JP4048507B2

JP4048507B2 - Damping force adjustable hydraulic shock absorber

Info

Publication number: JP4048507B2
Application number: JP24969497A
Authority: JP
Inventors: 明柏木; 隆根津
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1997-08-29
Filing date: 1997-08-29
Publication date: 2008-02-20
Anticipated expiration: 2017-08-29
Also published as: JPH1182602A

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よくす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、油液が封入されたシリンダ内にピストンロッドが連結されたピストンを摺動可能に嵌装し、ピストンロッドの伸縮にともなうピストンの移動によって生じる油液通路内の油液の流動をオリフィス、ディスクバルブ等によって制御して減衰力を発生させ、また、減衰力調整弁によって油液通路の流路面積を変化させることにより減衰力を調整するようになっている。そして、減衰力調整式油圧緩衝器には、減衰力調整弁としてスプール弁を用いたものがあり、このものでは、ソレノイドアクチュエータ等によってスプールを移動させることにより、適宜減衰力特性を調整することができる。
【０００４】
減衰力調整弁として用いられるスプール弁の一例について、図９を参照して説明する。図９に示すように、スプール弁１は、スリーブ２内にスプール３が摺動可能に嵌装されている。スリーブ２には、当該減衰力調整式油圧緩衝器のピストンロッドの伸び行程時に油液を流通させる伸び側油液通路を構成するポート４，５および縮み行程時に油液を流通させる縮み側油液通路構成するポート６，７が設けられている。また、スプール３には、ポート４，５間およびポート６，７間をそれぞれ連通させる弁溝８，９が形成されている。
【０００５】
そして、伸び側のポート４，５間の流路面積は、上流側のポート４と弁溝８の上流側のランド10のエッジ部との間で調整され、下流側のポート５は弁溝８に常時連通されている。また、縮み側のポート６，７間の流路面積は、下流側のポート７と弁溝９の下流側のランド11のエッジ部との間で調整され、上流側のポート６は弁溝９に常時連通されている。ランド10，11のエッジ部には、それぞれポート４，７の開閉時の流路面積の急変を防止するための切欠10a ，11a が設けられている。
【０００６】
この構成により、スプール３をソレノイドアクチュエータ等によって移動させることにより、ポート４，５間およびポート６，７間の流路面積を調整して、伸び側および縮み側の減衰力特性を調整することができる。また、切欠10a ，11a によって、ポート４，７の開閉時の流路面積の急変が防止されるので、減衰力特性を円滑に調整することができる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来のスプール弁を減衰力調整弁として用いた減衰力調整式油圧緩衝器では、次のような問題がある。流速の速い絞り部では圧力が低下するので、ポート４，５間に油液の流れが生じると、ポート４とランド10のエッジ部との間の絞り部に生じる噴流によって、弁溝８内のランド10の端面付近の圧力が低下して、スプール３に閉弁方向の流体力が作用する。同様に、ポート６，７間に油液の流れが生じると、弁溝９内のランド11の端面付近の圧力が低下してスプール３に閉弁方向の流体力が作用する。このとき、スプール３に作用する流体力Ｆは、
Ｆ＝ρＱＶcos θ＝ρV²Ａcos θ …▲１▼
ただし、ρ：作動油密度、Ｑ：流量、Ｖ：噴流速度、Ａ：絞り部の流路面積、θ：噴流角度
で表すことができる。
【０００８】
このため、減衰力の調整値およびピストン速度等の条件によっては、スプール３に作用する流体力Ｆがスプール３の保持力（通常、ソレノイドによる推力および戻しばねのばね力等によって決定される）を越えてスプール３を移動させ、例えば図８中に破線で示すように、減衰力特性を急変させることがあり、減衰力が不安定となって、車両の乗り心地および操縦安定性を低下させる虞がある。
【０００９】
この点については、ソレノイドの推力および戻しばねのばね力を大きくしてスプール３の保持力を大きくすることにより、ある程度改善することができるが、完全に解消することは困難であり、また、ソレノイドの推力を増大させることによって消費電力が大きくなったり、ソレノイドを大きくせざるを得ないという問題を生じることになる。
【００１０】
本発明は、上記の点に鑑みてなされたものであり、減衰力調整式油圧緩衝器において、減衰力調整弁であるスプール弁のスプールに作用する流体力を軽減することを目的とする。
【００１１】
【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挿されたピストンと、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、該ピストンロッドのストロークによって油液を流通させる油液通路と、該油液通路の流路面積を調整するスプール弁とを備えた減衰力調整式油圧緩衝器において、
前記スプール弁は、一対のポートを有するスリーブと、該スリーブに摺動可能に嵌装され、ランド間に形成された弁溝によって前記一対のポート間を連通させて前記ランドと前記ポートとの間で可変絞りを形成するスプールとを備え、さらに、前記スプールの前記可変絞りを形成する側のランドの周囲には前記弁溝と連通する切欠が部分的に形成され、前記スプールの弁溝には、前記可変絞りを形成する側のランドに隣接する環状の深溝部と、
該深溝部と隣接して該深溝部より浅い環状の浅溝部とが形成されていることを特徴とする。
【００１２】
このように構成したことにより、スプール弁のポートとランドとの間に形成される可変絞りで生じる油液の噴流は、深溝部によって、スプール弁の軸方向に対して垂直に近い方向に向けられるので、スプールの軸方向に作用する流体力が小さくなる。
【００１３】
請求項２の発明は、上記請求項１の構成に加えて、前記スリーブの内周面には、前記可変絞りを形成するポートに連通する環状溝が形成されていることを特徴とする。
【００１４】
このように構成したことにより、ポートに連通する環状溝とスプールのランドとの間で可変絞りが形成される。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１９】
図１に示すように、本実施形態の減衰力調整式油圧緩衝器12の油圧緩衝器本体13は、油液が封入されたシリンダ14内にピストン15が摺動可能に嵌装されており、このピストン15によってシリンダ14内がシリンダ上室14a とシリンダ下室14b の２室に画成されている。ピストン15には、ピストンロッド16の一端が連結されており、ピストンロッド16は、シリンダ上室14a を通ってその他端側がシリンダ14の外部へ延出されている。シリンダ下室14b には、シリンダ14の底部に設けられたベースバルブ17を介して油液およびガスが封入されたリザーバ18が接続されている。
【００２０】
ピストン15には、シリンダ上下室14a ，14b 間を連通させる油路19およびこの油路19のシリンダ下室14b 側からシリンダ上室14a 側への油液の流通のみを許容する逆止弁20が設けられている。また、ベースバルブ17には、シリンダ下室14b とリザーバ18とを連通させる油路21およびこの油路21のリザーバ18側からシリンダ下室14b 側への油液の流通のみを許容する逆止弁22が設けられている。そして、油圧緩衝器本体13には、減衰力発生機構23が接続されている。
【００２１】
図２にも示すように、減衰力発生機構23は、略有底円筒状のケース24の開口部に比例ソレノイドアクチュエータ25（以下、比例ソレノイド25という）を取付けてハウジングを構成しており、ケース24には、油圧緩衝器本体13のシリンダ上室14a 、シリンダ下室14b およびリザーバ16にそれぞれ連通する油路26，27，28が設けられている。そして、ケース24内には、油路26から油路27への油液の流動を制御して減衰力を発生させる伸び側減衰弁29および油路27から油路28への油液の流動を制御して減衰力を発生させる縮み側減衰弁30が設けられている。
【００２２】
伸び側減衰弁29は、パイロット型圧力制御弁であるメインバルブ31と、圧力制御弁であるサブバルブ32と、固定オリフィス33と、可変流量制御弁であるスプール弁34とから構成されている。そして、比例ソレノイド25によってスプール弁34を操作して、ポート35，36間の流路面積を変化させることにより、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）を直接調整するとともに、これによってパイロット室37の圧力（メインバルブ31のパイロット圧）を変化させ、メインバルブ31の開弁圧力を変化させて、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るようになっている。なお、サブバルブ32は、オリフィス特性域、すなわち、ピストン速度の低速域において、適度な減衰力（バルブ特性）を得ることによって、減衰力特性を適正化するためのものである。
【００２３】
同様に、縮み側減衰弁30は、パイロット型圧力制御弁であるメインバルブ38と、圧力制御弁であるサブバルブ39と、固定オリフィス40と、伸び側減衰弁29と共用のスプール弁34とから構成されている。そして、比例ソレノイド25によってスプール弁34を操作して、ポート41，42間の流路面積を変化させることにより、オリフィス特性を直接調整するとともに、これによってパイロット室43の圧力（メインバルブ38のパイロット圧）を変化させ、メインバルブ38の開弁圧力を変化させて、バルブ特性を同時に調整することができるようになっている。なお、サブバルブ39は、オリフィス特性域、すなわち、ピストン速度の低速域において、適度な減衰力（バルブ特性）を得ることによって、減衰力特性を適正化するためのものである。
【００２４】
スプール弁34は、一対の伸び側のポート35，36および一対の縮み側のポート41，42を有するスリーブ44内に、スプール45が摺動可能に嵌装されている。スプール45には、ランド46とランド47との間にポート35，36間を連通させる環状の弁溝48が形成され、また、ランド47とランド49との間にポート41，42間を連通させる環状の弁溝50が形成されている。
【００２５】
伸び側の一方のポート35および縮み側の一方のポート42の内周側の開口部には、それぞれスリーブ44の内周面に沿って環状溝51，52が形成されている。そして、伸び側のポート35，36間の流路面積は、上流側のポート35の環状溝51とランド46の弁溝48側の端部のエッジ部との間で形成される可変絞りによって調整され、下流側のポート36は、弁溝48に常時連通されている。また、縮み側のポート41，42間の流路面積は、下流側のポート42の環状溝52とランド49の弁溝50側の端部のエッジ部との間で形成される可変絞りによって調整され、上流側のポート41は、弁溝50に常時連通されている。ランド46，49のエッジ部には、それえぞれポート35，42の開閉時の流路面積の急変を防止するために切欠46a ，49a が設けられている。また、各ランド46，47，49には、それぞれ流体固着を防止するために数本の外周溝53，54，55が設けられている。
【００２６】
スプール45の伸び側の弁溝48は、上流側のポート35（環状溝51）との間で可変絞りを形成する一方のランド46に隣接してポート35に対向する深溝部48a と、他方のランド47に隣接して下流側のポート36に対向する浅溝部48b とから構成されている。また、縮み側の弁溝50は、下流側のポート42（環状溝52）との間で可変絞りを形成する一方のランド49に隣接してポート42に対向する深溝部50a と、他方のランド47に隣接して上流側のポート41に対向する浅溝部50b とから構成されている。
【００２７】
ここで、図３ないし図５に示すように、スプール45の直径Ｄと伸び側の弁溝48の深溝部48a の直径D₁と浅溝部48b の直径D₂との関係は、Ｄ＞D₂＞D₁であり、かつ、好ましくは、浅溝部48b とスリーブ44との間の流路断面積π（D²−D₂ ² ）／４は、この部分での圧力損失が減衰力特性に影響しないように、伸び側の固定オリフィス33の流路面積の２倍以上とするとよい。
【００２８】
同様に、スプール45の直径Ｄと縮み側の弁溝50の深溝部50a の直径D₃と浅溝部50b の直径D₄との関係は、Ｄ＞D₄＞D₃であり、かつ、好ましくは、浅溝部50b とスリーブ44との間の流路断面積π（D²−D₄ ² ）／４は、この部分での圧力損失が減衰力特性に影響しないように、縮み側の固定オリフィス40の流路面積の２倍以上とするとよい。
【００２９】
さらに、好ましくは、可変絞りを形成するポート35，42のそれぞれの直径d₁，d₂と、弁溝48，50の深溝部48a ，50a のそれぞれの軸方向長さL₁，L₂との関係はは、おおむね、
L₁／d₁＝L₂／d₂＝1.0 〜1.6
となるようにし、また、これらのポート35，42のそれぞれの環状溝51，52の軸方向幅W₁，W₂と弁溝48，50の深溝部48a ，50a のそれぞれの軸方向長さL₁，L₂との関係は、おおむね、
L₁／W₁＝L₂／W₂＝0.7 〜1.1
となるようにするとよい。
【００３０】
そして、比例ソレノイド25のプランジャ56によって、コイル57への通電電流に応じた推力でスプール45を押圧して戻しばね58のばね力に抗して移動させ、プランジャ56の推力と戻しばね58のばね力とのバランスによってスプール45を所望の位置に位置決めすることにより、伸び側のポート35，36間および縮み側のポート41，42間の流路面積を調整する。このとき、伸び側のポート35，36間と縮み側のポート41，42間との流路面積は、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。
【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。
【００３２】
ピストンロッド16の伸び行程時には、ピストン15の移動にともないピストン15の逆止弁20が閉じてシリンダ上室14a 側の油液が加圧され、減衰力発生機構23の油路26へ流れ、油路26からサブバルブ32、固定オリフィス33、スプール弁34の伸び側のポート35，36および油路27を通ってシリンダ下室14b へ流れる。このとき、シリンダ上室14a 側の圧力がメインバルブ31の開弁圧力に達すると、メインバルブ31が開いて油液がサブバルブ32から油路27へ直接流れる。一方、ピストンロッド16がシリンダ14内から退出した分の油液がリザーバ18からベースバルブ17の逆止弁22を開いてシリンダ下室14b へ流れる。
【００３３】
よって、伸び行程時には、ピストン速度が低くメインバルブ31の開弁前には、固定オリフィス33およびスプール弁34の伸び側のポート35，36間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14a 側の圧力が上昇してメインバルブ31が開くと、その開度に応じてバルブ特性の減衰力が発生する。そして、比例ソレノイド25によって、コイル57への通電電流に応じて、スプール弁34の伸び側のポート35，36間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、これによってパイロット室37の圧力（メインバルブ31の背圧）を変化させてバルブ特性を調整することができる。
【００３４】
また、ピストンロッド16の縮み行程時には、ピストン15の移動にともない、ピストン15の逆止弁20が開いてシリンダ下室14b の油液が油路19を通ってシリンダ上室14a に直接流入することによってシリンダ上下室14a ，14b がほぼ同圧力となるので、減衰力発生機構23の油路26，27間では油液の流れが生じない。一方、ピストンロッド16のシリンダ14内への侵入にともなってベースバルブ17の逆止弁22が閉じ、ピストンロッド16が侵入した分、シリンダ14内の油液が加圧されて、シリンダ下室14b から減衰力発生機構23の油路27へ流れ、油路27からサブバルブ39、固定オリフィス40、スプール弁34の縮み側のポート41，42および油路28を通ってリザーバ18へ流れる。このとき、シリンダ上下室14a ，14b 側の圧力がメインバルブ38の開弁圧力に達すると、メインバルブ38が開いて油液がサブバルブ39から油路28へ直接流れる。
【００３５】
よって、縮み行程時には、ピストン速度が低くメインバルブ38の開弁前には、固定オリフィス40およびスプール弁34の縮み側のポート41，42間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、シリンダ上下室14a ，14b 側の圧力が上昇してメインバルブ38が開くと、その開度に応じてバルブ特性の減衰力が発生する。そして、比例ソレノイド25によってコイル57への通電電流に応じてスプール弁34の縮み側のポート41，42間の流路面積を調整することによって、オリフィス特性を直接調整するとともに、これによってパイロット室43の圧力（メインバルブ38の背圧）を変化させてバルブ特性を調整することができる。
【００３６】
そして、スプール弁34の伸び側のポート35，36間と縮み側のポート41，42間との流路面積は、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ハードの組合せ）を設定することができる。減衰力調整式油圧緩衝器12の減衰力特性を図８中に実線で示す。
【００３７】
このとき、図６に示すように、スプール弁34の伸び側のポート35，36では、ポート35の環状溝51とランド46のエッジ部との間の絞り部で生じた油液の噴流は、深溝部48a の端面a₁に衝突して渦S₁を発生し、この渦S₁によって噴流は深溝部48a の底面b₁側へ向けられ、その後、浅溝部48b を通ってポート36へ流れる。これにより、噴流のスプール弁34の軸方向に対する流入角度θが90°（垂直）に近づくので、上記▲１▼式からスプール45に作用する流体力Ｆが充分小さくなり、流体力によるスプール45の移動を防止して安定した減衰力特性を得ることができる。
【００３８】
また、図７に示すように、スプール弁34の縮み側のポート41，42では、ポート41から流入した油液が浅溝部50b を通り、深溝部50a を流れる際に、深溝部の端面a₂で油液の剥離が生じ、これにより、油液の流れが深溝部50a の底面b₂側へ引っ張られて渦S₂が発生する。この渦S₂によって、ポート42の環状溝52とランド49のエッジ部との間の絞り部から流出する油液の噴流のスプール弁34の軸方向に対する流出角度θが90°に近づけられるので、上記▲１▼式からスプール45に作用する流体力Ｆが充分小さくなり、流体力によるスプール45の移動を防止して安定した減衰力特性を得ることができる。
【００３９】
このようにして、伸び側および縮み側ともに、流体力によるスプール45の移動を防止することができ、減衰力の急変を防止して安定した減衰力特性を得ることができる。また、これにより、スプール45の保持力を軽減することができるので、比例ソレノイド25の推力および戻しばね58のばね力を小さくして消費電力を低減することができると共に、ひいてはソレノイドを小さくすることができる。なお、弁溝48，50は、それぞれ深溝部48a ，50a および浅溝部48b ，50b からなる比較的簡単な形状であるから、スプール45を容易に製造することができる。
【００４０】
【発明の効果】
以上詳述したように、請求項１の発明に係る減衰力調整式油圧緩衝器は、減衰力調整弁であるスプール弁のスプールの弁溝に深溝部を設けたことにより、スプール弁のポートとランドとの間に形成される可変絞りで生じる油液の噴流は、深溝部によって、スプール弁の軸方向に対して垂直に近い方向に向けられるので、スプールの軸方向に作用する流体力を小さくすることができ、流体力によるスプールの移動を防止して安定した減衰力特性を得ることができる。
【００４１】
請求項２の発明に係る減衰力調整式油圧緩衝器は、スリーブの内周面に可変絞りを形成するポートに連通する環状溝を形成したことにより、この環状溝とスプールのランドとの間で可変絞りが形成される。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態の減衰力調整式油圧緩衝器の概略構成を示す図である。
【図２】図１の装置の減衰力発生機構の要部を拡大して示す図である。
【図３】図１の装置のスプール弁を拡大して示す図である。
【図４】図３のスプールのＡ−Ａ線による縦断面図である。
【図５】図３のスプールのＢ−Ｂ線による縦断面図である。
【図６】図１の装置のスプール弁の伸び側のポートの付近の油液の流れを示す図である。
【図７】図１の装置のスプール弁の縮み側のポートの付近の油液の流れを示す図である。
【図８】図１の装置の減衰力特性を示す図である。
【図９】従来の減衰力調整式油圧緩衝器の減衰力調整弁であるスプール弁のポート付近の油液の流れるを示す図である。
【符号の説明】
12 減衰力調整式油圧緩衝器
14 シリンダ
15 ピストン
16 ピストンロッド
34 スプール弁
35,36,41,42 ポート
44 スリーブ
45 スプール
46,47,49 ランド
48,50 弁溝
48a,50a 深溝部
51,52 環状溝[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a damping force adjusting 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 as appropriate in order to improve ride comfort and handling stability according to road surface conditions, driving conditions, etc. There is a hydraulic shock absorber.
[0003]
A damping force adjustment type hydraulic shock absorber generally has an oil / liquid passage formed by slidably fitting a piston connected to a piston rod in a cylinder filled with oil and moving the piston as the piston rod expands and contracts. The flow of oil in the inside is controlled by an orifice, a disk valve, etc. to generate a damping force, and the damping force is adjusted by changing the flow passage area of the oil liquid passage by a damping force adjusting valve. Yes. Some of the damping force adjustment type hydraulic shock absorbers use a spool valve as a damping force adjustment valve. In this case, the damping force characteristic can be appropriately adjusted by moving the spool by a solenoid actuator or the like. it can.
[0004]
An example of a spool valve used as a damping force adjusting valve will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 9, the spool valve 1 has a spool 3 slidably fitted in a sleeve 2. The sleeve 2 includes the ports 4 and 5 constituting the extension-side oil / fluid passage through which the oil / liquid is circulated during the extension stroke of the piston rod of the damping force adjusting hydraulic shock absorber, and the contraction-side oil / fluid through which the oil / liquid is circulated during the contraction stroke. Ports 6 and 7 constituting a passage are provided. Further, the spool 3 is formed with valve grooves 8 and 9 for communicating between the ports 4 and 5 and between the ports 6 and 7, respectively.
[0005]
The flow path area between the ports 4 and 5 on the extension side is adjusted between the upstream port 4 and the edge portion of the land 10 on the upstream side of the valve groove 8, and the downstream port 5 is connected to the valve groove 8. Is always in communication. The flow path area between the ports 6 and 7 on the contraction side is adjusted between the port 7 on the downstream side and the edge portion of the land 11 on the downstream side of the valve groove 9, and the port 6 on the upstream side is adjusted to the valve groove 9. Is always in communication. Notches 10a and 11a are provided at the edges of the lands 10 and 11 to prevent sudden changes in the flow path area when the ports 4 and 7 are opened and closed, respectively.
[0006]
With this configuration, the spool 3 is moved by a solenoid actuator or the like, thereby adjusting the flow area between the ports 4 and 5 and between the ports 6 and 7 and adjusting the damping force characteristics on the expansion side and the contraction side. it can. Further, since the cutouts 10a and 11a prevent the passage area from changing suddenly when the ports 4 and 7 are opened and closed, the damping force characteristic can be adjusted smoothly.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, the damping force adjusting hydraulic shock absorber using the conventional spool valve as a damping force adjusting valve has the following problems. Since the pressure is reduced at the throttle portion having a high flow velocity, when an oil liquid flows between the ports 4 and 5, the jet flow generated in the throttle portion between the port 4 and the edge portion of the land 10 causes the inside of the valve groove 8. The pressure in the vicinity of the end face of the land 10 decreases, and a fluid force in the valve closing direction acts on the spool 3. Similarly, when an oil liquid flows between the ports 6 and 7, the pressure in the vicinity of the end face of the land 11 in the valve groove 9 decreases and a fluid force in the valve closing direction acts on the spool 3. At this time, the fluid force F acting on the spool 3 is
F = ρQVcos θ = ρV ² Acos θ (1)
However, ρ: hydraulic oil density, Q: flow rate, V: jet velocity, A: flow passage area of the throttle, and θ: jet angle.
[0008]
For this reason, depending on conditions such as the adjustment value of the damping force and the piston speed, the fluid force F acting on the spool 3 is determined by the holding force of the spool 3 (usually determined by the thrust by the solenoid and the spring force of the return spring). When the spool 3 is moved beyond the position, the damping force characteristic may be suddenly changed, for example, as indicated by a broken line in FIG. 8, and the damping force may become unstable, which may reduce the riding comfort and driving stability of the vehicle. There is.
[0009]
Although this point can be improved to some extent by increasing the holding force of the spool 3 by increasing the thrust force of the solenoid and the spring force of the return spring, it is difficult to completely eliminate the problem. Increasing the thrust force causes problems that the power consumption increases and the solenoid must be enlarged.
[0010]
The present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to reduce fluid force acting on a spool of a spool valve that is a damping force adjusting valve in a damping force adjusting hydraulic shock absorber.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problems, the invention of claim 1 includes a cylinder in which oil is sealed, a piston slidably fitted in the cylinder, one end connected to the piston, and the other end A damping force adjustment type comprising a piston rod extended to the outside of the cylinder, an oil liquid passage through which the oil liquid circulates by a stroke of the piston rod, and a spool valve for adjusting the flow passage area of the oil liquid passage In hydraulic shock absorber,
The spool valve includes a sleeve having a pair of ports, and a slidably fitted to the sleeve, and the valve groove formed between the lands communicates the pair of ports between the lands and the ports. And a spool that forms a variable throttle, and a notch that communicates with the valve groove is partially formed around the land on the spool that forms the variable throttle. The valve groove of the spool An annular deep groove adjacent to the land on the side forming the variable aperture ;
An annular shallow groove portion shallower than the deep groove portion is formed adjacent to the deep groove portion .
[0012]
With such a configuration, the jet of oil generated by the variable throttle formed between the port and the land of the spool valve is directed in a direction nearly perpendicular to the axial direction of the spool valve by the deep groove portion. Therefore, the fluid force acting in the axial direction of the spool is reduced.
[0013]
According to a second aspect of the invention, in addition to the configuration of the first aspect, an annular groove communicating with a port forming the variable throttle is formed on the inner peripheral surface of the sleeve.
[0014]
With this configuration, a variable throttle is formed between the annular groove communicating with the port and the land of the spool.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0019]
As shown in FIG. 1, the hydraulic shock absorber main body 13 of the damping force adjusting hydraulic shock absorber 12 of the present embodiment has a piston 15 slidably fitted in a cylinder 14 filled with an oil liquid. The piston 15 divides the inside of the cylinder 14 into two chambers, a cylinder upper chamber 14a and a cylinder lower chamber 14b. One end of a piston rod 16 is connected to the piston 15, and the other end of the piston rod 16 extends outside the cylinder 14 through the cylinder upper chamber 14a. A reservoir 18 filled with oil and gas is connected to the cylinder lower chamber 14b via a base valve 17 provided at the bottom of the cylinder 14.
[0020]
The piston 15 has an oil passage 19 that allows communication between the cylinder upper and lower chambers 14a and 14b, and a check valve 20 that allows only fluid to flow from the cylinder lower chamber 14b side of the oil passage 19 to the cylinder upper chamber 14a side. Is provided. The base valve 17 includes an oil passage 21 that allows the cylinder lower chamber 14b and the reservoir 18 to communicate with each other, and a check valve that allows only fluid to flow from the reservoir 18 side of the oil passage 21 to the cylinder lower chamber 14b side. 22 is provided. A damping force generation mechanism 23 is connected to the hydraulic shock absorber main body 13.
[0021]
As shown in FIG. 2, the damping force generation mechanism 23 includes a proportional solenoid actuator 25 (hereinafter referred to as a proportional solenoid 25) attached to the opening of a substantially bottomed cylindrical case 24 to form a housing. 24 includes oil passages 26, 27, and 28 that communicate with the cylinder upper chamber 14a, the cylinder lower chamber 14b, and the reservoir 16 of the hydraulic shock absorber main body 13, respectively. In the case 24, the flow of the oil liquid from the oil path 26 to the oil path 28 is controlled by the expansion side damping valve 29 that generates a damping force by controlling the flow of the oil liquid from the oil path 26 to the oil path 27. A compression-side damping valve 30 that controls to generate a damping force is provided.
[0022]
The expansion-side damping valve 29 includes a main valve 31 that is a pilot pressure control valve, a sub valve 32 that is a pressure control valve, a fixed orifice 33, and a spool valve 34 that is a variable flow control valve. Then, by operating the spool valve 34 by the proportional solenoid 25 and changing the flow passage area between the ports 35 and 36, the orifice characteristic (the damping force is approximately proportional to the square of the piston speed) is directly adjusted. , Thereby changing the pressure in the pilot chamber 37 (pilot pressure of the main valve 31) and changing the valve opening pressure of the main valve 31 to simultaneously adjust the valve characteristics (the damping force is approximately proportional to the piston speed). Can be done. The sub-valve 32 is for optimizing the damping force characteristic by obtaining an appropriate damping force (valve characteristic) in the orifice characteristic region, that is, in the low speed region of the piston speed.
[0023]
Similarly, the compression side damping valve 30 includes a main valve 38 that is a pilot-type pressure control valve, a sub valve 39 that is a pressure control valve, a fixed orifice 40, and a spool valve 34 that is shared with the extension side damping valve 29. Has been. Then, by operating the spool valve 34 by the proportional solenoid 25 and changing the flow passage area between the ports 41 and 42, the orifice characteristic is directly adjusted, and thereby the pressure in the pilot chamber 43 (the pilot of the main valve 38) The valve characteristics can be adjusted simultaneously by changing the valve opening pressure of the main valve 38. The sub-valve 39 is for optimizing the damping force characteristic by obtaining an appropriate damping force (valve characteristic) in the orifice characteristic region, that is, in the low speed region of the piston speed.
[0024]
The spool valve 34 has a spool 45 slidably fitted in a sleeve 44 having a pair of extended ports 35 and 36 and a pair of contracted ports 41 and 42. The spool 45 is formed with an annular valve groove 48 that communicates between the ports 35 and 36 between the land 46 and the land 47, and communicates between the ports 41 and 42 between the land 47 and the land 49. An annular valve groove 50 is formed.
[0025]
Annular grooves 51 and 52 are formed along the inner peripheral surface of the sleeve 44 in the inner peripheral opening of the one port 35 on the expansion side and the one port 42 on the contraction side, respectively. The flow area between the ports 35 and 36 on the extension side is adjusted by a variable throttle formed between the annular groove 51 of the upstream port 35 and the edge of the land 46 on the end of the valve groove 48 side. The downstream port 36 is always in communication with the valve groove 48. In addition, the flow path area between the ports 41 and 42 on the contraction side is adjusted by a variable throttle formed between the annular groove 52 of the downstream port 42 and the edge part of the end of the land 49 on the valve groove 50 side. The upstream port 41 is always in communication with the valve groove 50. Notches 46a and 49a are provided at the edges of the lands 46 and 49 in order to prevent a sudden change in the flow path area when the ports 35 and 42 are opened and closed, respectively. Each land 46, 47, 49 is provided with several outer circumferential grooves 53, 54, 55 in order to prevent fluid sticking.
[0026]
The valve groove 48 on the extension side of the spool 45 has a deep groove portion 48a facing the port 35 adjacent to one land 46 forming a variable throttle with the upstream port 35 (annular groove 51), and the other side. A shallow groove portion 48b adjacent to the land 47 and facing the downstream port 36 is formed. Further, the compression-side valve groove 50 includes a deep groove portion 50a facing the port 42 adjacent to one land 49 forming a variable throttle with the downstream port 42 (annular groove 52), and the other land. And a shallow groove portion 50b adjacent to 47 and facing the upstream port 41.
[0027]
Here, as shown in FIGS. 3 to 5, the relationship between the diameter D ₁ and the diameter D ₂ of the shallow groove portion 48b of the deep groove portion 48a of Benmizo 48 of diameter D and the extension-side of the spool 45, D> D ₂ > D ₁ , and preferably, the flow path cross-sectional area π (D ² −D ₂ ² ) / 4 between the shallow groove portion 48b and the sleeve 44 is affected by the pressure loss at this portion on the damping force characteristics. In order to avoid this, it is preferable that the flow area of the fixed orifice 33 on the extension side is twice or more.
[0028]
Similarly, the relationship between the diameter D ₃ and the diameter D ₄ of the shallow groove portion 50b of the deep groove portion 50a with a diameter D and the contraction side of Benmizo 50 of the spool 45, D> a D _4> D _3, and, preferably The flow path cross-sectional area π (D ² −D ₄ ² ) / 4 between the shallow groove portion 50b and the sleeve 44 is such that the pressure loss at this portion does not affect the damping force characteristics, so that the fixed orifice 40 on the contraction side It is good to set it as 2 times or more of the flow path area.
[0029]
Further, preferably, the diameters d ₁ and d ₂ of the ports 35 and 42 forming the variable throttle and the axial lengths L ₁ and L ₂ of the deep groove portions 48a and 50a of the valve grooves 48 and 50, respectively. The relationship is mostly
_{_{_{L 1 / d 1 = L 2}}} / d 2 = 1.0 ~1.6
And the axial lengths W ₁ and W ₂ of the annular grooves 51 and 52 of the ports 35 and 42 and the axial lengths L of the deep grooves 48a and 50a of the valve grooves 48 and 50, respectively. The relationship with ₁ and L ₂ is almost
_{_{_{L 1 / W 1 = L 2}}} / W 2 = 0.7 ~1.1
It is recommended that
[0030]
Then, the plunger 56 of the proportional solenoid 25 presses the spool 45 with a thrust according to the energization current to the coil 57 and moves it against the spring force of the return spring 58, and the thrust of the plunger 56 and the spring of the return spring 58 By positioning the spool 45 at a desired position by balance with the force, the flow path area between the ports 35 and 36 on the expansion side and the ports 41 and 42 on the contraction side is adjusted. At this time, the flow path area between the expansion ports 35 and 36 and the contraction ports 41 and 42 is small when one is large, and the other is large when one is small.
[0031]
The operation of the present embodiment configured as described above will be described next.
[0032]
During the extension stroke of the piston rod 16, the check valve 20 of the piston 15 closes as the piston 15 moves, and the hydraulic fluid on the cylinder upper chamber 14 a side is pressurized and flows to the oil passage 26 of the damping force generation mechanism 23. It flows from the passage 26 to the cylinder lower chamber 14b through the sub valve 32, the fixed orifice 33, the ports 35 and 36 on the extension side of the spool valve 34, and the oil passage 27. At this time, when the pressure on the cylinder upper chamber 14a side reaches the valve opening pressure of the main valve 31, the main valve 31 is opened and the oil liquid flows directly from the sub valve 32 to the oil passage 27. On the other hand, the amount of oil that the piston rod 16 has withdrawn from the cylinder 14 flows from the reservoir 18 to the cylinder lower chamber 14b by opening the check valve 22 of the base valve 17.
[0033]
Therefore, during the extension stroke, the piston speed is low and before the main valve 31 is opened, a damping force of the orifice characteristic is generated according to the flow area between the ports 35 and 36 on the extension side of the fixed orifice 33 and the spool valve 34. When the piston speed increases and the pressure on the cylinder upper chamber 14a side increases to open the main valve 31, a damping force of the valve characteristic is generated according to the opening degree. The proportional solenoid 25 adjusts the flow path area between the ports 35 and 36 on the expansion side of the spool valve 34 in accordance with the energization current to the coil 57, thereby directly adjusting the orifice characteristic and thereby the pilot. The valve characteristics can be adjusted by changing the pressure in the chamber 37 (back pressure of the main valve 31).
[0034]
Also, during the contraction stroke of the piston rod 16, as the piston 15 moves, the check valve 20 of the piston 15 opens and the fluid in the cylinder lower chamber 14b flows directly into the cylinder upper chamber 14a through the oil passage 19. As a result, the cylinder upper and lower chambers 14a and 14b have substantially the same pressure, so that no fluid flows between the oil passages 26 and 27 of the damping force generating mechanism 23. On the other hand, as the piston rod 16 enters the cylinder 14, the check valve 22 of the base valve 17 is closed, and the fluid in the cylinder 14 is pressurized by the amount of the piston rod 16 entering, so that the cylinder lower chamber 14b From the oil passage 27 to the reservoir 18 through the sub valve 39, the fixed orifice 40, the ports 41 and 42 on the contraction side of the spool valve 34, and the oil passage 28. At this time, when the pressure on the cylinder upper and lower chambers 14a, 14b side reaches the valve opening pressure of the main valve 38, the main valve 38 is opened and the oil liquid flows directly from the sub valve 39 to the oil passage 28.
[0035]
Therefore, during the contraction stroke, the piston speed is low and before the main valve 38 is opened, a damping force with an orifice characteristic is generated according to the flow area between the fixed orifice 40 and the ports 41 and 42 on the contraction side of the spool valve 34. When the piston speed increases and the pressure on the cylinder upper and lower chambers 14a and 14b increases and the main valve 38 opens, a damping force with a valve characteristic is generated according to the opening degree. Then, the orifice characteristic is directly adjusted by adjusting the flow passage area between the ports 41 and 42 on the contraction side of the spool valve 34 according to the energization current to the coil 57 by the proportional solenoid 25, and thereby the pilot chamber 43. The valve characteristics can be adjusted by changing the pressure (back pressure of the main valve 38).
[0036]
The flow passage area between the ports 35 and 36 on the expansion side and the ports 41 and 42 on the contraction side of the spool valve 34 is small when one is large, and the other is large when one is small. Therefore, it is possible to set a combination of types of damping force characteristics that are different in magnitude on the stretch side and the contraction side (for example, a combination of the stretch side being hard and the contraction side being soft, or the stretch side being soft and the contraction side being hard). The damping force characteristic of the damping force adjusting hydraulic shock absorber 12 is shown by a solid line in FIG.
[0037]
At this time, as shown in FIG. 6, in the ports 35 and 36 on the extension side of the spool valve 34, the jet of oil generated at the throttle portion between the annular groove 51 of the port 35 and the edge portion of the land 46 is eddy S ₁ generated by colliding with the end face a ₁ of the deep groove portion 48a, by the vortex S ₁ jets directed to the bottom surface b ₁ side of the deep groove portion 48a, then flows through the shallow groove portion 48b to the port 36. As a result, the inflow angle θ of the jet flow with respect to the axial direction of the spool valve 34 approaches 90 ° (vertical), so that the fluid force F acting on the spool 45 from the above formula (1) becomes sufficiently small. Stable damping force characteristics can be obtained by preventing movement.
[0038]
Further, as shown in FIG. 7, in the ports 41 and 42 on the contraction side of the spool valve 34, when the oil liquid flowing in from the port 41 passes through the shallow groove portion 50b and flows through the deep groove portion 50a, the end surface a ₂ of the deep groove portion. As a result, the oil liquid is peeled off, whereby the flow of the oil liquid is pulled toward the bottom surface b ₂ of the deep groove portion 50a, and the vortex S ₂ is generated. By this vortex S ₂ , the outflow angle θ with respect to the axial direction of the spool valve 34 of the jet of oil flowing out from the throttle portion between the annular groove 52 of the port 42 and the edge portion of the land 49 is brought close to 90 °. From the above formula (1), the fluid force F acting on the spool 45 becomes sufficiently small, and the movement of the spool 45 due to the fluid force can be prevented and a stable damping force characteristic can be obtained.
[0039]
In this way, the movement of the spool 45 due to the fluid force can be prevented on both the expansion side and the contraction side, and a sudden damping force change can be prevented and a stable damping force characteristic can be obtained. In addition, since the holding force of the spool 45 can be reduced, the thrust of the proportional solenoid 25 and the spring force of the return spring 58 can be reduced to reduce power consumption, and the solenoid can be reduced accordingly. Can do. Since the valve grooves 48 and 50 have a relatively simple shape including the deep groove portions 48a and 50a and the shallow groove portions 48b and 50b, respectively, the spool 45 can be easily manufactured.
[0040]
【The invention's effect】
As described above in detail, the damping force adjusting type hydraulic shock absorber according to the invention of claim 1 is provided with a deep groove portion in the valve groove of the spool valve of the spool valve that is a damping force adjusting valve, thereby The jet of oil generated by the variable throttle formed with the land is directed by the deep groove in a direction almost perpendicular to the axial direction of the spool valve, so that the fluid force acting in the axial direction of the spool is reduced. Therefore, it is possible to obtain a stable damping force characteristic by preventing movement of the spool due to fluid force.
[0041]
The damping force adjusting type hydraulic shock absorber according to the invention of claim 2 is formed between the annular groove and the spool land by forming an annular groove communicating with the port forming the variable throttle on the inner peripheral surface of the sleeve. A variable aperture is formed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of a damping force adjusting hydraulic shock absorber according to an embodiment of the present invention.
2 is an enlarged view showing a main part of a damping force generation mechanism of the apparatus of FIG. 1;
FIG. 3 is an enlarged view showing a spool valve of the apparatus of FIG. 1;
4 is a longitudinal sectional view taken along line AA of the spool of FIG. 3. FIG.
5 is a longitudinal sectional view of the spool of FIG. 3 taken along line BB.
6 is a view showing the flow of oil near the port on the expansion side of the spool valve of the apparatus of FIG. 1. FIG.
7 is a view showing a flow of oil liquid in the vicinity of a port on the contraction side of the spool valve of the apparatus of FIG. 1;
FIG. 8 is a diagram showing a damping force characteristic of the apparatus of FIG. 1;
FIG. 9 is a diagram showing the flow of oil near a port of a spool valve that is a damping force adjusting valve of a conventional damping force adjusting hydraulic shock absorber.
[Explanation of symbols]
12 Damping force adjustable hydraulic shock absorber
14 cylinders
15 piston
16 Piston rod
34 Spool valve
35, 36, 41, 42 ports
44 sleeve
45 spool
46,47,49 rand
48,50 Valve groove
48a, 50a Deep groove
51,52 annular groove

Claims

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 extending outside the cylinder, and the piston rod In a damping force adjustment type hydraulic shock absorber comprising an oil liquid passage for circulating oil liquid by a stroke of and a spool valve for adjusting a flow passage area of the oil liquid passage,
The spool valve includes a sleeve having a pair of ports, and a slidably fitted to the sleeve, and the valve groove formed between the lands communicates the pair of ports between the lands and the ports. And a spool that forms a variable throttle, and a notch that communicates with the valve groove is partially formed around the land on the spool that forms the variable throttle. The valve groove of the spool An annular deep groove portion adjacent to the land on the side that forms the variable aperture, and an annular shallow groove portion that is adjacent to the deep groove portion and shallower than the deep groove portion are formed. Hydraulic shock absorber.

2. The damping force adjusting hydraulic shock absorber according to claim 1, wherein an annular groove communicating with a port forming the variable throttle is formed on an inner peripheral surface of the sleeve.