内部に作動流体が封入されたシリンダと、該シリンダ内に摺動可能に挿嵌されたピストンと、該ピストンに連結され前記シリンダから外部に延出されたピストンロッドと、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって作動流体の流れが生じる流路と、該流路に設けられ、前記ピストンの移動に伴って開閉する弁機構を備えた流体圧緩衝器であって、前記弁機構は、第1の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用すると共に、前記第1の開弁圧よりも高い第2の開弁圧に達した後、前記ピストンの速度の増加に応じて開口面積が増加することを特徴とする流体圧緩衝器。前記弁機構は、第1の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用する第1の弁体と、第2の開弁圧に達した後、前記ピストンの速度の増加に応じて開口面積が増加する第2の弁体とからなることを特徴とする請求項1に記載の流体圧緩衝器。そのため、上述した問題を解消できる安定した減衰力特性を発生させることができる鉄道車両用ヨーダンパの開発が求められている。そして、本発明は、所望の減衰力特性を安定して発生させることが可能な流体圧緩衝器を提供することを目的とする。上記課題を解決するための手段として、本発明は、内部に作動流体が封入されたシリンダと、該シリンダ内に摺動可能に挿嵌されたピストンと、該ピストンに連結され前記シリンダから外部に延出されたピストンロッドと、前記シリンダ内の前記ピストンの摺動によって作動流体の流れが生じる流路と、該流路に設けられ、前記ピストンの移動に伴って開閉する弁機構を備えた流体圧緩衝器であって、前記弁機構は、第1の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用すると共に、前記第1の開弁圧よりも高い第2の開弁圧に達した後、前記ピストンの速度の増加に応じて開口面積が増加することを特徴とするものである。本発明の流体圧緩衝器は、所望の減衰力特性を安定して発生させることが可能である。以下、本発明を実施するための形態を図1~図8に基づいて詳細に説明する。図1及び図2に示すように、第1の実施形態に係る流体圧緩衝器1aは、台車と車体との間に横置き状態で取り付けられる鉄道車両用ヨーダンパとして採用される。まず、第1実施形態に係る流体圧緩衝器1aを図1~図6に基づいて説明する。第1実施形態に係る流体圧緩衝器1aは、図1に示すように、外筒2と、該外筒2と同心状に配置されたシリンダ3とを備えている。これら外筒2及びシリンダ3の両端開口は後側端板5及び前側端板4によりそれぞれ閉鎖されている。外筒2の内壁面とシリンダ3の外壁面との間に環状のリザーバ室6が形成される。なお、説明の便宜のため、以下では図中左側符号を正立視した場合。以下同じ。、つまりブラケット13側を前側、図中右側、つまりブラケット14側を後側としてそれぞれ説明する。後側端板5は、外筒2の後端開口を閉鎖する主蓋部材11と、シリンダ3の後端開口を閉鎖する副蓋部材12とからなる分割構造となっている。なお、主蓋部材11には、車体側との連結用のブラケット14が固設されている。一方、前側端板4は、外筒2及びシリンダ3の前端開口を閉鎖すると共にピストンロッド16のガイド機能も備えたロッドガイドとして構成される。シリンダ3内には、ピストン15が摺動可能に配設されている。該ピストン15にはピストンロッド16の一端部が連結され、該ピストンロッド16の他端部は前側端板ロッドガイド4を液密的に挿通して外筒2の外部へ延びている。なお、ピストンロッド16の他端部には、台車側と連結する連結用のブラケット13が固設されている。シリンダ3内は、ピストン15によってロッド側油室18と反ロッド側油室19とに区画されている。これらのロッド側油室18及び反ロッド側油室19に作動油作動流体がそれぞれ封入されている。ピストン15には、反ロッド側油室19からロッド側油室18への作動油の流通のみを許容する逆止弁20が配設される。また、後側端板5の副蓋部材12には、リザーバ室6から反ロッド側油室19への作動油の流通のみを許容する逆止弁21が配設されている。また、前側端板4には、シリンダ3のロッド側油室18とリザーバ室6とを連通する流路30が設けられている。該流路30に、ピストン15の移動に伴って開閉する弁機構35aが備えられている。該弁機構35aは、図1及び図2に示すように、第1の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィス50aが作用する第1の弁体としての第1実施形態に係る制御弁40aと、前記第1の開弁圧よりも高い第2の開弁圧に達した後、ピストン15の速度の増加に応じて開口面積が増加する第2の弁体としてのリリーフ弁41とから構成される。そこで、図1に示すように、シリンダ3のロッド側油室18とリザーバ室6とを連通する流路30は途中部位で第1流路30aと第2流路30bとに分岐される。第1流路30aに第1の実施形態に係る制御弁40aが備えられ、第2流路30bにリリーフ弁41が備えられている。また、第1流路30aには、図2に示すように、ロッド側油室18側と連通する小径流路31と、該小径流路31から連続して設けられ該小径流路31より大径でリザーバ室6側と連通する大径流路32とが設けられる。第1の実施形態に係る制御弁40aは、図2に示すように、小径流路31及び大径流路32に沿って軸方向に移動自在に支持されるバルブ本体45と、該バルブ本体45を、小径流路31が常時閉状態となるように小径流路31側に付勢するスプリング46とから構成される。バルブ本体45は、小径流路31に嵌合する小径軸部47と、該小径軸部47の端部リザーブ室6側から一体的に接続され、小径流路31よりも大径で該小径流路31を開閉する板状の開閉部48と、該開閉部48の端部リザーブ室6側から一体的に接続される大径軸部49とから構成される。大径軸部49は小径軸部47よりも大径に形成され、開閉部48が大径軸部49より大径に設定される。バルブ本体45の小径軸部47にオリフィス50aが形成される。該オリフィス50aは、小径軸部47の端面ロッド側油室18側の略中心から軸方向に延びる大径開口部55と、該大径開口部55よりも小径で該大径開口部55の端部に連通して軸方向に延びる小径開口部56と、該小径開口部56の端部に連通して小径軸部47の径方向の全範囲を貫通するように延びる径方向開口部57とから構成される。なお、大径開口部55の開口径と径方向開口部57の開口径とはほぼ同じである。そして、小径流路31内にバルブ本体45の小径軸部47が挿入され、開閉部48及び大径軸部49が大径流路32内に配置される。また、開閉部48と大径流路32の壁部59との間にスプリング46が配置される。この結果、スプリング46の付勢力によって開閉部48が常時小径流路31を塞ぐようになる。ここで、オリフィス50a、径方向開口部57の形状について述べる。例えば、小径軸部47の外周側を削ることによりオリフィスを形成すること、小径流路31との摺動により磨耗し、オリフィス面積が経時変化することが考えられる。そのような構成と比して、本実施の形態では、オリフィス50aを小径軸部47の端面の略中心から軸方向に延びるよう構成するため、磨耗することなく、オリフィス面積を常に一定に保つことができ、安定した減衰力特性を発生することができる。次に、本発明の第1実施形態に係る流体圧緩衝器1aの作用を説明する。第1実施形態に係る流体圧緩衝器1aは、台車と車体との間に横置き状態で取り付けられており、台車にピストンロッド16側のブラケット13が連結され、車体に外筒2側のブラケット14が連結される。そして、台車と車体とが水平方向へ相対移動すると、本流体圧緩衝器1aのピストンロッド16が伸縮動作する。その結果、ピストンロッド16の伸び行程時には、ロッド側油室18の作動油は、ピストン15に設けた逆止弁20により反ロッド側油室19には流れないために、流路30の第1流路30a内に備えた第1実施形態に係る制御弁40aを開弁させてリザーバ室6に流れ、これに応じて伸び側の減衰力が発生する。なお、この伸び行程時には、ピストンロッド16の退出分の作動油が後側端板5の副蓋部材12に設けた逆止弁21を経てリザーバ室6から反ロッド側油室19へ補給される。一方、ピストンロッド16の縮み行程時には、反ロッド側油室19の作動油がピストン15に設けた逆止弁20を経由してロッド側油室18に流れ、反ロッド側油室19とロッド側油室18とがほぼ同し流体圧となり、ピストンロッド16の進入分の作動油が、流路30の第1流路30a内に備えた第1実施形態に係る制御弁50aを開弁させてリザーバ室6に流れ、これに応じて縮み側の減衰力が発生する。そこで、ピストンロッド16の伸び行程及び縮み行程時、ロッド側油室18の作動油が流路30の第1流路30a内の第1実施形態に係る制御弁50aを開弁させてリザーバ室6に流入するが、このとき、シリンダ3内の流体圧が第1の開弁圧スプリング46の付勢力に対応に到達すると、該制御弁50aのバルブ本体45がスプリング46の付勢力に抗して移動して、オリフィス50aの径方向開口部57が大径流路32内に臨むようになる。その結果、バルブ本体45のオリフィス50aを介して大径流路32と小径流路31とが連通することで、ロッド側油室18の作動油が小径流路31からオリフィス50aを介して大径流路32を経てリザーバ室6に流れ、この時、図3に示すような、オリフィス作用による二次曲線で減衰力が増加する所定の減衰力特性にて減衰力が発生する。しかも、第1実施形態に係る制御弁40aでは、図3に示すように、シリンダ3内の流体圧が第1の開弁圧まで到達しないと開弁しないので、ピストン速度が0のときに一定の減衰力が発生するオフセット荷重有りために、台車の揺動を十分に抑制すること可能になる。その後、シリンダ3内の流体圧が前記第1の開弁圧よりも大きい第2の開弁圧に到達した際には、流路30の第2流路30bに備えたリリーフ弁41図1参照が開弁されて、詳しくは、リリーフ弁41がピストン3の速度の増加に応じて開口面積が増加するように開弁されて、ロッド側油室18内の作動油が流路30の第1及び第2流路30a、30bを経由してリザーバ室6内に流れる。次に、第1実施形態に係る流体圧緩衝器1aの弁機構35aに採用される第2実施形態に係る制御弁40bを図4に基づいて説明するが、第1実施形態に係る制御弁40aとはオリフィス50bの構成が相違するので、該オリフィス50bの構成を具体的に説明する。第2実施形態に係る制御弁40bに備えたオリフィス50bは、小径軸部47の端面ロッド側油室18側の面の略中心から軸方向に延びる軸方向開口部65と、該軸方向開口部65の端部に連通して径方向に延び小径軸部47の外周の1箇所のみが開口される径方向開口部66とから構成される。なお、軸方向開口部65の開口径が径方向開口部66の開口径よりも大きく設定される。次に、第1実施形態に係る流体圧緩衝器1aの弁機構35aに採用される第3実施形態に係る制御弁40cを図5に基づいて説明するが、第1及び2実施形態に係る制御弁40a、40bとはオリフィス50a、50bの構成が相違するので、該オリフィス50cの構成を具体的に説明する。第3実施形態に係る制御弁40cに備えたオリフィス50cは、小径軸部47の端面ロッド側油室18側の面の略中心から軸方向に延びる軸方向開口部65と、該軸方向開口部65の端部に連通して径方向に延び小径軸部47の外周の1箇所のみが開口される径方向開口部67とからなり、径方向開口部67が、軸方向開口部65側に位置する小径開口部67aと、該小径開口部67aよりも大径で小径軸部47の外周側に位置する大径開口部67bとから構成される。なお、軸方向開口部65の開口径と径方向開口部67の大径開口部67bの開口径とは略同じである。次に、第1実施形態に係る流体圧緩衝器1aの弁機構35aに採用される第4実施形態に係る制御弁40dを図6に基づいて説明するが、第1~3実施形態に係る制御弁40a~40cとはオリフィス50a~50cの構成が相違するので、該オリフィス50dの構成を具体的に説明する。第4実施形態に係る制御弁40dに備えたオリフィス50dは、小径軸部47の端面ロッド側油室18側の略中心から軸方向に延びる軸方向開口部65と、該軸方向開口部65の軸方向途中部位に連通して小径軸部47の径方向の全範囲を貫通するように延びる径方向開口部68とから構成される。なお、軸方向開口部65の開口径は径方向開口部68の開口径よりも大きく設定される。そして、第2~第4実施形態に係る制御弁40b~40dにおいても、第1実施形態に係る制御弁40aと同様の作用を奏するようになる。次に、本発明の第2実施形態に係る流体圧緩衝器1bを図7及び図8に基づいて説明する。該第2実施形態に係る流体圧緩衝器1bを説明する際には、第1実施形態に係る流体圧緩衝器1aとの相違点のみを説明する。第2実施形態に係る流体圧緩衝器1bでは、シリンダ3のロッド側油室18とリザーバ室6とを連通する流路30は分岐しておらず、流路30に、ロッド側油室18側と連通する小径流路31と、該小径流路31から連続して設けられ該小径流路31より大径でリザーバ室6側と連通する大径流路32とが設けられる。該流路30に、ピストン15の移動に伴って開閉する弁機構35bが備えられている。該弁機構35bは、第1の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用すると共に、前記第1の開弁圧よりも高い第2の開弁圧に達した後、ピストン15の速度の増加に応じて開口面積が増加する機能を有するものである。具体的に、弁機構35bは、図7に示すように、小径流路31及び大径流路32に沿って軸方向に移動自在に支持されるバルブ本体45と、該バルブ本体45を、小径流路31が常時閉状態となるように付勢するスプリング46とから構成される。バルブ本体45は、小径流路31に嵌合する小径軸部47と、該小径軸部47の端部リザーブ室6側から一体的に接続され、小径流路31よりも大径で該小径流路31を開閉する板状の開閉部48と、該開閉部48の端部リザーブ室6側から一体的に接続される大径軸部49と、小径軸部47の端面ロッド側油室18側に形成される径方向に延びる所定深さのリリーフ溝70とから構成される。該リリーフ溝70は小径軸部47の径方向中心を跨ぐように所定幅で形成される。また、小径軸部47にオリフィス71が形成される。該オリフィス71は、リリーフ溝70の底部に臨むように開口して小径軸部47内を軸方向に延びる軸方向開口部65と、該軸方向開口部65の軸方向略中間部位に連通して径方向に延び小径軸部47の外周の1箇所が開口される径方向開口部66とから構成される。なお、軸方向開口部65の開口径が径方向開口部66の開口径よりも大きく設定される。そして、シリンダ3内の流体圧が第1の開弁圧に到達すると、まず、弁機構35bのバルブ本体45がスプリング46の付勢力に抗して移動して、オリフィス71の径方向開口部66が大径流路32内に臨むようになる。その結果、バルブ本体45のオリフィス71を介して大径流路32と小径流路31とが連通することで、ロッド側油室18の作動油が小径流路31からオリフィス71を介して大径流路32を経てリザーバ室6に流れる。その後、シリンダ3内の流体圧が第1の開弁圧よりも大きい第2の開弁圧に到達すると、さらに、バルブ本体45がスプリング46の付勢力に抗して移動して、リリーフ溝70が大径流路32内に臨むようになり、リリーフ溝70と大径流路32とが連通すると共にピストン15の速度の増加に応じてその開口面積が増加して、ロッド側油室18内の作動油が弁機構35bのオリフィス71及びリリーフ溝70を介してリザーバ室6内に流れる。これにより、本弁機構35bでも、図3に示すような、ピストン速度が0のときに一定の減衰力が発生するオフセット荷重有りと共に、オリフィス作用による二次曲線で減衰力が増加する所定の減衰力特性にて減衰力が発生する。次に、図7に示す弁機構35bの他の実施形態を図8に基づいて説明する。該弁機構35b’は、小径軸部47の端面ロッド側油室18側に、その半円領域に端面から所定深さで外周壁を切り欠くリリーフ切欠80が形成される。また、小径軸部47の端面における残りの半円領域にオリフィス81が形成される。該オリフィス81は、小径軸部47の端面から軸方向に延びる軸方向開口部65と、該軸方向開口部65の軸方向の端部に連通して径方向に延びリリーフ切欠80の反対側の外周が1箇所開口される径方向開口部66とから構成される。なお、軸方向開口部65の開口径が径方向開口部66の開口径よりも大きく設定される。また、軸方向開口部65はリリーフ切欠80より深く形成され、径方向開口部66はリリーフ切欠80の底部よりも深い位置に形成される。そして、シリンダ内の流体圧が第1の開弁圧に到達すると、まず、該弁機構35b’のバルブ本体45がスプリング46の付勢力に抗して移動して、オリフィス81の径方向開口部66が大径流路32内に臨むようになる。その結果、バルブ本体45のオリフィス81を介して大径流路32と小径流路31とが連通することで、ロッド側油室18の作動油が小径流路31からオリフィス81を介して大径流路32を経てリザーバ室6に流れる。その後、シリンダ3内の流体圧が第1の開弁圧よりも大きい第2の開弁圧に到達すると、弁機構35b’のリリーフ切欠80と大径流路32とが連通すると共にピストン3の速度の増加に応じてその開口面積が増加して、ロッド側油室18内の作動油が弁機構35b’のオリフィス81とリリーフ切欠80とを介してリザーバ室6内に流れる。以上説明した、第1及び第2実施形態に係る流体圧緩衝器1a、1bによれば、前側端板4に設けた、シリンダ3のロッド側油室18とリザーバ室6とを連通する流路30に、第1の開弁圧で開弁して、開弁した後一定の開口面積のオリフィスが作用すると共に、前記第1の開弁圧よりも高い第2の開弁圧に達した後、ピストン15の速度の増加に応じて開口面積が増加する弁機構35a、35b35b’を備えているので、図3に示すような、ピストン速度が0のときに一定の減衰力を有するオフセット荷重有りと共に、オリフィス作用による二次曲線で減衰力が増加する所定の減衰力特性を備えることができる。この結果、台車の揺動を十分に抑制することができ、しかも、急激な減衰力の変動を抑制することができるため、車両の安定性が良好となり乗り心地が向上するようになる。しかも、第1及び第2実施形態に係る流体圧緩衝器1a、1bに備えた弁機構35a、35b35b’のオリフィス50a~50d、71及び81は、単なる円形状の開口部等を複数形成して構成されており、複雑な加工を必要としないので、その加工が容易で精度も高くなることから、所望の減衰力特性を安定して発生させることができると共に、コスト的にも安価にすることができる。