(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダとシリンダ内を作動気体が充填される二つの圧力室に区画するピストンと上記二つの圧力室を連通する通路と当該通路の途中に設けた弁とを備えるとともに、自動車のバネ上部材とバネ下部材との間に介装されてバネ上部材の振動を減衰する空圧緩衝器において、ピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数の周波数応答における遮断周波数が１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内となるように設定されることを特徴とする空圧緩衝器。
【請求項２】
ピストン速度が０．１ｍ／ｓ以内の範囲において、ピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数の周波数応答における遮断周波数が１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内となるように設定されることを特徴とする請求項１に記載の空圧緩衝器。
【請求項３】
Ｃを上記弁における絞り係数とし、Ｋを上記作動気体の体積弾性係数とし、Ｖを上記ピストンが中立位置にある場合の上記圧力室うち大きい方の容積とした場合、１０≦（Ｃ・Ｋ）／（π・Ｖ）≦４０が成立するように設定される請求項１または２に記載の空圧緩衝器。
【請求項４】
上記作動気体が窒素或いは空気とされるとともに、シリンダ内径が２０ｍｍ以上２５ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が８．５ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が２５ｍｍ以上３０ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が５．９ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が３０ｍｍ以上３５ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が４．５ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が３５ｍｍ以上４０ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が３．４ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が４０ｍｍ以上４５ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が２．７ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が４５ｍｍ以上５０ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が２．２ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が５０ｍｍ以上６０ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が１．５ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が６０ｍｍ以上７０ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が１．１ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が７０ｍｍ以上８０ｍｍ以下に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が０．９ＭＰａ以上に設定される請求項１から３のいずれか一項に記載の空圧緩衝器。
【請求項５】
上記作動気体がアルゴンとされるとともに、シリンダ内径が２０ｍｍ以上２５ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が６．０ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が２５ｍｍ以上３０ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が４．１ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が３０ｍｍ以上３５ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が３．２ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が３５ｍｍ以上４０ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が２．４ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が４０ｍｍ以上４５ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が１．９ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が４５ｍｍ以上５０ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が１．５ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が５０ｍｍ以上６０ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が１．１ＭＰａ以上の範囲に設定され、シリンダ内径が６０ｍｍ以上７０ｍｍ未満に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が０．８ＭＰａ以上に設定され、シリンダ内径が７０ｍｍ以上８０ｍｍ以下に設定される場合には上記作動気体の封入圧力が０．６ＭＰａ以上に設定される請求項１から３のいずれか一項に記載の空圧緩衝器。
【請求項６】
上記ピストンに連結されるロッドと、上記シリンダを覆う外筒と、上記ロッドと当該ロッドの外周に摺接する環状シールとが摺接する摺接部に臨む貯油室とを備え、上記貯油室から上記圧力室へ移動した潤滑油を上記シリンダと上記外筒との間の隙間を介して上記貯油室へ循環させてなる請求項１から５のいずれか一項に記載の空圧緩衝器。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、空圧緩衝器に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、特に、自動車のサスペンション用途に向く空圧緩衝器としては、たとえば、シリンダと、シリンダ内に摺動自在に挿入されたピストンと、シリンダにピストンを介して移動自在に挿通されるロッドとを備え、ピストン部の通路でロッド室とピストン室とを連通する他、シリンダの外方に外筒を設けてシリンダと外筒との間の隙間を介してロッド室とピストン室とを連通してあり、シリンダ内の潤滑用の油を空圧緩衝器の伸縮運動によってポンプの要領でピストン室とロッド室とに循環させるようにして、ピストンとシリンダの当接部位およびロッドとシリンダ下端に設けた封止部材との当接部位である摺動部の摺動性の確保するようにしているものがある（たとえば、特許文献１，２参照）。
【特許文献１】特開２００４−１３２４２９号公報
【特許文献２】特開２００４−１３２４２８号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
上述のような空圧緩衝器では、作動流体に気体を用いても円滑な摺動性を確保することで自動車のサスペンションに適用可能としているが、以下の問題があると指摘される可能性がある。
【０００４】
すなわち、油圧緩衝器では、伸縮速度変化に対してシリンダ内圧力が略線形的に変化することになるが、空圧緩衝器は作動流体を油では無く圧縮性に富む気体としていることから、伸縮速度変化に対してシリンダ内圧力の変化に遅れを生じ、速度に対する発生減衰力がヒステリシスを持つ特性となる。特に、高周波振動に対してはこの傾向が顕著に現われるようになり、図１１に示すように、速度と発生減衰力との関係である減衰特性におけるヒステリシスが大きくなる。
【０００５】
このように従来の空圧緩衝器は、伸縮速度変化に対して圧力変化に大きなヒステリシスを持つことから、減衰力を発揮する以外にもバネとして機能することになり、このバネ成分の影響によって減衰性が悪化して、自動車における乗心地を損なう虞がある。
【０００６】
これを避けるためには、作動気体のシリンダへの封入圧力を高くすることで、圧縮に対する見かけ上の剛性を高めて、上記ヒステリシスを小さくすることが考えられるが、封入圧力を無用に高くするとロッド外周をシールするシール部材に作用する圧力が高くなってロッドの円滑な作動を妨げて自動車における乗り心地を損なう虞が生じるとともに、作動気体の漏れを阻止しがたくなる等の新たな弊害が生じることになる。
【０００７】
そこで、本発明は、上記不具合を改善するために創案されたものであって、その目的とするところは、自動車における乗り心地を向上することができ自動車用に最適となる空圧緩衝器を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記した目的を解決するために、本発明における課題解決手段は、シリンダとシリンダ内を作動気体が充填される二つの圧力室に区画するピストンと上記二つの圧力室を連通する通路と当該通路の途中に設けた弁とを備えるとともに、自動車のバネ上部材とバネ下部材との間に介装されてバネ上部材の振動を減衰する空圧緩衝器であって、ピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数の周波数応答における遮断周波数が１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内となるように設定されることを特徴とする。
【発明の効果】
【０００９】
本発明の空圧緩衝器によれば、ピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数の周波数応答における遮断周波数を１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内となるように設定することで、バネ下共振周波数域の振動に対してもピストン速度に対する減衰力の位相が遅れず充分に減衰力を発生することができる。
【００１０】
そして、この空圧緩衝器にあっては、上述のように、バネ上部材の振動を充分に抑制することができるとともに、遮断周波数の上限が４０Ｈｚ以下に設定されるから、ロッドの外周をシールするシール部材に作用する圧力が過剰とならず、ロッドの円滑な作動を妨げることがないので自動車における乗り心地を向上することができるとともに、作動気体漏れの心配も無いので、自動車用の緩衝器として最適となる。
【００１１】
すなわち、ピストン速度に対する発生減衰力がヒステリシスを持つ特性を備えた空圧緩衝器にあっても、自動車用途における減衰させるべき周波数帯の振動を抑制でき、シリンダ内に封入される作動気体の無用な高圧化を避けることができるので、自動車用の緩衝器として最適となって、車両における乗り心地を向上できるのである。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１２】
以下、本発明の空圧緩衝器を各図に基づいて説明する。図１は、一実施の形態における空圧緩衝器を概念的に示した図である。図２は、一実施の形態における空圧緩衝器の動作時のモデル図である。図３は、一実施の形態における空圧緩衝器のピストン速度を入力とし減衰力を出力とした伝達関数の周波数応答のゲイン特性および位相特性を示したボード線図である。図４は、一実施の形態における空圧緩衝器を適用した自動車に路面変位を入力してバネ上部材の変位を出力とした場合のゲイン周波数特性を示した図である。図５は、一実施の形態における空圧緩衝器を適用した自動車に路面変位を入力してバネ上部材の加速度を出力とした場合のゲイン周波数特性を示した図である。図６は、作動気体を窒素とした場合におけるシリンダ内径と作動気体の封入圧力の関係を示した図である。図７は、作動気体を窒素とした場合におけるシリンダ内径と作動気体の封入圧力の関係を示した表である。図８は、作動気体をアルゴンとした場合におけるシリンダ内径と作動気体の封入圧力の関係を示した図である。図９は、作動気体の圧力と体積の変動を説明する図である。図１０は、複筒型に構成された空圧緩衝器の縦断面図である。
【００１３】
一実施の形態における空圧緩衝器Ｄは、図１に示すように、シリンダ１と、シリンダ１内を圧力室たるロッド室Ｒ１とピストン室Ｒ２とに区画するピストン２と、シリンダ１内に挿通されるとともにピストン２に連結されるロッド３と、ロッド室Ｒ１とピストン室Ｒ２とを連通する通路４と、通路４の途中に設けた弁５とを備えて、いわゆる片ロッド型の緩衝器として構成され、ロッド室Ｒ１およびピストン室Ｒ２には気体が充填されている。
【００１４】
なお、この空圧緩衝器Ｄでは作動流体が気体であるため、伸縮する際に、シリンダ１から退出、あるいは、シリンダ１内に侵入するロッド３の体積分の容積は作動気体の体積変化によって補償され、特に、体積補償用のリザーバ等を備えていない。
【００１５】
また、この空圧緩衝器Ｄには、ロッド３の外周に摺接してロッド３の外周をシールするシール部材６を備えており、このシール部材６によってシリンダ１内が気密状態に維持されている。
【００１６】
そして、この空圧緩衝器Ｄの場合、伸長する際には、気体が圧縮されるロッド室Ｒ１から通路４を介してピストン室Ｒ２へ移動し、この気体の流れに弁５で抵抗を与えてロッド室Ｒ１内の圧力とピストン室Ｒ２内の圧力との間に差を生じせしめて伸側の減衰力を発生し、反対に、収縮する際には、気体が圧縮されるピストン室Ｒ２から通路４を介してロッド室Ｒ１へ移動し、この気体の流れに弁５で抵抗を与えてロッド室Ｒ１内の圧力とピストン室Ｒ２内の圧力との間に差を生じせしめて圧側の減衰力を発生する。
【００１７】
空圧緩衝器Ｄは、振動が入力されると上述のように動作して減衰力を発生するが、つづいて、この空圧緩衝器置Ｄにおけるピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数における周波数応答のゲイン特性について、図２に示すモデル図を使用して説明する。
【００１８】
空圧緩衝器Ｄの伸縮時におけるロッド室Ｒ１の圧力をｐ１とし、空圧緩衝器Ｄの伸縮時におけるピストン室Ｒ２の圧力をｐ２とし、空圧緩衝器Ｄのピストン２のシリンダ１に対する変位をｘ（なお、ｘはピストン２が図１中下方へ向かう方向へ変位した場合に正の値をとるものとする）とし、弁５における絞り係数をＣとし、ピストン２におけるロッド室Ｒ１側の受圧面積をＡｒとし、ピストン２におけるピストン室Ｒ２側の受圧面積をＡｐとし、気体の体積弾性係数をＫとし、ピストン２がシリンダ１に対して空圧緩衝器Ｄのストロークの中心となる位置（中立位置）にある時のロッド室Ｒ１の容積をＶｒとし、ピストン２がシリンダ１に対して中立位置にある時のピストン室Ｒ２の容積をＶｐとすると、連続の式（連続方程式）から（１）式および（２）式の関係が成り立つ。この連続の式は、ロッド室Ｒ１（ピストン室Ｒ２）の容積変化がロッド室Ｒ１（ピストン室Ｒ２）へ流入する流量とロッド室Ｒ１（ピストン室Ｒ２）から流出する流量の差に等しいことから導かれる。なお、圧力ｐ１，ｐ２および変位ｘの上に付される点は、微分を表している。また、絞り係数Ｃにロッド室Ｒ１の圧力ｐ１とピストン室Ｒ２の圧力ｐ２の差を乗じたものは弁５を通過する流量を示している。
【数１】
0004932666.tif 000002
【数２】
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ここで、簡略化のため、ロッド３の断面積を無視すると、以下の（３）式、（４）式が得られ、ｐ２−ｐ１をｐと表すと、（５）式が得られる。
【数３】
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【数４】
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【数５】
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さらに、シリンダ１に対するピストン２の変位量が微小である場合を考えると、ｘ≒０と表現でき、さらに、上記（３）式および（４）式を適用して、（１）式および（２）式に代入すると、（６）式および（７）式が得られる。
【数６】
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【数７】
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そして、（７）式から（６）式を減算して、（５）式を代入すると、（８）式が得られる。
【数８】
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つづいて、空圧緩衝器Ｄが発生する減衰力Ｆは、ピストン２の受圧面積Ａとロッド室Ｒ１の圧力ｐ１とピストン室Ｒ２の圧力ｐ２との差圧ｐとから、Ｆ＝Ａ・ｐと表現できるから、（８）式をラプラス変換して、上記Ｆ＝Ａ・ｐを適用し、整理すると以下の（９）式が導出される。
【数９】
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この（９）式を変形して、ピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数Ｇ（ｓ）を求めると、（１０）式となる。
【数１０】
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さらに、時定数をＴ、固有角周波数をω、遮断周波数をｆとすると、伝達関数Ｇ（ｓ）における時定数Ｔ、固有角周波数ωおよび遮断周波数ｆは、（１０）式から、それぞれ、（１１）式、（１２）式および（１３）式で示される。
【数１１】
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【数１２】
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【数１３】
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以上のように、空圧緩衝器Ｄの周波数応答は、上記した時定数Ｔおよび固有角周波数ωによって特徴づけられ、ピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数Ｇ（ｓ）は、（１０）式から明らかなように一時遅れ要素となっており、伝達関数Ｇ（ｓ）のゲインの上限は、（１０）式中の分子であるＡ２／Ｃの値によって決定される。そして、この空圧緩衝器Ｄにおける伝達関数Ｇ（ｓ）の周波数応答を考えると、図３に示すように、固有角周波数ω以上の周波数の振動に対しては、位相が著しく遅れるようになるとともにゲインが小さくなることになる。なお、遮断周波数ｆは、ラジアン単位の固有角周波数ωをヘルツ単位に変換したものである。
【００１９】
また、伝達関数Ｇ（ｓ）の導出の過程において、ロッド３の断面積を無視して簡略化を行ったが、固有角周波数ωは容積Ｖに反比例し、ロッド３の断面積を無視する方が無視しない方より固有角周波数ωが小さくなることから、上記簡略化は、空圧緩衝器Ｄの周波数応答性が悪化する方向への簡略であり、より条件を厳しくしていることになり、このような簡略化を行っても、実用上は問題が生じない。したがって、容積Ｖは、上記簡略化の適用によって、ピストン２が中立位置にある場合の圧力室のうち大きい方の容積とされ、この実施の形態の場合、空圧緩衝器Ｄが片ロッド型緩衝器として構成されてロッド３の断面積を無視しているので、容積Ｖはピストン２がシリンダ１に対して中立位置にある時のピストン室Ｒ２の容積に等しくなる。なお、空圧緩衝器Ｄが両ロッド型緩衝器として構成される場合、もともと、ピストンが中立位置に位置する際に、ピストンで区画される二つの圧力室の容積は等しくなるので上記簡略化の必要は無く、上記した各式中において、Ｖ＝Ｖ１＝Ｖ２として取り扱えば良い。
【００２０】
ここで、自動車にあっては、図示しないバネ上部材とバネ下部材との間に懸架バネが介装され、バネ下部材と路面との間にはバネ要素となるタイヤが存在しているので、バネ上部材とバネ下部材の双方が別個の周波数で共振することになり、一般的な自動車では、バネ上部材の共振周波数（バネ上共振周波数）はおおよそ１〜２Ｈｚ程度であり、バネ下部材の共振周波数（バネ下共振周波数）はおおよそ１０〜２０Ｈｚ程度である。
【００２１】
そして、空圧緩衝器Ｄでバネ上部材とバネ下部材の振動を抑制することを考えると、高いバネ下共振周波数に対しても充分な減衰力を発揮する必要があり、図４に示すように、上記したところから１０Ｈｚ以上の周波数振動を充分に減衰できれば、バネ下部材の振動をも抑制して、自動車用の緩衝器として充分に機能することができることが解かる。
【００２２】
図４は、空圧緩衝器Ｄを適用した自動車に路面変位を入力してバネ上部材の変位を出力とした場合のゲイン周波数特性を示しており、実線は空圧緩衝器Ｄの伝達関数Ｇ（ｓ）における遮断周波数ｆを６Ｈｚとした場合を示し、破線は空圧緩衝器Ｄの伝達関数Ｇ（ｓ）における遮断周波数ｆを９Ｈｚとした場合を示し、一点鎖線は空圧緩衝器Ｄの伝達関数Ｇ（ｓ）における遮断周波数ｆを１２Ｈｚとした場合を示し、二点差線は空圧緩衝器Ｄの伝達関数Ｇ（ｓ）における遮断周波数ｆを１５Ｈｚとした場合を示している。この図４から、遮断周波数ｆが１０Ｈｚ未満であると、減衰力が不足してバネ下共振周波数近傍の振動を抑制できずゲインがバネ下共振周波数帯で大きくなるが、遮断周波数ｆが１０Ｈｚ以上に設定されると、バネ下共振周波数近傍の振動を充分に抑制可能であることが理解できる。
【００２３】
したがって、遮断周波数ｆの値を１０Ｈｚ以上となるように設定すれば、伝達関数Ｇ（ｓ）におけるゲインが殆ど低下せずに、ピストン速度に対して減衰力が著しく位相遅れとなることが無いため、バネ下共振周波数近傍の振動を充分に抑制可能となり、空圧緩衝器Ｄは自動車用の緩衝器として充分に機能することができることになる。ここで、遮断周波数ｆを用いるのは、自動車のバネ上共振周波数およびバネ下共振周波数がヘルツ単位であることによっている。
【００２４】
そして、遮断周波数ｆは、（１３）式から容積Ｖ、絞り係数Ｃおよび体積弾性係数Ｋの各パラメータの調整によって変更することが可能である。
【００２５】
ここで、容積Ｖは、ロッド３の断面積を無視しているので、この場合、ピストン２がシリンダ１に対して中立位置にある時のピストン室Ｒ２の容積となり、空圧緩衝器Ｄの中立位置からのストロークは基本的に空圧緩衝器Ｄが適用される自動車の要求によって決定され自由度が低く、シリンダ１の内径によって調節されることが多くなる。したがって、実用的には、容積Ｖの調整は、シリンダ１の内径の設定によって行われることになる。
【００２６】
他方、体積弾性係数Ｋは、気体の圧力変化と体積変化の比で表される値であり、圧力変化と体積変化の比は、圧力室における気体の圧力と体積に依存し、圧力室における気体の圧力は、ピストン２が中立位置にある状態におけるシリンダ１内のロッド室Ｒ１およびピストン室Ｒ２内の圧力、すなわち、シリンダ１内に気体を充填する際の封入圧力によって調節することができ、圧力室における気体の体積は、この場合、ピストン２がシリンダ１に対して中立位置にある時のピストン室Ｒ２の容積となるので、当該ピストン室Ｒ２の容積で調節することができる。そして、通常、空圧緩衝器Ｄの振動は封入気体の温度変化に対して充分に早いため断熱変化であるとみなすことができるから、Ｐ・Ｖγ＝一定となり、気体封入圧力の近傍における体積変化に対する圧力変化を計算すれば体積弾性係数の値を得ることができる。なお、γは作動気体の固有の比熱比である。すなわち、ピストン室Ｒ２の容積を決めて、作動気体の封入圧力を調節すれば体積弾積係数Ｋの値を調節することができ、作動気体の封入圧力を大きくすればするほど、気体の見かけ上の剛性が高くなって体積弾性係数Ｋは大きくなることになる。
【００２７】
したがって、遮断周波数ｆは、絞り係数Ｃの調節によっても勿論変更可能であるが、容積Ｖと気体のシリンダ１への封入圧力の双方の調節によっても変更することができ、たとえば、封入圧力を大きくすれば遮断周波数ｆを大きくすることができる。
【００２８】
ここで、絞り係数Ｃは、上述したように、伝達関数Ｇ（ｓ）の周波数応答におけるゲインの上限を決定するパラメータである。そして、Ａ２／Ｃの値は、バネ上部材の振動を抑制できるレベルに設定される必要があり、そうすることで、バネ下部材の振動を抑制できることは経験的にも確認されている。すなわち、遮断周波数ｆの調整の際に、容積Ｖの調整を行ってピストン２の受圧面積Ａのサイズを設定することにともなって、Ａ２／Ｃの値がバネ上部材の振動を抑制できるレベルとなるように絞り係数Ｃが決定されることになる。
【００２９】
戻って、上述したところでは、空圧緩衝器Ｄにおける伝達関数Ｇ（ｓ）に周波数応答における遮断周波数ｆの下限を１０Ｈｚ以上に設定すれば良いことが解かったが、これを際限なしに大きくすると、今度は封入圧力が大きくなってロッド３の外周をシールするシール部材６が強くロッド３に押し付けられて摩擦力が大きくなりロッド３のシリンダ１に対する円滑な移動が阻害されたり、気体漏れの阻止が困難となったりするなど、却って空圧緩衝器Ｄに新たな弊害を招来する危惧がある。
【００３０】
ここで、図５を参照すると、遮断周波数ｆを４０Ｈｚ超に設定してもゲインの低下が小さく、バネ下共振周波数近傍の振動抑制効果の向上が見込めないことが解かる。
【００３１】
上記した図５は、空圧緩衝器Ｄを適用した自動車に路面変位を入力してバネ上部材の加速度を出力とした場合のゲイン周波数特性を示しており、実線は空圧緩衝器Ｄの伝達関数Ｇ（ｓ）における遮断周波数ｆを１８Ｈｚとした場合を示し、破線は空圧緩衝器Ｄの伝達関数Ｇ（ｓ）における遮断周波数ｆを３３．１Ｈｚとした場合を示し、一点鎖線は空圧緩衝器Ｄの伝達関数Ｇ（ｓ）における遮断周波数ｆを４８．１Ｈｚとした場合を示し、二点差線は空圧緩衝器Ｄの伝達関数Ｇ（ｓ）における遮断周波数ｆを６３．２Ｈｚとした場合を示している。
【００３２】
また、遮断周波数ｆを大きくすると、シール部材６とロッド３との摩擦力が大きくなって空圧緩衝器Ｄの円滑な伸縮を損なうことに加えて、バネ下共振周波数を超えるが遮断周波数より低い周波数域の振動をバネ上部材へ伝達してしまうようになる。
【００３３】
そこで、本発明の空圧緩衝器Ｄでは、遮断周波数ｆの上限を４０Ｈｚ以下に設定している。このように、遮断周波数ｆの上限を４０Ｈｚ以下に設定することで、バネ下部材の振動を充分に抑制しつつ、ロッド３の外周をシールするシール部材６へ過大な圧力を作用させないようにすることができ、バネ下共振周波数域の振動の抑制と自動車の乗り心地との両立を図ることができる。
【００３４】
上記のように、ピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数Ｇ（ｓ）の周波数応答における遮断周波数ｆを１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内となるように設定することで、バネ下共振周波数域の振動に対してもピストン速度に対する減衰力の位相が遅れず充分に減衰力を発生することができる。
【００３５】
そして、この空圧緩衝器Ｄにあっては、上述のように、バネ上部材の振動を充分に抑制することができるとともに、遮断周波数ｆの上限が４０Ｈｚ以下に設定されるから、ロッド３の外周をシールするシール部材６に作用する圧力が過剰とならず、ロッド３の円滑な作動を妨げることがないので自動車における乗り心地を向上することができるとともに、作動気体漏れの心配も無いので、自動車用の緩衝器として最適となる。
【００３６】
すなわち、ピストン速度に対する発生減衰力がヒステリシスを持つ特性を備えた空圧緩衝器Ｄにあっても、自動車用途における減衰させるべき周波数帯の振動を抑制でき、シリンダ１内に封入される作動気体の無用な高圧化を避けることができるので、自動車用の緩衝器として最適となって、車両における乗り心地を向上できるのである。
【００３７】
つづいて、空圧緩衝器Ｄにおけるピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数Ｇ（ｓ）の周波数応答における遮断周波数ｆを具体的に１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内となるように設定する方法について説明する。
【００３８】
以下の設定に当たり、自動車の各諸元は一般的なものを採用し、ピストン２の中立位置からのストローク量を空圧緩衝器Ｄの伸側と圧側でともに１３０ｍｍとし、バネ上部材の質量を４００ｋｇ、バネ下部材の質量を４０ｋｇ、空圧緩衝器Ｄに並列してバネ上部材とバネ下部材との間に介装される懸架バネのバネ定数を２００００Ｎ／ｍ、バネ下部材と路面との間に位置するタイヤのバネ定数を２０００００Ｎ／ｍとして計算している。
【００３９】
すると、図６、図７に示すように、遮断周波数ｆを１０Ｈｚとする場合および遮断周波数ｆを４０Ｈｚとする場合、シリンダ１の内径に対して気体の封入圧力が、それぞれ、一義的に求められる。図６中、実線は、遮断周波数ｆを１０Ｈｚとする場合のシリンダ１の内径と気体封入圧力との関係を示しており、破線は、遮断周波数ｆを４０Ｈｚとする場合のシリンダ１の内径と気体封入圧力との関係を示している。また、図７の表では、シリンダ１の内径に対して遮断周波数ｆを１０Ｈｚとする場合の気体封入圧力の具体的な数値と、シリンダ１の内径に対して遮断周波数ｆを４０Ｈｚとする場合の気体封入圧力の具体的な数値を表としたものであり、シリンダ１の内径に対する気体封入圧力の上限と下限を示している。
【００４０】
したがって、図６中では、シリンダ１の内径に対して、実線と破線との間の範囲内に気体封入圧力を設定すればよいことになり、図７中では、表中のシリンダ１の内径に対して気体封入圧力を上限と下限で決定される範囲内に設定すればよい。
【００４１】
なお、気体は、この場合、窒素であり温度条件は２０℃とされている。窒素は、不活性であるため、このように窒素を作動気体とすることで長期間に亘って使用される空圧緩衝器Ｄの性能に変化を生じさせる心配が無く空圧緩衝器Ｄの信頼性が向上することになる。
【００４２】
ここで、シリンダ１の内径は、ピストン２における受圧面積Ａと等しくなる。したがって、ピストン２における受圧面積Ａに等しいシリンダ１の内径を決定すると、（１３）式中の容積Ｖの値が決定され、Ａ２／Ｃの値をバネ上部材の振動を抑制可能なように絞り係数Ｃの値が決定される。なお、シリンダ１の内径のサイズを変更しても、自動車の諸元は同じであるので、空圧緩衝器Ｄに要求される減衰力の大きさも同じとなるので、Ａ２／Ｃの値はシリンダ１の内径のサイズによらず一定の値となるように絞り係数Ｃが決定される。
【００４３】
したがって、伝達関数Ｇ（ｓ）の周波数応答における遮断周波数ｆを１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内となるように設定するには、シリンダ内径が２０ｍｍに設定される場合、作動気体である窒素の封入圧力は１３．３ＭＰａ以上５３．２ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が２５ｍｍに設定される場合、作動気体である窒素の封入圧力は８．５ＭＰａ以上３４．１ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が３０ｍｍに設定される場合、作動気体である窒素の封入圧力は５．９ＭＰａ以上２３．７ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が３５ｍｍに設定される場合、作動気体である窒素の封入圧力は４．５ＭＰａ以上１７．４ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が４０ｍｍに設定される場合、作動気体である窒素の封入圧力は３．４ＭＰａ以上１３．３ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が４５ｍｍに設定される場合、作動気体である窒素の封入圧力は２．７ＭＰａ以上１０．５ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が５０ｍｍに設定される場合、作動気体である窒素の封入圧力は２．２ＭＰａ以上８．６ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が６０ｍｍに設定される場合、作動気体である窒素の封入圧力は１．５ＭＰａ以上６．０ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が７０ｍｍに設定される場合、作動気体である窒素の封入圧力は１．１ＭＰａ以上４．４ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が８０ｍｍに設定される場合、作動気体である窒素の封入圧力は０．９ＭＰａ以上３．４ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。
【００４４】
なお、窒素の１気圧、０℃における密度は、１．２５ｋｇ／ｃｍ３であり、空気の１気圧、０℃における密度１．２９３ｋｇ／ｃｍ３と略同等であるので、気体を空気としても上記シリンダ１の内径に対する窒素の封入圧力の設定条件をそのまま使用しても実用上差し支えない。
【００４５】
つづいて、作動気体をアルゴンとする場合について説明する。アルゴンの１気圧、０℃における密度は、１．７８４ｋｇ／ｃｍ３であり、窒素の１気圧、０℃における密度より大きく、同じ封入圧力であると体積弾性係数Ｋの値が大きくなることから、アルゴンの方が窒素よりも密度比に比例して封入圧力を小さくすることができることになる。
【００４６】
すると、作動気体をアルゴンとした場合のシリンダ１の内径に対する気体封入圧力の上限と下限は、図８の表中に示すようになる。なお、図８は、シリンダ１の内径に対して遮断周波数ｆを１０Ｈｚとする場合の気体封入圧力の具体的な数値と、シリンダ１の内径に対して遮断周波数ｆを４０Ｈｚとする場合の気体封入圧力の具体的な数値を表としたものである。
【００４７】
したがって、作動気体をアルゴンとする場合、伝達関数Ｇ（ｓ）の周波数応答における遮断周波数ｆを１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内となるように設定するには、シリンダ内径が２０ｍｍに設定される場合、封入圧力は９．３ＭＰａ以上３７．３ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が２５ｍｍに設定される場合、封入圧力は６．０ＭＰａ以上２３．８ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が３０ｍｍに設定される場合、封入圧力は４．１ＭＰａ以上１６．６ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が３５ｍｍに設定される場合、封入圧力は３．２ＭＰａ以上１２．２ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が４０ｍｍに設定される場合、封入圧力は２．４ＭＰａ以上９．３ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が４５ｍｍに設定される場合、封入圧力は１．９ＭＰａ以上７．４ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が５０ｍｍに設定される場合、封入圧力は１．５ＭＰａ以上６．０ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が６０ｍｍに設定される場合、封入圧力は１．１ＭＰａ以上４．２ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が７０ｍｍに設定される場合、封入圧力は０．８ＭＰａ以上３．１ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。シリンダ内径が８０ｍｍに設定される場合、封入圧力は０．６ＭＰａ以上２．４ＭＰａ以下の範囲に設定されればよい。
【００４８】
このように、空圧緩衝器Ｄにおけるピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数Ｇ（ｓ）の周波数応答における遮断周波数ｆを１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内となるように設定するに際し、作動気体にアルゴンを用いることによって、窒素や空気を作動気体とするよりも、封入圧力を低減することが可能となり、シール部材６とロッド３の摩擦による抵抗がより一層低減されるので、より一層自動車における乗り心地を向上することができる。
【００４９】
また、アルゴンは、窒素同様不活性であるため、長期間に亘って使用される空圧緩衝器Ｄの性能に変化を生じさせる危惧が無いので、空圧緩衝器Ｄの信頼性が向上する。
【００５０】
上述したように、空圧緩衝器Ｄにおける伝達関数Ｇ（ｓ）の遮断周波数ｆの具体的な設定は、シリンダ１の内径に応じて作動気体の種類と封入圧力を決定することで行うことができ、また、ピストン２の中立位置からのストロークが上記した条件と異なる場合には、容積Ｖに反映すれば良い。
【００５１】
また、以上のことから理解できるように、シリンダ１の内径を大きくするほうが、作動気体の封入圧力を低くすることができる。これは、減衰力のゲインのピークを一定とする条件下では、シリンダ１の内径を大きくすると絞り係数Ｃも大きくなり、その分、体積弾性率Ｋを小さくすることができることに起因している。
【００５２】
したがって、シリンダ１の内径を大きくすることで、作動気体の封入圧力を下げて、シール部材６とロッド３の摩擦による抵抗をより一層低減することができ、より一層自動車における乗り心地を向上することができる。また、空圧緩衝器Ｄの場合、ロッド体積補償用のリザーバや気室を設ける必要が無いので、単筒型の緩衝器として構成でき、シリンダ１の内径を大きくしても自動車への搭載性を損なう心配もない。
【００５３】
なお、片ロッド型に構成された空圧緩衝器Ｄにあっては、ロッド３の断面積に依存して伸長方向の推力を発生するので、作動気体の封入圧力を大きくすると、温度変化によってロッド室Ｒ１およびピストン室Ｒ２内の圧力の変動が大きくなり、自動車の車高を変化させてしまう現象が生じる。そして、図９に示すように、圧力室の容積が大きい方が温度変化に対する圧力変動が小さくなり、ロッド３の断面積が小さい方が温度変化による車高変動を抑制することができることになるので、シリンダ１の内径に対してロッド３の断面積を極力小さくすることが好ましい。
【００５４】
つづき、空圧緩衝器Ｄを評価する方法について説明する。上述したところから理解できるように、本発明の空圧緩衝器Ｄは、伝達関数Ｇ（ｓ）の遮断周波数ｆが１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下に設定されることを要件としており、弁５における絞り係数や作動気体の封入圧力をチューニングした後に空圧緩衝器Ｄが要件を満たしているか否かという評価を（１３）式を用いて都度確認するのでは、絞り係数の値の確認が煩雑でチューニング工数が多くなりかねない。
【００５５】
そこで、チューニング後の空圧緩衝器Ｄを、ヒステリシスが充分に小さい１Ｈｚ程度で加振してやり、減衰力のピーク値を計測し、その後、徐々に加振周波数を大きくして、減衰力が１Ｈｚで加振したときのピーク値のおおよそ７０％となる時の周波数を計測し、当該周波数が１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲にあれば、空圧緩衝器Ｄは上記要件を満たすこととすることができる。
【００５６】
というのは、空圧緩衝器Ｄの伝達関数Ｇ（ｓ）は、一時遅れ要素であり、その遮断周波数ｆは、ゲインがピーク値の１／√２となるときの周波数（デシベル単位ではゲインが０ｄｂから約−３ｄｂ下がったときの周波数）であるので、減衰力がピーク値のおおよそ７０％となるときの周波数を計測して、当該周波数が１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内にあれば、遮断周波数ｆが１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内にあることを確認することができ、簡単に、空圧緩衝器Ｄの評価を行うことができる。
【００５７】
また、一般的に、緩衝器は、ピストン速度がある程度大きくなると、ピストン速度に対する減衰力の上昇割合が減少する変曲点を持つ非線形の減衰特性を備えているものが多い。ここで、減衰特性とは、ピストン速度に対して緩衝器が発生する減衰力の関係を示したものである。
【００５８】
そして、空圧緩衝器Ｄにおける減衰特性をこのように非線形に設定する場合には、上記したような空圧緩衝器Ｄを加振して評価を行う際に、減衰特性の変曲点を跨ってピストン速度が異なる状況で評価すると、周波数のみを合致させても、減衰力の変化度合に非線形の減衰特性の影響して遮断周波数ｆが要件どおりに設定されているかを正確に判断できない場合がある。
【００５９】
また、減衰特性の変曲点は、ピストン速度が０．１ｍ／ｓ程度である点に設定されることが多く、一般に空圧緩衝器にあっては図１１に示すようにヒステリシスが顕著に現われるのが速度０周辺であり、ピストン速度に対して減衰力が線形に変化することが期待できる速度０付近で評価を行うことが望ましい。したがって、空圧緩衝器Ｄの評価の際に、ピストン速度が０．１ｍ／ｓ以内という条件を追加することによって、非線形な減衰特性を持つ空圧緩衝器Ｄの評価を正確に行うことができる。
【００６０】
なお、上記したところでは、空圧緩衝器Ｄを単筒型の緩衝器として構成しているが、複筒型として構成してもよい。この複筒型の空圧緩衝器Ｄ’は、図１０に示すように、シリンダ１０と、内部にシリンダ１０が収容される外筒１１とシリンダ１０内をロッド室Ｒ３とピストン室Ｒ４とに区画するピストン１２と、ピストン１２を介してシリンダ１０内に移動自在に挿入されたロッド１３と、シリンダ１０および外筒１１の図１０中上端のそれぞれを封止するとともにロッド１３を摺動自在に軸支するヘッド部材１４と、シリンダ１０および外筒１１の図１０中下端のそれぞれを封止するボトム部材１５と、シリンダ１０と外筒１１との間の隙間で形成されてロッド室Ｒ３とピストン室Ｒ４とを連通するシリンダ外通路１６と、シリンダ外通路１６の途中に設けられてピストン室Ｒ４からロッド室Ｒ３へ向かう気体の流れのみを許容する逆止弁１７とを備えて構成されている。また、シリンダ１０内には作動流体としての気体と空圧緩衝器Ｄ’の摺動部位、具体的には、シリンダ１０とピストン１２との間およびロッド１３とヘッド部材１４の内周に設けたシール部材１９との間の摺動部位を潤滑する潤滑油が封入され、特に、ヘッド部材１４に設けた貯油室１８に潤滑油を貯めておいて、当該貯油室１８内の潤滑油でロッド１３とシール部材１９との間の摺動部位を潤滑することが可能なようになっている。
【００６１】
そして、この空圧緩衝器Ｄ’にあっては、伸縮を繰り返すことによってポンプの要領で、ピストン室Ｒ４内の潤滑油をシリンダ外通路１６および貯油室１８を経由してロッド室Ｒ３へ、ロッド室Ｒ３内の潤滑油はピストン１２に設けられたポート１２ａを介してピストン室Ｒ４へというように、ロッド室Ｒ３とピストン室Ｒ４とを循環して、上記摺動部位を潤滑することが可能なようになっている。
【００６２】
このように、複筒型に構成された空圧緩衝器Ｄ’にあっては、シリンダ外通路１６の形成に当たって外筒１１を設けて、摺動部位を潤滑する潤滑油を循環させる機構を設けている点で単筒型の空圧緩衝器Ｄと異なるが、空圧緩衝器Ｄ’におけるピストン速度を入力とし減衰力を出力とする伝達関数Ｇ（ｓ）の周波数応答における遮断周波数ｆを１０Ｈｚ以上４０Ｈｚ以下の範囲内となるように設定すれば、空圧緩衝器Ｄと同じく、ロッド１３の外周をシールするシール部材１９に作用する圧力が過剰とならず、ロッド１３の円滑な作動を妨げることがないので自動車における乗り心地を向上することができるとともに、作動気体漏れの心配も無いので、自動車用の緩衝器として最適となる。
【００６３】
なお、この空圧緩衝器Ｄ’にあっては、シリンダ外通路１６にはポート１２ａが気体流れに与える抵抗以上の抵抗があり、複筒型といっても外筒１１とシリンダ１０との間にリザーバを設けるものではない。したがって、複筒型に設定される空圧緩衝器Ｄ’にあっては、外筒１１とシリンダ１０との間の隙間を大きくせずに、充分に気体流れに抵抗を与えるだけの隙間があればよく、隙間幅も１ｍｍ以下に設定することができ、複筒型の構成を採用しても外径が自動車への搭載性を損ねることがない。
【００６４】
以上で、本発明の空圧緩衝器の一実施の形態についての説明を終えるが、本発明の範囲は図示されまたは説明された詳細そのものには限定されない。
【図面の簡単な説明】
【００６５】
【図１】一実施の形態における空圧緩衝器を概念的に示した図である。
【図２】一実施の形態における空圧緩衝器の動作時のモデル図である。
【図３】一実施の形態における空圧緩衝器のピストン速度を入力とし減衰力を出力とした伝達関数の周波数応答のゲイン特性および位相特性を示したボード線図である。
【図４】一実施の形態における空圧緩衝器を適用した自動車に路面変位を入力してバネ上部材の変位を出力とした場合のゲイン周波数特性を示した図である。
【図５】一実施の形態における空圧緩衝器を適用した自動車に路面変位を入力してバネ上部材の加速度を出力とした場合のゲイン周波数特性を示した図である。
【図６】作動気体を窒素とした場合におけるシリンダ内径と作動気体の封入圧力の関係を示した図である。
【図７】作動気体を窒素とした場合におけるシリンダ内径と作動気体の封入圧力の関係を示した表である。
【図８】作動気体をアルゴンとした場合におけるシリンダ内径と作動気体の封入圧力の関係を示した図である。
【図９】作動気体の圧力と体積の変動を説明する図である。
【図１０】複筒型に構成された空圧緩衝器の縦断面図である。
【図１１】従来の空圧緩衝器の減衰特性を示した図である。
【符号の説明】
【００６６】
１，１０  シリンダ
２，１２  ピストン
３，１３  ロッド
４  通路
５  弁
６，１９  シール部材
１１  外筒
１２ａ  ポート
１４  ヘッド部材
１５  ボトム部材
１６  シリンダ外通路
１７  逆止弁
１８  貯油室
Ｄ，Ｄ’  空圧緩衝器
Ｒ１，Ｒ３  ロッド室
Ｒ２，Ｒ４  ピストン室
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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