリング48，49よりも内径の大きいリテーナリング50，51を積層し（図示のものでは２枚）、さらに、内周部がガイド部材30に固定された円板状の板ばね52，53が、その外周部をリテーナリング50，51に当接させてバルブ部材26，27に固定されている。また、ディスクバルブ46，47の背面部には、それぞれ環状のシールディスク54，55の内周部が当接され、シールディスク54，55の外周部はリテーナリング50，51の内側に挿入されてシールリング48，49の内周部に当接されている。すなわち、シールディスク54，55は、それぞれシールリング48，49を介して外側シール部40，41に当接されている。シールディスク54，55は、内周部がガイド部材30に固定された円板状の弁ばね56，57（ばね手段）の外周部が当接されてディスクバルブ46，47およびシールリング48，49側へに押圧されている。そして、バルブ部材26，27の側壁とディスクバルブ46，47とシールディスク54，55とシール部材28，29とによって、それぞれパイロット室58，59が画成されている。
【００３０】
ガイド部材30の側壁には、パイロット室58，59にそれぞれ連通するポート60，61および油室25b ，25c にそれぞれ連通するポート62，63が設けられている。また、バルブ部材26，27の内側シール部36，37には、それぞれ切欠64，65（固定オリフィス）が設けられ、切欠64，65は、それぞれガイド部材30の外周部に設けられた溝66，67（上流側通路）を介してポート60，61すなわちパイロット室58，59に連通されている。また、ガイド部材30内には、ポート60，62間およびポート61，63間の流路面積をそれぞれ調整するスプール68が摺動可能に嵌装されている。スプール68は、圧縮ばね69によってアクチュエータ28A 側に付勢されており、アクチュエータ28A の作動ロッド70によってばね69の付勢力に抗して移動させることにより、ポート60，63（下流側通路、可変オリフィス）のオリフィス面積を調整できるようになっている。
【００３１】
以上のように構成した本実施形態の作用について次に説明する。図１および図２において、実線矢印はピストンロッド６の伸び行程時の油液の流れを示し、破線矢印は縮み行程時の油液の流れを示している。
【００３２】
ピストンロッド６の伸び行程時には、ピストン５の移動にともないピストン逆止弁10が閉じてシリンダ上室2a側の油液が加圧され、図中に実線矢印で示すように、油路16、環状油路15、接続管21を通って減衰力発生機構24の接続孔31へ流れ、さらに、接続孔31から油室25a 、油路34、切欠64、溝66、ポート60、ポート62、油室25b 、接続孔32、接続管22、環状油路18および油路19を通ってシリンダ下室2bへ流れる。このとき、シリンダ上室2a側の圧力がディスクバルブ46の開弁圧力に達すると、ディスクバルブ46が開いて油液が油室25a から油路34、溝部42および油路44を介して油室25b へ直接流れる。一方、ピストンロッド６がシリンダ２内から退出した分の油液がリザーバ室４からベースバルブ８の逆止弁12を開いてシリンダ下室2bへ流れる。
【００３３】
よって、伸び行程時には、ピストン速度が低くディスクバルブ46の開弁前には、切欠64、溝66およびポート60の流路面積に応じてオリフィス特性の減衰力が発生し、ピストン速度が高くなり、シリンダ上室2a側の圧力が上昇してディスクバルブ46が開くと、その開度に応じてバルブ特性の減衰力が発生して減衰力の過度の上昇を抑制する。
【００３４】
そして、アクチュエータ28A への通電によってスプール68を移動させてポート60の流路面積を変化させることによって減衰力を調整する。この場合、ポート60の流路面積が小さい程、それによる圧力損失が大きくなってその上流側のパイロット室58の圧力が高くなるのでディスクバルブ46の開弁圧力が高くなり、また、ポート60の流路面積が大きい程、それによる圧力損失が小さくなってその上流側のパイロット室58の圧力が低くなるのでディスクバルブ46の開弁圧力が低くなる。このようにして、ポート60の流路面積を変化させることにより、同時にディスクバルブ46の開弁圧力が変化してオリフィス特性およびバルブ特性が変化するので、ピストン速度の低速域から高速域にわたって減衰力特性を調整することができる。
【００３５】
また、縮み行程時には、ピストン５の移動にともない、ピストン５の逆止弁10が開いてシリンダ下室2bの油液が油路９を通ってシリンダ上室2aに直接流入することによってシリンダ上下室2a，2bがほぼ同圧力となるので、減衰力発生機構24の接続孔31，32間では油液の流れが生じない。一方、ピストンロッド６のシリンダ２内への侵入にともなってベースバルブ８の逆止弁12が閉じ、ピストンロッド６が侵入した分、シリンダ２内の油液が加圧されて、図中に破線矢印で示すように、シリンダ下室2bから油路19、環状油路18および接続管22を通って減衰力発生機構24の接続孔32へ流れ、さらに、接続孔32から油室25b 、油路35、切欠65、溝67、ポート61、ポート63、油室25c 、接続孔33および接続孔23を通ってリザーバ室４へ流れる。このとき、シリンダ２側の圧力がディスクバルブ47の開弁圧力に達すると、ディスクバルブ47が開いて油液が油室25b から油路35、溝部43および油路45を介して油室25c へ直接流れる。
【００３６】
よって、縮み行程時には、ピストン速度が低くディスクバルブ47の開弁前には、切欠65、溝67およびポート63の流路面積に応じてオリフィス特性の減衰力が発生し、ピストン速度が高くなり、シリンダ２側の圧力が上昇してディスクバルブ47が開くと、その開度に応じてバルブ特性の減衰力が発生して減衰力の過度の上昇を抑制する。
【００３７】
そして、上記伸び行程時と同様、スプール68を移動させてポート63の流路面積を変化させることによってオリフィス特性を調整するとともに、その圧力損失によってパイロット室59の圧力を変化させディスクバルブ47の開弁圧力を変化させてバルブ特性を調整するので、ピストン速度の低速域から高速域にわたって減衰力特性を調整することができる。
【００３８】
なお、スプール68の移動によってポート60およびポート63の流路面積をそれぞれ変化させることにより、伸び側と縮み側とでそれぞれ減衰力特性を調整することができる。この場合、例えば、スプール68の位置に応じて伸び側および縮み側のポート60，63の流路面積が、一方が大のとき他方が小となり、一方が小のとき他方が大となるように各ポート60，63およびスプール68のランドを配置することにより、伸び側と縮み側とで大小異なる種類の減衰力特性の組合せ（例えば、伸び側がハードで縮み側がソフトまたは伸び側がソフトで縮み側がハードの組合せ）を同時に選択することができる。
【００３９】
また、摺動部を設けることなくパイロット室58，59を形成しているので、パイロット室58，59からの油液の漏れを少なくして安定した減衰力特性を得ることができ、また、温度変化による減衰力のばらつきを小さくすることができる。そして、高い工作精度を要する摺動部分の加工が不要となるため、製造コストを低減することができる。さらに、内側シール部36，37、弁座38，39および外側シール部40，41は、バルブ部材26，27に一体に形成することができるので、これらの突出高さの誤差を小さくすることができ、ディスクバルブ46，47の開弁圧力のばらつきを小さくすることができる。
【００４０】
なお、上記実施形態では、バルブ部材26，27の外側シール部40，41にシールリング48，49を当接させて、シールリング48，49にシールディスク54，55を当接させるようにしているが、シールリング48，49を省略してシールディスク54，55を外側シール部40，41に直接当接させるようにすることもできる。
【００４１】
次に、本発明の第２実施形態について、図３および図４を参照して説明する。なお、第２実施形態は、上記第１実施形態の構成に対して、減衰力発生機構のパイロット室のバルブ部材の底部側のシール構造および弁ばねの構造が異なる以外は、概して同様に構成されているので、減衰力発生機構についてのみ図示し、図１および図２に示すものと同様の部分には同一の番号を付して異なる部分についてのみ詳細に説明する。
【００４２】
図３および図４に示すように、第２実施形態に係る減衰力発生機構71では、図１および図２に示す第１実施形態の減衰力発生機構24の構成に対して、シールリング48，49、リテーナリング50，51および板ばね52，53を省略して、シールディスク54，55を外側シール部40，41に直接当接させるようになっている。また、円板状の弁ばね56，57（板ばね）の外周部に切欠56a ，57a （油路）が形成されており、この切欠56a ，57a によって、ディスクバルブ46，47とシールディスク54，55と弁ばね56，57との間に形成された空間S1，S2と、パイロット室58，59とがそれぞれ互いに連通されている。
【００４３】
この構成により、空間S1，S2とパイロット室58，59とは、切欠56a ，57a を介して連通されて常に同圧力となるので、パイロット室58，59の圧力が増加した際に、空間S1，S2が押しつぶされることがないので、空間S1，S2の圧縮にともなう弁ばね56，57とシールディスク54，55とディスクバルブ46，47との当接部の摩擦力の増大を抑制することができ、ディスクバルブ46，47の作動を円滑にして安定した減衰力を得ることができる。また、当該減衰力調整式油圧緩衝器の組立時に、切欠56a ，57a によって空間S1，S2内の空気を排出することができるので、容易にエア抜きを行うことができる。なお、弁ばね56，57には、空間S1，S2とパイロット室58，59とを連通させる油路として、切欠56a ，57a の代わりに貫通孔を設けてもよい。
【００４４】
次に、本発明の第３実施形態について、図５および図６を参照して説明する。なお、第３実施形態は、上記第２実施形態の構成に対して、減衰力発生機構のパイロット室58，59に連通する上流側通路を構成する油路の構造が異なる以外は、概して同様に構成されているので、減衰力発生機構についてのみ図示し、図３および図４に示すものと同様の部分には同一の番号を付して異なる部分についてのみ詳細に説明する。
【００４５】
図５および図６に示すように、第３実施形態に係る減衰力発生機構72では、図３および図４に示す第２実施形態の減衰力発生機構71の構成に対して、バルブ部材の内側シール部36，37に設けられた切欠64，65およびガイド部材30に設けられた溝66，67を省略して、その代わりに、ディスクバルブ46，47に、油路34，35と空間S1，S2とを連通させるオリフィス通路73，74（固定オリフィス）が設けられている。そして、弁ばね56，57の切欠56a ，57a 、空間S1，S2およびオリフィス通路73，74によって、パイロット室58，59とディスクバルブ46，47の上流側とを連通させる上流側通路が構成されている。
【００４６】
この構成により、油路34，35からオリフィス通路73，74を介してパイロット室58，59に油液を流通させることができ、上記第１および第２実施形態と同様の作用、効果を奏することができる。また、オリフィス通路73，74によって、空間S1，S2およびパイロット室58，59を直接油液が流通するため、空間S1，S2およびパイロット室58，59の油液の流動を円滑にすることができるので、当該減衰力調整式油圧緩衝器の組立時のエア抜き作業を容易に行うことができる。さらに、バルブ部材およびガイド部材に切欠および溝を加工して上流側通路および固定オリフィスを設ける場合に比して、ディスクバルブを打ち抜くだけで簡単に上流側通路および固定オリフィスを形成することができ、オリフィス通路73，74の径を変更することにより、減衰力特性の設定を容易に変更することができる。
【００４７】
なお、本実施形態では、ディスクバルブ46，47のオリフィス通路73，74を上流側通路の固定オリフィスとしているが、弁ばね56，57の切欠56a ，57a を固定オリフィスとしてもよく、また、これらの両方を固定オリフィスとして用いることもできる。
【００４８】
次に、本発明の第４実施形態について図７ないし図９を参照して説明する。なお、第４実施形態は、上記第３実施形態の構成に対して、減衰力発生機構の固定オリフィスの上流側に副減衰弁が設けられている以外は、概して同様に構成されているので、減衰力発生機構についてのみ図示し、図５および図６に示すものと同様の部分には同一の番号を付して異なる部分についてのみ詳細に説明する。
【００４９】
図７および図８に示すように、第４実施形態に係る減衰力発生機構75では、バルブ部材26，27の底部の内壁には、それぞれ、弁座38，39の内周側に、弁座38，39よりも突出高さの小さい環状の弁座76，77が突設されており、さらに、内周部がディスクバルブ46，47と共に内側シール部36，37に固定されて、外周部が弁座76，77に着座する副ディスクバルブ78，79（副減衰弁）が設けられている。副ディスクバルブ78，79は、油路34，35の油室25a ，25b 側の圧力を受けて撓んで開弁して、その開度に応じてバルブ特性の減衰力発生させるようになっており、また、外周部に設けられた切欠78a ，79a によって、油路34，35の流通を常時許容するオリフィス通路を形成している。なお、副ディスクバルブ78，79の開弁圧力は、ディスクバルブ46，47の開弁圧力に対して充分低く設定されている。
【００５０】
この構成により、上記第３実施形態の作用、効果に加えて、ピストンロッド６の伸縮行程時に、ディスクバルブ46，47の開弁前（ピストン速度の低速域）において、ピストン速度の極低速域では、副ディスクバルブ78，79の切欠78a ，79a が形成するオリフィス通路によって、オリフィス特性の減衰力が発生し、ピストン速度が大きくなると、副ディスクバルブ78，79が開いて、その開度に応じてバルブ特性の減衰力が発生する。
【００５１】
よって、減衰力特性は、図９中に実線で示すように、副ディスクバルブ78，79の開弁点Ａまでは、切欠78a ，79a が形成するオリフィス通路によってオリフィス特性となり、開弁点Ａ以降は、副ディスクバルブ78，79の開度に応じたバルブ特性となり、さらに、ディスクバルブ46，47の開弁点Ｂ以降は、ディスクバルブ46，47の開度に応じたバルブ特性となる。このようにして、副ディスクバルブ78，79によって、ピストン速度の低速域の減衰力特性に折曲点（開弁点Ａ）を設定することにより、低速域の減衰力特性を適正化するとともに、極低速域の減衰力を充分に確保することができる。なお、図９中の破線は、副ディスクバルブを持たない第１ないし第３実施形態の減衰力特性を示している。
【００５２】
なお、上述した各実施形態の減衰力発生機構24，71，72，75の要部の各寸法は、図４を代表図面として参照して説明すると、例えば環状の弁座38，39の直径D1を28.7mmとした場合、シールディスク54，55の内径D2を24.0〜26.0mm程度とし、弁ばね（ばね手段）56，57の外径D3を26.0〜30.0mm程度とし、外側シール部40，41の内径D4を31.0〜33.0mm程度とし、また、弁座38，39と外側シール部40，41との段差Ｈを0.2 〜0.5mm 程度とすることが最適化を図る上で望ましく、これらの数値（D2，D3，D4）は比例関係にあることが実験により得られた。
【００５３】
次に、本発明の第５実施形態について、図10ないし図13を参照して説明する。なお、第５実施形態の減衰力調整式油圧緩衝器は、上記図１に示す第１実施形態のものに対して、シリンダ部およびリザーバについては概して同様の構造となっているので、以下、図１のものと同様の部分には同一の番号を付して異なる部分についてのみ詳細に説明する。
【００５４】
図10ないし図12に示すように、第５実施形態の減衰力調整式油圧緩衝器80では、シリンダ２には、チューブ81が外嵌されて、シリンダ２とチューブ81との間に環状通路82が形成されている。環状通路82は、シリンダ２の上端部付近の側壁に設けられた油路16によってシリンダ上室2aに連通されている。また、チューブ81の側壁には開口部83が設けられている。なお、減衰力調整式油圧緩衝器80では、図１に示すシリンダ２の油路19は設けられていない。
【００５５】
外筒３の側面部には、減衰力発生機構84が取付けられている。減衰力発生機構84は、円筒状のケース85のフランジ部85a を有する一端開口部が外筒３の側壁に溶接されている。ケース85内には、フランジ部85a 側から順に互いに当接するように、通路部材86、バルブ部材本体87、円筒部材88およびガイド部材89（シール部材）が挿入されている。そして、ケース85の他端開口部内には、比例ソレノイド90が嵌合され、リテーナ91にねじ込まれて固定されており、比例ソレノイド90をガイド部材89に当接させることによって、通路部材86、バルブ部材本体87、円筒部材88およびガイド部材89が固定されている。
【００５６】
通路部材86は、一端側の小径開口部86a がチューブ81の開口部83に嵌合されており、通路部材86内に形成された油室92が環状通路82に連通されている。通路部材86および円筒部材88とケース85との間には、環状油路93が形成されており、環状油路93は、ケース85のフランジ部85a に設けられた油路94を介してリザーバ室４に連通されている。
【００５７】
バルブ部材本体87は、略円板状の部材で、円筒部材88が結合されて有底筒状のバルブ部材が形成されている。バルブ部材の底部、すなわち、バルブ部材本体87には、周方向に沿って配置された複数（２つのみ図示する）の油路95が軸方向に貫通されている。バルブ部材本体87の一端部には、複数の油路95の内周側に環状の内側シール部96が突設され、複数の油路95の外周側に環状の弁座97が突設され、弁座97の外周側に環状溝98（溝部）が形成され、さらに、環状溝98の外周側に環状の外側シール部 122が突設されている。外側シール部99の外周部は、バルブ部材の側壁、すなわち、円筒部材88の内周面に当接している。また、環状溝98は、油路100 によって環状油路93に連通されている。
【００５８】
バルブ部材本体87には、内周部が内側シール部96に固定され、外周部が弁座97に着座するディスクバルブ101 が設けられている。ディスクバルブ101 の背面部には、環状のシールディスク102 の内周部が当接され、シールディスク102 の外周部が外側シール部99に当接されている。シールディスク102 は、内周部がバルブ部材本体87に固定された円板状の弁ばね103 （ばね手段）の外周部が当接されて、ディスクバルブ101 および外側シール部99側へ押圧されている。ディスクバルブ101 および弁ばね103 は、バルブ部材本体87の中央開口部に挿通されるピン104 にナットを105 を螺着してバルブ部材本体87に取付けられている。
【００５９】
ディスクバルブ101 の背面部には、その周方向に沿って環状の突起部107 が形成されており、シールディスク102 の内周部が突起部107 の先端部に当接している。
【００６０】
そして、ディスクバルブ101 、シールディスク102 、円筒部材88およびガイド部材89によってパイロット室106 が画成されており、パイロット室106 は、ピン104 に設けられた油路104a（上流側通路）によって固定オリフィス104bを介して油室92に連通されている。
【００６１】
バルブ部材本体87、ディスクバルブ101 、シールディスク102 およびパイロット室106 によって主減衰弁Ａ（パイロット型主減衰弁）が構成されており、主減衰弁Ａは、ディスクバルブ101 が油路95からの油液の圧力を受けて開弁して、その開度に応じた減衰力を発生させ、パイロット室106 の内圧を閉弁方向に作用するパイロット圧力としてその開弁圧力を調整するようになっている。
【００６２】
ガイド部材89には、比例ソレノイド90のソレノイド108 に対向させて、パイロット室106 に連通するボア109 が設けられている。ボア109 の内周面には、環状溝110 が形成されており、環状溝110 は、油路111 （下流側通路）によって環状油路93に連通されている。ボア109 には、スプール112 が摺動可能に嵌装されている。そして、ボア109 とスプール112 とで流量制御弁Ｂ（可変オリフィス）を構成しており、比例ソレノイド90のソレノイド108 への通電電流に応じてスプール112 がばね113 およびばね114 の付勢力に抗して移動して環状溝110 を開閉することによってボア109 と油路111 との間の流路面積を調整するようになっている。比例ソレノイド90には、ばね113 のスプール112 への初期荷重を調整する調整ねじ115 が設けられている。
【００６３】
上記の構成において、油路16、環状通路82、小径開口部86a 、油室92、油路95、環状溝98、油路100 、環状油路93および油路94によって、シリンダ上室2aとリザーバ室４とを連通させる主通路を構成している。
【００６４】
以上のように構成した本実施形態の作用について次に説明する。
【００６５】
ピストンロッド６の伸び行程時には、ピストン５の移動にともない、ピストン５の逆止弁が閉じ、シリンダ上室2a内の油液が加圧されて、油路16、環状通路82および小径開口部86a を通って減衰力発生機構84の油室92へ流れ、さらに、油路104a、固定オリフィス104b、パイロット室106 、ボア109 、環状溝110 、油路111 、環状油路93および油路94を通ってリザーバ室４へ流れる。このとき、シリンダ上室2a側の圧力が主減衰弁Ａの開弁圧力に達すると、主減衰弁Ａが開いて油液が油室92 から油路95、環状溝98および油路100 を通って環状油路93へ流れる。一方、ピストン３が移動した分の油液がリザーバ室４からベースバルブ８の逆止弁12を開いてシリンダ下室2bへ流れる。
【００６６】
ピストン速度が小さく、主減衰弁Ａの開弁前は、固定オリフィス104bおよび流量制御弁Ｂの流路面積によって減衰力が発生する。ピストン速度が大きくなり、シリンダ上室2a内の圧力が上昇して主減衰弁Ａが開弁すると、その開度に応じた減衰力が発生する。このとき、流量制御弁Ｂの流路面積が小さいほど、圧力損失が大きく、その上流側のパイロット室106 内の圧力が高くなるので、主減衰弁Ａのパイロット圧力が高くなり、このパイロット圧力は、ディスクバルブ101 を閉弁させる方向に作用するので、主減衰弁Ａの開弁圧力が高くなる。したがって、ソレノイド108 への通電電流によって流量制御弁Ｂの流路面積を変化させることにより、直接オリフィス特性を調整するとともに、パイロット室106 の圧力を変化させ主減衰弁Ａの開弁圧力を変化させてバルブ特性を調整することができるので、ピストン速度の低速域から高速域にわたって減衰力特性を調整することができる。
【００６７】
また、ピストンロッド６の縮み行程時には、ピストン５の移動にともない、ベースバルブ８の逆止弁12が閉じ、シリンダ下室2bの油液がピストン５の逆止弁10を開いてシリンダ上室2aに流入して、ピストンロッド６がシリンダ２内に侵入した分の油液が、シリンダ上室2a側から、上記伸び行程時と同様の流路を通って、リザーバ４側へ流れる。
【００６８】
よって、上記伸び行程時と同様、ピストン速度が小さく主減衰弁Ａの開弁前は、固定オリフィス104bおよび流量制御弁Ｂの流路面積によってオリフィス特性の減衰力が発生し、ピストン速度が大きくなり、シリンダ上室2a側の圧力が上昇して主減衰弁Ａが開弁すると、その開度に応じてバルブ特性の減衰力が発生して減衰力の過度の上昇を抑制する。
【００６９】
そして、ソレノイド108 への通電電流によって流量制御弁Ｂの流路面積を変化させることにより、直接オリフィス特性を調整するとともに、パイロット室106 の圧力を変化させてバルブ特性を調整することができ、ピストン速度の低速域から高速域にわたって減衰力特性を調整することができる。なお、縮み行程時は、上記伸び行程時に対してピストンロッド６の受圧面積が小さいので、その分だけ上記伸び行程時よりも減衰力が小さくなる。
【００７０】
上記第１ないし第４実施形態と同様に、摺動部を設けることなくパイロット室106 を形成しているので、パイロット室106 からの油液の漏れを少なくして安定した減衰力特性を得ることができ、また、温度変化による減衰力のばらつきを小さくすることができる。そして、高い工作精度を要する摺動部分の加工が不要となるため、製造コストを低減することができる。さらに、内側シール部96、弁座97および外側シール部99は、バルブ部材本体87に一体に形成することができるので、これらの突出高さの誤差を小さくすることができ、ディスクバルブ101 の開弁圧力のばらつきを小さくすることができる。
【００７１】
ここで、図13に示すように、ディスクバルブ101 に、突起部107 を設けない場合には、シールディスク102 とディスクバルブ101 との当接部の直径は、通常状態の直径d1（図13の下部参照）に対して、パイロット室106 内の圧力の上昇によってディスクバルブ101 およびシールディスク102 がバルブ部材本体87側へ撓んだ場合には、直径d2（図13の上部参照）となり、通常状態の直径d1よりも大きくなる。これによって、ディスクバルブ102 のより外周側が閉弁方向に押圧されることになり、結果的にディスクバルブ102 のパイロット室106 の内圧に対する受圧面積が増大するので、ディスクバルブ102 が開弁しにくくなる。このように、パイロット室106 の内圧によるディスクバルブ101 およびシールディスク102 の撓みによって、ディスクバルブ101 の開弁圧力にばらつきが生じて安定した減衰力が得にくくなる。
【００７２】
これに対して、本実施形態においては、主減衰弁Ａでは、シールディスク102 の内周部がディスクバルブ101 の背面部に設けられた環状の突起部107 の先端部に当接しているので、パイロット室106 内の圧力が上昇して、その圧力によって、ディスクバルブ101 およびシールディスク102 が、バルブ部材本体87側へ撓んだ場合でも、シールディスク102 とディスクバルブ101 との当接部、すなわち、突起部101 の先端部の直径d1（図12参照）は変化せず一定であるから、パイロット室106 の内圧に対するディスクバルブ101 の開弁圧力のばらつきを防止して安定した減衰力を得ることができる。
【００７３】
なお、上記第５実施形態の突起部107 は、前記第１ないし第４実施形態の各ディスクバルブ46，47に設けてもよい。
【００７４】
また、上記第５実施形態では、ディスクバルブ101 を１枚のディスクで構成した例を例を示したが、これに限らず、ディスクバルブ101 を複数のディスクで構成し、シールディスク 102に対向するディスクのみに突起部107 を設けてもよい。このように、ディスクバルブ101 を複数枚のディスクで構成した場合には、ディスク一枚一枚の厚さを薄くでき、突起部107 の加工が容易になる。さらに、弁座79に対向するディスクを外周部に切欠を有するディスクとして、オリフィスを形成することもできる。
【００７５】
次に、本発明の第６実施形態について、図14を参照して説明する。なお、第６実施形態は、上記第２実施形態の構成に対して、減衰力発生機構の主減衰弁を構成するディスクバルブとシールディスクとの間にリテーナディスクが介装されている点のほかは、概して同様に構成されているので、主減衰弁およびパイロット室の部分のみを図示し、図３および図４に示すものと同様の部分には同一の番号を付して異なる部分についてのみ詳細に説明する。
【００７６】
図14に示すように、第６実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器では、ディスクバルブ46，47の上に、このディスクバルブ46，47よりもやや小径の円板状のリテーナディスク 120，121 が積層されている。リテーナディスク 120，121 は、内周部がディスクバルブ46，47と共にクランプされており、ディスクバルブ46，47とともに撓むようになっている。そして、シールディスク54，55の内周端部がリテーナディスク 120，121 の外周端部に当接されている。すなわち、シールディスク54，55は、リテーナディスク 120，121 を介してディスクバルブ46，47に当接されている。
【００７７】
ここで、リテーナディスク 120，121 とシールディスク54，55との当接部の重ねしろＷは、充分小さく設定されている。また、リテーナディスク 120，121 のシールディスク54，55との当接部と、外側シール部40，41との段差ｈは、ディスクバルブ46，47の最大リフト量よりも大きく設定されており、常時、シールディスク54，55の内周縁下端部がリテーナディスク 120，121 の上面に当接するようになっている。
【００７８】
なお、第６実施形態では、パイロット室58，59に連通する上流側通路の固定オリフィス 123，124 が、切欠64，65とは別体に設けられている。
【００７９】
この構成により、上記第２実施形態の作用、効果に加えて、ディスクバルブ46，47とシールディスク54，55との間に、リテーナディスク 120，121 が介装され、シールディスク54，55とリテーナディスク 120，121 との重ねしろＷが充分小さくなっているので、パイロット室58，59の圧力が上昇して、その圧力によって、ディスクバルブ46，47、リテーナディスク 120，121 およびシールディスク54，55がバルブ部材26，27の底部側へ撓んだり、ディスクバルブ46，47の開弁（リフト）によってシールディスク54，55とリテーナディスク 120，121 との接触角度が小さくなった場合でも、シールディスク54，55とリテーナディスク 120，121 との当接部の直径D2の変化を充分小さく抑えることができる。その結果、上記第５実施形態と同様に、パイロット室58，59の圧力に対するディスクバルブ46，47の開弁圧力のばらつきを小さくして、安定した減衰力を得ることができる。
【００８０】
この場合、リテーナディスク 120，121 は、円板状の部材であるから、所望の精度で容易に加工することができ、充分な強度を得ることができるので、製造コストが安価で、かつ、経時的な劣化が少なく、耐久性が高い。
【００８１】
次に、本発明の第７実施形態について、図15を参照して説明する。なお、第７実施形態は、上記第２実施形態に対して、減衰力発生機構の主減衰弁を構成するディスクバルブとシールディスクとの間にシート部材が介装され、外側シール部とシールリングとの間にシールリングが介装されている点のほかは、概して同様に構成されているので、主減衰弁およびパイロット室の部分のみを図示し、図３および図４に示すものと同様の部分には同一の番号を付して異なる部分についてのみ詳細に説明する。
【００８２】
図15に示すように、第７実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器では、ディスクバルブ46，47とシールディスク54，55との間に、環状のシート部材 125，126 が介装され、また、外側シール部40，41とシールディスク54，55との間に、環状のシールリング 127， 128が介装されている。
【００８３】
シート部材 125，126 は、外周縁部が下方へ突出されて環状の位置決め凸部 129，130 が形成され、位置決め凸部 129，130 の内周部をディスクバルブ46，47の外周面に当接させることによって、ディスクバルブ46，47上に位置決めされている。シート部材 125，126 の下面の内周側には、ディスクバルブ46，47に当接する環状の突起部 131，132 （第１突起部）が形成されている。また、シート部材 125，126 の上面には、位置決め凸部 129，130 と突起部 131，132 との中間の部位に、シールディスク54，55に当接する環状の突起部 133，134 （第２突起部）が形成されている。すなわち、シールディスク54，55は、シート部材 125，126 を介してディスクバルブ46，47に当接されている。
【００８４】
シールリング 127，128 は、シート部材 125，126 を設けたことによって、内周部が持ち上げられたシールディスク54，55の外周部を持ち上げることにより、シールディスク54，55の取付け角度を適正化するためのものである。よって、外側シール部40，41の高さをシート部材 125，126 に合わせて設定する、すなわち、シールリングを外側シール部に一体に形成することにより、シールリング 127，128 を省略することもできる。
【００８５】
この構成により、上記第２実施形態の作用、効果に加えて、シールディスク54，55がシート部材 125，126 の突起部 131，132 を介してディスクバルブ46，47に当接しているので、パイロット室58，59の圧力が上昇して、その圧力によって、ディスクバルブ46，47およびシールディスク54，55がバルブ部材26，27の底部側へ撓んだ場合でも、シールディスク54，55とシート部材 125，126 との当接部、すなわち、突起部 131，132 の先端部の直径D5は、変化せず一定である。その結果、上記第５実施形態と同様に、パイロット室58，59の圧力に対するディスクバルブ46，47の開弁圧力のばらつきを小さくして、安定した減衰力を得ることができる。
【００８６】
また、シート部材 125，126 の突起部 131，132 （直径D5）によって、ディスクバルブ46，47のシールディスク54，55の内周端部（直径D6）よりも内周側の部位にパイロット室58，59の圧力を作用させることができ、かつ、シート部材 125，126 は、ディスクバルブ46，47の開弁（リフト）時に、その軸方向に沿って平行移動するので、ディスクバルブ46，47の開弁（リフト）時に、ディスクバルブの46，47の外周部がシールディスク54，55の中央部に当接して、シールディスクを54，55を外側シール部40，41（シールリング 127，128 ）からリフトさせることがないので、パイロット室58，59の圧力に対するディスクバルブ46，47の開弁圧力を小さく設定することができ、減衰力特性の設定の自由度を広げることができる。
【００８７】
なお、シールディスク54，55の内周端部をディスクバルブ46，47の内周側の部位に直接当接させるようにした場合、ディスクバルブ46，47の開弁（リフト）時に、ディスクバルブの46，47の外周部がシールディスク54，55の中央部に当接して、シールディスク54，55が外側シール部40，41（シールリング 127，128 ）からリフトして、パイロット室58，59と主通路の下流側とが連通状態となり、パイロット圧が急激に低下し、減衰力が急激に低下することになる。
【００８８】
次に、本発明の第８実施形態について、図16を参照して説明する。なお、第８実施形態は、上記第５実施形態に対して、減衰力発生機構の主減衰弁を構成する外側シール部とシールリングとの間にリテーナリングが介装されている点のほかは、概して同様に構成されているので、主減衰弁およびパイロット室の部分のみを図示し、図10ないし図12に示すものと同様の部分には同一の番号を付して異なる部分についてのみ詳細に説明する。
【００８９】
図16に示すように、第８実施例に係る減衰力調整式油圧緩衝器では、外側シール部99とシールディスク 102との間に、環状のリテーナリング 135が介装されている。リテーナリング 135は、外周部が円筒部材88に嵌合され、また、その内径db（シールディスク 102との内側接線の直径）とディスクバルブ 101の弁座97の内径da（弁座97とディスクバルブ 101との内側接線の直径）との比がdb／da≦1.2 となるようになっている。
【００９０】
この構成により、リテーナリング 135によって、シールディスク 102の受圧面積を実質的に適度に小さくすることができ、ディスクバルブ 101に作用するパイロット圧力を適正化して、ハード時の減衰力特性を最適化することができる。
【００９１】
なお、上記第８実施形態では、別体のリテーナリング 135によって外側シール部の内径d3を設定するようにしているが、リテーナリング 135を外側シール部99と一体に形成するようにしてもよい。また、ほかの第１ないし第７実施形態においても、上記第８実施形態と同様に、主減衰弁のディスクバルブの弁座の内径D1と外側シール部の内径D4との比をD4／D1≦1.2 とすることにより（図４参照）、ハード時の減衰力特性を最適化することができる。
【００９２】
【発明の効果】
以上詳述したように、請求項１の減衰力調整式油圧緩衝器によれば、可変オリフィスによって通路の流路面積を変化させることによって、シリンダ上下室間の流路面積を直接変化させて減衰力特性（オリフィス特性）を調整するとともに、可変オリフィスによる圧力損失に応じてパイロット室の内圧を変化させて減衰弁の開弁特性を変化させることによって減衰力特性（バルブ特性）を調整するので、減衰力特性の調整範囲を広くすることができる。また、摺動部を設けることなくパイロット室を形成しているので、パイロット室からの油液の漏れを小さくして安定した減衰力特性を得ることができ、温度変化による減衰力のばらつきを小さくすることができる。そして、高い工作精度を要する摺動部分の加工が不要となるため、製造コストを低減することができる。さらに、バルブ部材の内側シール部と弁座と外側シール部とを一体に形成することができるので、これらの突出高さの誤差を小さくして、ディスクバルブの開弁圧力のばらつきを小さくすることができる。
【００９３】
請求項２の減衰力調整式油圧緩衝器によれば、ディスクバルブとシールディスクと板ばねとで形成された空間とパイロット室とは、油路を介して連通されて常に同圧力となるので、パイロット室の圧力が増加した際に、前記空間が押しつぶされることがない。その結果、前記空間の圧縮にともなう板ばねとシールディスクとディスクバルブとの当接部の摩擦力の増大を抑制することができ、ディスクバルブの作動を円滑にして安定した減衰力を得ることができる。さらに、減衰力調整式油圧緩衝器の組立時に、油路によって前記空間内の空気を排出することができるので、容易にエア抜き作業を行うことができる。
【００９４】
請求項３の減衰力調整式油圧緩衝器によれば、主減衰弁の開弁前において、副減衰弁によってバルブ特性の減衰力を発生させることができ、低速域の減衰力特性を適正化するとともに、極低速域の減衰力を充分に確保することができる。
【００９５】
請求項４の減衰力調整式油圧緩衝器によれば、ディスクバルブの背面部に突起部を設けたことにより、パイロット室内の圧力の上昇によって、ディスクバルブおよびシールディスクが撓んだ場合でも、シールディスクは突起部を介してディスクバルブに当接するので、ディスクバルブとシールディスクとの当接部の直径が常に一定となり、パイロット室の内圧に対するディスクバルブの開弁圧力のばらつきを防止して安定した減衰力を得ることができる。
【００９６】
請求項５の減衰力調整式油圧緩衝器によれば、ディスクバルブとシールディスクとの間に、リテーナディスクを介装し、該リテーナディスクの外周端部の近傍に、シールディスクの内周部が当接するようにしたことにより、パイロット室内の圧力の上昇によって、ディスクバルブおよびシールディスクが撓んだ場合でも、シールディスクとリテーナディスクとの当接部の直径が殆ど変化することがないので、パイロット室の内圧に対するディスクバルブの開弁圧力のばらつきを防止して安定した減衰力を得ることができる。
【００９７】
請求項６の減衰力調整式油圧緩衝器によれば、位置決め凸部、第１突起部および第２突起部を有するシート部材をディスクバルブとシールディスクとの間に介装したことにより、シート部材は、第１突起部を介してディスクバルブに当接するので、パイロット室内の圧力の上昇によって、ディスクバルブおよびシールディスクが撓んだ場合でも、シート部材とディスクバルブとの当接部の直径が常に一定となるので、パイロット室の内圧に対するディスクバルブの開弁圧力のばらつきを防止して安定した減衰力を得ることができる。また、シート部材の第１突起部によって、ディスクバルブのシールディスクの内周端部より内周側の部位にパイロット室内の圧力を作用させることができ、かつ、シート部材は、ディスクバルブの開弁時に、その軸方向に沿って平行移動するため、ディスクバルブの開弁時に、ディスクバルブの外周部がシールディスクの中央部に当接して、シールディスクを外側シール部からリフトさせることがないので、パイロット室の圧力に対するディスクバルブの開弁圧力を小さく設定することができ、減衰力特性の設定の自由度を広げることができる。
【００９８】
また、請求項７の減衰力調整式油圧緩衝器によれば、ディスクバルブの弁座の内径daと外側シール部の内径dbとの比をdb／db≦1.2 としたことにより、パイロット室に対するシールディスクの受圧面積を適度に小さくしてディスクバルブに作用するパイロット圧力を適正化することができ、減衰力特性を最適化することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態の要部の縦断面図である。
【図２】図１の減衰力発生機構の拡大図である。
【図３】本発明の第２実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力発生機構の縦断面図である。
【図４】図３の主減衰弁およびパイロット室の部分を拡大して示す図である。
【図５】本発明の第３実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力発生機構の縦断面図である。
【図６】図５の主減衰弁およびパイロット室の部分を拡大して示す図である。
【図７】本発明の第４実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力発生機構の縦断面図である。
【図８】図７の主減衰弁、副減衰弁およびパイロット室の部分を拡大して示す図である。
【図９】本発明の第４実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力特性を示す図である。
【図１０】本発明の第５実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の縦断面図である。
【図１１】図10の装置の要部の縦断面図である。
【図１２】図10の装置の主減衰弁の拡大図である。
【図１３】図12の主減衰弁において、ディスクバルブに突起部を設けない場合のパイロット室の内圧によるディスクバルブおよびシールディスクの変形を示す図である。
【図１４】本発明の第６実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の主減衰弁およびパイロット室の部分を拡大して示す縦断面図である。
【図１５】本発明の第７実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の主減衰弁およびパイロット室の部分を拡大して示す縦断面図である。
【図１６】本発明の第８実施形態に係る減衰力調整式油圧緩衝器の主減衰弁およびパイロット室の部分を拡大して示す縦断面図である。
【符号の説明】
１ 減衰力調整式油圧緩衝器
２ シリンダ
５ ピストン
６ ピストンロッド
26,27 バルブ部材
28,29 シール部材
34,35 油路（主通路）
36,37 内側シール部
38,39 弁座
40,41 外側シール部
42,43 溝部
46,47 ディスクバルブ
48,49 シールリング（外側シール部）
54,55 シールディスク
56,57 弁ばね（ばね手段、板ばね）
56a,57a 切欠（油路）
58,59 パイロット室
64,65 切欠（固定オリフィス）
66,67 溝（上流側通路）
60,63 ポート（下流側通路、可変オリフィス）
78,79 副ディスクバルブ（副減衰弁）
107 突起部
120,121 リテーナディスク
125,126 シート部材
129,130 位置決め凸部
131,132 突起部（第１突起部）
133,134 突起部（第２突起部）
da ディスクバルブの弁座の内径
db リテーナリング（外側シール部）の内径
S1,S2 空間[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a damping force adjusting type hydraulic shock absorber mounted on a suspension device of a vehicle such as an automobile.
[0002]
[Prior art]
The hydraulic shock absorber mounted on the suspension system of a vehicle such as an automobile has a damping force adjustment type that allows the damping force to be adjusted appropriately in order to improve ride comfort and handling stability according to road surface conditions, driving conditions, etc. There is a hydraulic shock absorber.
[0003]
In general, a damping force adjusting type hydraulic shock absorber is slidably fitted with a piston connected to a piston rod in a cylinder filled with an oil liquid so as to slidably define the inside of the cylinder in two chambers. A main oil liquid passage and a bypass passage for communicating the two chambers are provided, a damping force generating mechanism including an orifice and a disk valve is provided in the main oil liquid passage, and a damping force adjusting valve for adjusting the flow passage area is provided in the bypass passage. It is the provided structure. A reservoir that compensates for a change in volume in the cylinder accompanying expansion and contraction of the piston rod by compression and expansion of gas is connected to one chamber in the cylinder via a base valve.
[0004]
The damping force adjustment valve opens the bypass passage to reduce the fluid flow resistance between the two chambers in the cylinder to reduce the damping force, and closes the bypass passage to increase the passage resistance between the two chambers. To increase the damping force. Thus, the damping force characteristic can be adjusted as appropriate by opening and closing the damping force adjustment valve.
[0005]
However, in the case where the damping force is adjusted by changing the flow passage area of the bypass passage as described above, since the damping force depends on the orifice area of the bypass passage in the low speed region of the piston speed, the damping force characteristic is greatly increased. Although it can be changed, the damping force characteristic cannot be changed greatly in the middle to high speed range of the piston speed because the damping force depends on the damping force generation mechanism (disk valve or the like) of the main oil passage.
[0006]
Therefore, conventionally, as described in, for example, Japanese Utility Model Laid-Open No. 62-155242, a pressure chamber is formed at the back of a main valve which is a damping force generation mechanism of a main oil passage provided in a piston portion. It has been proposed that a pressure chamber communicates with a cylinder chamber upstream of a main valve via a fixed orifice, and communicates with a cylinder chamber downstream of the main valve via a variable orifice.
[0007]
According to this damping force adjustment type hydraulic shock absorber, by opening and closing the variable orifice, the flow area between the two chambers in the cylinder is adjusted, and the pressure in the pressure chamber is changed to change the initial opening pressure of the main valve. Can be changed. In this way, the orifice characteristic (the damping force is approximately proportional to the square of the piston speed) and the valve characteristic (the damping force is approximately proportional to the piston speed) can be adjusted, and the adjustment range of the damping force characteristic is widened. can do.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the damping force adjustment type hydraulic shock absorber described in the above publication, the pressure valve is formed by slidably fitting the main valve to the valve guide, so that the sliding portion between the valve guide and the main valve is formed. In this case, since the oil liquid leaks, it is difficult to obtain a stable damping force. In particular, the leakage from the sliding portion is greatly affected by the change in viscosity due to the temperature of the oil liquid, so that the variation in the damping force due to the temperature change increases. Furthermore, since the machining of the sliding portion requires high machining accuracy, the manufacturing cost increases.
[0009]
The present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to provide a damping force adjustment type hydraulic shock absorber that has a wide adjustment range of damping force characteristics and can obtain a stable damping force. .
[0010]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problem, the present invention of claim 1 is directed to a cylinder in which oil is sealed, a piston slidably fitted in the cylinder, and one end connected to the piston and the other end. A piston rod that extends to the outside of the cylinder, a main passage that allows fluid to flow by sliding of the piston, a main damping valve that is provided in the main passage and adjusts the flow area of the main passage; A pilot chamber provided on the back surface of the valve body of the main damping valve and acting on the internal pressure in the valve closing direction of the valve body; Variable orifice for adjusting the internal pressure of the pilot chamber by adjusting the flow passage area of the passage connected to the pilot chamber In a damping force adjustment type hydraulic shock absorber comprising:
A bottomed tubular valve member, an oil passage penetrating the bottom of the valve member in the axial direction, an annular inner seal portion projecting to an inner peripheral side of the oil passage of the inner wall of the bottom portion, and the inner wall of the inner wall An annular valve seat that protrudes to the outer peripheral side of the oil passage, an annular outer seal portion that protrudes to the outer peripheral side of the valve seat on the inner wall, and an opening between the valve seat and the outer seal portion of the inner wall. A groove portion, a disc valve whose inner peripheral portion is fixed to the inner seal portion and whose outer peripheral portion is in contact with the valve seat, an inner peripheral portion is in contact with a back portion of the disc valve, and an outer peripheral portion is in contact with the outer seal portion An annular seal disk, spring means for pressing the seal disk against the disk valve and the outer seal part, and a seal member fitted to the opening of the valve member;
The main passage is constituted by the oil passage and the groove, the valve body of the main damping valve is constituted by the disc valve, and the pilot chamber is constituted by a side wall of the valve member, the disc valve, the seal disc, and the seal member. It is characterized by defining.
[0011]
With this configuration, the variable orifice aisle By changing the flow passage area of the cylinder, the flow passage area between the cylinder upper and lower chambers is directly changed to adjust the damping force characteristic (orifice characteristic), and the internal pressure of the pilot chamber is changed according to the pressure loss due to the variable orifice. The damping force characteristic (valve characteristic) is adjusted by changing the valve opening characteristic of the damping valve. In addition, since the pilot chamber is formed without providing a sliding portion, oil leakage from the pilot chamber can be reduced. Furthermore, since the inner seal portion, the valve seat, and the outer seal portion of the valve member can be integrally formed, errors in these protruding heights can be reduced.
[0012]
According to a second aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the spring means is a disc-shaped plate spring, and the plate spring includes a space formed by a disc valve, a seal disc, and the plate spring. An oil passage that communicates with the pilot chamber is provided.
[0013]
By configuring in this way, the space formed by the disc valve, the seal disc, and the leaf spring and the pilot chamber are communicated via the oil passage and always have the same pressure, so the pressure in the pilot chamber has increased. In this case, the space is not crushed.
[0014]
According to a third aspect of the present invention, in the configuration of the first or second aspect, the sub damping valve is opened by receiving the pressure of the oil flowing to the fixed orifice and generates a damping force having a valve characteristic according to the opening degree. Is provided.
[0015]
With this configuration, a damping force having a valve characteristic is generated by the sub damping valve before the main damping valve is opened.
[0016]
According to a fourth aspect of the present invention, in the structure according to any one of the first to third aspects, an annular protrusion is provided along a circumferential direction of the rear surface of the disk valve, and an inner peripheral portion of the seal disk is formed as the protrusion. It is made to contact | abut to.
[0017]
With this configuration, the seal disc contacts the disc valve via the protrusion, so that even if the disc valve and the seal disc are bent due to an increase in pressure in the pilot chamber, the disc valve and the seal disc are The diameter of the contact portion is always constant.
[0018]
According to a fifth aspect of the present invention, in the structure according to any one of the first to third aspects, a disk-shaped retainer disk having a slightly smaller diameter than the disk valve is interposed between the disk valve and the seal disk. The inner peripheral portion of the seal disc is in contact with the vicinity of the outer peripheral end portion of the retainer disc.
[0019]
With this configuration, the seal disk is in contact with the vicinity of the outer peripheral end of the retainer disk. Therefore, even when the disk valve and the seal disk are bent due to an increase in pressure in the pilot chamber, The diameter of the contact portion with the retainer disk hardly changes.
[0020]
According to a sixth aspect of the present invention, in the structure according to any one of the first to third aspects, a positioning convex portion that contacts the outer peripheral surface of the disk valve is formed on the outer peripheral portion, and an annular shape that contacts the disk valve is formed on one side surface. An annular seat member is formed between the disk valve and the seal disk, and is formed with a second protrusion formed on the other surface of the first protrusion. To do.
[0021]
With this configuration, since the seat member contacts the disc valve via the first protrusion, even if the disc valve and the seal disc are bent due to an increase in pressure in the pilot chamber, the seat member and the disc The diameter of the contact portion with the valve is always constant. Further, the first protrusion of the seat member allows the pressure in the pilot chamber to act on the inner peripheral side of the inner peripheral end of the seal disc of the disc valve, and the seat member serves to open the disc valve. Sometimes, the disk valve moves in parallel along the axial direction, so that when the disk valve is opened, the outer periphery of the disk valve abuts against the central part of the seal disk and the seal disk is not lifted from the outer seal part.
[0022]
According to a seventh aspect of the present invention, there is provided the inner diameter d of the valve seat of the disc valve according to any of the first to sixth aspects. a And inner diameter d of outer seal b The ratio to b / D a It is characterized by ≦ 1.2.
[0023]
With this configuration, the pressure receiving area of the seal disk with respect to the pilot chamber can be appropriately reduced, and the pilot pressure acting on the disk valve can be optimized.
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0024]
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 and 2. As shown in FIGS. 1 and 2, the damping force adjusting hydraulic shock absorber 1 has a double cylinder structure in which an outer cylinder 3 is provided outside the cylinder 2. A reservoir chamber 4 is formed in the upper part. A piston 5 is slidably fitted in the cylinder 2. The piston 5 defines the cylinder 2 in two chambers, a cylinder upper chamber 2a and a cylinder lower chamber 2b. One end of a piston rod 6 is connected to the piston 5 by a nut 7, and the other end side of the piston rod 6 passes through the cylinder upper chamber 2 a and is a rod guide attached to the upper ends of the cylinder 2 and the outer cylinder 3. And a seal member (not shown) that extends outside the cylinder 2. A base valve 8 that partitions the cylinder lower chamber 2b and the reservoir chamber 4 is provided at the lower end of the cylinder 2. An oil liquid is sealed in the cylinder 2, and an oil liquid and a gas are sealed in the reservoir chamber 4.
[0025]
The piston 5 is provided with an oil passage 9 that communicates between the cylinder upper and lower chambers 2a and 2b, and a check valve 10 that allows fluid to flow from the cylinder lower chamber 2b side of the oil passage 9 to the cylinder upper chamber 2a side. It has been. The base valve 8 also includes an oil passage 11 that allows the cylinder lower chamber 2b and the reservoir chamber 4 to communicate with each other, and a check that allows oil to flow from the reservoir chamber 4 side of the oil passage 11 to the cylinder lower chamber 2b side. A valve 12 is provided.
[0026]
A substantially cylindrical passage member 13 is fitted on the outer periphery of the central portion of the cylinder 2. An upper tube 14 is fitted on the outer periphery of the upper portion of the cylinder 2 and coupled to the passage member 13, and an annular oil passage 15 is formed between the cylinder 2 and the cylinder 2. The annular oil passage 15 communicates with the cylinder upper chamber 2a through an oil passage 16 provided on a side wall near the upper end of the cylinder 2. Further, a lower tube 17 is fitted on the outer periphery of the lower portion of the cylinder 2 and coupled to the passage member 13, and an annular oil passage 18 is formed between the cylinder 2 and the cylinder 2. The annular oil passage 18 communicates with the cylinder lower chamber 2b through an oil passage 19 provided on the side wall near the lower end of the cylinder 2. A connection plate 20 is attached to the outer cylinder 3 so as to face the passage member 13. Connection pipes 21 and 22 communicating with the annular oil passages 15 and 18 are inserted and fitted into the connection plate 20 and the passage member 13. Further, the connection plate 20 is provided with a connection hole 23 communicating with the reservoir chamber 4. A damping force generation mechanism 24 is connected to the connection plate 20.
[0027]
The damping force generating mechanism 24 has two bottomed cylindrical valve members 26 and 27 fitted in a bottomed cylindrical case 25, and a proportional solenoid actuator 28A (hereinafter referred to as actuator 28A) is screwed into the opening. The case 25 is partitioned into three oil chambers 25a, 25b, 25c by valve members 26, 27. The valve members 26 and 27 are fitted with annular seal members 28 and 29 in the openings, respectively, through which a substantially cylindrical guide member 30 is inserted and screwed into the actuator 28A to be fixed together. ing. The side walls of the case 25 are provided with connection holes 31, 32, 33 communicating with the oil chambers 25a, 25b, 25c, respectively. The connection holes 31, 32, 33 are connected to the connection pipes provided in the connection plate 20, respectively. 21, connection pipe 22 and connection hole 23.
[0028]
A plurality (only two are shown) of oil passages 34 and 35 (main passages) arranged along the circumferential direction are penetrated in the axial direction at the bottoms of the valve members 26 and 27, respectively. Further, annular inner seal portions 36 and 37 project from the inner peripheral side of the oil passages 34 and 35 on the inner walls of the bottom portions of the valve members 26 and 27, respectively, and the annular valve is provided on the outer peripheral side of the oil passages 34 and 35. Seats 38 and 39 are projected, and annular outer seal portions 40 and 41 are projected near the side walls of the valve members 26 and 27 on the outer peripheral side. In addition, annular groove portions 42 and 43 (main passages) are formed between the valve seats 38 and 39 and the outer seal portions 40 and 41, and the groove portions 42 and 43 respectively connect the oil passages 44 and 45. Via the oil chambers 25b and 25c.
[0029]
The valve members 26 and 27 are provided with disc valves 46 and 47 (the valve body of the main damping valve) whose inner peripheral portions are fixed to the inner seal portions 36 and 37 and whose outer peripheral portions are in contact with the valve seats 38 and 39, respectively. ing. In the valve members 26 and 27, annular seal rings 48 and 49 (outer seal portions) are fitted and brought into contact with the outer seal portions 40 and 41, and the seal rings 48 and 49 are sealed thereon. The retainer rings 50 and 51 having a larger inner diameter than the rings 48 and 49 are stacked (two in the illustrated example), and the disc-shaped leaf springs 52 and 53 whose inner peripheral portions are fixed to the guide member 30 are The outer peripheral portion is fixed to the valve members 26 and 27 by contacting the retainer rings 50 and 51. Further, the inner peripheral portions of the annular seal discs 54 and 55 are brought into contact with the rear portions of the disc valves 46 and 47, respectively, and the outer peripheral portions of the seal discs 54 and 55 are inserted inside the retainer rings 50 and 51, respectively. The seal rings 48 and 49 are in contact with the inner peripheral portions. That is, the seal disks 54 and 55 are in contact with the outer seal portions 40 and 41 via the seal rings 48 and 49, respectively. The seal discs 54 and 55 are arranged so that the outer peripheral portions of disc-shaped valve springs 56 and 57 (spring means) whose inner peripheral portions are fixed to the guide member 30 are brought into contact with each other so that the disc valves 46 and 47 and the seal rings 48 and 49 It is pressed to the side. Pilot chambers 58 and 59 are defined by the side walls of the valve members 26 and 27, the disk valves 46 and 47, the seal disks 54 and 55, and the seal members 28 and 29, respectively.
[0030]
The side walls of the guide member 30 are provided with ports 60 and 61 that communicate with the pilot chambers 58 and 59 and ports 62 and 63 that communicate with the oil chambers 25b and 25c, respectively. Further, the inner seal portions 36 and 37 of the valve members 26 and 27 are provided with notches 64 and 65 (fixed orifices), respectively, and the notches 64 and 65 are grooves 66 and 66 provided on the outer peripheral portion of the guide member 30, respectively. It communicates with ports 60 and 61, that is, pilot chambers 58 and 59 through 67 (upstream passage). A spool 68 that adjusts the flow area between the ports 60 and 62 and between the ports 61 and 63 is slidably fitted in the guide member 30. The spool 68 is urged to the actuator 28A side by the compression spring 69, and is moved against the urging force of the spring 69 by the operating rod 70 of the actuator 28A, so that the ports 60 and 63 (downstream passage, variable orifice) ) Orifice area can be adjusted.
[0031]
The operation of the present embodiment configured as described above will be described next. 1 and 2, the solid line arrows indicate the flow of the oil liquid during the expansion stroke of the piston rod 6, and the broken line arrows indicate the flow of the oil liquid during the contraction stroke.
[0032]
During the extension stroke of the piston rod 6, the piston check valve 10 is closed with the movement of the piston 5, and the hydraulic fluid on the cylinder upper chamber 2 a side is pressurized. As shown by the solid line arrow in the figure, the oil passage 16, annular Flows through the oil passage 15 and the connection pipe 21 to the connection hole 31 of the damping force generation mechanism 24, and further from the connection hole 31 to the oil chamber 25a, the oil passage 34, the notch 64, the groove 66, the port 60, the port 62, and the oil chamber. It flows to the cylinder lower chamber 2b through 25b, the connection hole 32, the connection pipe 22, the annular oil passage 18 and the oil passage 19. At this time, when the pressure on the cylinder upper chamber 2a side reaches the valve opening pressure of the disk valve 46, the disk valve 46 is opened, and the oil liquid flows from the oil chamber 25a through the oil passage 34, the groove 42 and the oil passage 44. Flows directly to 25b. On the other hand, the amount of oil that the piston rod 6 has withdrawn from the cylinder 2 flows from the reservoir chamber 4 to the cylinder lower chamber 2b by opening the check valve 12 of the base valve 8.
[0033]
Therefore, during the extension stroke, the piston speed is low, and before the disk valve 46 is opened, the orifice characteristic damping force is generated according to the flow passage area of the notch 64, the groove 66 and the port 60, and the piston speed is increased. When the pressure on the cylinder upper chamber 2a side increases and the disc valve 46 opens, a damping force having a valve characteristic is generated according to the opening degree, and an excessive increase in the damping force is suppressed.
[0034]
The damping force is adjusted by changing the flow path area of the port 60 by moving the spool 68 by energizing the actuator 28A. In this case, the smaller the flow path area of the port 60, the greater the pressure loss caused by that, and the higher the pressure in the pilot chamber 58 on the upstream side, so the valve opening pressure of the disk valve 46 increases, The larger the flow path area, the smaller the pressure loss due to this and the lower the pressure in the pilot chamber 58 on the upstream side, so the valve opening pressure of the disc valve 46 becomes lower. In this way, by changing the flow path area of the port 60, the valve opening pressure of the disk valve 46 changes at the same time, and the orifice characteristics and valve characteristics change, so the damping force from the low speed range to the high speed range of the piston speed. Characteristics can be adjusted.
[0035]
Also, during the contraction stroke, the check valve 10 of the piston 5 opens and the fluid in the cylinder lower chamber 2b flows directly through the oil passage 9 into the cylinder upper chamber 2a as the piston 5 moves. Since the pressures 2a and 2b are substantially the same, no fluid flows between the connection holes 31 and 32 of the damping force generating mechanism 24. On the other hand, as the piston rod 6 enters the cylinder 2, the check valve 12 of the base valve 8 is closed, and the oil liquid in the cylinder 2 is pressurized by the amount of the piston rod 6 entering, and the broken line in FIG. As indicated by the arrows, the cylinder flows from the cylinder lower chamber 2b through the oil passage 19, the annular oil passage 18 and the connection pipe 22 to the connection hole 32 of the damping force generation mechanism 24, and further from the connection hole 32 to the oil chamber 25b, the oil passage. 35, the notch 65, the groove 67, the port 61, the port 63, the oil chamber 25c, the connection hole 33, and the connection hole 23 to flow into the reservoir chamber 4. At this time, when the pressure on the cylinder 2 side reaches the valve opening pressure of the disk valve 47, the disk valve 47 opens and the oil liquid flows from the oil chamber 25b to the oil chamber 25c through the oil passage 35, the groove 43 and the oil passage 45. It flows directly.
[0036]
Therefore, during the compression stroke, the piston speed is low, and before the disc valve 47 is opened, a damping force of the orifice characteristic is generated according to the flow passage area of the notch 65, the groove 67 and the port 63, and the piston speed is increased. When the pressure on the cylinder 2 side rises and the disc valve 47 opens, a damping force having a valve characteristic is generated according to the opening degree to suppress an excessive increase in the damping force.
[0037]
Then, as in the above extension stroke, the orifice 68 is adjusted by moving the spool 68 to change the flow path area of the port 63, and the pressure in the pilot chamber 59 is changed by the pressure loss to open the disc valve 47. Since the valve characteristic is adjusted by changing the valve pressure, the damping force characteristic can be adjusted from the low speed range to the high speed range of the piston speed.
[0038]
Note that by changing the flow path areas of the port 60 and the port 63 by moving the spool 68, it is possible to adjust the damping force characteristics on the expansion side and the contraction side, respectively. In this case, for example, according to the position of the spool 68, the flow path area of the ports 60 and 63 on the expansion side and the contraction side is such that when one is large, the other is small, and when one is small, the other is large. By arranging the land of each port 60, 63 and spool 68, the combination of damping force characteristics of different types on the expansion side and the contraction side (for example, the expansion side is hard and the contraction side is soft or the expansion side is soft and the contraction side is hard Can be selected at the same time.
[0039]
In addition, since the pilot chambers 58 and 59 are formed without providing a sliding portion, it is possible to obtain a stable damping force characteristic by reducing the leakage of oil from the pilot chambers 58 and 59, and the temperature. Variations in damping force due to changes can be reduced. And since the process of the sliding part which requires high work precision becomes unnecessary, manufacturing cost can be reduced. Further, since the inner seal portions 36 and 37, the valve seats 38 and 39, and the outer seal portions 40 and 41 can be integrally formed with the valve members 26 and 27, errors in these protruding heights can be reduced. Thus, the variation in the valve opening pressure of the disk valves 46 and 47 can be reduced.
[0040]
In the above embodiment, the seal rings 48, 49 are brought into contact with the outer seal portions 40, 41 of the valve members 26, 27, and the seal disks 54, 55 are brought into contact with the seal rings 48, 49. However, the seal rings 48 and 49 may be omitted, and the seal disks 54 and 55 may be brought into direct contact with the outer seal portions 40 and 41.
[0041]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The second embodiment is generally the same as the configuration of the first embodiment except that the seal structure on the bottom side of the valve member of the pilot chamber of the damping force generation mechanism and the structure of the valve spring are different. Therefore, only the damping force generating mechanism is illustrated, and the same parts as those shown in FIGS. 1 and 2 are denoted by the same reference numerals and only different parts will be described in detail.
[0042]
As shown in FIGS. 3 and 4, the damping force generation mechanism 71 according to the second embodiment has seal rings 48, compared to the configuration of the damping force generation mechanism 24 of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2. 49, the retainer rings 50, 51 and the leaf springs 52, 53 are omitted, and the seal disks 54, 55 are brought into direct contact with the outer seal portions 40, 41. Further, notches 56a and 57a (oil passages) are formed in the outer peripheral portions of the disk-shaped valve springs 56 and 57 (plate springs), and the notches 56a and 57a allow the disc valves 46 and 47 and the seal disc 54, Space S formed between 55 and valve springs 56 and 57 1 , S 2 The pilot chambers 58 and 59 communicate with each other.
[0043]
With this configuration, space S 1 , S 2 And the pilot chambers 58 and 59 are communicated via the notches 56a and 57a so that the pressure is always the same. Therefore, when the pressure in the pilot chambers 58 and 59 increases, the space S 1 , S 2 Is not crushed, so space S 1 , S 2 The increase of frictional force at the contact part between the valve springs 56 and 57, the seal discs 54 and 55, and the disc valves 46 and 47 accompanying the compression of the disc valve 46 and 47 can be suppressed, and the operation of the disc valves 46 and 47 is made smooth and stable. Damping force can be obtained. Further, when assembling the damping force adjusting hydraulic shock absorber, the space S is formed by the notches 56a and 57a. 1 , S 2 Since the air inside can be discharged, air can be easily removed. The valve springs 56 and 57 have a space S. 1 , S 2 A through hole may be provided in place of the notches 56a and 57a as an oil passage that allows the pilot chambers 58 and 59 to communicate with each other.
[0044]
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The third embodiment is generally the same as the second embodiment except that the structure of the oil passage constituting the upstream passage communicating with the pilot chambers 58 and 59 of the damping force generation mechanism is different. Since it is configured, only the damping force generation mechanism is illustrated, and the same parts as those shown in FIGS. 3 and 4 are denoted by the same reference numerals and only different parts will be described in detail.
[0045]
As shown in FIGS. 5 and 6, in the damping force generation mechanism 72 according to the third embodiment, the inner side of the valve member is different from the configuration of the damping force generation mechanism 71 of the second embodiment shown in FIGS. The notches 64 and 65 provided in the seal portions 36 and 37 and the grooves 66 and 67 provided in the guide member 30 are omitted, and the oil passages 34 and 35 and the space S are provided in the disk valves 46 and 47 instead. 1 , S 2 Are provided with orifice passages 73 and 74 (fixed orifices). The notches 56a and 57a of the valve springs 56 and 57, the space S 1 , S 2 The orifice passages 73 and 74 constitute upstream passages that communicate the pilot chambers 58 and 59 with the upstream sides of the disk valves 46 and 47.
[0046]
With this configuration, the oil liquid can be circulated from the oil passages 34 and 35 to the pilot chambers 58 and 59 through the orifice passages 73 and 74, and the same operations and effects as in the first and second embodiments can be achieved. Can do. Further, the space S is defined by the orifice passages 73 and 74. 1 , S 2 Since the oil and liquid flows directly through the pilot chambers 58 and 59, the space S 1 , S 2 And since the flow of the oil liquid in the pilot chambers 58 and 59 can be made smooth, it is possible to easily perform the air bleeding operation when assembling the damping force adjusting hydraulic shock absorber. Furthermore, compared to the case where the valve member and the guide member are cut and grooved to provide the upstream passage and the fixed orifice, the upstream passage and the fixed orifice can be formed simply by punching the disk valve. By changing the diameters of the orifice passages 73 and 74, the setting of the damping force characteristic can be easily changed.
[0047]
In this embodiment, the orifice passages 73 and 74 of the disk valves 46 and 47 are fixed orifices in the upstream passage, but the notches 56a and 57a of the valve springs 56 and 57 may be fixed orifices. Both can also be used as fixed orifices.
[0048]
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The fourth embodiment is generally the same as the third embodiment except that a sub damping valve is provided on the upstream side of the fixed orifice of the damping force generating mechanism. Only the damping force generation mechanism is illustrated, and the same parts as those shown in FIGS. 5 and 6 are denoted by the same reference numerals and only different parts will be described in detail.
[0049]
As shown in FIGS. 7 and 8, in the damping force generating mechanism 75 according to the fourth embodiment, the inner walls of the bottom portions of the valve members 26 and 27 are respectively disposed on the inner peripheral side of the valve seats 38 and 39, respectively. Annular valve seats 76 and 77 having a projection height smaller than 38 and 39 are projected, and the inner peripheral part is fixed to the inner seal parts 36 and 37 together with the disk valves 46 and 47, and the outer peripheral part is Sub disk valves 78 and 79 (sub damping valves) seated on the valve seats 76 and 77 are provided. The secondary disk valves 78 and 79 are bent by the pressure on the oil chambers 25a and 25b side of the oil passages 34 and 35 and open, and the damping force of the valve characteristics is generated according to the opening degree. In addition, the notch 78a, 79a provided in the outer peripheral portion forms an orifice passage that always allows the oil passages 34, 35 to flow. The valve opening pressures of the auxiliary disk valves 78 and 79 are set sufficiently lower than the valve opening pressures of the disk valves 46 and 47.
[0050]
With this configuration, in addition to the operation and effect of the third embodiment, during the expansion / contraction stroke of the piston rod 6, before opening the disk valves 46, 47 (in the low speed region of the piston speed), in the extremely low speed region of the piston speed. The orifice passage formed by the notches 78a and 79a of the secondary disk valves 78 and 79 generates an orifice characteristic damping force. When the piston speed increases, the secondary disk valves 78 and 79 open, Damping force of valve characteristics is generated.
[0051]
Therefore, as shown by the solid line in FIG. 9, the damping force characteristic becomes the orifice characteristic by the orifice passage formed by the notches 78a and 79a up to the valve opening point A of the auxiliary disk valves 78 and 79. Is a valve characteristic according to the opening degree of the sub disk valves 78 and 79, and further, after the valve opening point B of the disk valves 46 and 47, it becomes a valve characteristic according to the opening degree of the disk valves 46 and 47. Thus, by setting the bending point (opening point A) in the damping force characteristic in the low speed region of the piston speed by the auxiliary disk valves 78 and 79, the damping force characteristic in the low speed region is optimized. Sufficient damping force in the extremely low speed range can be secured. In addition, the broken line in FIG. 9 has shown the damping force characteristic of 1st thru | or 3rd embodiment which does not have a sub disk valve.
[0052]
In addition, each dimension of the principal part of the damping force generation mechanism 24, 71, 72, 75 of each embodiment described above will be described with reference to FIG. 4 as a representative drawing, for example, the diameter D of the annular valve seats 38, 39. 1 Is 28.7 mm, the inner diameter D of the seal disks 54 and 55 2 The outer diameter D of valve springs (spring means) 56, 57 Three The inner diameter D of the outer seal part 40, 41 Four It is desirable for optimization to set the difference between the valve seats 38 and 39 and the outer seal portions 40 and 41 to about 0.2 to 0.5 mm. 2 , D Three , D Four ) Is in a proportional relationship.
[0053]
Next, a fifth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The damping force adjusting hydraulic shock absorber of the fifth embodiment is generally similar in structure to the cylinder portion and the reservoir as compared to the first embodiment shown in FIG. The same parts as those of the first embodiment are given the same numbers, and only different parts will be described in detail.
[0054]
As shown in FIGS. 10 to 12, in the damping force adjusting hydraulic shock absorber 80 of the fifth embodiment, a tube 81 is fitted on the cylinder 2, and an annular passage 82 is provided between the cylinder 2 and the tube 81. Is formed. The annular passage 82 communicates with the cylinder upper chamber 2a through an oil passage 16 provided in a side wall near the upper end of the cylinder 2. An opening 83 is provided on the side wall of the tube 81. In the damping force adjusting hydraulic shock absorber 80, the oil passage 19 of the cylinder 2 shown in FIG. 1 is not provided.
[0055]
A damping force generation mechanism 84 is attached to the side surface of the outer cylinder 3. The damping force generation mechanism 84 is welded to the side wall of the outer cylinder 3 at one end opening portion having a flange portion 85 a of a cylindrical case 85. A passage member 86, a valve member main body 87, a cylindrical member 88, and a guide member 89 (seal member) are inserted into the case 85 so as to contact each other in order from the flange portion 85a side. A proportional solenoid 90 is fitted into the other end opening of the case 85 and screwed into the retainer 91 to be fixed. By contacting the proportional solenoid 90 with the guide member 89, the passage member 86, the valve The member main body 87, the cylindrical member 88, and the guide member 89 are fixed.
[0056]
The passage member 86 has a small-diameter opening 86a on one end side fitted into the opening 83 of the tube 81, and an oil chamber 92 formed in the passage member 86 is communicated with the annular passage 82. An annular oil passage 93 is formed between the passage member 86 and the cylindrical member 88 and the case 85, and the annular oil passage 93 is connected to the reservoir chamber via an oil passage 94 provided in the flange portion 85a of the case 85. 4 is communicated.
[0057]
The valve member main body 87 is a substantially disk-shaped member, and a cylindrical member 88 is joined to form a bottomed cylindrical valve member. In the bottom of the valve member, that is, the valve member main body 87, a plurality (only two are shown) of oil passages 95 arranged in the circumferential direction are penetrated in the axial direction. At one end of the valve member main body 87, an annular inner seal portion 96 protrudes from the inner peripheral side of the plurality of oil passages 95, and an annular valve seat 97 protrudes from the outer peripheral side of the plurality of oil passages 95, An annular groove 98 (groove portion) is formed on the outer peripheral side of the valve seat 97, and an annular outer seal portion 122 projects from the outer peripheral side of the annular groove 98. The outer peripheral portion of the outer seal portion 99 is in contact with the side wall of the valve member, that is, the inner peripheral surface of the cylindrical member 88. Further, the annular groove 98 is communicated with the annular oil passage 93 by the oil passage 100.
[0058]
The valve member main body 87 is provided with a disc valve 101 whose inner peripheral portion is fixed to the inner seal portion 96 and whose outer peripheral portion is seated on the valve seat 97. The inner peripheral portion of the annular seal disc 102 is in contact with the back surface portion of the disc valve 101, and the outer peripheral portion of the seal disc 102 is in contact with the outer seal portion 99. The seal disc 102 is pressed against the disc valve 101 and the outer seal portion 99 by contacting the outer periphery of a disc-shaped valve spring 103 (spring means) whose inner periphery is fixed to the valve member main body 87. Yes. The disc valve 101 and the valve spring 103 are attached to the valve member main body 87 by screwing a nut 105 to a pin 104 inserted through the central opening of the valve member main body 87.
[0059]
An annular protrusion 107 is formed along the circumferential direction on the back surface of the disk valve 101, and the inner periphery of the seal disk 102 is in contact with the tip of the protrusion 107.
[0060]
A pilot chamber 106 is defined by the disc valve 101, the seal disc 102, the cylindrical member 88, and the guide member 89. The pilot chamber 106 is fixed by an oil passage 104a (upstream side passage) provided in the pin 104. It communicates with the oil chamber 92 through 104b.
[0061]
A main damping valve A (pilot-type main damping valve) is constituted by the valve member main body 87, the disc valve 101, the seal disc 102, and the pilot chamber 106. The main damping valve A is configured such that the disc valve 101 is oil from the oil passage 95. The valve opens upon receiving the pressure of the liquid, generates a damping force according to the opening degree, and adjusts the valve opening pressure as the pilot pressure acting in the valve closing direction with the internal pressure of the pilot chamber 106 .
[0062]
The guide member 89 is provided with a bore 109 communicating with the pilot chamber 106 so as to face the solenoid 108 of the proportional solenoid 90. An annular groove 110 is formed on the inner peripheral surface of the bore 109, and the annular groove 110 is communicated with the annular oil passage 93 by an oil passage 111 (downstream passage). A spool 112 is slidably fitted into the bore 109. The bore 109 and the spool 112 constitute a flow control valve B (variable orifice). Accordingly, the flow path area between the bore 109 and the oil path 111 is adjusted by opening and closing the annular groove 110. The proportional solenoid 90 is provided with an adjusting screw 115 for adjusting the initial load on the spool 112 of the spring 113.
[0063]
In the above configuration, the cylinder upper chamber 2a and the reservoir are constituted by the oil passage 16, the annular passage 82, the small-diameter opening 86a, the oil chamber 92, the oil passage 95, the annular groove 98, the oil passage 100, the annular oil passage 93, and the oil passage 94. A main passage that communicates with the chamber 4 is formed.
[0064]
The operation of the present embodiment configured as described above will be described next.
[0065]
During the extension stroke of the piston rod 6, as the piston 5 moves, the check valve of the piston 5 closes and the oil in the cylinder upper chamber 2a is pressurized, and the oil passage 16, the annular passage 82, and the small diameter opening 86a. Flows through the oil chamber 92 of the damping force generation mechanism 84 through the oil passage 104a, the fixed orifice 104b, the pilot chamber 106, the bore 109, the annular groove 110, the oil passage 111, the annular oil passage 93, and the oil passage 94. To the reservoir chamber 4. At this time, when the pressure on the cylinder upper chamber 2a side reaches the valve opening pressure of the main damping valve A, the main damping valve A opens and the oil liquid passes from the oil chamber 92 through the oil passage 95, the annular groove 98 and the oil passage 100. To the annular oil passage 93. On the other hand, the oil corresponding to the movement of the piston 3 flows from the reservoir chamber 4 to the cylinder lower chamber 2b by opening the check valve 12 of the base valve 8.
[0066]
The piston speed is small, and before the main damping valve A is opened, damping force is generated by the flow area of the fixed orifice 104b and the flow rate control valve B. When the piston speed increases and the pressure in the cylinder upper chamber 2a rises to open the main damping valve A, a damping force corresponding to the opening degree is generated. At this time, the smaller the flow path area of the flow rate control valve B, the larger the pressure loss, and the higher the pressure in the pilot chamber 106 on the upstream side, so the pilot pressure of the main damping valve A becomes higher. Since this acts in the direction of closing the disc valve 101, the valve opening pressure of the main damping valve A is increased. Therefore, by changing the flow passage area of the flow control valve B by the energization current to the solenoid 108, the orifice characteristic is directly adjusted, and the pressure in the pilot chamber 106 is changed to change the valve opening pressure of the main damping valve A. Since the valve characteristic can be adjusted, the damping force characteristic can be adjusted from the low speed range to the high speed range of the piston speed.
[0067]
Further, during the contraction stroke of the piston rod 6, as the piston 5 moves, the check valve 12 of the base valve 8 closes, and the oil in the cylinder lower chamber 2b opens the check valve 10 of the piston 5 to open the cylinder upper chamber 2a. Into the cylinder 2, the amount of the oil liquid flowing into the cylinder 2 flows from the cylinder upper chamber 2 a side to the reservoir 4 side through the same flow path as in the extension stroke.
[0068]
Therefore, as in the above extension stroke, the piston speed is small and before the main damping valve A is opened, the damping characteristics of the orifice characteristics are generated by the flow passage areas of the fixed orifice 104b and the flow control valve B, and the piston speed increases. When the pressure on the cylinder upper chamber 2a side is increased and the main damping valve A is opened, a damping force having a valve characteristic is generated according to the opening degree to suppress an excessive increase in the damping force.
[0069]
Then, by changing the flow passage area of the flow control valve B by the energization current to the solenoid 108, the orifice characteristic can be adjusted directly, and the valve characteristic can be adjusted by changing the pressure in the pilot chamber 106, and the piston characteristic can be adjusted. The damping force characteristic can be adjusted from the low speed range to the high speed range. In the contraction stroke, the pressure receiving area of the piston rod 6 is smaller than that in the expansion stroke, so that the damping force is smaller than that in the expansion stroke.
[0070]
As in the first to fourth embodiments, since the pilot chamber 106 is formed without providing a sliding portion, it is possible to reduce oil leakage from the pilot chamber 106 and obtain a stable damping force characteristic. In addition, variation in damping force due to temperature change can be reduced. And since the process of the sliding part which requires high work precision becomes unnecessary, manufacturing cost can be reduced. Further, since the inner seal portion 96, the valve seat 97, and the outer seal portion 99 can be formed integrally with the valve member main body 87, errors in these protruding heights can be reduced, and the disc valve 101 can be opened. Variation in valve pressure can be reduced.
[0071]
Here, as shown in FIG. 13, when the disc valve 101 is not provided with the protrusion 107, the diameter of the contact portion between the seal disc 102 and the disc valve 101 is the diameter d in the normal state. 1 When the disc valve 101 and the seal disc 102 are bent toward the valve member main body 87 due to an increase in pressure in the pilot chamber 106 (see the lower part of FIG. 13), the diameter d 2 (See the upper part of Fig. 13) 1 Bigger than. As a result, the outer peripheral side of the disc valve 102 is pressed in the valve closing direction. As a result, the pressure receiving area of the disc valve 102 with respect to the internal pressure of the pilot chamber 106 increases, and therefore the disc valve 102 is difficult to open. . Thus, the deflection of the disc valve 101 and the seal disc 102 due to the internal pressure of the pilot chamber 106 causes variations in the valve opening pressure of the disc valve 101, making it difficult to obtain a stable damping force.
[0072]
On the other hand, in the present embodiment, in the main damping valve A, the inner peripheral portion of the seal disk 102 is in contact with the tip of the annular protrusion 107 provided on the back surface of the disk valve 101. Even when the pressure in the pilot chamber 106 rises and the disc valve 101 and the seal disc 102 are bent toward the valve member main body 87 by the pressure, the contact portion between the seal disc 102 and the disc valve 101, that is, , The diameter d of the tip of the protrusion 101 1 (See FIG. 12) does not change and is constant, so that a variation in the valve opening pressure of the disc valve 101 with respect to the internal pressure of the pilot chamber 106 can be prevented and a stable damping force can be obtained.
[0073]
The protrusion 107 of the fifth embodiment may be provided on each of the disk valves 46 and 47 of the first to fourth embodiments.
[0074]
In the fifth embodiment, an example in which the disk valve 101 is configured by a single disk has been described. However, the present invention is not limited thereto, and the disk valve 101 is configured by a plurality of disks and faces the seal disk 102. The protrusion 107 may be provided only on the disk. As described above, when the disc valve 101 is composed of a plurality of discs, the thickness of each disc can be reduced, and the projection 107 can be easily processed. Furthermore, an orifice can be formed by using a disk facing the valve seat 79 as a disk having a notch in the outer peripheral portion.
[0075]
Next, a sixth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The sixth embodiment is different from the second embodiment in that a retainer disk is interposed between a disk valve and a seal disk constituting the main damping valve of the damping force generation mechanism. Are generally configured in the same manner, so that only the main damping valve and the pilot chamber are shown, and the same parts as those shown in FIGS. Explained.
[0076]
As shown in FIG. 14, in the damping force adjusting hydraulic shock absorber according to the sixth embodiment, a disc-shaped retainer disk 120 having a slightly smaller diameter than the disk valves 46, 47 on the disk valves 46, 47, 121 are stacked. The retainer disks 120 and 121 are clamped at the inner periphery together with the disk valves 46 and 47 so as to bend together with the disk valves 46 and 47. The inner peripheral ends of the seal disks 54 and 55 are in contact with the outer peripheral ends of the retainer disks 120 and 121. That is, the seal disks 54 and 55 are in contact with the disk valves 46 and 47 via the retainer disks 120 and 121.
[0077]
Here, the overlap W of the contact portion between the retainer disks 120 and 121 and the seal disks 54 and 55 is set to be sufficiently small. Further, the step h between the contact portions of the retainer discs 120 and 121 with the seal discs 54 and 55 and the outer seal portions 40 and 41 is set to be larger than the maximum lift amount of the disc valves 46 and 47. The lower ends of the inner peripheral edges of the seal disks 54 and 55 are in contact with the upper surfaces of the retainer disks 120 and 121.
[0078]
In the sixth embodiment, fixed orifices 123 and 124 in the upstream passage communicating with the pilot chambers 58 and 59 are provided separately from the notches 64 and 65.
[0079]
With this configuration, in addition to the operation and effect of the second embodiment, the retainer disks 120 and 121 are interposed between the disk valves 46 and 47 and the seal disks 54 and 55, and the seal disks 54 and 55 and the retainer are inserted. Since the overlap W with the disks 120 and 121 is sufficiently small, the pressure in the pilot chambers 58 and 59 rises, and the pressure causes the disk valves 46 and 47, the retainer disks 120 and 121, and the seal disks 54 and 55 to increase. Even if the contact angle between the seal discs 54 and 55 and the retainer discs 120 and 121 becomes small due to the deflection of the valve members 26 and 27 toward the bottom side or the opening (lift) of the disc valves 46 and 47, the seal disc Diameter D of contact part between 54 and 55 and retainer disc 120 and 121 2 Can be kept sufficiently small. As a result, similarly to the fifth embodiment, variation in the valve opening pressure of the disk valves 46 and 47 with respect to the pressure of the pilot chambers 58 and 59 can be reduced, and a stable damping force can be obtained.
[0080]
In this case, since the retainer disks 120 and 121 are disk-shaped members, the retainer disks 120 and 121 can be easily processed with a desired accuracy and sufficient strength can be obtained. There is little deterioration and the durability is high.
[0081]
Next, a seventh embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The seventh embodiment is different from the second embodiment in that a seat member is interposed between a disk valve and a seal disk constituting the main damping valve of the damping force generation mechanism, and an outer seal portion and a seal ring are interposed. Except that a seal ring is interposed between the main damping valve and the pilot chamber, only the main damping valve and the pilot chamber are shown. Only the different parts will be described in detail with the same numbers assigned to the parts.
[0082]
As shown in FIG. 15, in the damping force adjusting hydraulic shock absorber according to the seventh embodiment, annular seat members 125, 126 are interposed between the disk valves 46, 47 and the seal disks 54, 55, In addition, annular seal rings 127 and 128 are interposed between the outer seal portions 40 and 41 and the seal disks 54 and 55.
[0083]
In the seat members 125 and 126, the outer peripheral edge portion protrudes downward to form annular positioning convex portions 129 and 130, and the inner peripheral portions of the positioning convex portions 129 and 130 are in contact with the outer peripheral surfaces of the disk valves 46 and 47. By doing so, it is positioned on the disk valves 46 and 47. On the inner peripheral side of the lower surfaces of the seat members 125 and 126, annular protrusions 131 and 132 (first protrusions) that contact the disk valves 46 and 47 are formed. Further, on the upper surfaces of the sheet members 125 and 126, annular projections 133 and 134 (second projections) that are in contact with the seal disks 54 and 55 are provided at intermediate positions between the positioning projections 129 and 130 and the projections 131 and 132, respectively. Part) is formed. That is, the seal disks 54 and 55 are in contact with the disk valves 46 and 47 via the seat members 125 and 126.
[0084]
By providing the seat members 125 and 126, the seal rings 127 and 128 optimize the mounting angle of the seal disks 54 and 55 by lifting the outer periphery of the seal disks 54 and 55 whose inner periphery is lifted. Is for. Therefore, the seal rings 127 and 128 can be omitted by setting the height of the outer seal portions 40 and 41 according to the seat members 125 and 126, that is, by forming the seal ring integrally with the outer seal portion. .
[0085]
With this configuration, in addition to the operation and effect of the second embodiment, the seal disks 54 and 55 are in contact with the disk valves 46 and 47 via the protrusions 131 and 132 of the seat members 125 and 126. Even when the pressure in the chambers 58 and 59 rises and the disk valves 46 and 47 and the seal disks 54 and 55 are bent to the bottom side of the valve members 26 and 27 by the pressure, the seal disks 54 and 55 and the seat member Diameter D of the contact part with 125, 126, that is, the tip part of the protrusions 131, 132 Five Is constant without change. As a result, similarly to the fifth embodiment, variation in the valve opening pressure of the disk valves 46 and 47 with respect to the pressure of the pilot chambers 58 and 59 can be reduced, and a stable damping force can be obtained.
[0086]
Further, the protrusions 131 and 132 (diameter D of the sheet members 125 and 126 Five ), The inner peripheral ends (diameter D) of the seal disks 54 and 55 of the disk valves 46 and 47 6 ), The pressure of the pilot chambers 58 and 59 can be applied to the inner peripheral side of the seat members 125 and 126 along the axial direction when the disk valves 46 and 47 are opened (lifted). Therefore, when the disk valves 46 and 47 are opened (lifted), the outer peripheral parts of the disk valves 46 and 47 come into contact with the center part of the seal disks 54 and 55, and the seal disks 54 and 55 are placed outside. Since it is not lifted from the seal portions 40 and 41 (seal rings 127 and 128), the valve opening pressure of the disk valves 46 and 47 relative to the pressure of the pilot chambers 58 and 59 can be set small, and the damping force characteristics can be set. The degree of freedom can be expanded.
[0087]
When the inner peripheral ends of the seal discs 54 and 55 are brought into direct contact with the inner peripheral portion of the disc valves 46 and 47, the disc valves 46 and 47 are opened when the disc valves 46 and 47 are opened (lifted). The outer peripheries of 46 and 47 are in contact with the center of the seal discs 54 and 55, and the seal discs 54 and 55 are lifted from the outer seal portions 40 and 41 (seal rings 127 and 128). The downstream side of the main passage is in a communicating state, the pilot pressure is rapidly reduced, and the damping force is rapidly reduced.
[0088]
Next, an eighth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The eighth embodiment is different from the fifth embodiment except that a retainer ring is interposed between the outer seal portion and the seal ring constituting the main damping valve of the damping force generation mechanism. In general, since only the main damping valve and the pilot chamber are illustrated, the same parts as those illustrated in FIGS. 10 to 12 are denoted by the same reference numerals, and only the different parts are described in detail. explain.
[0089]
As shown in FIG. 16, in the damping force adjustment type hydraulic shock absorber according to the eighth embodiment, an annular retainer ring 135 is interposed between the outer seal portion 99 and the seal disk 102. The retainer ring 135 has an outer peripheral portion fitted into the cylindrical member 88 and has an inner diameter d. b (Diameter of inner tangent to seal disc 102) and inner diameter d of valve seat 97 of disc valve 101 a The ratio of (the diameter of the inner tangent between the valve seat 97 and the disc valve 101) is d b / D a ≦ 1.2.
[0090]
With this configuration, the pressure receiving area of the seal disk 102 can be substantially reduced by the retainer ring 135, the pilot pressure acting on the disk valve 101 is optimized, and the damping force characteristic at the time of hardware is optimized. be able to.
[0091]
In the eighth embodiment, the inner diameter d of the outer seal portion is provided by a separate retainer ring 135. Three However, the retainer ring 135 may be formed integrally with the outer seal portion 99. Also in the other first to seventh embodiments, as in the eighth embodiment, the inner diameter D of the valve seat of the disk valve of the main damping valve. 1 And inner diameter D of outer seal Four And the ratio of D Four / D 1 By setting ≦ 1.2 (see FIG. 4), it is possible to optimize the damping force characteristic at the time of hardware.
[0092]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the damping force adjusting hydraulic shock absorber of claim 1, the variable orifice is used. aisle By changing the flow passage area of the cylinder, the flow passage area between the cylinder upper and lower chambers is directly changed to adjust the damping force characteristic (orifice characteristic), and the internal pressure of the pilot chamber is changed according to the pressure loss due to the variable orifice. Since the damping force characteristic (valve characteristic) is adjusted by changing the valve opening characteristic of the damping valve, the adjustment range of the damping force characteristic can be widened. In addition, since the pilot chamber is formed without providing a sliding portion, it is possible to obtain a stable damping force characteristic by reducing the leakage of oil from the pilot chamber, and to reduce variations in damping force due to temperature changes. can do. And since the process of the sliding part which requires high work precision becomes unnecessary, manufacturing cost can be reduced. Furthermore, since the inner seal part, the valve seat, and the outer seal part of the valve member can be integrally formed, it is possible to reduce the error in the protruding height and to reduce the variation in the valve valve opening pressure. Can do.
[0093]
According to the damping force adjusting type hydraulic shock absorber of claim 2, the space formed by the disc valve, the seal disc, and the leaf spring and the pilot chamber are communicated via the oil passage and always have the same pressure. When the pilot chamber pressure increases, the space is not crushed. As a result, it is possible to suppress an increase in the frictional force at the contact portion between the leaf spring, the seal disc, and the disc valve accompanying the compression of the space, and to obtain a stable damping force by smoothing the operation of the disc valve. it can. Further, when the damping force adjusting hydraulic shock absorber is assembled, the air in the space can be discharged by the oil passage, so that the air bleeding operation can be easily performed.
[0094]
According to the damping force adjusting type hydraulic shock absorber according to the third aspect, the damping force having the valve characteristic can be generated by the sub damping valve before the main damping valve is opened, and the damping force characteristic in the low speed region is optimized. At the same time, the damping force in the extremely low speed region can be sufficiently secured.
[0095]
According to the damping force adjusting type hydraulic shock absorber of claim 4, the protrusion is provided on the back surface of the disc valve, so that the seal can be sealed even when the disc valve and the seal disc are bent due to an increase in pressure in the pilot chamber. Since the disc contacts the disc valve via the protrusion, the diameter of the contact portion between the disc valve and the seal disc is always constant, and variation in the valve opening pressure of the disc valve with respect to the internal pressure of the pilot chamber is prevented and stabilized. A damping force can be obtained.
[0096]
According to the damping force adjusting type hydraulic shock absorber of claim 5, the retainer disk is interposed between the disk valve and the seal disk, and the inner peripheral part of the seal disk is located near the outer peripheral end of the retainer disk. By making contact, the diameter of the contact part between the seal disk and the retainer disk hardly changes even when the disk valve and the seal disk are bent due to an increase in pressure in the pilot chamber. A stable damping force can be obtained by preventing variation in the valve opening pressure of the disk valve with respect to the internal pressure of the chamber.
[0097]
According to the damping force adjusting type hydraulic shock absorber according to claim 6, the seat member having the positioning convex portion, the first projecting portion, and the second projecting portion is interposed between the disc valve and the seal disc. Is in contact with the disc valve via the first protrusion, so that the diameter of the contact portion between the seat member and the disc valve is always constant even when the disc valve and the seal disc are bent due to an increase in pressure in the pilot chamber. Therefore, it is possible to obtain a stable damping force by preventing variation in the valve opening pressure of the disc valve with respect to the internal pressure of the pilot chamber. Further, the first protrusion of the seat member allows the pressure in the pilot chamber to act on the inner peripheral side of the inner peripheral end of the seal disc of the disc valve, and the seat member serves to open the disc valve. Sometimes it moves in parallel along its axial direction, so when the disc valve is opened, the outer periphery of the disc valve abuts the central portion of the seal disc and the seal disc is not lifted from the outer seal portion. The opening pressure of the disc valve relative to the pressure in the pilot chamber can be set small, and the degree of freedom in setting damping force characteristics can be expanded.
[0098]
According to the damping force adjusting type hydraulic shock absorber of claim 7, the inner diameter d of the valve seat of the disc valve a And inner diameter d of outer seal b The ratio to b / D b By setting ≦ 1.2, the pressure receiving area of the seal disk with respect to the pilot chamber can be appropriately reduced, the pilot pressure acting on the disk valve can be optimized, and the damping force characteristic can be optimized.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of an essential part of a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged view of the damping force generation mechanism of FIG.
FIG. 3 is a longitudinal sectional view of a damping force generating mechanism of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to a second embodiment of the present invention.
4 is an enlarged view of a main damping valve and a pilot chamber portion of FIG. 3;
FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a damping force generation mechanism of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to a third embodiment of the present invention.
6 is an enlarged view of a main damping valve and a pilot chamber portion of FIG.
FIG. 7 is a longitudinal sectional view of a damping force generation mechanism of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to a fourth embodiment of the present invention.
8 is an enlarged view of a main damping valve, a sub damping valve, and a pilot chamber in FIG.
FIG. 9 is a diagram showing a damping force characteristic of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a longitudinal sectional view of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to a fifth embodiment of the present invention.
11 is a longitudinal sectional view of a main part of the apparatus shown in FIG.
12 is an enlarged view of a main damping valve of the apparatus of FIG.
13 is a diagram showing deformation of the disk valve and the seal disk due to the internal pressure of the pilot chamber when no protrusion is provided on the disk valve in the main damping valve of FIG.
FIG. 14 is an enlarged longitudinal sectional view showing a main damping valve and a pilot chamber portion of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to a sixth embodiment of the present invention.
FIG. 15 is an enlarged longitudinal sectional view showing a main damping valve and a pilot chamber of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to a seventh embodiment of the present invention.
FIG. 16 is an enlarged longitudinal sectional view showing a main damping valve and a pilot chamber part of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to an eighth embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 Damping force adjustable hydraulic shock absorber
2 cylinders
5 piston
6 Piston rod
26,27 Valve member
28,29 Seal member
34,35 Oil passage (main passage)
36,37 Inner seal
38,39 Valve seat
40,41 Outer seal
42,43 Groove
46,47 Disc valve
48,49 Seal ring (outer seal)
54,55 Seal disc
56,57 Valve spring (spring means, leaf spring)
56a, 57a Notch (oil channel)
58,59 Pilot room
64,65 Notch (fixed orifice)
66,67 groove (upstream passage)
60,63 ports (downstream passage, variable orifice)
78,79 Sub disk valve (sub damping valve)
107 Projection
120,121 Retainer disc
125,126 Sheet material
129,130 Positioning projection
131,132 Protrusion (first protrusion)
133,134 Protrusion (second protrusion)
d a Inner diameter of disc valve seat
d b Inner diameter of retainer ring (outer seal)
S 1 , S 2 space

Claims (7)

油液が封入されたシリンダと、該シリンダ内に摺動可能に嵌装されたピストンと、一端が該ピストンに連結され他端が前記シリンダの外部まで延ばされたピストンロッドと、前記ピストンの摺動によって油液を流通させる主通路と、前記主通路に設けられ、該主通路の流路面積を調整する主減衰弁と、該主減衰弁の弁体の背面部に設けられ該弁体の閉弁方向に内圧を作用させるパイロット室と、該パイロット室と接続される通路の流路面積を調整することによりパイロット室の内圧を調整する可変オリフィスとを備えてなる減衰力調整式油圧緩衝器において、
有底筒状のバルブ部材と、該バルブ部材の底部を軸方向に貫通する油路と、前記底部の内壁の前記油路の内周側に突出する環状の内側シール部と、前記内壁の前記油路の外周側に突出する環状の弁座と、前記内壁の前記弁座の外周側に突出する環状の外側シール部と、前記内壁の前記弁座と前記外側シール部との間に開口する溝部と、内周部が前記内側シール部に固定され外周部が前記弁座に当接するディスクバルブと、内周部が前記ディスクバルブの背面部に当接し外周部が前記外側シール部に当接する環状のシールディスクと、該シールディスクを前記ディスクバルブおよび前記外側シール部に押圧するばね手段と、前記バルブ部材の開口部に嵌合されるシール部材とを設け、
前記油路および溝部によって前記主通路を構成し、前記ディスクバルブによって前記主減衰弁の弁体を構成し、前記バルブ部材の側壁と前記ディスクバルブと前記シールディスクと前記シール部材とによって前記パイロット室を画成するようにしたことを特徴とする減衰力調整式油圧緩衝器。A cylinder filled with oil, a piston slidably fitted in the cylinder, a piston rod having one end connected to the piston and the other end extended to the outside of the cylinder, A main passage through which fluid flows by sliding; a main damping valve that is provided in the main passage and that adjusts a flow area of the main passage; and a valve body that is provided on the back surface of the valve body of the main damping valve A damping force adjusting hydraulic buffer comprising: a pilot chamber for applying an internal pressure in the valve closing direction of the valve; and a variable orifice for adjusting an internal pressure of the pilot chamber by adjusting a flow passage area of a passage connected to the pilot chamber. In the vessel
A bottomed tubular valve member, an oil passage penetrating the bottom of the valve member in the axial direction, an annular inner seal portion projecting to an inner peripheral side of the oil passage of the inner wall of the bottom portion, and the inner wall of the inner wall An annular valve seat that protrudes to the outer peripheral side of the oil passage, an annular outer seal portion that protrudes to the outer peripheral side of the valve seat on the inner wall, and an opening between the valve seat and the outer seal portion of the inner wall. A groove portion, a disc valve whose inner peripheral portion is fixed to the inner seal portion and whose outer peripheral portion is in contact with the valve seat, an inner peripheral portion is in contact with a back portion of the disc valve, and an outer peripheral portion is in contact with the outer seal portion An annular seal disk, spring means for pressing the seal disk against the disk valve and the outer seal part, and a seal member fitted to the opening of the valve member;
The main passage is constituted by the oil passage and the groove, the valve body of the main damping valve is constituted by the disc valve, and the pilot chamber is constituted by a side wall of the valve member, the disc valve, the seal disc, and the seal member. A damping force adjusting type hydraulic shock absorber characterized by defining ばね手段は、円盤状の板ばねであり、該板ばねには、ディスクバルブとシールディスクと前記板ばねとで形成された空間と、パイロット室とを互いに連通させる油路が設けられていることを特徴とする請求項１に記載の減衰力調整式油圧緩衝器。The spring means is a disc-shaped leaf spring, and the leaf spring is provided with an oil passage that communicates the space formed by the disc valve, the seal disc, and the leaf spring with the pilot chamber. The damping force adjustment type hydraulic shock absorber according to claim 1, wherein: 固定オリフィスへ流れる油液の圧力を受けて開弁して、その開度に応じてバルブ特性の減衰力を発生させる副減衰弁を設けたことを特徴とする請求項１または２に記載の減衰力調整式油圧緩衝器。The damping according to claim 1 or 2, further comprising a secondary damping valve that opens upon receiving the pressure of the oil flowing to the fixed orifice and generates a damping force having a valve characteristic according to the opening degree. Force adjustable hydraulic shock absorber. ディスクバルブの背面部に、その周方向に沿って環状の突起部を設け、シールディスクの内周部を前記突起部に当接させた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減衰力調整式油圧緩衝器。4. The disk valve according to claim 1, wherein an annular protrusion is provided along a circumferential direction of the back surface of the disk valve, and an inner periphery of the seal disk is brought into contact with the protrusion. Damping force adjustable hydraulic shock absorber. ディスクバルブとシールディスクとの間に、前記ディスクバルブよりもやや小径の円板状のリテーナディスクを介装し、該リテーナディスクの外周端部の近傍に、シールディスクの内周部が当接するようにした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減衰力調整式油圧緩衝器。A disc-shaped retainer disk having a diameter slightly smaller than that of the disk valve is interposed between the disk valve and the seal disk so that the inner peripheral portion of the seal disk comes into contact with the vicinity of the outer peripheral end of the retainer disc. The damping force adjusting hydraulic shock absorber according to any one of claims 1 to 3, wherein the damping force adjusting type hydraulic shock absorber is provided. 外周部にディスクバルブの外周面に当接する位置決め凸部が形成され、一側の面に前記ディスクバルブに当接する環状の第１突起部が形成され、他側の面にシールディスクに当接する第２突起部が形成された環状のシート部材を前記ディスクバルブと前記シールディスクとの間に介装した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減衰力調整式油圧緩衝器。A positioning projection that contacts the outer peripheral surface of the disc valve is formed on the outer peripheral portion, an annular first protrusion that contacts the disc valve is formed on one side surface, and a first contact portion that contacts the seal disk is formed on the other side surface. 4. The damping force adjustable hydraulic shock absorber according to claim 1, wherein an annular seat member having two protrusions is interposed between the disk valve and the seal disk. ディスクバルブの弁座の内径daと外側シール部の内径dbとの比をdb／da≦1.2 としたことを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載の減衰力調整式油圧緩衝器。Claims 1, characterized in that the ratio of the inner diameter d b of the inner diameter d a and the outer seal portion of the valve seat disc valve was d b / d a ≦ 1.2 damping force adjustable according to any one of the 6 Hydraulic shock absorber.
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