JP4129755B2

JP4129755B2 - Damping force adjustable hydraulic shock absorber

Info

Publication number: JP4129755B2
Application number: JP05241297A
Authority: JP
Inventors: 隆根津
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1997-02-20
Filing date: 1997-02-20
Publication date: 2008-08-06
Anticipated expiration: 2017-02-20
Also published as: JPH10231882A

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】
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、その通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】
この構成により、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とができる。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通路面積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、減衰力は油液通路のオリフィス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）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ディスク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ディスク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ディスク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知られている。
【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室間の通路面積を調整するとともに、可変オリフィスで生じる圧力損失によって圧力室の圧力を変化させてディスクバルブの開弁圧力を調整することができる。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）を同時に調整することができ、減衰力特性の調整範囲を広くすることができる。
【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、次のような問題がある。この種の減衰力調整式油圧緩衝器では、ディスクバルブの開弁圧力は、そのばね力と、可変オリフィスによって調整される背圧室の圧力による閉弁方向の荷重との合計によって決定される。そして、ディスクバルブの開弁後、油液の通過流量（ピストン速度）が増大すると、ディスクバルブの開度（撓み量）が大きくなり、そのばね力も大きくなる。ここで、上記背圧室の圧力を用いるタイプの減衰力調整式油圧緩衝器のディスクバルブは、通常の背圧室を持たないタイプの油圧緩衝器のディスクバルブと比べて、背圧室の圧力が加えられる分、そのばね定数は小さい値となっている。そして、ディスクバルブのばね定数は一定であるから、ばね力は開度に比例して少しずつ大きくなるので、ディスクバルブの開弁後の減衰力特性は、ピストン速度の上昇にほぼ比例して減衰力が徐々に増大する特性となる。また、ピストン速度に対する減衰力の増大の割合は、背圧室の内圧に依存して変化し、背圧室の内圧が高くなるほど大きくなる。したがって、ピストン速度に対する減衰力の増大の割合は、減衰力特性がソフト側よりもハード側のほうが大きくなる。このような減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力特性を図７に示す。
【０００９】
このため、ソフト側の減衰力特性を選択した場合、ピストン速度の低中速域において、適度に小さな減衰力を得ることができるが、ピストン速度の上昇に対する減衰力の増大の割合が小さい（あまり変化しない）ので、ピストン速度の高速域において、充分な減衰力が得られず、車両が悪路を高速で走行した場合等において、減衰力が不足して懸架装置のばね下の振動を充分に減衰できないことがある。
【００１０】
例えば、車両の走行状態に応じてリアルタイムで油圧緩衝器の減衰力を自動調整して、操縦安定性および乗り心地を向上させるようにしたサスペンション制御装置に、上記のような減衰力調整式油圧緩衝器を適用した場合、路面入力が比較的低周波よりの良路から中悪路にかけての車両走行状態では、低周波入力に対する車体の姿勢制御に適した減衰力を得るとともに、高周波入力を適度に逃がすことができ、良好な操縦安定性および乗り心地を得ることができる。ところが、高周波入力成分の大きい悪路走行等においては、車体に対するある程度の制振力は得ることができるが、懸架装置のばね下の振動速度、すなわち、油圧緩衝器のピストン速度の上昇に対する減衰力の増大の割合が小さいため、ばね下の制振力が不充分となり、乗り心地が悪化する傾向がある。
【００１１】
これに対して、ディスクバルブのばね定数を大きくする等によって、ソフト側の減衰力特性の選択時のピストン速度高速域において、充分な減衰力が得られるように減衰力特性を設定した場合、ハード側のピストン速度に対する減衰力の増大の割合が過度に大きくなってしまうという問題を生じる。
【００１２】
本発明は、上記の点に鑑みてなされたものであり、減衰力の調整範囲が広く、しかも、適切な減衰力特性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。
【００１３】
【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、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前記シリンダ内を２つのシリンダ室に画成するピストンと、一端が前記ピストンに連結され他端が前記シリンダの外部へ延出されたピストンロッドと、前記ピストンロッドのストロークにともなうピストンの移動によって油液を流通させる主通路と、該主通路の油液の流動を制御して減衰力を発生させるとともにパイロット圧力に応じて減衰力を調整するパイロット型減衰弁と、該パイロット型減衰弁をバイパスする副通路と、該副通路に設けられた固定オリフィスと、前記副通路に設けられた可変オリフィスとを備え、前記副通路の前記固定オリフィスと前記可変オリフィスとの間の圧力を前記パイロット型減衰弁のパイロット圧力とするようにした減衰力調整式油圧緩衝器であって、前記パイロット型減衰弁の弁体を閉弁方向に付勢し、該弁体の開弁方向の変位の増大にともなってばね定数が増大するばね手段を設けたことを特徴とする。
【００１４】
このように構成したことにより、ピストンロッドのストロークにともなうピストンの移動によって主通路および副通路に生じる油液の流動をパイロット型減衰弁、固定オリフィスおよび可変オリフィスによって制御して減衰力を発生させる。ピストン速度が小さく、パイロット型減衰弁の開弁前は、副通路の固定オリフィスおよび可変オリフィスの流路面積に応じて減衰力が発生し、ピストン速度が大きくなってパイロット型減衰弁が開弁すると、その開度に応じて減衰力が発生する。可変オリフィスの流路面積を調整することにより、副通路の流路面積を直接調整するとともに、パイロット圧力を変化させてパイロット型減衰弁の開弁特性を調整する。パイロット型減衰弁は、ばね手段の付勢力によって、その開度が大きくなるほど開きにくくなり、ピストン速度に対する減衰力の上昇割合が大きくなる。
【００１５】
【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。
【００１６】
本発明の第１実施形態について図１ないし図３、図５および図６を参照して説明する。図２に示すように、第１実施形態の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４が形成されている。シリンダ２内には、ピストン５が摺動可能に嵌装されており、このピストン５によってシリンダ２内がシリンダ上室2aとシリンダ下室2bとの２つのシリンダ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6Aおよびオイルシール6Bに挿通されてシリンダ２の外部へ延出されている。シリンダ２の下端部には、シリンダ下室2bとリザーバ４とを区画するベースバルブ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４内には油液およびガスが封入されている。
【００１７】
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４とを連通させる油路11およびこの油路11のリザーバ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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。また、接続プレート20には、リザーバ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が取付けられている。
【００２０】
図１に示すように、減衰力発生機構24は、略有底円筒状のケース25内に２つのバルブ部材26，27が嵌合され、開口部にリテーナ28によって比例ソレノイドアクチュエータ29（以下、アクチュエータ29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、油室25b ，25c 内にそれぞれ配置された環状の固定部材30，31と共に、一端部がアクチュエータ29に螺着された略円筒状のガイド部材32が挿通され、その他端部にナット33を螺着して、これらと一体的にケース25に固定されている。そして、３つの油室25a ，25b ，25c は、それぞれ、ケース25の側壁に設けられた接続孔34，35，36を介して、接続管21、接続管22および接続孔23に接続されている。
【００２１】
バルブ部材26，27には、それぞれ、油室25a ，25b 間、油室25b ，25c 間を連通させる油路37，38が設けられている。バルブ部材26，27の油路37，38の外周側には、環状の弁座39，40が突設され、さらにその外周側に弁座39，40よりも突出高さが大きい環状の弁座41，42が突設されている。そして、内側の弁座39，40には、副ディスクバルブ43，44が着座されている。副ディスクバルブ43，44は、その内周部がバルブ部材26，27に固定され、油路37，38の油室25a ，25b 側の油液の圧力を受けて外周部が撓んで開弁して、その開度に応じて減衰力を発生させるようになっている。また、副ディスクバルブ43，44の外周部には、油路37，38の流通を常時許容するオリフィス43a ，44a （切欠）が設けられている。
【００２２】
固定部材30，31の外周部には、それぞれ、円筒状の可動部材45，46（弁体）が摺動可能に嵌合されている。可動部材45，46は、一端部がフローティングディスク47，48（弁体）を介してバルブ部材26，27の外側の弁座41，42に着座し、一端部の内側に形成されたフランジ部に、内周部がバルブ部材26，27側に固定された円板状の板ばね49，50（ばね手段）の外周部が液密的に当接されて、閉弁方向すなわち弁座41，42側へ付勢されている。
【００２３】
図３に示すように、板ばね49，50は、可動部材45，46のフランジ部側から順に大径のものから小径のものとなるように、大径の板ばね49A ，50A 、中径の板ばね49B ，50B 、小径の板ばね49C ，50C およびさらに小径の板ばね49D ，50D が積層されており、そのばね定数が、開弁方向への撓み（変位）の増大にともなって大きくなるようになっている。また、大径の板ばね49A ，50A の外周部には、油路37，38とパイロット室51，52とを連通させる固定オリフィス49a ，50a （切欠）が設けられている。そして、固定部材30，31、可動部材45，46および板ばね49，50によって、パイロット室51，52が形成されている。
【００２４】
弁座41、フローティングディスク47、固定部材30、可動部材45、板ばね49およびパイロット室51によって伸び側パイロット型減衰弁A₁（以下、伸び側減衰弁A₁という）が構成されており、伸び側減衰弁A₁は、油路37側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51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。また、弁座42、フローティングディスク48、固定部材31、可動部材46、板ばね50およびパイロット室52によって縮み側パイロット型減衰弁A₂（以下、縮み側減衰弁A₂という）が構成されており、縮み側減衰弁A₂は、油路38側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52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。なお、副ディスクバルブ43，44の開弁圧力は、それぞれ、伸び側減衰弁A₁および縮み側減衰弁A₂の開弁圧力よりも充分低く設定されている。
【００２５】
ガイド部材32の側壁には、パイロット室51，52にそれぞれ連通するポート53，55および油室25b ，25c にそれぞれ連通するポート54，56が設けられている。また、ガイド部材32内には、スプール57が摺動可能に嵌装されている。スプール57の外周部には、ガイド部材32のポート53，54およびポート55，56のそれぞれに対向する２つの環状溝58，59が設けられている。環状溝58は、ポート54に対しては、常時一定の流路面積で連通し、ポート53に対しては、スプール57の軸方向位置に応じた流路面積で連通することにより、ポート53，54間の流路面積を調整するようになっている。また、環状溝59は、パイロット室52側のポート55に対しては、常時一定の流路面積で連通し、油室25c 側のポート56に対しては、スプール57の軸方向位置に応じた流路面積で連通することにより、ポート55，56間の流路面積を調整するようになっている。
【００２６】
ガイド部材32の油室25a 側の端部には、プラグ60が装着され、プラグ60とスプール57の一端部との間に戻しばね61が介装されている。スプール57の他端部には、アクチュエータ29のプランジャ62が当接されている。そして、ガイド部材32のポート53とスプール57の環状溝58とで伸び側可変オリフィスB₁が構成され、ガイド部材32のポート56と環状溝59とで縮み側可変オリフィスB₂が構成されており、アクチュエータ29のソレノイド63への通電電流に応じて、スプール57が戻しばね61のばね力に抗して移動して、伸び側可変オリフィスB₁および縮み側可変オリフィスB₂、すなわち、ポート53，54間およびポート55，56間の流路面積を同時に調整するようになっている。
【００２７】
ここで、ガイド部材32の各ポート53，54，55，56およびスプール57の環状溝58，59は、スプール57の位置に応じて伸び側のポート53，54間と縮み側のポート55，56間の流路面積が、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配置されている。
【００２８】
上記の構成において、油路16、環状油路15、接続管21、接続孔34、油室25a 、油路37、油室25b 、接続孔35、接続管22、環状油路18および油路19によって、シリンダ上下室2a，2b間を連通させる伸び側主通路が形成されており、固定オリフィス49a 、パイロット室51、ポート53、環状溝58およびポート54によって、伸び側減衰弁A₁をバイパスする伸び側副通路が形成されている。また、油路19、環状油路18、接続管22、接続孔35、油室25b 、油路38、油室25c 、接続孔36および接続孔23によって、シリンダ下室2bとリザーバ４との間を連通させる縮み側主通路が形成されており、固定オリフィス50a 、パイロット室52、ポート55、環状溝59およびポート56によって、縮み側減衰弁A₂をバイパスする縮み側副通路が形成されている。
【００２９】
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。
【００３０】
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10が閉じ、シリンダ上室2a内の油液が加圧されて、伸び側主通路（油路16、環状油路15、接続管21、接続孔34、油室25a 、油路37、油室25b 、接続孔35、接続管22、環状油路18および油路19）および伸び側副通路（固定オリフィス49a 、パイロット室51、ポート53、環状溝58およびポート54）を通ってシリンダ下室2bへ流れる。また、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４から逆止弁12を開いてシリンダ下室2bへ流れる。
【００３１】
ピストン速度が小さく、伸び側減衰弁A₁の開弁前は、油液が伸び側副通路を通って伸び側減衰弁A₁をバイパスすることにより、副ディスクバルブ43、オリフィス43a 、固定オリフィス49a 、伸び側可変オリフィスB₁によって減衰力が発生する。このとき、副ディスクバルブ43の開弁前は、オリフィス43a によってオリフィス特性の減衰力が発生し、副ディスクバルブ43の開弁後は、その開度に応じてバルブ特性の減衰力が発生することにより、ピストン速度の低速域において適切な減衰力を得ることができる。
【００３２】
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伸び側減衰弁A₁が開弁すると、その開度に応じて減衰力が発生する。そして、伸び側可変オリフィスB₁の流量面積が小さいほど、圧力損失が大きく、その上流側のパイロット室51内のパイロット圧力が高くなり、伸び側減衰弁A₁の開弁圧力が高くなる。よって、アクチュエータ29のソレノイド63への通電電流によって、伸び側可変オリフィスB₁の流路面積を調整することにより、直接オリフィス特性を調整するとともに、伸び側減衰弁A₁のパイロット圧力を変化させてバルブ特性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。
【００３３】
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、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34，35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内への侵入によってベースバルブ17の逆止弁12が閉じ、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加圧されて、シリンダ下室2bから縮み側主通路（油路19、環状油路18、接続管22、接続孔35、油室25b 、油路38、油室25c 、接続孔36および接続孔23）および縮み側副通路（固定オリフィス50a 、パイロット室52、ポート55、環状溝59およびポート56）を通ってリザーバ４へ流れる。
【００３４】
ピストン速度が小さく、縮み側減衰弁A₂の開弁前は、油液が縮み側副通路を通って縮み側減衰弁A₂をバイパスすることにより、副ディスクバルブ44、オリフィス44a 、固定オリフィス50a 、縮み側可変オリフィスB₂によって減衰力が発生する。このとき、副ディスクバルブ44の開弁前は、オリフィス44a によってオリフィス特性の減衰力が発生し、副ディスクバルブ44の開弁後は、その開度に応じてバルブ特性の減衰力が発生することにより、ピストン速度の低速域において適切な減衰力を得ることができる。
【００３５】
ピストン速度が大きくなり、シリンダ２側の圧力が上昇して縮み側減衰弁A₂が開弁すると、その開度に応じて減衰力が発生する。そして、縮み側可変オリフィスB₂の流量面積が小さいほど、圧力損失が大きく、その上流側のパイロット室52内のパイロット圧力が高くなり、縮み側減衰弁A₂の開弁圧力が高くなる。よって、アクチュエータ29のソレノイド63への通電電流によって縮み側可変オリフィスB₂の流路面積を調整することにより、直接オリフィス特性を調整するとともに、縮み側減衰弁A₂のパイロット圧力を変化させてバルブ特性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。
【００３６】
このように、アクチュエータ29のソレノイド63への通電電流に応じて、スプール57を移動させることよって、ポート53，54間（伸び側可変オリフィスB₁）およびポート55，56間（縮み側可変オリフィスB₂）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。このとき、伸び側可変オリフィスB₁と縮み側可変オリフィスB₂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53，54，55，56およびスプール57の環状溝58，59が配置されているので、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。
【００３７】
次に減衰力特性の特徴について説明する。
【００３８】
仮に、板ばね49，50のばね定数を一定とした場合における伸び側／縮み側減衰弁A₁，A₂および伸び側／縮み側可変オリフィスB₁，B₂の油液の通過流量（ピストン速度）とこれらの合計開口面積との関係は、図５に示すようなものとなる。図５からわかるように、伸び側／縮み側減衰弁A₁，A₂の開口面積は、油液の通過流量（ピストン速度）の増大にともなって大きくなり、また、ハード側よりもソフト側の方が大きくなっている。
【００３９】
ここで、本実施形態では、伸び側および縮み側減衰弁A₁，A₂の板ばね49，50は、開弁方向への撓み（変位）の増大にともなって、ばね定数が大きくなるようになっているので、油液の大流量域（ピストン速度の高速域）において、伸び側／縮み側可変オリフィスB₁，B₂の通過流量が小さく、パイロット室51，52内のパイロット圧力が高くなることにより、伸び側および縮み側減衰弁A₁，A₂の開口面積が比較的小さくなるハード側では、ばね定数の比較的小さい領域で減衰力を発生させ、一方、伸び側／縮み側可変オリフィスB₁，B₂の通過流量が大きく、パイロット室51，52内のパイロット圧力が低くなることにより、伸び側および縮み側減衰弁A₁，A₂の開口面積が大きくなるソフト側では、ばね定数の比較的大きな領域で減衰力を発生させることになる。このため、図６に示すように、ハード側の減衰力は、伸び側および縮み側減衰弁A₁，A₂の開弁後、ピストン速度の高速域まで、ピストン速度の増大に対して比較的緩やかに上昇する。一方、ソフト側の減衰力は、伸び側および縮み側減衰弁A₁，A₂の開弁後、その開口面積が小さい中速域までは、ピストン速度の増大に対して比較的緩やかに上昇し、開口面積が大きくなるピストン速度の高速域では、ばね定数の増加分だけピストン速度に対する上昇割合が大きくなる。
【００４０】
これにより、減衰力特性をソフト側に設定した場合でも、ピストン速度の高速域において、充分大きな減衰力を得ることができ、悪路を高速で走行した場合等において、懸架装置のばね下の振動を充分に減衰することができる。また、減衰力をハード側に設定した場合には、減衰力が過度に大きくなることがなく、適切な減衰力を得ることができる。そして、前述のサスペンション制御に適用した場合には、車体の姿勢制御に適した減衰力を得るとともに、高周波入力に対して懸架装置のばね下を充分に制振することができ、操縦安定性および乗り心地を向上させることができる。
【００４１】
本発明の第２実施形態として、上記第１実施形態の板ばね49，50の代わりに、図４に示すように、外側から内側にかけて徐々に板厚が厚くなり、そのばね定数が、開弁方向への撓み（変位）の増大にともなって大きくなる円板状の板ばね64，65を設けるようにすることもできる。板ばね64，65の外周部には、それぞれ、油路37，38とパイロット室51，52とを常時連通させる固定オリフィス64a ，65a （切欠）が設けられている。このように構成した場合にも、上記第１実施形態と同様の作用、効果を奏することができる。
【００４２】
なお、上記第１および第２実施形態では、伸び側と縮み側とで大小異なる種類の減衰力特性を設定するようにした減衰力調整式油圧緩衝器の伸び側および縮み側減衰弁の双方に、変位に応じてばね定数が増大する板ばねを設けた場合について説明しているが、本発明は、これに限らず、伸び側または縮み側減衰弁のいずれか一方（小さい減衰力を発生させるほう）のみに変位に応じてばね定数が増大するばね手段を設けるようにすることもできる。また、伸び側および縮み側とで同様の種類の減衰力特性を設定するようにしたもの、あるいは、伸び側または縮み側のいずれか一方のみの減衰力を調整可能としたものの減衰弁に、変位に応じてばね定数が増大するばね手段を設けるようにすることもできる。
【００４３】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明に係る減衰力調整式油圧緩衝器によれば、可変オリフィスの流路面積を調整することにより、オリフィス特性を直接調整するとともに、パイロット圧力を変化させてパイロット型減衰弁の開弁特性を調整してバルブ特性を調整することができるので、減衰力特性の調整範囲を広くすることができる。また、パイロット型減衰弁は、ばね手段の付勢力によって、その開度が大きくなるほど開きにくくなり、ピストン速度に対する減衰力の上昇割合が大きくなるので、比較的開度の小さい領域で減衰力を発生させるハード側の減衰力は、開弁後、ピストン速度の高速域まで、ピストン速度の増大に対して比較的緩やかに上昇し、ソフト側の減衰力は、開度が大きくなるピストン速度の高速域において、ばね定数の増加分だけピストン速度に対する上昇割合が大きくなる。その結果、減衰力特性をソフト側に設定した場合でも、ピストン速度の高速域において、充分大きな減衰力を得ることができ、懸架装置のばね下の振動を充分に減衰することができ、かつ、ハード側の減衰力が過度に大きくなることもない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態の減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力発生機構を拡大して示す縦断面図である。
【図２】本発明の第１実施形態の減衰力調整式油圧緩衝器の縦断面図である。
【図３】図２の装置のパイロット型減衰弁の要部を拡大して示す縦断面図である。
【図４】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パイロット型減衰弁の要部を拡大して示す縦断面図である。
【図５】図２に示す装置のパイロット型減衰弁および可変オリフィスの合計流量と、それらの合計開口面積との関係を示す図である。
【図６】図２の装置の減衰力特性を示す図である。
【図７】従来の減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力特性を示す図である。
【符号の説明】
１減衰力調整式油圧緩衝器
２シリンダ
2a シリンダ上室
2b シリンダ下室
５ピストン
６ピストンロッド
45,46 可動部材（弁体）
47,48 フローティングディスク（弁体）
49,50 板ばね（ばね手段）
49a 固定オリフィス
50a 固定オリフィス
64,65 板ばね（ばね手段）
A₁ 伸び側パイロット型減衰弁（パイロット型減衰弁）
A₂ 縮み側パイロット型減衰弁（パイロット型減衰弁）
B₁ 伸び側可変オリフィス（可変オリフィス）
B₂ 縮み側可変オリフィス（可変オリフィス）[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]
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 passage area is provided in the bypass passage Is provided. 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]
With this configuration, the damping force adjusting valve opens the bypass passage to reduce the oil flow resistance between the two chambers in the cylinder, thereby reducing the damping force, and closing the bypass passage between the two chambers. The damping force can be increased by increasing the flow resistance. 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 according to the passage area of the bypass passage as described above, the damping force characteristic can be greatly changed in the low speed region of the piston speed because the damping force depends on the orifice of the oil passage. However, in the middle and high speed range of the piston speed, the damping force depends on the damping force generation mechanism (disc valve) in the main oil passage, so that the damping force characteristic cannot be changed greatly.
[0006]
Therefore, conventionally, as described in Japanese Utility Model Laid-Open No. 62-155242, for example, a pressure chamber is formed on the back of a disc valve which is a damping force generation mechanism for a main oil liquid passage provided in a piston portion. It is known that a pressure chamber communicates with a cylinder chamber upstream of a disk valve via a fixed orifice, and communicates with a cylinder chamber downstream of the disk valve via a variable orifice.
[0007]
According to this damping force adjustment type hydraulic shock absorber, the passage area between the two chambers in the cylinder is adjusted by opening and closing the variable orifice, and the pressure in the pressure chamber is changed by the pressure loss generated in the variable orifice. The valve opening pressure of the valve can be adjusted. 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 simultaneously. Can be wide.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, the damping force adjusting hydraulic shock absorber described in the above publication has the following problems. In this type of damping force adjustment type hydraulic shock absorber, the valve opening pressure of the disc valve is determined by the sum of the spring force and the load in the valve closing direction due to the pressure of the back pressure chamber adjusted by the variable orifice. Then, when the flow rate (piston speed) of the oil liquid increases after the disc valve is opened, the opening degree (deflection amount) of the disc valve increases and the spring force also increases. Here, the disc valve of the damping force adjustment type hydraulic shock absorber using the pressure of the back pressure chamber is more pressure than the normal pressure buffer disc valve of the type having no back pressure chamber. The spring constant is small as much as is added. Since the spring constant of the disc valve is constant, the spring force gradually increases in proportion to the opening, so that the damping force characteristic after the disc valve opens is attenuated in proportion to the increase in piston speed. The force gradually increases. Further, the rate of increase of the damping force with respect to the piston speed changes depending on the internal pressure of the back pressure chamber, and increases as the internal pressure of the back pressure chamber increases. Accordingly, the rate of increase of the damping force with respect to the piston speed is larger on the hard side than on the soft side in the damping force characteristic. FIG. 7 shows the damping force characteristics of such a damping force adjusting hydraulic shock absorber.
[0009]
For this reason, when the damping force characteristic on the soft side is selected, a moderately small damping force can be obtained in the low and medium speed ranges of the piston speed, but the rate of increase in the damping force with respect to the increase in the piston speed is small (not so much). Therefore, when the vehicle is traveling on a rough road at high speed, the damping force is insufficient and the unsprung vibration of the suspension system is sufficiently reduced. It may not be attenuated.
[0010]
For example, the damping force adjustment type hydraulic buffer as described above is applied to a suspension control device that automatically adjusts the damping force of the hydraulic shock absorber in real time according to the running state of the vehicle to improve the handling stability and ride comfort. When the road surface input is a vehicle running condition where the road surface input is relatively low frequency from good road to middle and bad road, the damping force suitable for vehicle body posture control with respect to the low frequency input is obtained, and the high frequency input is appropriately It is possible to escape, and good steering stability and riding comfort can be obtained. However, when driving on rough roads with a large high-frequency input component, a certain amount of damping force can be obtained for the vehicle body. However, the damping force against the increase in the unsprung vibration speed of the suspension system, that is, the increase in the piston speed of the hydraulic shock absorber. Since the rate of increase of the motor is small, the unsprung damping force tends to be insufficient, and the riding comfort tends to deteriorate.
[0011]
On the other hand, if the damping force characteristic is set so that sufficient damping force can be obtained in the high speed region of the piston speed when the damping force characteristic on the soft side is selected by increasing the spring constant of the disk valve, etc. This causes a problem that the rate of increase of the damping force with respect to the piston speed on the side becomes excessively large.
[0012]
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 adjusting hydraulic shock absorber that has a wide adjustment range of damping force and that can obtain appropriate damping force characteristics. To do.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problems, the present invention includes a cylinder in which oil is sealed, a piston that is slidably fitted in the cylinder and defines the inside of the cylinder in two cylinder chambers, and one end thereof. A piston rod connected to the piston and having the other end extended outside the cylinder, a main passage through which oil is circulated by movement of the piston accompanying the stroke of the piston rod, and the flow of the oil in the main passage A pilot-type damping valve that generates a damping force by controlling and adjusts the damping force according to the pilot pressure; a sub-passage that bypasses the pilot-type damping valve; and In the subway A fixed orifice provided; and In the subway A damping force adjustment type hydraulic shock absorber provided with a variable orifice provided so that a pressure between the fixed orifice and the variable orifice of the sub-passage becomes a pilot pressure of the pilot type damping valve; The pilot-type damping valve is provided with spring means for urging the valve body in the valve closing direction and increasing the spring constant as the displacement of the valve body in the valve opening direction increases.
[0014]
With such a configuration, the flow of the oil liquid generated in the main passage and the sub passage due to the movement of the piston accompanying the stroke of the piston rod is controlled by the pilot type damping valve, the fixed orifice and the variable orifice to generate the damping force. When the piston speed is low and the pilot type damping valve is opened, a damping force is generated according to the flow area of the fixed orifice and variable orifice of the sub-passage, and the piston speed increases and the pilot type damping valve opens. A damping force is generated according to the opening. By adjusting the flow area of the variable orifice, the flow area of the sub-passage is directly adjusted, and the pilot pressure is changed to adjust the valve opening characteristics of the pilot type damping valve. The pilot type damping valve becomes harder to open as the opening degree increases due to the biasing force of the spring means, and the rate of increase of the damping force with respect to the piston speed increases.
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0016]
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 3, 5, and 6. As shown in FIG. 2, the damping force adjustment type hydraulic shock absorber 1 of the first embodiment has a double cylinder structure in which an outer cylinder 3 is provided outside a cylinder 2, and the cylinder 2, the outer cylinder 3, A reservoir 4 is formed between the two. A piston 5 is slidably fitted in the cylinder 2, and the piston 5 defines the cylinder 2 in two cylinder 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. 6A and an oil seal 6B are inserted and extended to the outside of the cylinder 2. A base valve 8 that partitions the cylinder lower chamber 2 b and the reservoir 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 4.
[0017]
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 includes an oil passage 11 that allows the cylinder lower chamber 2b and the reservoir 4 to communicate with each other, and a check valve 12 that allows oil to flow from the reservoir 4 side of the oil passage 11 to the cylinder lower chamber 2b. Is provided.
[0018]
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.
[0019]
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. The connection plate 20 is provided with a connection hole 23 that communicates with the reservoir 4. A damping force generating mechanism 24 is attached to the connection plate 20.
[0020]
As shown in FIG. 1, the damping force generating mechanism 24 has two valve members 26 and 27 fitted in a substantially bottomed cylindrical case 25, and a proportional solenoid actuator 29 (hereinafter referred to as an actuator) by a retainer 28 in the opening. 29) is screwed, and the inside of the case 25 is divided into three oil chambers 25a, 25b, 25c by valve members 26, 27. The valve members 26 and 27 are inserted with annular fixing members 30 and 31 arranged in the oil chambers 25b and 25c, respectively, and a substantially cylindrical guide member 32 having one end screwed to the actuator 29, and the other ends. A nut 33 is screwed onto the part, and is fixed to the case 25 integrally therewith. The three oil chambers 25a, 25b, and 25c are connected to the connection pipe 21, the connection pipe 22, and the connection hole 23 via connection holes 34, 35, and 36 provided on the side wall of the case 25, respectively. .
[0021]
The valve members 26 and 27 are provided with oil passages 37 and 38 for communicating between the oil chambers 25a and 25b and between the oil chambers 25b and 25c, respectively. Annular valve seats 39 and 40 project from the outer peripheral side of the oil passages 37 and 38 of the valve members 26 and 27, and an annular valve seat having a larger protruding height than the valve seats 39 and 40 on the outer peripheral side. 41 and 42 are projected. Sub disk valves 43 and 44 are seated on the inner valve seats 39 and 40, respectively. The secondary disk valves 43 and 44 have their inner peripheral parts fixed to the valve members 26 and 27, and the outer peripheral parts bend and open due to the pressure of the oil on the oil chambers 25a and 25b side of the oil passages 37 and 38. Thus, a damping force is generated according to the opening degree. Further, orifices 43a and 44a (notches) that always allow the passage of the oil passages 37 and 38 are provided on the outer peripheral portions of the sub disk valves 43 and 44.
[0022]
Cylindrical movable members 45 and 46 (valve elements) are slidably fitted to the outer peripheral portions of the fixed members 30 and 31, respectively. One end of the movable members 45 and 46 is seated on the valve seats 41 and 42 on the outside of the valve members 26 and 27 via the floating disks 47 and 48 (valve bodies), and a flange formed on the inside of the one end. The outer peripheral portions of the disc-shaped leaf springs 49 and 50 (spring means) whose inner peripheral portions are fixed to the valve members 26 and 27 are brought into liquid-tight contact with each other to close the valve, that is, the valve seats 41 and 42. It is urged to the side.
[0023]
As shown in FIG. 3, the leaf springs 49A, 50A have large diameter leaf springs 49A, 50A, medium diameter ones so that the leaf springs 49, 50 are sequentially increased from the large diameter to the small diameter from the flange portion side of the movable members 45, 46. The leaf springs 49B and 50B, the small-diameter leaf springs 49C and 50C, and the smaller-diameter leaf springs 49D and 50D are stacked so that the spring constant increases as the deflection (displacement) increases in the valve opening direction. It has become. Further, fixed orifices 49a and 50a (notches) for communicating the oil passages 37 and 38 with the pilot chambers 51 and 52 are provided on the outer peripheral portions of the large-diameter leaf springs 49A and 50A. Pilot chambers 51 and 52 are formed by the fixed members 30 and 31, the movable members 45 and 46, and the leaf springs 49 and 50.
[0024]
The pilot-type damping valve A is extended by the valve seat 41, the floating disk 47, the fixed member 30, the movable member 45, the leaf spring 49 and the pilot chamber 51. ₁ (Hereinafter, extension side damping valve A ₁ And the expansion side damping valve A ₁ Receives the pressure of the oil liquid from the oil passage 37 side, opens a valve, generates a damping force corresponding to the opening, and opens the pilot chamber 51 as a pilot pressure acting in the valve closing direction. The valve pressure is adjusted. Further, the compression-side pilot type damping valve A is constituted by the valve seat 42, the floating disk 48, the fixed member 31, the movable member 46, the leaf spring 50 and the pilot chamber 52. ₂ (Hereinafter, compression side damping valve A ₂ The compression side damping valve A ₂ Is opened by receiving the pressure of the oil liquid from the oil passage 38 side, generates a damping force according to the opening degree, and the internal pressure of the pilot chamber 52 is opened as the pilot pressure acting in the valve closing direction. The pressure is adjusted. The opening pressures of the auxiliary disk valves 43 and 44 are respectively the expansion side damping valve A ₁ And compression side damping valve A ₂ Is set sufficiently lower than the valve opening pressure.
[0025]
The side walls of the guide member 32 are provided with ports 53 and 55 that communicate with the pilot chambers 51 and 52, and ports 54 and 56 that communicate with the oil chambers 25b and 25c, respectively. A spool 57 is slidably fitted in the guide member 32. Two annular grooves 58 and 59 facing the ports 53 and 54 and the ports 55 and 56 of the guide member 32 are provided on the outer periphery of the spool 57. The annular groove 58 communicates with the port 54 with a constant flow area at all times, and communicates with the port 53 with a flow area corresponding to the axial position of the spool 57. The channel area between 54 is adjusted. Further, the annular groove 59 communicates with the port 55 on the pilot chamber 52 side at a constant flow area at all times, and according to the axial position of the spool 57 for the port 56 on the oil chamber 25c side. By communicating with the channel area, the channel area between the ports 55 and 56 is adjusted.
[0026]
A plug 60 is attached to the end of the guide member 32 on the oil chamber 25a side, and a return spring 61 is interposed between the plug 60 and one end of the spool 57. The plunger 62 of the actuator 29 is in contact with the other end of the spool 57. An extension side variable orifice B is formed by the port 53 of the guide member 32 and the annular groove 58 of the spool 57. ₁ And the variable orifice B on the contraction side is formed by the port 56 of the guide member 32 and the annular groove 59. ₂ The spool 57 moves against the spring force of the return spring 61 according to the energization current to the solenoid 63 of the actuator 29, and the expansion side variable orifice B ₁ And shrinkable variable orifice B ₂ That is, the flow path areas between the ports 53 and 54 and between the ports 55 and 56 are adjusted simultaneously.
[0027]
Here, the respective ports 53, 54, 55, 56 of the guide member 32 and the annular grooves 58, 59 of the spool 57 are formed between the expansion-side ports 53, 54 and the contraction-side ports 55, 56 depending on the position of the spool 57. The flow path area between them is arranged such that when one is large, the other is small, and when one is small, the other is large.
[0028]
In the above configuration, the oil passage 16, the annular oil passage 15, the connection pipe 21, the connection hole 34, the oil chamber 25a, the oil passage 37, the oil chamber 25b, the connection hole 35, the connection pipe 22, the annular oil passage 18 and the oil passage 19 Thus, an extension-side main passage that communicates between the cylinder upper and lower chambers 2a, 2b is formed. The extension-side damping valve A is formed by the fixed orifice 49a, the pilot chamber 51, the port 53, the annular groove 58, and the port 54. ₁ An extension side sub-passage that bypasses the passage is formed. Further, the oil passage 19, the annular oil passage 18, the connection pipe 22, the connection hole 35, the oil chamber 25b, the oil passage 38, the oil chamber 25c, the connection hole 36, and the connection hole 23 are provided between the cylinder lower chamber 2b and the reservoir 4. A compression-side main passage is formed, and the compression-side damping valve A is constituted by the fixed orifice 50a, the pilot chamber 52, the port 55, the annular groove 59 and the port 56. ₂ A contraction-side sub-passage that bypasses is formed.
[0029]
Next, the operation of the present embodiment configured as described above will be described.
[0030]
During the extension stroke of the piston rod 6, as the piston 5 moves, the check valve 10 of the piston 5 closes and the oil in the cylinder upper chamber 2a is pressurized, and the extension side main passage (oil passage 16, annular oil) Path 15, connecting pipe 21, connecting hole 34, oil chamber 25a, oil path 37, oil chamber 25b, connecting hole 35, connecting pipe 22, annular oil path 18 and oil path 19) and extension side sub-path (fixed orifice 49a, It flows to the cylinder lower chamber 2b through the pilot chamber 51, the port 53, the annular groove 58 and the port 54). In addition, the amount of oil that the piston rod 6 has withdrawn from the cylinder 2 flows from the reservoir 4 to the cylinder lower chamber 2b by opening the check valve 12.
[0031]
Piston speed is small, extension side damping valve A ₁ Before the valve is opened, the oil liquid passes through the extension side sub-passage and the extension side damping valve A ₁ By bypassing the secondary disk valve 43, orifice 43a, fixed orifice 49a, expansion variable orifice B ₁ Causes a damping force. At this time, before the secondary disk valve 43 is opened, the orifice 43a generates an orifice characteristic damping force, and after the secondary disk valve 43 is opened, the valve characteristic damping force is generated according to the opening degree. Thus, an appropriate damping force can be obtained in the low speed region of the piston speed.
[0032]
The piston speed increases, the pressure on the cylinder upper chamber 2a increases, and the expansion side damping valve A ₁ When is opened, a damping force is generated according to the opening. And extension side variable orifice B ₁ The smaller the flow area, the greater the pressure loss, and the higher the pilot pressure in the pilot chamber 51 on the upstream side. ₁ The valve opening pressure increases. Therefore, the expansion side variable orifice B is determined by the energization current to the solenoid 63 of the actuator 29. ₁ The orifice characteristics can be adjusted directly by adjusting the flow area of the expansion side damping valve A. ₁ The valve characteristic can be adjusted by changing the pilot pressure, and the adjustment range of the damping force characteristic can be widened.
[0033]
During the contraction stroke of the piston rod 6, the check valve 10 of the piston 5 opens and the fluid in the cylinder lower chamber 2b flows directly into the cylinder upper chamber 2a through the oil passage 9 as the piston 5 moves. Since the upper and lower chambers 2a and 2b have substantially the same pressure, no fluid flows between the connection holes 34 and 35 of the damping force generating mechanism 24. On the other hand, when the piston rod 6 enters the cylinder 2, the check valve 12 of the base valve 17 is closed, and the oil liquid that has entered the cylinder 2 is pressurized and contracted from the cylinder lower chamber 2b. Side main passage (oil passage 19, annular oil passage 18, connection pipe 22, connection hole 35, oil chamber 25b, oil passage 38, oil chamber 25c, connection hole 36 and connection hole 23) and contraction side sub passage (fixed orifice 50a) , Through the pilot chamber 52, port 55, annular groove 59 and port 56) to the reservoir 4.
[0034]
Piston speed is small, compression side damping valve A ₂ Before opening the valve, the oil liquid passes through the contraction side sub-passage and the contraction side damping valve A ₂ By bypassing the secondary disk valve 44, orifice 44a, fixed orifice 50a, contraction side variable orifice B ₂ Causes a damping force. At this time, before the secondary disk valve 44 is opened, an orifice characteristic damping force is generated by the orifice 44a, and after the secondary disk valve 44 is opened, a valve characteristic damping force is generated according to the opening degree. Thus, an appropriate damping force can be obtained in the low speed region of the piston speed.
[0035]
The piston speed increases, the pressure on the cylinder 2 side increases, and the compression side damping valve A ₂ When is opened, a damping force is generated according to the opening. And the contraction side variable orifice B ₂ The smaller the flow area, the greater the pressure loss, and the higher the pilot pressure in the pilot chamber 52 on the upstream side. ₂ The valve opening pressure increases. Therefore, the variable orifice B on the compression side is reduced by the energizing current to the solenoid 63 of the actuator 29. ₂ The orifice characteristics can be adjusted directly by adjusting the flow passage area, and the compression side damping valve A ₂ The valve characteristic can be adjusted by changing the pilot pressure, and the adjustment range of the damping force characteristic can be widened.
[0036]
In this way, the spool 57 is moved in accordance with the energization current to the solenoid 63 of the actuator 29, so that the port 53 is connected to the port 53 (extended variable orifice B). ₁ ) And between ports 55 and 56 (shrinkable variable orifice B ₂ ), The damping force characteristics can be adjusted on the expansion side and the contraction side, respectively. At this time, expansion side variable orifice B ₁ And shrinkable variable orifice B ₂ The ports 53, 54, 55, 56 and the annular grooves 58, 59 of the spool 57 are arranged so that when one is large, the other is small, and when one is small, the other is large. Therefore, it is possible to simultaneously select a combination of types of damping force characteristics that are different in magnitude on the stretch side and the shrink side (for example, a combination of the stretch side being hard and the shrink side being soft, or the stretch side being soft and the shrink side being hard).
[0037]
Next, the characteristics of the damping force characteristic will be described.
[0038]
Assuming that the spring constants of the leaf springs 49 and 50 are constant, the expansion / contraction side damping valve A ₁ , A ₂ And expansion / contraction variable orifice B ₁ , B ₂ The relationship between the passage flow rate (piston speed) of the oil liquid and the total opening area thereof is as shown in FIG. As can be seen from FIG. 5, the expansion side / contraction side damping valve A ₁ , A ₂ The opening area increases as the oil flow rate (piston speed) increases, and the soft side is larger than the hard side.
[0039]
Here, in the present embodiment, the expansion side and the contraction side damping valve A ₁ , A ₂ The leaf springs 49 and 50 have a spring constant that increases with an increase in deflection (displacement) in the valve opening direction. Therefore, in a large flow rate range (high piston velocity range) of oil, Expandable / shrinkable variable orifice B ₁ , B ₂ The passage flow rate of the pilot chamber 51 and the pilot pressure in the pilot chambers 51 and 52 is increased, so that the expansion side and the contraction side damping valve A ₁ , A ₂ On the hard side where the opening area of the coil is relatively small, a damping force is generated in a region where the spring constant is relatively small, while the expansion / contraction variable orifice B ₁ , B ₂ Is large, and the pilot pressure in the pilot chambers 51 and 52 is low, so that the expansion side and the contraction side damping valve A ₁ , A ₂ On the soft side where the opening area becomes larger, a damping force is generated in a region where the spring constant is relatively large. For this reason, as shown in FIG. 6, the damping force on the hard side is the expansion side and the compression side damping valve A. ₁ , A ₂ After the valve is opened, the piston speed increases relatively slowly up to the high speed region of the piston speed. On the other hand, the damping force on the soft side is the expansion side and compression side damping valve A. ₁ , A ₂ After the valve is opened, the piston speed increases relatively slowly as the piston speed increases up to the medium speed range where the opening area is small. The rate of increase with respect to will increase.
[0040]
As a result, even when the damping force characteristic is set to the soft side, a sufficiently large damping force can be obtained in the high speed region of the piston speed. Can be sufficiently attenuated. Moreover, when the damping force is set to the hard side, the damping force does not become excessively large, and an appropriate damping force can be obtained. When applied to the suspension control described above, the damping force suitable for the vehicle body posture control can be obtained, and the unsprung portion of the suspension system can be sufficiently damped against high-frequency input. Riding comfort can be improved.
[0041]
As a second embodiment of the present invention, instead of the leaf springs 49 and 50 of the first embodiment, as shown in FIG. 4, the plate thickness gradually increases from the outside to the inside, and the spring constant is It is also possible to provide disk-like leaf springs 64 and 65 that increase as the deflection (displacement) in the direction increases. Fixed orifices 64a and 65a (notches) for always communicating the oil passages 37 and 38 with the pilot chambers 51 and 52 are provided on the outer peripheral portions of the leaf springs 64 and 65, respectively. Even when configured in this manner, the same operations and effects as those of the first embodiment can be obtained.
[0042]
In the first and second embodiments described above, both the expansion side and the contraction side damping valve of the damping force adjustment type hydraulic shock absorber are designed to set different types of damping force characteristics on the expansion side and the contraction side. However, the present invention is not limited to this, and either the expansion side or the contraction side damping valve (which generates a small damping force) is described. It is also possible to provide a spring means whose spring constant increases in accordance with the displacement only in (b). In addition, the same type of damping force characteristics are set on the expansion side and the contraction side, or only one of the expansion side and the contraction side can be adjusted. It is also possible to provide spring means whose spring constant increases in response to the above.
[0043]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the damping force adjustment type hydraulic shock absorber according to the present invention, by adjusting the flow area of the variable orifice, the orifice characteristics can be directly adjusted and the pilot pressure can be changed. Pilot type damping valve Since the valve characteristic can be adjusted by adjusting the valve opening characteristic, the adjustment range of the damping force characteristic can be widened. In addition, the pilot type damping valve is more difficult to open as the opening increases due to the biasing force of the spring means, and the rate of increase of the damping force with respect to the piston speed increases, so that a damping force is generated in a relatively small opening range. The hard-side damping force increases relatively slowly as the piston speed increases until the piston speed increases after the valve is opened, and the soft-side damping force increases the piston speed in the high speed range where the opening degree increases. In this case, the rate of increase with respect to the piston speed increases by the increase in the spring constant. As a result, even when the damping force characteristic is set to the soft side, a sufficiently large damping force can be obtained in the high speed region of the piston speed, the unsprung vibration of the suspension device can be sufficiently damped, and The hard side damping force does not become excessively large.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an enlarged longitudinal sectional view showing a damping force generation mechanism of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to the first embodiment of the present invention.
3 is an enlarged longitudinal sectional view showing a main part of a pilot type damping valve of the apparatus of FIG. 2;
FIG. 4 is an enlarged longitudinal sectional view showing a main part of a pilot type damping valve of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to a second embodiment of the present invention.
5 is a diagram showing the relationship between the total flow rate of the pilot type damping valve and variable orifice of the apparatus shown in FIG. 2 and the total opening area thereof. FIG.
6 is a diagram showing a damping force characteristic of the apparatus of FIG.
FIG. 7 is a diagram showing a damping force characteristic of a conventional damping force adjustment type hydraulic shock absorber.
[Explanation of symbols]
1 Damping force adjustable hydraulic shock absorber
2 cylinders
2a Cylinder upper chamber
2b Cylinder lower chamber
5 piston
6 Piston rod
45,46 Movable member (valve)
47,48 Floating disc (valve)
49,50 Leaf spring (spring means)
49a Fixed orifice
50a fixed orifice
64,65 Leaf spring (spring means)
A ₁ Extension side pilot type damping valve (Pilot type damping valve)
A ₂ Contraction side pilot type damping valve (pilot type damping valve)
B ₁ Extension side variable orifice (variable orifice)
B ₂ Contraction-side variable orifice (variable orifice)

Claims

A cylinder filled with oil, a piston slidably fitted in the cylinder and defining the inside of the cylinder in two cylinder chambers, one end connected to the piston and the other end to the outside of the cylinder The extended piston rod, the main passage through which the oil is circulated by the movement of the piston with the stroke of the piston rod, the flow of the oil in the main passage is controlled to generate a damping force and respond to the pilot pressure includes a pilot type damping valve for adjusting the damping force, and the sub passage bypassing the pilot type damping valve, a fixed orifice provided in said auxiliary passage, and a variable orifice provided in said auxiliary passage Te, the sub Damping force adjustable hydraulic buffer in which the pressure between the fixed orifice and the variable orifice of the passage is the pilot pressure of the pilot type damping valve And a spring means for urging the valve body of the pilot type damping valve in the valve closing direction and increasing the spring constant as the displacement of the valve body in the valve opening direction is provided. Damping force adjustable hydraulic shock absorber.