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WO2017057099A1 - サスペンション装置 - Google Patents

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Publication number
WO2017057099A1
WO2017057099A1 PCT/JP2016/077706 JP2016077706W WO2017057099A1 WO 2017057099 A1 WO2017057099 A1 WO 2017057099A1 JP 2016077706 W JP2016077706 W JP 2016077706W WO 2017057099 A1 WO2017057099 A1 WO 2017057099A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pressure
passage
differential pressure
control valve
damper
Prior art date
Application number
PCT/JP2016/077706
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
政村　辰也
Original Assignee
Ｋｙｂ株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Ｋｙｂ株式会社 filed Critical Ｋｙｂ株式会社
Priority to CN201680056717.5A priority Critical patent/CN108136869A/zh
Priority to KR1020187008980A priority patent/KR20180048881A/ko
Priority to US15/764,611 priority patent/US20180281550A1/en
Priority to EP16851273.9A priority patent/EP3357722A1/en
Publication of WO2017057099A1 publication Critical patent/WO2017057099A1/ja

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Definitions

  • the present invention relates to a suspension device.
  • the suspension device includes a damper including a cylinder and a piston that is movably inserted into the cylinder and defines an extension side chamber and a compression side chamber in the cylinder, a pump, a reservoir, an extension side chamber, and a compression side.
  • An electromagnetic switching valve that selectively connects the chamber to the pump and the reservoir, and an electromagnetic pressure control valve that can adjust the pressure of the expansion side chamber and the pressure side chamber that is connected to the pump according to the supply current.
  • the direction in which the damper exerts thrust can be selected by switching the electromagnetic switching valve, and the magnitude of the thrust can be controlled by adjusting the pressure of the electromagnetic pressure control valve.
  • the object of the present invention is to provide a suspension device that is inexpensive and can simplify the handling of piping.
  • a suspension device includes a cylinder, a damper that is movably inserted into the cylinder, and includes a piston that divides the inside of the cylinder into an extension side chamber and a pressure side chamber, a pump, and a pump A reservoir connected to the suction side, and a fluid pressure circuit provided between the damper, the pump, and the reservoir.
  • the fluid pressure circuit is connected to the supply path connected to the discharge side of the pump and the reservoir A discharge passage, an extension passage connected to the extension chamber, a pressure passage connected to the compression chamber, an extension damping valve provided in the extension passage, a compression damping valve provided in the compression passage, a supply passage, A differential pressure control valve that is provided between the discharge passage, the expansion side passage, and the pressure side passage to control the differential pressure between the expansion side passage and the pressure side passage, and is provided between the differential pressure control valve and the pump in the supply passage.
  • a supply-side check valve that allows the suction
  • a suction passage that connects between the differential pressure control valve in the supply passage and the supply-side check valve, and a discharge passage, and a fluid that is provided in the suction passage and flows from the discharge passage toward the supply passage.
  • a suction check valve that allows only flow.
  • FIG. 1 is a view showing a suspension device in the first embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram in which the suspension device according to the first embodiment is interposed between the vehicle body and the wheels of the vehicle.
  • FIG. 3 is a view showing a specific example of the differential pressure control valve in the suspension device of the first embodiment.
  • FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the amount of current supplied to the differential pressure control valve and the differential pressure in the suspension device of the first embodiment.
  • FIG. 5 is a graph showing thrust characteristics when the suspension device according to the first embodiment functions as an active suspension.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating thrust characteristics when the suspension device according to the first embodiment functions as a semi-active suspension.
  • FIG. 7 is a diagram showing the thrust characteristics when the suspension device according to the first embodiment fails.
  • FIG. 8 is a view showing a suspension device in the second embodiment.
  • FIG. 9 is a view showing a suspension device in the third embodiment.
  • the suspension device S includes a cylinder 1 and a piston 2 that is movably inserted into the cylinder 1 and divides the cylinder 1 into an extension side chamber R1 and a compression side chamber R2.
  • the damper D, the pump 4, the reservoir R connected to the suction side of the pump 4, and the fluid pressure circuit FC provided between the damper D, the pump 4, and the reservoir R are provided.
  • the fluid pressure circuit FC is connected to the supply passage 5 connected to the discharge side of the pump 4, the discharge passage 6 connected to the reservoir R, the extension side passage 7 connected to the extension side chamber R1, and the pressure side chamber R2.
  • the pressure side passage 8 to be connected, the extension side damping valve 15 provided in the extension side passage 7, the pressure side damping valve 17 provided in the pressure side passage 8, the supply passage 5, the discharge passage 6, the extension side passage 7, and the pressure side 4 port 3 position differential pressure control valve 9 provided between the passages 8, and provided between the differential pressure control valve 9 and the pump 4 in the supply path 5, from the pump 4 side to the differential pressure control valve 9 side.
  • the supply-side check valve 12 that allows only the flow that flows in
  • the suction passage 10 that connects between the differential pressure control valve 9 and the supply-side check valve 12 in the supply passage 5
  • Suction check valve 11 that allows only fluid flow from the discharge path 6 to the supply path 5 , Comprising a.
  • the damper D includes a rod 3 that is movably inserted into the cylinder 1 and connected to the piston 2.
  • the rod 3 is inserted only into the extension side chamber R1, and the damper D is a so-called single rod type damper.
  • the reservoir R is provided independently of the damper D.
  • the reservoir R is provided with an outer cylinder disposed on the outer peripheral side of the cylinder 1 in the damper D. Alternatively, it may be formed by an annular gap between the cylinder 1 and the outer cylinder.
  • the cylinder 1 When the suspension device S is applied to a vehicle, as shown in FIG. 2, the cylinder 1 is connected to one of the sprung member BO and the unsprung member W of the vehicle, and the rod 3 is connected to the sprung member BO and the unsprung member W. What is necessary is just to interpose between the other among them and to interpose between the sprung member BO and the unsprung member W.
  • the extension side chamber R1 and the pressure side chamber R2 are filled with, for example, liquid such as hydraulic oil as a fluid, and the reservoir R is also filled with liquid and gas.
  • a liquid such as water or an aqueous solution can be used in addition to the hydraulic oil.
  • the chamber compressed during the expansion stroke is referred to as an expansion side chamber R1
  • the chamber compressed during the contraction stroke is referred to as a compression side chamber R2.
  • the pump 4 is set to a one-way discharge type that sucks fluid from the suction side and discharges fluid from the discharge side.
  • the pump 4 is driven by a motor 13.
  • Various types of motors such as brushless motors, induction motors, synchronous motors and the like can be adopted as the motor 13 regardless of whether they are direct current or alternating current.
  • the suction side of the pump 4 is connected to the reservoir R by the pump passage 14, and the discharge side is connected to the supply path 5. Therefore, when driven by the motor 13, the pump 4 sucks liquid from the reservoir R and discharges the liquid to the supply path 5.
  • the discharge path 6 communicates with the reservoir R as described above.
  • the expansion side passage 7 is provided in parallel with the expansion side damping valve 15 which gives resistance to the flow of liquid from the expansion side chamber R1 to the differential pressure control valve 9 and is extended in parallel with the expansion side attenuation valve 15 from the differential pressure control valve 9. And an extension check valve 16 that allows only the flow of liquid toward the side chamber R1.
  • the expansion side check valve 16 is kept closed with respect to the flow of the liquid moving from the expansion side chamber R1 toward the differential pressure control valve 9, so that the liquid flows only through the expansion side damping valve 15. It passes and flows toward the differential pressure control valve 9 side.
  • the extension side check valve 16 is opened with respect to the flow of the liquid moving from the differential pressure control valve 9 toward the extension side chamber R1, the liquid is supplied to the extension side damping valve 15 and the extension side check. It flows through the valve 16 toward the expansion side chamber R1. Since the extension side check valve 16 has a smaller resistance to the liquid flow than the extension side damping valve 15, the liquid preferentially passes through the extension side check valve 16 and flows toward the extension side chamber R1.
  • the expansion side damping valve 15 may be a throttle valve that allows bidirectional flow, or may be a damping valve such as a leaf valve or a poppet valve that only allows flow from the expansion side chamber R1 toward the differential pressure control valve 9. Good.
  • a pressure side damping valve 17 that provides resistance to the flow from the pressure side chamber R 2 toward the differential pressure control valve 9, and a liquid that is provided in parallel to the pressure side damping valve 17 and that flows from the differential pressure control valve 9 toward the pressure side chamber R 2.
  • a pressure side check valve 18 that allows only the flow of.
  • the pressure side damping valve 17 may be a throttle valve that allows bidirectional flow, or may be a damping valve such as a leaf valve or a poppet valve that allows only the flow from the pressure side chamber R2 toward the differential pressure control valve 9. .
  • the fluid pressure circuit FC further includes a suction passage 10 that connects the supply passage 5 and the discharge passage 6.
  • the suction passage 10 is provided with a suction check valve 11 that allows only a liquid flow from the discharge passage 6 to the supply passage 5.
  • the suction passage 10 is set as a one-way passage that allows only the flow of liquid from the discharge passage 6 toward the supply passage 5.
  • a supply side check valve 12 is provided between the differential pressure control valve 9 and the pump 4 in the supply path 5. More specifically, the supply side check valve 12 is provided closer to the pump 4 than the connection point of the suction passage 10 in the supply path 5.
  • the supply side check valve 12 allows only the flow from the pump 4 side to the differential pressure control valve 9 side, and blocks the opposite flow. Therefore, even if the pressure on the differential pressure control valve 9 side becomes higher than the discharge pressure of the pump 4, the supply side check valve 12 is closed and the liquid is prevented from flowing back to the pump 4 side.
  • the differential pressure control valve 9 is connected to the A port a connected to the expansion side passage 7, the B port b connected to the pressure side passage 8, the P port p connected to the supply passage 5, and the discharge passage 6.
  • T port t which is a four-port, three-position electromagnetic differential pressure control valve that controls the differential pressure between the expansion side passage 7 and the pressure side passage 8.
  • the differential pressure control valve 9 communicates the expansion-side supply position X that communicates the expansion-side passage 7 and the supply passage 5 and communicates the pressure-side passage 8 and the discharge passage 6, and all ports a, b, p, and t.
  • a neutral position N that connects the supply path 5, the discharge path 6, the expansion side path 7, and the pressure side path 8 to each other, and the pressure side that connects the expansion side path 7 and the discharge path 6 and also connects the pressure side path 8 and the supply path 5. It is switched to the supply position Y.
  • the differential pressure control valve 9 includes a pair of springs Cs1 and Cs2 that urge the spool SP from both sides, and a push-pull solenoid Sol that drives the spool SP.
  • the spool SP When the spool SP does not receive thrust from the solenoid Sol, the spool SP is positioned at the neutral position N by the urging force of the springs Cs1 and Cs2. Note that the extension side supply position X, the neutral position N, and the pressure side supply position Y are continuously switched by the movement of the spool SP.
  • the pressure from the extension side passage 7 is guided to one end side of the spool SP as a pilot pressure, and the spool SP can be urged downward in FIG. 1 by the pressure of the extension side passage 7.
  • the pressure from the pressure side passage 8 is guided to the other end side of the spool SP as a pilot pressure, and the spool SP can be biased upward in FIG.
  • the force that pushes the spool SP downward in FIG. 1 by the pressure of the extension side passage 7 and the force that pushes the spool SP upward in FIG. 1 by the pressure of the compression side passage 8 are forces that push the spool SP in the opposite direction. These resultant forces are used as fluid pressure feedback force.
  • the spool SP When the solenoid Sol is energized, the spool SP, among the positions X and Y, the thrust from the solenoid Sol, the fluid pressure feedback force due to the pressure of the expansion side passage 7 and the pressure side passage 8, and the biasing force of the springs Cs1, Cs2, Switches to a balanced position.
  • the position of the spool SP in which the thrust, the fluid pressure feedback force, and the urging forces of the springs Cs1 and Cs2 balance is changed according to the magnitude of the thrust of the solenoid Sol. That is, the differential pressure between the expansion side passage 7 and the pressure side passage 8 can be controlled by adjusting the thrust of the solenoid Sol.
  • the spool SP when no power is supplied to the solenoid Sol, the spool SP is biased by the springs Cs1 and Cs2 to take the neutral position N.
  • the differential pressure control valve 9 is opposed to each other with the spool SP, the housing H into which the spool SP is axially movable, the reaction force pin P accommodated in the housing H, and the spool SP from both ends.
  • Springs Cs1 and Cs2 that are energized in this manner, and a push-pull type solenoid Sol that can exert a thrust to push the spool SP toward the left and right sides in FIG.
  • the spool SP is cylindrical, and has three lands 40, 41, and 42 provided on the outer periphery in an axial direction, two grooves 43 and 44 provided between the lands, and the center of the left end in FIG. And a horizontal hole 46 that extends in the radial direction from the tip of the vertical hole 45 and opens in the groove 44 on the right side in FIG. 3.
  • the outer diameters of the lands 40, 41, and 42 are set to the same diameter.
  • the reaction force pin P includes a disc-shaped base 50 and a shaft 51 that extends from the center of the right end of the base 50 and is slidably inserted into the vertical hole 45 of the spool SP.
  • the shaft portion 51 is set to such a length that does not obstruct the stroke in the left-right direction in FIG. 3, which is the axial direction of the spool SP, and does not come out of the vertical hole 45 during the stroke of the spool SP.
  • the shaft portion 51 is inserted into the vertical hole 45 and closes the outlet end of the vertical hole 45. Thereby, the vertical hole 45 functions as the pressure chamber Pr3.
  • the housing H has a bottomed cylindrical shape, and an inner peripheral diameter is set to a diameter capable of sliding contact with the outer periphery of the lands 40, 41, 42.
  • a spool SP is slidably inserted into the housing H, and the spool SP can move in the horizontal direction in FIG.
  • pressure chambers Pr1 and Pr2 are formed on both sides of the spool SP in the housing H.
  • a base 50 of the reaction force pin P is fitted to the bottom of the housing H at the inner left end in FIG.
  • a spring Cs1 is interposed between the base 50 of the reaction force pin P and the spool SP, and the spool SP is urged to the right in FIG. 3 by the spring Cs1.
  • the solenoid Sol is attached to the right end opening end of the housing H.
  • the plunger pin 70 of the solenoid Sol is in contact with the right end of the spool SP in FIG.
  • the solenoid Sol is connected to the bottomed cylindrical case 71, coils 72 and 73 accommodated in the case 71 side by side in the axial direction, a plunger 74 inserted through the inner periphery of the coils 72 and 73, and the plunger 74.
  • a plunger pin 70 is attached to the right end opening end of the housing H.
  • the plunger pin 70 of the solenoid Sol is in contact with the right end of the spool SP in FIG.
  • the solenoid Sol is connected to the bottomed cylindrical case 71, coils 72 and 73 accommodated in the case 71 side by side in the axial direction, a plunger 74 inserted through the inner periphery of the coils 72 and 73, and the plunger 74.
  • a plunger pin 70 is attached to the right end opening
  • a spring Cs2 is interposed between the bottom of the case 71 of the solenoid Sol and the plunger 74.
  • the spring Cs2 biases the spool SP toward the left in FIG.
  • the spool SP is urged from both ends by the springs Cs1 and Cs2 to be positioned at the neutral position.
  • the plunger 74 when a current is supplied to the coil 72, the plunger 74 is attracted to the left side in FIG. Thereby, the spool SP is pressed and moved to the left in FIG. 3 against the urging force of the spring Cs1 by the attraction force by the coil 72 and the urging force by the spring Cs2.
  • the plunger 74 when a current is supplied to the coil 73, the plunger 74 is attracted to the right side in FIG. 3, whereby the spool SP is attached to the spring Cs2 by the attraction force by the coil 73 and the urging force by the spring Cs1. It is pushed to the right in FIG. 3 against the force and moves.
  • the spool SP can be pressed in either the left or right direction by supplying current to the solenoid Sol.
  • the housing H includes a port 63 connected to the expansion side passage 7 and corresponding to the A port, a port 64 connected to the compression side passage 8 and corresponding to the B port, and a port 65 connected to the supply passage 5 and corresponding to the P port. Ports 66 and 67 connected to the discharge passage 6 and corresponding to the T port, and a communication passage 68 connected to the port 63 and connecting the expansion side passage 7 to the pressure chambers Pr1 and Pr2 on both sides of the spool SP are provided. .
  • the port 63 has one end opened to the outer peripheral surface of the housing H, and the other end is the inner periphery of the housing H, and communicates between the left and center recesses 60 and 61 in FIG.
  • One end of the port 64 opens to the outer peripheral surface of the housing H, and the other end is the inner periphery of the housing H, and communicates between the center and right recesses 61 and 62 in FIG.
  • One end of the port 65 opens to the outer peripheral surface of the housing H, and the other end communicates with the central recess 61.
  • One end of the port 66 opens to the outer peripheral surface of the housing H, and the other end communicates with the recess 60 on the left side in FIG.
  • the port 67 branches from the port 66 and communicates with the recess 62 on the right side in FIG.
  • FIG. 3 shows a state in which the spool SP is arranged at the neutral position N.
  • the spool SP is formed so that the land 40 and the land 42 are in sliding contact with the inner periphery of the housing H even if the spool SP strokes at the maximum width, so that the pressure chambers Pr1, Pr2 do not communicate with the recesses 60, 61, 62. It has become.
  • the pressure in the extension side passage 7 is guided to the pressure chamber Pr1 and the pressure chamber Pr2 through the communication passage 68.
  • the pressure in the pressure chamber Pr1 acts on the left end of the spool SP in FIG.
  • the land 41 faces the central recess 61.
  • the recess 61 communicates with the left recess 60 through the groove 43 and also communicates with the right recess 62 through the groove 44. Therefore, the supply path 5 connected to the recess 61 via the port 65, the discharge path 6 connected to the recesses 60 and 62 via the ports 66 and 67, and the extension side path connected to the port 63 facing the groove 43. 7.
  • the pressure side passage 8 connected to the port 64 facing the groove 44 communicates with each other.
  • the spool SP When the coil 73 is energized, the spool SP is pressed by the solenoid Sol and moves from the position shown in FIG. 3 to the right side in FIG. When the spool SP moves to the right side, the land 40 faces the inner periphery between the recesses 60 and 61 of the housing H, disconnecting the recess 60 and the recess 61, and the land 41 reaches the inner periphery between the recesses 61 and 62 of the housing H. Oppositely, the recess 61 and the recess 62 are disconnected, the port 63 and the port 65 are connected, and the port 64 and the port 67 are connected.
  • the spool SP is pressed by the solenoid Sol and moves from the position shown in FIG. 3 to the left side in FIG.
  • the land 41 opposes the inner circumference between the recesses 60 and 61 of the housing H, disconnecting the recess 60 and the recess 61, and the land 42 is the inner circumference between the recesses 61 and 62 of the housing H.
  • the recess 61 and the recess 62 are disconnected from each other, the port 63 and the port 66 are connected, and the port 64 and the port 65 are connected.
  • the spool SP is positioned at the neutral position N shown in FIG. 3 by the springs Cs1 and Cs2 when the coils 72 and 73 of the solenoid Sol are not energized.
  • the flow rate supplied from the pump 4 to the supply path 5 and the port 65 is a flow returning from the recess 61 to the reservoir R through the groove 43, the recess 60, the port 66 and the discharge path 6, and from the recess 61 to the groove 44.
  • the flow returns to the reservoir R through the recess 62, the port 67 and the discharge path 6.
  • the flow path areas in the flow path formed by the recess 60 and the land 41, the recess 61 and the land 41, and the recess 62 and the land 42 are equal, and the pressure loss generated there is also equal. For this reason, when no current is supplied to the coils 72 and 73 of the solenoid Sol, the pressure of the port 63 corresponding to the A port facing the groove 43 and the port 64 corresponding to the B port facing the groove 44 are reduced. The pressure will be equal. That is, the pressures at the connection ends of the expansion side passage 7 and the pressure side passage 8 to the differential pressure control valve 9 are equal. Therefore, at the neutral position N, the fluid pressure feedback force acting on the spool SP is 0, and is balanced only by the urging forces of the springs Cs1 and Cs2.
  • the differential pressure between the pressure in the extension side passage 7 and the pressure in the pressure side passage 8 can be controlled by adjusting the amount of current supplied to the solenoid Sol.
  • the damper D when the damper D is expanded and contracted due to a disturbance, the liquid enters and exits the expansion side chamber R1 and the pressure side chamber R2 of the damper D. Therefore, the flow rate passing through the differential pressure control valve 9 is equal to the flow rate due to expansion and contraction of the damper D from the pump flow rate. Increase or decrease.
  • the spool SP automatically moves due to the fluid pressure feedback force. Therefore, the differential pressure is a difference uniquely determined by the amount of current supplied to the solenoid Sol. Controlled by pressure.
  • the differential pressure control valve 9 is arranged in three recesses 60, 61, 62 arranged in the axial direction on the inner periphery of the cylindrical housing H, and in the recesses 60, 61, 62 arranged in the axial direction on the outer periphery. And three opposing lands 40, 41, 42.
  • the central recess 61 is connected to the supply path 5, the recesses 60 and 62 on both sides of the recess 61 are connected to the discharge path 6, and the extension side passage 7 is the inner periphery of the housing H and adjacent to the central recess 61.
  • the pressure side passage 8 communicates with the inner periphery 61 of the housing H and between the central recess 61 and the other recess 62 adjacent thereto.
  • the differential pressure control valve 9 configured in this way, the differential pressure between the expansion side passage 7 and the pressure side passage 8 can be controlled with a small stroke, the processing of the housing H and the spool SP is easy, and the stroke length of the solenoid Sol is also increased. There is an advantage of being short.
  • the differential pressure between the pressure in the extension side passage 7 and the pressure in the pressure side passage 8 can be appropriately controlled when the pressure on the high pressure side is kept higher than the reservoir pressure. In a state where the pump flow rate is insufficient or the pump 4 is stopped and the liquid must be supplied from the reservoir R via the suction check valve 11, the differential pressure becomes zero.
  • the damper D can function as an actuator that actively expands or contracts.
  • the differential pressure control valve 9 is set to the pressure side supply position Y, the pressure side chamber R2 is connected to the supply path 5, and the extension side chamber R1 is connected to the reservoir R.
  • the differential pressure control valve 9 is set to the expansion side supply position X, the expansion side chamber R1 is connected to the supply path 5, and the pressure side chamber R2 is connected to the reservoir R. Connect to. If the differential pressure between the expansion chamber R1 and the compression chamber R2 is adjusted by the differential pressure control valve 9, the magnitude of thrust in the extension direction or contraction direction of the damper D can be controlled.
  • a controller C that determines the amount of current to be supplied to the differential pressure control valve 9 and the amount of current to be supplied to the motor 13 that drives the pump 4, and commands from the controller C are given.
  • a driver Dr that supplies current to the differential pressure control valve 9 and the motor 13 as received by the controller C may be provided.
  • the controller C is capable of grasping vehicle vibration conditions necessary for a control law suitable for vehicle vibration suppression, for example, information such as vertical acceleration and speed of the sprung member B and unsprung member W, Then, vehicle information such as information such as the expansion / contraction speed and expansion / contraction acceleration of the damper D is obtained, and a target thrust to be generated in the damper D is determined according to the control law.
  • the controller C determines the amount of current to be applied to the differential pressure control valve 9 and the amount of current to be applied to the motor 13 that drives the pump 4, which are necessary for generating the thrust in the damper D according to the target thrust.
  • the driver Dr includes, for example, a drive circuit that PWM drives the solenoid Sol in the differential pressure control valve 9 and a drive circuit that PWM drives the motor 13.
  • the driver Dr receives a command from the controller C, the driver Dr supplies current to the solenoid Sol and the motor 13 as determined by the controller C. Since the thrust of the damper D is controlled by the differential pressure control valve 9, when the pump 4 is driven by the motor 13, it is only necessary that the pump 4 can be rotationally driven at a constant rotational speed.
  • Each drive circuit in the driver Dr may be a drive circuit other than the drive circuit that performs PWM driving.
  • the driver Dr supplies current to the coil 72 in the solenoid Sol of the differential pressure control valve 9 according to the thrust of the damper D.
  • the driver Dr supplies current to the coil 73 in the solenoid Sol of the differential pressure control valve 9 according to the thrust of the damper D.
  • a control law used for thrust control in the suspension device S a control law suitable for the vehicle may be selected. For example, a control law excellent in vehicle vibration suppression such as skyhook control may be employed.
  • the controller C and the driver Dr are described as separate units, but the suspension device S may be controlled by a single control device having the functions of the controller C and the driver Dr.
  • the information input to the controller C may be information suitable for the control law adopted by the controller C.
  • the information may be detected by a sensor or the like and input to the controller C.
  • the liquid is also supplied from the reservoir R via the suction check valve 11. Since the differential pressure between the pressure Pa of the A port a and the pressure Pb of the B port b is kept constant by the differential pressure control valve 9, the pressure in the expansion side chamber R 1 is equal to the pressure loss caused by the expansion side damping valve 15. It becomes higher than the pressure of a.
  • the pressure in the expansion side chamber R1 becomes higher than the pressure side chamber R2 by a value obtained by adding the pressure corresponding to the pressure loss generated in the expansion side damping valve 15 to the differential pressure adjusted by the differential pressure control valve 9, and the damper D is Demonstrate thrust to suppress elongation.
  • the characteristics of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time are the characteristics indicated by the line (1) in FIG. In the graph shown in FIG. 5, the vertical axis represents the thrust of the damper D, and the horizontal axis represents the expansion / contraction speed of the damper D.
  • the differential pressure is controlled so that Pa> Pb, and the suspension device S exerts a thrust force that pushes the piston 2 downward, and the damper D is contracted by an external force.
  • the volume of the pressure side chamber R2 is reduced by the contraction of the damper D, and the liquid discharged from the pressure side chamber R2 flows through the pressure side damping valve 17 to the B port b of the differential pressure control valve 9.
  • the volume of the extension side chamber R1 expands due to the contraction of the damper D, and the extension side chamber R1 is replenished with liquid from the pump 4 through the A port a and the extension side check valve 16.
  • the pressure in the pressure side chamber R 2 is equal to the pressure loss caused by the pressure side damping valve 17. It becomes higher than the pressure of b. Therefore, the pressure in the expansion side chamber R1 becomes higher than the pressure side chamber R2 by a value obtained by subtracting the pressure loss generated in the pressure side damping valve 17 from the differential pressure adjusted by the differential pressure control valve 9, and the damper D contracts. Demonstrate thrust to subsidize.
  • the characteristics of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time are the characteristics indicated by the line (2) in FIG.
  • the liquid flow rate to be replenished to the expansion side chamber R1 exceeds the discharge flow rate of the pump 4
  • the liquid is also supplied from the reservoir R through the suction check valve 11.
  • the A port a cannot be pressurized at the discharge flow rate of the pump 4, and the pressure Pa of the A port a becomes slightly lower than the pressure of the reservoir R.
  • the differential pressure control valve 9 cannot control the differential pressure between the pressure Pa of the A port a and the pressure Pb of the B port b, and the differential pressure between them becomes zero.
  • the damper D exerts thrust by the differential pressure between the expansion side chamber R1 and the pressure side chamber R2 caused by the pressure loss generated when the liquid discharged from the pressure side chamber R2 passes through the pressure side damping valve 17.
  • the characteristics of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time are the characteristics indicated by the line (3) in FIG.
  • the characteristic indicated by the line (3) is discontinuous with the characteristic indicated by the line (2).
  • the differential pressure is controlled so that Pb> Pa, and the suspension device S exerts a thrust force that pushes the piston 2 upward, and the damper D is contracted by an external force.
  • the volume of the pressure side chamber R2 is reduced by the contraction of the damper D, and the liquid discharged from the pressure side chamber R2 flows through the pressure side damping valve 17 to the B port b of the differential pressure control valve 9.
  • the volume of the extension side chamber R1 expands due to the contraction of the damper D, and the extension side chamber R1 is replenished with liquid from the pump 4 through the A port a and the extension side check valve 16.
  • the pressure in the expansion side chamber R 1 is equal to the pressure loss caused by the expansion side damping valve 15. It becomes higher than the pressure of port a. Therefore, the pressure in the compression side chamber R2 becomes higher than the expansion side chamber R1 by the value obtained by subtracting the pressure loss generated in the expansion side damping valve 15 from the differential pressure adjusted by the differential pressure control valve 9, and the damper D is Demonstrate the thrust to support elongation.
  • the characteristics of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time are the characteristics indicated by the line (5) in FIG.
  • the liquid is also supplied from the reservoir R via the suction check valve 11.
  • the B port b cannot be pressurized with the discharge flow rate of the pump 4, and the pressure Pb of the B port b becomes slightly lower than the pressure of the reservoir R.
  • the differential pressure control valve 9 cannot control the differential pressure between the pressure Pa of the A port a and the pressure Pb of the B port b, and the differential pressure between them becomes zero.
  • the damper D exerts thrust by the differential pressure between the expansion side chamber R1 and the compression side chamber R2 caused by the pressure loss generated when the liquid discharged from the expansion side chamber R1 passes through the expansion side damping valve 15.
  • the characteristics of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time are the characteristics indicated by the line (6) in FIG.
  • the characteristic indicated by the line (6) is discontinuous with the characteristic indicated by the line (5).
  • the damper D exhibits a characteristic that the thrust changes from the line (2) in FIG. 5 to the line (3) on the contraction side, and the thrust changes from the line (5) to the line (6) in FIG. Although the characteristic is shown, the change in the characteristic occurs very instantaneously, and the influence on the ride comfort is slight.
  • the line connecting the line (1) to the line (3) to the line (4) to the line (6) was connected.
  • the thrust of the damper D can be varied in the range up to the line.
  • the discharge flow rate of the pump 4 is supplied to the expansion side chamber R1 and the compression side chamber R2, and the discharge flow rate of the pump 4 is larger than the volume increase amount of the chamber in which the discharge flow rate increases.
  • the thrust can be exerted in the same direction as the expansion / contraction direction of the damper D.
  • the pressure in the expansion side chamber R 1 is equal to the pressure loss caused by the expansion side damping valve 15. It becomes higher than the pressure of a. Therefore, the pressure in the expansion side chamber R1 becomes higher than the pressure side chamber R2 by a value obtained by adding the pressure corresponding to the pressure loss generated in the expansion side damping valve 15 to the differential pressure adjusted by the differential pressure control valve 9, and the damper D is Demonstrate thrust to suppress elongation.
  • the characteristic of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time is the characteristic indicated by the line (1) in FIG. In the graph shown in FIG. 6, the vertical axis represents the thrust of the damper D, and the horizontal axis represents the expansion / contraction speed of the damper D.
  • the differential pressure is controlled so that Pa> Pb, and the suspension device S exerts a thrust force that pushes the piston 2 downward, and the damper D is contracted by an external force.
  • the volume of the pressure side chamber R2 is reduced by the contraction of the damper D, and the liquid discharged from the pressure side chamber R2 flows through the pressure side damping valve 17 to the B port b of the differential pressure control valve 9.
  • the volume of the extension side chamber R1 expands due to the contraction of the damper D, and the extension side chamber R1 is replenished with liquid from the reservoir R through the suction check valve 11, the A port a, and the extension side check valve 16.
  • the pressure Pa of the A port a is slightly lower than the pressure of the reservoir R.
  • the differential pressure control valve 9 cannot control the differential pressure between the pressure Pa of the A port a and the pressure Pb of the B port b, and the differential pressure between them becomes zero.
  • the damper D exerts a thrust by the differential pressure between the expansion side chamber R1 and the pressure side chamber R2 caused by the pressure loss generated when the liquid discharged from the pressure side chamber R2 passes through the pressure side damping valve 17.
  • the characteristics of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time are the characteristics indicated by the line (2) in FIG.
  • the differential pressure is controlled so that Pb> Pa, and the suspension device S exerts a thrust force that pushes the piston 2 upward, and the damper D is contracted by an external force.
  • the volume of the pressure side chamber R2 decreases due to the contraction of the damper D, and the liquid discharged from the pressure side chamber R2 flows through the pressure side damping valve 17 to the B port b of the differential pressure control valve 9.
  • the volume of the expansion side chamber R1 expands due to the contraction of the damper D, and the expansion side chamber R1 is replenished with liquid from the reservoir R through the A port a and the expansion side check valve 16.
  • the pressure in the pressure side chamber R2 is equal to the B port b by the pressure loss generated in the pressure side damping valve 17. Higher than the pressure. Therefore, the pressure in the pressure side chamber R2 becomes higher than the expansion side chamber R1 by a value obtained by adding the pressure corresponding to the pressure loss generated in the pressure side damping valve 17 to the differential pressure adjusted by the differential pressure control valve 9, and the damper D contracts.
  • Demonstrate thrust to suppress The characteristics of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time are the characteristics indicated by the line (3) in FIG.
  • the pressure Pb of the B port b is slightly lower than the pressure of the reservoir R, and the differential pressure control valve 9 cannot control the differential pressure between the pressure Pa of the A port a and the pressure Pb of the B port b. 0. Therefore, the damper D exerts a thrust by the differential pressure between the expansion side chamber R1 and the compression side chamber R2 caused by the pressure loss generated when the liquid discharged from the expansion side chamber R1 passes through the expansion side damping valve 15.
  • the characteristics of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time are the characteristics indicated by the line (4) in FIG.
  • the differential pressure is controlled by the differential pressure control valve 9, so that the range from the line (1) to the line (4) in the first quadrant in FIG.
  • the thrust of the damper D can be varied in the range from the line (3) to the line (2).
  • the differential pressure control valve 9 does not depend on the differential pressure control.
  • the thrust of the damper D has the characteristic indicated by the line (2) in FIG. This brings about an effect equivalent to controlling the compression side damping force to the lowest damping force in the damping force variable damper.
  • the pump 4 when the suspension device S tries to exert a thrust force that pushes the piston 2 upward, when the damper D is extended by an external force, the differential pressure control valve 9 does not depend on the differential pressure control,
  • the thrust of the damper D has a characteristic indicated by a line (4) in FIG. This brings about an effect equivalent to controlling the extension side damping force to the lowest damping force in the damping force variable damper.
  • the damping force of the damping force variable damper is controlled to the damping force that can obtain the target thrust during extension operation, and the extension side damping force is obtained during contraction operation. It is controlled so that the lowest damping force is exerted on the compression side.
  • the damping force of the damping force variable damper is controlled to a damping force that can obtain the target thrust during the contraction operation, and a compression side damping force is obtained during the extension operation. It is controlled so as to exhibit the lowest damping force toward the extension side.
  • the damper D exerts a thrust force that pushes down the piston 2 while the pump 4 is stopped, the thrust force of the damper D is controlled within the output possible range by the differential pressure control valve 9 at the time of expansion, and at the time of contraction, the damper D D exhibits the lowest thrust.
  • the suspension device S when the damper D exerts a thrust force that pushes up the piston 2 while the pump 4 is stopped, the thrust force of the damper D is controlled within the output possible range by the differential pressure control valve 9 at the time of contraction. Sometimes the damper D exhibits the lowest thrust. Therefore, in the suspension device S of the present embodiment, when the pump 4 is stopped, the same function as the semi-active suspension can be automatically exhibited. Therefore, even if the pump 4 is being driven, the suspension device S can automatically function as a semi-active suspension if the discharge flow rate of the pump 4 becomes less than the volume increase amount of the expansion side chamber R1 or the compression side chamber R2.
  • the pressure in the expansion side chamber R1 is higher than the pressure in the compression side chamber R2 by the amount of pressure loss that occurs when the fluid discharged from the expansion side chamber R1 passes through the expansion side damping valve 15, and the damper D is in the expansion side chamber R1.
  • the thrust is exerted by the differential pressure between the pressure side chamber R2.
  • the characteristics of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time are the characteristics indicated by the line (1) in FIG.
  • the volume of the compression side chamber R2 is reduced, so that the reduced fluid is discharged from the compression side chamber R2 through the compression side damping valve 17.
  • the expansion side chamber R1 whose volume is expanded is replenished with liquid from the pressure side chamber R2 and the reservoir R.
  • the pressure in the pressure side chamber R2 becomes higher than the pressure in the expansion side chamber R1 by the pressure loss generated when the fluid discharged from the pressure side chamber R2 passes through the pressure side damping valve 17, and the damper D is connected to the expansion side chamber R1. Thrust is exerted by the differential pressure in the compression side chamber R2.
  • the characteristics of the expansion / contraction speed of the damper and the thrust exerted at this time are the characteristics indicated by the line (2) in FIG.
  • the damper D functions as a passive damper and suppresses the vibration of the sprung member BO and the unsprung member W, so that fail-safe operation is reliably performed in the event of a failure. Is called.
  • the suspension device S of the present embodiment can function as an active suspension by actively expanding and contracting the damper D.
  • the drive of the pump 4 is not essential, and it is only necessary to drive the pump 4, so that energy consumption is achieved. Less. Therefore, according to the suspension device S of the present embodiment, it can function as an active suspension and energy consumption is reduced.
  • the thrust of the damper D can be controlled only by the differential pressure control valve 9, compared to the conventional suspension device in which two electromagnetic valves are required, the device Not only is the overall cost low, but the piping of the fluid pressure circuit can be simplified.
  • this suspension device S not only can it function as an active suspension, but a fail-safe operation in the event of a failure can be performed by providing only one differential pressure control valve 9 equipped with a solenoid Sol.
  • the suspension device S of the present embodiment is provided in parallel with the expansion side damping valve 15 that provides resistance to the flow from the expansion side chamber R1 toward the differential pressure control valve 9, and the differential pressure control valve 9 provided in parallel with the expansion side damping valve 15.
  • the expansion side check valve 16 that allows only the flow from the pressure side chamber R1 to the expansion side chamber R1
  • the pressure side damping valve 17 that provides resistance to the flow from the pressure side chamber R2 to the differential pressure control valve 9, and the pressure side damping valve 17.
  • a pressure-side check valve 18 that allows only a flow from the differential pressure control valve 9 toward the pressure-side chamber R2.
  • the fluid when supplying the fluid from the pump 4 to the expansion side chamber R1 or the pressure side chamber R2, the fluid can be supplied to the expansion side chamber R1 or the pressure side chamber R2 through the expansion side check valve 16 or the pressure side check valve 18 with almost no resistance. . Therefore, the load on the pump 4 can be reduced when the expansion / contraction direction of the damper D coincides with the direction of the generated thrust. Further, when the fluid is discharged from the expansion side chamber R1 or the pressure side chamber R2, resistance is given to the flow of the fluid that passes through the expansion side damping valve 15 or the pressure side attenuation valve 17, so that the expansion side chamber R1 and the pressure side chamber R2 have a resistance.
  • a large thrust can be obtained by making the differential pressure equal to or higher than the differential pressure that can be set by the differential pressure control valve 9, and a large thrust can be generated in the suspension device S even if the thrust of the solenoid Sol in the differential pressure control valve 9 is reduced. Therefore, the differential pressure control valve 9 can be downsized and the cost can be further reduced.
  • the expansion side damping valve 15 or the pressure side damping valve 17 may provide resistance to the fluid flow regardless of the fluid flow direction, and the expansion side damping valve 15 and the pressure side damping valve 17 allow bidirectional flow. If so, the extension side check valve 16 and the pressure side check valve 18 can be omitted.
  • one damper 4 is driven by one pump 4, but as shown in FIGS. 8 and 9, fluid pressure circuits are provided between the plurality of dampers D and the pump 4 and the reservoir R, respectively.
  • FC By providing FC, the thrust of a plurality of dampers D can be generated by one pump 4.
  • a shunt valve is provided between the pump 4 and each fluid pressure circuit FC. 80 is provided, and the fluid discharged from the pump 4 is distributed to each fluid pressure circuit FC by the flow dividing valve 80.
  • the flow dividing valve 80 equally divides the discharge flow rate of the pump 4 and distributes it to the two fluid pressure circuits FC. However, it may be distributed at a different ratio.
  • three flow dividing valves 90 are provided between the pump 4 and the four fluid pressure circuits FC.
  • 91, 92 are provided, and the fluid discharged from the pump 4 is distributed to the four fluid pressure circuits FC by the diversion valves 90, 91, 92.
  • the diverter valves 90, 91, and 92 are configured to equally divide the discharge flow rate of the pump 4 and distribute it to the four fluid pressure circuits FC.
  • each damper D can be driven by one pump 4. It is possible to supply the flow rate necessary to generate the thrust. Therefore, only one motor is required for generating the thrust of the plurality of dampers D, and only one drive circuit for driving the motor 13 in the driver Dr is required. Therefore, the cost of the entire system can be reduced even if the number of dampers D increases. .
  • the suspension devices S, S1, and S2 include a damper D including a cylinder 1 and a piston 2 that is movably inserted into the cylinder 1 and divides the cylinder 1 into an extension side chamber R1 and a pressure side chamber R2, and a pump. 4, a reservoir R connected to the suction side of the pump 4, and a fluid pressure circuit FC provided between the damper D and the pump 4 and the reservoir R.
  • the fluid pressure circuit FC is connected to the discharge side of the pump 4.
  • the extension side damping valve 15, the pressure side damping valve 17 provided in the pressure side passage 8, and the supply passage 5, the discharge passage 6, the extension side passage 7 and the pressure side passage 8 are provided.
  • a differential pressure control valve 9 for controlling the differential pressure in the passage 8 and a supply passage 5 A supply side check valve 12 provided between the differential pressure control valve 9 and the pump 4 and allowing only a flow from the pump 4 side to the differential pressure control valve 9 side, and the differential pressure control valve 9 and the supply in the supply path 5
  • a suction passage 10 that connects between the side check valves 12 and the discharge passage 6, and a suction check valve 11 that is provided in the suction passage 10 and allows only the flow of fluid from the discharge passage 6 toward the supply passage 5. .
  • the damper D can function as an active suspension or a semi-active suspension with only one differential pressure control valve 9. Further, in a scene where the thrust is expected to be exhibited, the driving of the pump 4 is not essential, and it is only necessary to drive the pump 4 when it is necessary, so that energy consumption is reduced. In addition, since the thrust of the damper D can be controlled only by the differential pressure control valve 9, not only the total suspension cost is reduced compared with the conventional suspension device that requires two electromagnetic valves, but also the fluid. The piping of the pressure circuit can also be simplified.
  • the suspension devices S1 and S2 include a plurality of dampers D, a plurality of fluid pressure circuits FC provided for each of the dampers D, and diversion valves 80, 90, 91 for distributing the fluid discharged from the pump 4 to the fluid pressure circuits FC. , 92.
  • each pump 4 can A flow rate required for generating the thrust of the damper D can be supplied. Therefore, when the thrust of the plurality of dampers D is generated, the number of motors that drive the pump 4 and the drive circuit that drives the motor 13 are only one, and even if the number of dampers increases, the cost of the entire system can be reduced.
  • the differential pressure control valve 9 includes an extension side supply position X that connects the extension side passage 7 to the supply passage 5 and connects the pressure side passage 8 to the discharge passage 6, and the extension side passage 7, A neutral position N that connects the pressure side passage 8, the supply passage 5, and the discharge passage 6 to each other, and a pressure side supply position Y that connects the pressure side passage 8 to the supply passage 5 and connects the extension side passage 7 to the discharge passage 6.
  • the spool SP is switched to a position, a push-pull solenoid Sol that drives the spool SP, and a pair of springs Cs1 and Cs2 that bias the spool SP to a neutral position N.
  • the differential pressure control valve 9 includes the spool SP that is switched to the three positions of the expansion side supply position X, the neutral position N, and the pressure side supply position Y, and the push-pull type solenoid Sol that drives the spool SP.
  • the suspension devices S, S1, and S2 are provided in parallel with the expansion side damping valve 15 in the expansion side passage 7, and the expansion side check valve 16 that allows only the flow from the differential pressure control valve 9 toward the expansion side chamber R1.
  • the pressure side check valve 18 is provided in parallel with the pressure side damping valve 17 in the pressure side passage 8 and permits only the flow from the differential pressure control valve 9 toward the pressure side chamber R2.
  • the differential pressure control valve 9 has a cylindrical shape, and a housing H having recesses 60, 61, 62 formed by three annular grooves arranged in the axial direction on the inner periphery.
  • a spool SP that is arranged in the axial direction on the outer periphery and has three lands 40, 41, 42 facing the recesses 60, 61, 62, respectively, and is slidably inserted into the housing H;
  • a pair of springs Cs1 and Cs2 that urge the spool SP from both sides, and a solenoid Sol that is connected to the spool SP and can exert thrust thrust in the axial direction of the spool SP.
  • the recesses 60 and 62 on both sides of the central recess 61 are connected to the discharge path 6, and the extension-side passage 7 is the inner periphery of the housing H and is between the central recess 61 and one of the adjacent recesses 60.
  • pressure side passage 8 communicating between the other of the recess 62 next to the central recess 61 there in the inner periphery of the housing H.

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Abstract

サスペンション装置（Ｓ）は、ダンパ（Ｄ）とポンプ（４）とリザーバ（Ｒ）との間に設けられる流体圧回路（ＦＣ）を備え、流体圧回路（ＦＣ）は、伸側通路（７）に設けた伸側減衰弁（１５）と、圧側通路（８）に設けた圧側減衰弁（１７）と、伸側通路（７）と圧側通路（８）の差圧を制御する差圧制御弁（９）と、供給路（５）における差圧制御弁（９）と供給側チェック弁（１２）の間と排出路（６）とを接続する吸込通路（１０）と、吸込通路（１０）に設けられて排出路（６）から供給路（５）へ向かう流体の流れのみを許容する吸込チェック弁（１１）と、を備える。

Description

サスペンション装置
　本発明は、サスペンション装置に関する。
　サスペンション装置として、たとえば、車両の車体と車軸との間に介装されるアクティブサスペンションとして機能するものがある。具体的には、サスペンション装置は、シリンダとシリンダ内に移動自在に挿入されてシリンダ内に伸側室と圧側室とを区画するピストンとを備えたダンパと、ポンプと、リザーバと、伸側室と圧側室をポンプとリザーバに選択的に接続する電磁切換弁と、供給電流に応じて伸側室と圧側室のうちポンプに接続される方の圧力を調整可能な電磁圧力制御弁と、を備えている（たとえば、ＪＰ２０１６－８８３５８Ａ参照）。
　このサスペンション装置によれば、電磁切換弁の切換えによりダンパが推力を発揮する向きを選択し、電磁圧力制御弁の圧力調整により推力の大きさをコントロールできる。
　このサスペンション装置にあっては、前述したように、ダンパの推力を制御するために、ソレノイドを備えた電磁弁が二つ必要となる。このため、装置全体のコストが嵩むとともに、流体圧回路の配管の取り回しが複雑となるという問題があった。
　本発明は、安価で配管の取り回しを簡素化できるサスペンション装置を提供することを目的とする。
　本発明のある態様によれば、サスペンション装置は、シリンダと、シリンダ内に移動自在に挿入されてシリンダ内を伸側室と圧側室とに区画するピストンとを備えたダンパと、ポンプと、ポンプの吸込側に接続されるリザーバと、ダンパとポンプとリザーバとの間に設けられる流体圧回路と、を備え、流体圧回路は、　ポンプの吐出側に接続される供給路と、リザーバに接続される排出路と、伸側室に接続される伸側通路と、圧側室に接続される圧側通路と、伸側通路に設けた伸側減衰弁と、圧側通路に設けた圧側減衰弁と、供給路、排出路、伸側通路および圧側通路の間に設けられて、伸側通路と圧側通路の差圧を制御する差圧制御弁と、供給路における差圧制御弁とポンプとの間に設けられてポンプ側から差圧制御弁側へ向かう流れのみを許容する供給側チェック弁と、供給路における差圧制御弁と供給側チェック弁の間と排出路とを接続する吸込通路と、吸込通路に設けられて排出路から前記供給路へ向かう流体の流れのみを許容する吸込チェック弁と、を備える。
図１は、第１実施形態におけるサスペンション装置を示した図である。 図２は、第１実施形態におけるサスペンション装置を車両の車体と車輪との間に介装した図である。 図３は、第１実施形態のサスペンション装置における差圧制御弁の一具体例を示した図である。 図４は、第１実施形態のサスペンション装置における差圧制御弁へ供給する電流量と差圧の関係を示した図である。 図５は、第１実施形態におけるサスペンション装置をアクティブサスペンションとして機能させた場合の推力の特性を示した図である。 図６は、第１実施形態におけるサスペンション装置をセミアクティブサスペンションとして機能させた場合の推力の特性を示した図である。 図７は、第１実施形態におけるサスペンション装置の失陥時における推力の特性を示した図である。 図８は、第２実施形態におけるサスペンション装置を示した図である。 図９は、第３実施形態におけるサスペンション装置を示した図である。
　以下、図面を参照して、本発明の実施形態に係るサスペンション装置Ｓについて説明する。
　第１実施形態におけるサスペンション装置Ｓは、図１に示すように、シリンダ１と、シリンダ１内に移動自在に挿入されてシリンダ１内を伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２とに区画するピストン２とを備えたダンパＤと、ポンプ４と、ポンプ４の吸込側に接続されるリザーバＲと、ダンパＤとポンプ４およびリザーバＲとの間に設けられる流体圧回路ＦＣと、を備える。
　また、流体圧回路ＦＣは、ポンプ４の吐出側に接続される供給路５と、リザーバＲに接続される排出路６と、伸側室Ｒ１に接続される伸側通路７と、圧側室Ｒ２に接続される圧側通路８と、伸側通路７に設けられた伸側減衰弁１５と、圧側通路８に設けられた圧側減衰弁１７と、供給路５、排出路６、伸側通路７および圧側通路８の間に設けられた４ポート３位置の差圧制御弁９と、供給路５における差圧制御弁９とポンプ４との間に設けられてポンプ４側から差圧制御弁９側へ向かう流れのみを許容する供給側チェック弁１２と、供給路５における差圧制御弁９と供給側チェック弁１２の間と排出路６とを接続する吸込通路１０と、吸込通路１０に設けられて排出路６から供給路５へ向かう流体の流れのみを許容する吸込チェック弁１１と、を備える。
　ダンパＤは、シリンダ１内に移動自在に挿入されてピストン２に連結されるロッド３を備える。サスペンション装置Ｓにあっては、ロッド３は伸側室Ｒ１内のみに挿通されており、ダンパＤは、所謂、片ロッド型のダンパとされている。なお、リザーバＲは、図１に示したところでは、ダンパＤとは独立して設けられているが、詳しくは図示しないが、ダンパＤにおけるシリンダ１の外周側に配置される外筒を設けて、シリンダ１と外筒との間の環状隙間によって形成されてもよい。
　サスペンション装置Ｓを車両に適用する場合、図２に示すように、シリンダ１を車両のばね上部材ＢＯおよびばね下部材Ｗのうち一方に連結し、ロッド３をばね上部材ＢＯおよびばね下部材Ｗのうち他方に連結して、ばね上部材ＢＯとばね下部材Ｗとの間に介装すればよい。
　伸側室Ｒ１および圧側室Ｒ２には、流体として、たとえば、作動油等の液体が充填され、リザーバＲ内にも液体と気体が充填される。伸側室Ｒ１、圧側室Ｒ２およびリザーバＲ内に充填される液体は、作動油以外にも、たとえば、水、水溶液といった液体を使用できる。また、本実施形態では、伸長行程時に圧縮される室を伸側室Ｒ１とし、収縮行程時に圧縮される室を圧側室Ｒ２とする。
　ポンプ４は、吸込側から流体を吸い込んで吐出側から流体を吐出する一方向吐出型に設定される。ポンプ４は、モータ１３によって駆動される。モータ１３には、直流、交流を問わず、種々の形式のモータ、たとえば、ブラシレスモータ、誘導モータ、同期モータ等を採用できる。
　ポンプ４の吸込側は、ポンプ通路１４によってリザーバＲに接続され、吐出側は供給路５に接続される。したがって、ポンプ４は、モータ１３によって駆動されると、リザーバＲから液体を吸い込んで供給路５へ液体を吐出する。排出路６は、前述の通り、リザーバＲに連通されている。
　伸側通路７には、伸側室Ｒ１から差圧制御弁９に向かう液体の流れに対し抵抗を与える伸側減衰弁１５と、伸側減衰弁１５に並列に設けられ差圧制御弁９から伸側室Ｒ１へ向かう液体の流れのみを許容する伸側チェック弁１６と、が設けられる。これにより、伸側室Ｒ１から差圧制御弁９へ向けて移動する液体の流れに対しては、伸側チェック弁１６は閉じた状態に維持されるため、液体は、伸側減衰弁１５のみを通過して差圧制御弁９側へ向かって流れる。これに対して、差圧制御弁９から伸側室Ｒ１へ向けて移動する液体の流れに対しては、伸側チェック弁１６が開放されるため、液体は、伸側減衰弁１５及び伸側チェック弁１６を通過して伸側室Ｒ１側へ向かって流れる。伸側チェック弁１６は伸側減衰弁１５に比較して液体の流れに与える抵抗が小さいので、液体は、伸側チェック弁１６を優先的に通過して伸側室Ｒ１側へ向かって流れる。伸側減衰弁１５は、双方向流れを許容する絞り弁とされてもよいし、伸側室Ｒ１から差圧制御弁９に向かう流れのみを許容するリーフバルブやポペット弁といった減衰弁とされてもよい。
　圧側通路８には、圧側室Ｒ２から差圧制御弁９に向かう流れに対し抵抗を与える圧側減衰弁１７と、圧側減衰弁１７に並列に設けられ差圧制御弁９から圧側室Ｒ２へ向かう液体の流れのみを許容する圧側チェック弁１８と、が設けられる。これにより、圧側室Ｒ２から差圧制御弁９へ向けて移動する液体の流れに対しては、圧側チェック弁１８は閉じた状態に維持されるため、液体は、圧側減衰弁１７のみを通過して差圧制御弁９側へ向かって流れる。これに対して、差圧制御弁９から圧側室Ｒ２へ向けて移動する液体の流れに対しては、圧側チェック弁１８が開放されるため、液体は、圧側減衰弁１７及び圧側チェック弁１８を通過して圧側室Ｒ２側へ向かって流れる。圧側チェック弁１８は圧側減衰弁１７に比較して液体の流れに与える抵抗が小さいので、液体は、圧側チェック弁１８を優先的に通過して圧側室Ｒ２側へ向かって流れる。圧側減衰弁１７は、双方向流れを許容する絞り弁とされてもよいし、圧側室Ｒ２から差圧制御弁９に向かう流れのみを許容するリーフバルブやポペット弁といった減衰弁とされてもよい。
　流体圧回路ＦＣは、供給路５と排出路６とを接続する吸込通路１０をさらに備える。吸込通路１０には、排出路６から供給路５へ向かう液体の流れのみを許容する吸込チェック弁１１が設けられる。これにより、吸込通路１０は排出路６から供給路５へ向かう液体の流れのみを許容する一方通行の通路に設定される。
　供給路５における差圧制御弁９とポンプ４との間には供給側チェック弁１２が設けられている。より詳しくは、供給側チェック弁１２は、供給路５における吸込通路１０の接続点よりもポンプ４側に設けられる。供給側チェック弁１２は、ポンプ４側から差圧制御弁９側へ向かう流れのみを許容し、その反対の流れを阻止するようになっている。よって、ポンプ４の吐出圧より差圧制御弁９側の圧力が高圧となっても、供給側チェック弁１２が閉じてポンプ４側へ液体が逆流することが阻止される。
　差圧制御弁９は、伸側通路７に接続されるＡポートａと、圧側通路８に接続されるＢポートｂと、供給路５に接続されるＰポートｐと、排出路６に接続されるＴポートｔと、の４つのポートを有し、伸側通路７と圧側通路８の差圧を制御する４ポート３位置の電磁差圧制御弁とされている。
　差圧制御弁９は、伸側通路７と供給路５とを連通するとともに圧側通路８と排出路６を連通する伸側供給ポジションＸと、全ポートａ，ｂ，ｐ，ｔを連通して供給路５、排出路６、伸側通路７および圧側通路８を相互に連通させるニュートラルポジションＮと、伸側通路７と排出路６とを連通するとともに圧側通路８と供給路５を連通する圧側供給ポジションＹと、に切り換えられる。また、差圧制御弁９は、スプールＳＰを両側から挟んで附勢する一対のばねＣｓ１，Ｃｓ２と、スプールＳＰを駆動するプッシュプル型のソレノイドＳｏｌと、を備える。スプールＳＰは、ソレノイドＳｏｌから推力を受けないときには、ばねＣｓ１，Ｃｓ２の附勢力により、ニュートラルポジションＮに位置決めされる。なお、伸側供給ポジションＸ、ニュートラルポジションＮおよび圧側供給ポジションＹは、スプールＳＰの移動により、連続的に切り換わるようになっている。
　また、伸側通路７からの圧力をパイロット圧としてスプールＳＰの一端側へ導いており、伸側通路７の圧力でスプールＳＰを図１中下方へ附勢できるようになっている。さらに、圧側通路８からの圧力をパイロット圧としてスプールＳＰの他端側へ導いており、圧側通路８の圧力でスプールＳＰを図１中上方へ附勢できるようになっている。伸側通路７の圧力によってスプールＳＰを図１中下方へ押す力と、圧側通路８の圧力によってスプールＳＰを図１中上方へ押す力は、互いにスプールＳＰを反対に向けて押す力であり、これらの合力を流体圧フィードバック力として利用している。ソレノイドＳｏｌへ通電すると、スプールＳＰは、ポジションＸ，Ｙのうち、ソレノイドＳｏｌからの推力と、伸側通路７および圧側通路８の圧力による流体圧フィードバック力と、ばねＣｓ１，Ｃｓ２の附勢力と、が釣り合うポジションに切り換わる。ソレノイドＳｏｌの推力の大小によって、この推力と流体圧フィードバック力とばねＣｓ１，Ｃｓ２の附勢力とが釣り合うスプールＳＰの位置が変化する。つまり、ソレノイドＳｏｌの推力を調整することによって、伸側通路７と圧側通路８の差圧を制御できる。他方、ソレノイドＳｏｌへ電力供給しない非通電時には、スプールＳＰは、ばねＣｓ１，Ｃｓ２によって附勢されてニュートラルポジションＮを採る。
　次に、図３を参照しながら差圧制御弁９の具体的な構成について説明する。
　差圧制御弁９は、スプールＳＰと、スプールＳＰが軸方向移動自在に挿入されるハウジングＨと、ハウジングＨ内に収容される反力ピンＰと、スプールＳＰを両端側から挟んで互いに対向して附勢するばねＣｓ１，Ｃｓ２と、スプールＳＰを図３中左右両側へ向けて押す推力を発揮可能なプッシュプル型のソレノイドＳｏｌと、を備える。
　スプールＳＰは、円筒状であって、外周に軸方向に並んで設けられた三つのランド４０，４１，４２と、ランド間に設けられた二つの溝４３，４４と、図３における左端の中央に開口し軸方向に延びる縦孔４５と、縦孔４５の先端から径方向へ延びて図３中右側の溝４４に開口する横孔４６と、を備える。ランド４０，４１，４２の外径は、同一径に設定されている。
　反力ピンＰは、円盤状の基部５０と、基部５０の右端中央から延びてスプールＳＰの縦孔４５に摺動自在に挿入される軸部５１と、を備える。軸部５１は、スプールＳＰの軸方向である図３における左右方向へのストロークを妨げず、かつ、スプールＳＰのストローク中に縦孔４５から抜け出ないような長さに設定される。軸部５１は縦孔４５内に挿入されて、縦孔４５の出口端を閉塞する。これにより、縦孔４５が圧力室Ｐｒ３として機能する。
　ハウジングＨは、有底筒状であって、内周径がランド４０，４１，４２の外周に摺接できる径に設定される。ハウジングＨ内には、スプールＳＰが摺動自在に挿入され、スプールＳＰは、ハウジングＨ内を軸方向となる図３中左右方向へ移動してストロークできるようになっている。スプールＳＰがハウジングＨへ挿入されることにより、ハウジングＨ内のスプールＳＰの両側に圧力室Ｐｒ１，Ｐｒ２が形成される。また、ハウジングＨの内周には、軸方向に並ぶ環状溝で形成された、三つのリセス６０，６１，６２が設けられる。ハウジングＨの図３中左端内方の底部には、反力ピンＰの基部５０が嵌合される。
　反力ピンＰの基部５０とスプールＳＰとの間には、ばねＣｓ１が介装されており、スプールＳＰは、ばねＣｓ１によって図３中右方向へ附勢される。
　ハウジングＨの右端開口端には、ソレノイドＳｏｌが取り付けられる。ソレノイドＳｏｌのプランジャピン７０はスプールＳＰの図３中右端に当接している。ソレノイドＳｏｌは、有底筒状のケース７１と、ケース７１内に軸方向に並べて収容されたコイル７２，７３と、コイル７２，７３の内周に挿通されるプランジャ７４と、プランジャ７４に連結されるプランジャピン７０と、を備える。
　また、ソレノイドＳｏｌのケース７１の底部とプランジャ７４との間には、ばねＣｓ２が介装される。ばねＣｓ２は、スプールＳＰを図３中左方へ向けて附勢する。このように構成された差圧制御弁９では、コイル７２，７３へ電力供給しない非通電時には、スプールＳＰは、ばねＣｓ１，Ｃｓ２によって両端から附勢されて中立位置に位置決めされる。
　ソレノイドＳｏｌでは、コイル７２に電流が供給されると、プランジャ７４は図３中左側へ吸引される。これにより、スプールＳＰは、コイル７２による吸引力とばねＣｓ２による附勢力とによって、ばねＣｓ１の附勢力に抗して図３中左側に押圧され、移動する。反対に、コイル７３に電流が供給されると、プランジャ７４は図３中右側へ吸引される、これにより、スプールＳＰは、コイル７３による吸引力とばねＣｓ１による附勢力とによって、ばねＣｓ２の附勢力に抗して図３中右側に押圧され、移動する。このように、ソレノイドＳｏｌへの電流供給によって、スプールＳＰを左右いずれの方向へも押圧できるようになっている。
　ハウジングＨには、伸側通路７に接続されＡポートに対応するポート６３と、圧側通路８に接続されＢポートに対応するポート６４と、供給路５に接続されＰポートに対応するポート６５と、排出路６に接続されてＴポートに対応するポート６６，６７と、ポート６３に接続され伸側通路７をスプールＳＰの両側の圧力室Ｐｒ１，Ｐｒ２に連通する連通路６８と、が設けられる。
　ポート６３は、一端がハウジングＨの外周面に開口し、他端がハウジングＨの内周であって図３中左側と中央のリセス６０，６１間に通じている。ポート６４は、一端がハウジングＨの外周面に開口し、他端がハウジングＨの内周であって図３中中央と右側のリセス６１，６２間に通じている。ポート６５は、一端がハウジングＨの外周面に開口し、他端が中央のリセス６１に通じている。ポート６６は、一端がハウジングＨの外周面に開口し、他端が図３中左側のリセス６０に通じている。ポート６７は、ポート６６から分岐して図３中右側のリセス６２に通じている。
　図３に示した差圧制御弁９は、以上のように、構成される。図３では、スプールＳＰがニュートラルポジションＮに配置されている状態を示している。スプールＳＰは、最大幅でストロークしても、ランド４０およびランド４２がハウジングＨの内周に摺接するように形成されているので、圧力室Ｐｒ１，Ｐｒ２がリセス６０，６１，６２に通じないようになっている。圧力室Ｐｒ１および圧力室Ｐｒ２には、連通路６８を通じて伸側通路７の圧力が導かれる。圧力室Ｐｒ１内の圧力は、スプールＳＰの断面積から反力ピンＰの軸部５１の断面積を除いた面積を受圧面積としてスプールＳＰの図３中左端に作用する。反対に、圧力室Ｐｒ２の圧力は、スプールＳＰの断面積を受圧面積としてスプールＳＰの図３中右端に作用する。よって、スプールＳＰは、伸側通路７の圧力に軸部５１の断面積を乗じた力によって図３中左方へ附勢される。また、圧側通路８の圧力は、ポート６４を通じて、スプールＳＰの縦孔４５でなる圧力室Ｐｒ３内に導かれる。よって、スプールＳＰは、圧側通路８の圧力に軸部５１の断面積を乗じた力によって図３中右方へ附勢される。つまり、軸部５１の断面積を受圧面積として伸側通路７の圧力と圧側通路８の圧力が互いにスプールＳＰを反対向きに押すように作用している。
　そして、ニュートラルポジションＮでは、ランド４１が中央のリセス６１に対向する。この状態では、リセス６１は、溝４３を介して左側のリセス６０に通じるとともに、溝４４を介して右側のリセス６２に通じる。よって、リセス６１にポート６５を介して接続される供給路５、リセス６０，６２にポート６６，６７を介して接続される排出路６、溝４３に対向するポート６３に接続される伸側通路７、溝４４に対向するポート６４に接続される圧側通路８が相互に連通する。
　コイル７３に通電すると、スプールＳＰは、ソレノイドＳｏｌによって押圧されて図３に示した位置から図３中右側へ移動する。スプールＳＰが右側へ移動すると、ランド４０がハウジングＨのリセス６０，６１間の内周に対向しリセス６０とリセス６１の連通を絶ち、ランド４１がハウジングＨのリセス６１，６２間の内周に対向しリセス６１とリセス６２の連通を絶つとともに、ポート６３とポート６５が連通し、ポート６４とポート６７とが連通する。この状態では、供給路５と伸側通路７が連通され、排出路６と圧側通路８とが連通されるので、差圧制御弁９は、伸側供給ポジションＸを採る。このとき、Ａポートａの圧力をＰａとし、Ｂポートｂの圧力をＰｂとすると、Ｐａ＞Ｐｂとなる。
　他方、コイル７２に通電すると、スプールＳＰは、ソレノイドＳｏｌによって押圧されて図３に示した位置から図３中左側へ移動する。スプールＳＰが左方へ移動すると、ランド４１がハウジングＨのリセス６０，６１間の内周に対向しリセス６０とリセス６１の連通を絶ち、ランド４２がハウジングＨのリセス６１，６２間の内周に対向しリセス６１とリセス６２の連通を絶つとともに、ポート６３とポート６６が連通し、ポート６４とポート６５とが連通する。この状態では、供給路５と圧側通路８が連通され、排出路６と伸側通路７とが連通されるので、差圧制御弁９は、圧側供給ポジションＹを採る。このとき、Ａポートａの圧力をＰａとし、Ｂポートｂの圧力をＰｂとすると、Ｐｂ＞Ｐａとなる。
　図４に示すように、ソレノイドＳｏｌのコイル７２，７３に通電しない非通電時には、スプールＳＰがばねＣｓ１，Ｃｓ２によって図３に示すニュートラルポジションＮの位置に位置決められる。この状態では、ポンプ４から供給路５およびポート６５へ供給される流量は、リセス６１から溝４３、リセス６０、ポート６６および排出路６を通ってリザーバＲへ戻る流れと、リセス６１から溝４４、リセス６２、ポート６７および排出路６を通ってリザーバＲへ戻る流れと、に分流される。リセス６０とランド４１、リセス６１とランド４１、リセス６２とランド４２で形成される流路における流路面積は等しく、そこで発生する圧力損失も等しい。このため、ソレノイドＳｏｌのコイル７２，７３に通電しない非通電時には、溝４３に対向しているＡポートに対応するポート６３の圧力と、溝４４に対向しているＢポートに対応するポート６４の圧力は、等しくなる。つまり、伸側通路７と圧側通路８の差圧制御弁９への接続端の圧力は、共に等しくなる。したがって、ニュートラルポジションＮでは、スプールＳＰに作用する流体圧フィードバック力は０となり、ばねＣｓ１，Ｃｓ２の附勢力のみで釣り合った状態にある。
　ソレノイドＳｏｌのコイル７３へ電流を供給すると力の釣り合いが崩れ、スプールＳＰは図３に示した位置から一時的に右方へ移動する。すると、ランド４２とリセス６２で形成される流路面積が増加して圧側通路８から排出路６へ向かうルートにおける圧力損失が小さくなり、ランド４０とリセス６０で形成される流路面積が減少して伸側通路７から排出路６へ向かうルートにおける圧力損失が大きくなる。その結果、伸側通路７の圧力は上昇し、圧側通路８の圧力は低下し、図３中左方向に流体圧フィードバック力が作用して、最終的に、ソレノイドＳｏｌの推力とばねＣｓ１，Ｃｓ２の附勢力と流体圧フィードバック力とが釣り合う位置にスプールＳＰが停止する。
　ソレノイドＳｏｌのコイル７２へ電流を供給すると力の釣り合いが崩れ、スプールＳＰは図３に示した位置から一時的に左方へ移動する。すると、ランド４２とリセス６２で形成される流路面積が減少して圧側通路８から排出路６へ向かうルートにおける圧力損失が大きくなり、ランド４０とリセス６０で形成される流路面積が増加して伸側通路７から排出路６へ向かうルートにおける圧力損失が小さくなる。その結果、圧側通路８の圧力は上昇し、伸側通路７の圧力は低下し、図３中右方向に流体圧フィードバック力が作用して、最終的に、ソレノイドＳｏｌの推力とばねＣｓ１，Ｃｓ２の附勢力と流体圧フィードバック力とが釣り合う位置にスプールＳＰが停止する。
　よって、ソレノイドＳｏｌへ供給する電流量を調整することによって、伸側通路７の圧力と圧側通路８の圧力の差圧を制御できる。なお、ダンパＤが外乱を受けて伸縮するとダンパＤの伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２へ液体が出入りするため、差圧制御弁９を通過する流量は、ポンプ流量からダンパＤの伸縮による流量分だけ増減する。このようにダンパＤの伸縮によって流量が増減しても、流体圧フィードバック力によってスプールＳＰが自動的に移動するので、前記差圧は、ソレノイドＳｏｌへ供給する電流量によって一意的に決められた差圧に制御される。
　差圧制御弁９は、筒状のハウジングＨの内周に軸方向に並べて配置される三つのリセス６０，６１，６２と、外周に軸方向に並べて配置されてそれぞれリセス６０，６１，６２に対向する三つのランド４０，４１，４２と、を有する。そして、中央のリセス６１は供給路５に接続され、リセス６１の両側のリセス６０，６２は排出路６に接続され、伸側通路７はハウジングＨの内周であって中央のリセス６１と隣の一方のリセス６０との間に連通し、圧側通路８はハウジングＨの内周であって中央のリセス６１と隣の他方のリセス６２との間に連通する。このように構成される差圧制御弁９では、少ないストロークで伸側通路７と圧側通路８の差圧を制御でき、ハウジングＨとスプールＳＰの加工が容易で、さらに、ソレノイドＳｏｌのストローク長も短くて済むという利点がある。
　なお、伸側通路７の圧力と圧側通路８の圧力の差圧を適切に制御できるのは、高圧側の圧力がリザーバ圧より高く保たれる場合である。ポンプ流量が不足、或いは、ポンプ４が停止状態でリザーバＲから吸込チェック弁１１を介して液体の供給を受けなければならない状態では、差圧は０となる。
　以上のように構成されたサスペンション装置Ｓの作動について説明する。まず、モータ１３、ポンプ４、差圧制御弁９が正常に動作する通常時における作動を説明する。
　ポンプ４をモータ１３によって駆動し、差圧制御弁９によって伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２との差圧を制御することで、ダンパＤが積極的に伸長或いは収縮するアクチュエータとして機能できる。ダンパＤに発生させる推力がダンパＤの伸長方向である場合には、差圧制御弁９を圧側供給ポジションＹとして、圧側室Ｒ２を供給路５へ接続し伸側室Ｒ１をリザーバＲへ接続する。反対に、ダンパＤに発生させる推力がダンパＤの収縮方向である場合には、差圧制御弁９を伸側供給ポジションＸとして、伸側室Ｒ１を供給路５へ接続し圧側室Ｒ２をリザーバＲへ接続する。そして、差圧制御弁９によって伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２の差圧を調節すれば、ダンパＤの伸長方向或いは収縮方向の推力の大きさを制御できる。
　推力の制御にあたっては、たとえば、図２に示すように、差圧制御弁９に与える電流量、およびポンプ４を駆動するモータ１３へ与える電流量を決定するコントローラＣと、コントローラＣからの指令を受けてコントローラＣで決定した通りに差圧制御弁９およびモータ１３へ電流を供給するドライバＤｒと、を設ければよい。コントローラＣは、具体的には、車両の振動抑制に適する制御則に必要な車両の振動状況を把握できる情報、たとえば、ばね上部材Ｂやばね下部材Ｗの上下方向の加速度、速度といった情報や、ダンパＤの伸縮速度や伸縮加速度といった情報等の車両情報を得て、前記制御則に則ってダンパＤに発生させるべき目標推力を求める。そして、コントローラＣは、目標推力通りにダンパＤに推力を発生させるために必要な差圧制御弁９に与える電流量、およびポンプ４を駆動するモータ１３へ与える電流量を決定する。ドライバＤｒは、たとえば、差圧制御弁９におけるソレノイドＳｏｌをＰＷＭ駆動する駆動回路と、モータ１３をＰＷＭ駆動する駆動回路と、を備えている。そして、ドライバＤｒは、コントローラＣからの指令を受けると、コントローラＣで決定した通りにソレノイドＳｏｌおよびモータ１３へ電流を供給する。ダンパＤの推力の制御は、差圧制御弁９によって行うため、モータ１３でポンプ４を駆動する場合、ポンプ４を一定回転数で回転駆動できればよい。なお、ドライバＤｒにおける各駆動回路は、ＰＷＭ駆動を行う駆動回路以外の駆動回路であってもよい。そして、ダンパＤに発生させる目標推力がダンパＤの伸長方向であるときは、ドライバＤｒは、ダンパＤの推力に応じて差圧制御弁９のソレノイドＳｏｌにおけるコイル７２へ電流を供給する。反対に、ダンパＤに発生させる目標推力がダンパＤの収縮方向であるときは、ドライバＤｒは、ダンパＤの推力に応じて差圧制御弁９のソレノイドＳｏｌにおけるコイル７３へ電流を供給する。サスペンション装置Ｓにおける推力の制御に用いる制御則については、車両に適するものを選択すればよく、たとえば、スカイフック制御等といった車両の振動抑制に優れる制御則を採用するとよい。また、この場合、コントローラＣとドライバＤｒを別体として説明しているが、コントローラＣとドライバＤｒの機能を有する一つの制御装置でサスペンション装置Ｓを制御するようにしてもよい。また、コントローラＣに入力する情報は、コントローラＣで採用する制御則に適した情報であればよく、図示はしないが、当該情報についてはセンサ等で検知してコントローラＣに入力すればよい。
　以上、ダンパＤを積極的に伸縮させる場合の作動について説明したが、車両走行中には、ダンパＤが路面の凹凸により外乱を受けて伸縮するので、以下に、ダンパＤが外乱を受けて伸縮する点を踏まえた作動について説明する。
　ダンパＤが外乱を受けて伸縮する場合、ダンパＤが推力を発生する方向とダンパＤの伸縮方向で場合分けすると、四つのケースが考えられる。
　Ａポートａの圧力をＰａとし、Ｂポートｂの圧力をＰｂとすると、第一のケースとして、Ｐａ＞Ｐｂとなるように制御し、ピストン２を下方に押し下げる推力をサスペンション装置Ｓに発揮させる場合であって、ダンパＤが外力によって伸長作動する場合について説明する。この場合、ダンパＤの伸長により伸側室Ｒ１の容積が減少し、伸側室Ｒ１から排出された液体は伸側減衰弁１５を通って、差圧制御弁９のＡポートａに流れる。他方、ダンパＤの伸長により圧側室Ｒ２の容積が膨張し、圧側室Ｒ２には、ポンプ４からＢポートｂ及び圧側チェック弁１８を通って、液体が補充される。
　伸長速度が速くなり、圧側室Ｒ２に補充されるべき液体流量がポンプ４の吐出流量を上回ると、吸込チェック弁１１を介してリザーバＲからも液体が供給される。Ａポートａの圧力ＰａとＢポートｂの圧力Ｐｂの差圧は、差圧制御弁９により一定に保たれるので、伸側室Ｒ１の圧力は伸側減衰弁１５で生じる圧力損失分だけＡポートａの圧力よりも高くなる。よって、伸側室Ｒ１の圧力は、差圧制御弁９によって調節される差圧に伸側減衰弁１５で生じる圧力損失分の圧力を加えた値だけ圧側室Ｒ２よりも高くなり、ダンパＤは、伸長を抑制する推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図５中の線（１）で示す特性となる。なお、図５に示すグラフでは、縦軸にダンパＤの推力を採り、横軸にダンパＤの伸縮速度を採る。
　第二のケースとして、Ｐａ＞Ｐｂとなるように差圧を制御し、ピストン２を下方に押し下げる推力をサスペンション装置Ｓに発揮させる場合であって、ダンパＤが外力によって収縮作動している場合について説明する。この場合、ダンパＤの収縮により圧側室Ｒ２の容積が減少し、圧側室Ｒ２から排出された液体は圧側減衰弁１７を通って、差圧制御弁９のＢポートｂに流れる。他方、ダンパＤの収縮により伸側室Ｒ１の容積が膨張し、伸側室Ｒ１には、ポンプ４からＡポートａ及び伸側チェック弁１６を通じて、液体が補充される。Ａポートａの圧力ＰａとＢポートｂの圧力Ｐｂの差圧は、差圧制御弁９により一定に保たれるので、圧側室Ｒ２の圧力は、圧側減衰弁１７で生じる圧力損失分だけＢポートｂの圧力よりも高くなる。よって、伸側室Ｒ１の圧力は、差圧制御弁９によって調節される差圧から圧側減衰弁１７で生じる圧力損失分の圧力を差し引いた値だけ圧側室Ｒ２よりも高くなり、ダンパＤは、収縮を助成する推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図５中の線（２）で示す特性となる。
　さらに、収縮速度が速くなり、伸側室Ｒ１に補充されるべき液体流量がポンプ４の吐出流量を上回ると、吸込チェック弁１１を通じてリザーバＲからも液体が供給される。このような状態となると、ポンプ４の吐出流量ではＡポートａを加圧できず、Ａポートａの圧力Ｐａは、リザーバＲの圧力よりも若干低くなる。このため、差圧制御弁９によってＡポートａの圧力ＰａとＢポートｂの圧力Ｐｂの差圧を制御できなくなって両者の差圧は０となる。よって、ダンパＤは、圧側室Ｒ２から排出される液体が圧側減衰弁１７を通過する際に生じる圧力損失によって生じる伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２の差圧で推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図５中の線（３）で示す特性となる。なお、線（３）で示した特性は、線（２）で示した特性とは不連続となる。このように、伸側室Ｒ１に補充されるべき液体流量がポンプ４の吐出流量を上回るとダンパＤがパッシブなダンパとして機能し、収縮速度に依存して推力が変化する特性となる。
　次に、第三のケースとして、Ｐｂ＞Ｐａとなるように差圧を制御し、ピストン２を上方に押し上げる推力をサスペンション装置Ｓに発揮させる場合であって、ダンパＤが外力によって収縮作動している場合について説明する。この場合、ダンパＤの収縮により圧側室Ｒ２の容積が減少し、圧側室Ｒ２から排出された液体は圧側減衰弁１７を通って、差圧制御弁９のＢポートｂに流れる。他方、ダンパＤの収縮により伸側室Ｒ１の容積が膨張し、伸側室Ｒ１には、ポンプ４からＡポートａ及び伸側チェック弁１６を通じて、液体が補充される。
　収縮速度が速くなり、伸側室Ｒ１に補充されるべき液体流量がポンプ４の吐出流量を上回ると、吸込チェック弁１１を介してリザーバＲからも液体が供給される。Ａポートａの圧力ＰａとＢポートｂの圧力Ｐｂの差圧は、差圧制御弁９により一定に保たれるので、圧側室Ｒ２の圧力は圧側減衰弁１７で生じる圧力損失分だけＢポートｂの圧力よりも高くなる。よって、圧側室Ｒ２の圧力は、差圧制御弁９によって調節される差圧に圧側減衰弁１７で生じる圧力損失分の圧力を加えた値だけ伸側室Ｒ１よりも高くなり、ダンパＤは、収縮を抑制する推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図５中の線（４）で示す特性となる。
　第四のケースとして、Ｐｂ＞Ｐａとなるように差圧を制御し、ピストン２を上方に押し上げる推力をサスペンション装置Ｓに発揮させる場合であって、ダンパＤが外力によって伸長作動している場合について説明する。この場合、ダンパＤの伸長により伸側室Ｒ１の容積が減少し、伸側室Ｒ１から排出された液体は伸側減衰弁１５を通り、差圧制御弁９のＡポートａに流れる。他方、ダンパＤの伸長により圧側室Ｒ２の容積が膨張し、圧側室Ｒ２には、ポンプ４からＢポートｂ及び圧側チェック弁１８を通じて、液体が補充される。Ａポートａの圧力ＰａとＢポートｂの圧力Ｐｂの差圧は、差圧制御弁９により一定に保たれるので、伸側室Ｒ１の圧力は、伸側減衰弁１５で生じる圧力損失分だけＡポートａの圧力よりも高くなる。よって、圧側室Ｒ２の圧力は、差圧制御弁９によって調節される差圧から伸側減衰弁１５で生じる圧力損失分の圧力を差し引いた値だけ伸側室Ｒ１よりも高くなり、ダンパＤは、伸長を助成する推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図５中の線（５）で示す特性となる。
　さらに、伸長速度が速くなり、圧側室Ｒ２に補充されるべき液体流量がポンプ４の吐出流量を上回ると、吸込チェック弁１１を介してリザーバＲからも液体が供給される。このような状態となると、ポンプ４の吐出流量ではＢポートｂを加圧できず、Ｂポートｂの圧力Ｐｂは、リザーバＲの圧力よりも若干低くなる。このため、差圧制御弁９によってＡポートａの圧力ＰａとＢポートｂの圧力Ｐｂの差圧を制御できなくなって両者の差圧は０となる。すると、ダンパＤは、伸側室Ｒ１から排出される液体が伸側減衰弁１５を通過する際に生じる圧力損失によって生じる伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２の差圧で推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図５中の線（６）で示す特性となる。なお、線（６）で示した特性は、線（５）で示した特性とは不連続となる。このように、圧側室Ｒ２に補充されるべき液体流量がポンプ４の吐出流量を上回るとダンパＤがパッシブなダンパとして機能し、伸長速度に依存して推力が変化する特性となる。
　なお、ダンパＤは、収縮側では図５中線（２）から線（３）へ推力が変化する特性を示し、伸長側では図５中線（５）から線（６）へ推力が変化する特性を示すが、特性の変化はごく瞬間的に生じるものであり、乗り心地に与える影響は軽微である。
　以上のように、差圧制御弁９によって差圧を制御することにより、図５中、線（１）から線（３）をつなげたラインから線（４）から線（６）までをつなげたラインまでの間の範囲でダンパＤの推力を可変にできる。また、ポンプ４の駆動によって、ポンプ４の吐出流量を伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２のうち拡大する側の室へ供給する場合であって、ポンプ４の吐出流量が拡大する室の容積増大量以上である場合には、ダンパＤの伸縮方向と同方向に推力を発揮させられる。
　次に、ポンプ４を駆動しない（停止状態にした）場合のサスペンション装置Ｓの作動を説明する。この場合についても、ダンパＤが外乱を受けて伸縮する方向とダンパＤが推力を発生する方向とで場合分けすると、四つのケースが考えられる。
　第一のケースとして、Ｐａ＞Ｐｂとなるように差圧を制御し、ピストン２を下方に押し下げる推力をサスペンション装置Ｓに発揮させる場合であって、ダンパＤが外力によって伸長作動する場合について説明する。この場合、ダンパＤの伸長により伸側室Ｒ１の容積が減少し、伸側室Ｒ１から排出された液体は伸側減衰弁１５を通って、差圧制御弁９のＡポートａに流れる。他方、ダンパＤの伸長により圧側室Ｒ２の容積が膨張し、圧側室Ｒ２には、リザーバＲからＢポートｂ及び圧側チェック弁１８を通じて、液体が補充される。
　Ａポートａの圧力ＰａとＢポートｂの圧力Ｐｂの差圧は、差圧制御弁９により一定に保たれるので、伸側室Ｒ１の圧力は伸側減衰弁１５で生じる圧力損失分だけＡポートａの圧力よりも高くなる。よって、伸側室Ｒ１の圧力は、差圧制御弁９によって調節される差圧に伸側減衰弁１５で生じる圧力損失分の圧力を加えた値だけ圧側室Ｒ２よりも高くなり、ダンパＤは、伸長を抑制する推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図６中の線（１）で示す特性となる。なお、図６に示すグラフでは、縦軸にダンパＤの推力を採り、横軸にダンパＤの伸縮速度を採る。
　第二のケースとして、Ｐａ＞Ｐｂとなるように差圧を制御し、ピストン２を下方に押し下げる推力をサスペンション装置Ｓに発揮させる場合であって、ダンパＤが外力によって収縮作動している場合について説明する。この場合、ダンパＤの収縮により圧側室Ｒ２の容積が減少し、圧側室Ｒ２から排出された液体は圧側減衰弁１７を通って、差圧制御弁９のＢポートｂに流れる。他方、ダンパＤの収縮により伸側室Ｒ１の容積が膨張し、伸側室Ｒ１には、リザーバＲから吸込チェック弁１１、Ａポートａ及び伸側チェック弁１６を通じて、液体が補充される。Ａポートａの圧力Ｐａは、リザーバＲの圧力よりも若干低くなる。このため、差圧制御弁９によってＡポートａの圧力ＰａとＢポートｂの圧力Ｐｂの差圧を制御できなくなって両者の差圧は０となる。すると、ダンパＤは、圧側室Ｒ２から排出される液体が圧側減衰弁１７を通過する際に生じる圧力損失によって生じる伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２の差圧で推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図６中の線（２）で示す特性となる。
　次に、第三のケースとして、Ｐｂ＞Ｐａとなるように差圧を制御し、ピストン２を上方に押し上げる推力をサスペンション装置Ｓに発揮させる場合であって、ダンパＤが外力によって収縮作動している場合について説明する。この場合、ダンパＤの収縮により圧側室Ｒ２の容積が減少し、圧側室Ｒ２から排出された液体は圧側減衰弁１７を通り、差圧制御弁９のＢポートｂに流れる。他方、ダンパＤの収縮により伸側室Ｒ１の容積が膨張し、伸側室Ｒ１には、リザーバＲからＡポートａ及び伸側チェック弁１６を通じて、液体が補充される。
　Ａポートａの圧力ＰａとＢポートｂの圧力Ｐｂの差圧は、差圧制御弁９により一定に保たれるので、圧側室Ｒ２の圧力は圧側減衰弁１７で生じる圧力損失分だけＢポートｂの圧力よりも高くなる。よって、圧側室Ｒ２の圧力は、差圧制御弁９によって調節される差圧に圧側減衰弁１７で生じる圧力損失分の圧力を加えた値だけ伸側室Ｒ１よりも高くなり、ダンパＤは、収縮を抑制する推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図６中の線（３）で示す特性となる。
　第四のケースとして、Ｐｂ＞Ｐａとなるように差圧を制御し、ピストン２を上方に押し上げる推力をサスペンション装置Ｓに発揮させる場合であって、ダンパＤが外力によって伸長作動している場合について説明する。この場合、ダンパＤの伸長により伸側室Ｒ１の容積が減少し、伸側室Ｒ１から排出された液体は伸側減衰弁１５を通って、差圧制御弁９のＡポートａに流れる。他方、ダンパＤの伸長により圧側室Ｒ２の容積が膨張し、圧側室Ｒ２には、リザーバＲから吸込チェック弁１１、Ｂポートｂ及び圧側チェック弁１８を通じて、液体が補充される。Ｂポートｂの圧力Ｐｂは、リザーバＲの圧力よりも若干低くなり、差圧制御弁９によってＡポートａの圧力ＰａとＢポートｂの圧力Ｐｂの差圧を制御できなくなって両者の差圧は０となる。よって、ダンパＤは、伸側室Ｒ１から排出される液体が伸側減衰弁１５を通過する際に生じる圧力損失によって生じる伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２の差圧で推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図６中の線（４）で示す特性となる。
　以上のように、ポンプ４を停止した状態では、差圧制御弁９によって差圧を制御することにより、図６中において、第一象限内では、線（１）から線（４）までの範囲で、第三象限内では、線（３）から線（２）までの範囲でダンパＤの推力を可変にできる。
　また、ポンプ４が停止した状態で、ピストン２を下方に押し下げる推力をサスペンション装置Ｓに発揮させようとする場合、ダンパＤが外力によって収縮作動すると、差圧制御弁９の差圧制御によらず、ダンパＤの推力は、図６中の線（２）で示す特性となる。これは、減衰力可変ダンパにおいて、圧側減衰力を最も低い減衰力に制御しているのと同等の効果をもたらしている。さらに、ポンプ４が停止状態では、ピストン２を上方に押し上げる推力をサスペンション装置Ｓに発揮させようとする場合、ダンパＤが外力によって伸長作動すると、差圧制御弁９の差圧制御によらず、ダンパＤの推力は、図６中の線（４）で示す特性となる。これは、減衰力可変ダンパにおいて、伸側減衰力を最も低い減衰力に制御しているのと同等の効果をもたらしている。
　ここで、セミアクティブサスペンションにあっては、減衰力可変ダンパを用いてカルノップ則に従ってスカイフック制御を実行する場合を考える。伸側減衰力（ピストンを押し下げる方向の力）が必要である場合、伸長作動時には減衰力可変ダンパの減衰力が目標推力を得られる減衰力に制御され、収縮作動時には、伸側減衰力が得られないから圧側へ最も低い減衰力を発揮するように制御される。他方、圧側減衰力（ピストンを押し上げる方向の力）が必要な場合、収縮作動時には減衰力可変ダンパの減衰力が目標推力を得られる減衰力に制御され、伸長作動時には、圧側減衰力が得られないから伸側へ最も低い減衰力を発揮するように制御される。サスペンション装置Ｓでは、ポンプ４を停止した状態でダンパＤにピストン２を押し下げる推力を発揮させる場合、伸長時にはダンパＤの推力が差圧制御弁９によって出力可能範囲内で制御され、収縮時には、ダンパＤは最も低い推力を発揮する。反対に、サスペンション装置Ｓでは、ポンプ４を停止した状態でダンパＤにピストン２を押し上げる推力を発揮させる場合、収縮時にはダンパＤの推力が差圧制御弁９によって出力可能範囲内で制御され、伸長時には、ダンパＤは最も低い推力を発揮する。したがって、本実施形態のサスペンション装置Ｓでは、ポンプ４が停止中である場合、自動的に、セミアクティブサスペンションと同じ機能を発揮ができる。よって、ポンプ４が駆動中であってもポンプ４の吐出流量が拡大する伸側室Ｒ１或いは圧側室Ｒ２の容積増大量未満となると、自動的に、サスペンション装置Ｓがセミアクティブサスペンションとして機能できる。
　最後に、サスペンション装置Ｓのモータ１３および差圧制御弁９への通電が何らかの異常により通電不能な失陥時におけるサスペンション装置Ｓの作動について説明する。こうした失陥には、たとえば、モータ１３および差圧制御弁９への通電ができない場合のほか、コントローラＣやドライバＤｒの異常によってモータ１３および差圧制御弁９への通電が停止する場合も含まれる。
　失陥時には、モータ１３および差圧制御弁９への通電が停止されるか、或いは通電不能な状態である。このとき、ポンプ４は停止し、差圧制御弁９は、ばねＣｓ１，Ｃｓ２に附勢されてニュートラルポジションＮを採る状態となる。
　この状態で、ダンパＤが外力によって伸長作動する場合、伸側室Ｒ１の容積が減少するため、減少分の流体は、伸側減衰弁１５を通じて伸側室Ｒ１から排出される。容積が膨張する圧側室Ｒ２に対しては、伸側室Ｒ１およびリザーバＲから液体が補充される。
　よって、伸側室Ｒ１の圧力は、伸側室Ｒ１から排出される流体が伸側減衰弁１５を通過する際に生じる圧力損失分だけ圧側室Ｒ２の圧力よりも高くなり、ダンパＤは、伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２の差圧で推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図７中の線（１）で示す特性となる。
　反対に、ダンパＤが外力によって収縮作動する場合、圧側室Ｒ２の容積が減少するため、減少分の流体は、圧側減衰弁１７を通じて圧側室Ｒ２から排出される。容積が膨張する伸側室Ｒ１に対しては、圧側室Ｒ２およびリザーバＲから液体が補充される。
　よって、圧側室Ｒ２の圧力は、圧側室Ｒ２から排出される流体が圧側減衰弁１７を通過する際に生じる圧力損失分だけ伸側室Ｒ１の圧力よりも高くなり、ダンパＤは、伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２の差圧で推力を発揮する。この時のダンパの伸縮速度と発揮される推力の特性は、図７中の線（２）で示す特性となる。
　このようにサスペンション装置Ｓが失陥した状態では、ダンパＤはパッシブなダンパとして機能して、ばね上部材ＢＯおよびばね下部材Ｗの振動を抑制するので、失陥時にはフェールセーフ動作が確実に行われる。
　以上のように、本実施形態のサスペンション装置Ｓでは、ダンパＤを積極的に伸縮させてアクティブサスペンションとして機能できる。加えて、サスペンション装置Ｓでは、セミアクティブサスペンションとしての推力の発揮が期待される場面では、ポンプ４の駆動が必須ではなく、ポンプ４の駆動が必要なときにのみ駆動すればよいので、エネルギ消費が少なくなる。よって、本実施形態のサスペンション装置Ｓによれば、アクティブサスペンションとして機能できるとともに、エネルギ消費が少なくなる。
　そして、本実施形態のサスペンション装置Ｓにあっては、ダンパＤの推力の制御を差圧制御弁９のみで行えるので、電磁弁が二つ必要であった従来のサスペンション装置に比較して、装置全体のコストが安価となるだけでなく、流体圧回路の配管の取り回しも簡素化できる。
　さらに、このサスペンション装置Ｓにあっては、アクティブサスペンションとして機能できるだけでなく、ソレノイドＳｏｌを搭載した差圧制御弁９を一つ設けるだけで、失陥時におけるフェールセーフ動作を行える。
　また、本実施形態のサスペンション装置Ｓは、伸側室Ｒ１から差圧制御弁９に向かう流れに対し抵抗を与える伸側減衰弁１５と、伸側減衰弁１５に並列に設けられ差圧制御弁９から伸側室Ｒ１へ向かう流れのみを許容する伸側チェック弁１６と、圧側室Ｒ２から差圧制御弁９に向かう流れに対し抵抗を与える圧側減衰弁１７と、圧側減衰弁１７に並列に設けられ差圧制御弁９から圧側室Ｒ２へ向かう流れのみを許容する圧側チェック弁１８と、を有している。これにより、ポンプ４から伸側室Ｒ１或いは圧側室Ｒ２へ流体を供給する際には、伸側チェック弁１６或いは圧側チェック弁１８を介してほとんど抵抗なく流体を伸側室Ｒ１或いは圧側室Ｒ２へ供給できる。したがって、ダンパＤの伸縮方向と発生させる推力の方向とが一致する際にポンプ４の負荷を軽減できる。また、伸側室Ｒ１或いは圧側室Ｒ２から流体が排出される場合には、伸側減衰弁１５或いは圧側減衰弁１７が通過する流体の流れに抵抗が与えられるので、伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２の差圧を差圧制御弁９で設定可能な差圧以上にして大きな推力を得られ、差圧制御弁９におけるソレノイドＳｏｌの推力を小さくしてもサスペンション装置Ｓに大きな推力を発生させられる。よって、差圧制御弁９を小型化できるとともにコストをより安価にできる。なお、伸側減衰弁１５或いは圧側減衰弁１７が流体の流れる方向にかかわりなく流体の流れに抵抗を与えるものであってもよく、伸側減衰弁１５および圧側減衰弁１７が双方向流れを許容するものであれば伸側チェック弁１６および圧側チェック弁１８を省略できる。
　サスペンション装置Ｓでは、一つのポンプ４で一つのダンパＤを駆動するようにしているが、図８、９に示すように、複数のダンパＤとポンプ４およびリザーバＲとの間にそれぞれ流体圧回路ＦＣを設けることにより、一つのポンプ４で複数のダンパＤの推力を発生させることができる。具体的には、図８に示す第２実施形態におけるサスペンション装置Ｓ１では、一つのポンプ４に対して二つのダンパＤを駆動するために、ポンプ４と各流体圧回路ＦＣとの間に分流弁８０が設けられており、ポンプ４が吐出する流体を分流弁８０で各流体圧回路ＦＣへ分配するようにしている。分流弁８０は、ポンプ４の吐出流量を等分して二つの流体圧回路ＦＣへ分配するようにしているが、比率を変えて分配するようにしてもよい。
　図９に示す第３実施の形態におけるサスペンション装置Ｓ２では、一つのポンプ４に対して四つのダンパＤを駆動するために、ポンプ４と四つの流体圧回路ＦＣとの間に三つの分流弁９０，９１，９２が設けられており、ポンプ４が吐出する流体を分流弁９０，９１，９２で四つの流体圧回路ＦＣへ分配するようにしている。分流弁９０，９１，９２は、ポンプ４の吐出流量を等分して四つの流体圧回路ＦＣへ分配するようにしているが、比率を変えて分配するようにしてもよい。
　このように、分流弁８０，９０，９１，９２を用いて、ポンプ４からの吐出流量をダンパＤごとに設けた流体圧回路ＦＣへ分配すれば、一つのポンプ４の駆動で、各ダンパＤの推力の発生に必要な流量を供給できる。よって、複数のダンパＤの推力の発生にあたりモータ数が一つで済み、ドライバＤｒにおけるモータ１３を駆動する駆動回路も一つで済むため、ダンパＤが増加してもシステム全体としてコストを低減できる。
　以上のように構成された本発明の実施形態の構成、作用、及び効果をまとめて説明する。
　サスペンション装置Ｓ，Ｓ１，Ｓ２は、シリンダ１と、シリンダ１内に移動自在に挿入されてシリンダ１内を伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２とに区画するピストン２と、を備えたダンパＤと、ポンプ４と、ポンプ４の吸込側に接続されるリザーバＲと、ダンパＤとポンプ４とリザーバＲとの間に設けられる流体圧回路ＦＣと、を備え、流体圧回路ＦＣは、　ポンプ４の吐出側に接続される供給路５と、リザーバＲに接続される排出路６と、伸側室Ｒ１に接続される伸側通路７と、圧側室Ｒ２に接続される圧側通路８と、伸側通路７に設けた伸側減衰弁１５と、圧側通路８に設けた圧側減衰弁１７と、供給路５、排出路６、伸側通路７および圧側通路８の間に設けられて、伸側通路７と圧側通路８の差圧を制御する差圧制御弁９と、供給路５における差圧制御弁９とポンプ４との間に設けられてポンプ４側から差圧制御弁９側へ向かう流れのみを許容する供給側チェック弁１２と、供給路５における差圧制御弁９と供給側チェック弁１２の間と排出路６とを接続する吸込通路１０と、吸込通路１０に設けられて排出路６から供給路５へ向かう流体の流れのみを許容する吸込チェック弁１１と、を備える。
　この構成では、一つの差圧制御弁９のみで、ダンパＤをアクティブサスペンションとしても、セミアクティブサスペンションとしても機能させることができる。さらに、推力の発揮が期待される場面では、ポンプ４の駆動が必須ではなく、ポンプ４の駆動が必要なときにのみ駆動すればよいので、エネルギ消費が少なくなる。また、ダンパＤの推力の制御を差圧制御弁９のみで行えるので、電磁弁が二つ必要であった従来のサスペンション装置に比較して、装置全体のコストが安価となるだけでなく、流体圧回路の配管の取り回しも簡素化できる。
　サスペンション装置Ｓ１，Ｓ２は、複数のダンパＤと、ダンパＤ毎に設けた複数の流体圧回路ＦＣと、ポンプ４から吐出される流体を各流体圧回路ＦＣへ分配する分流弁８０，９０，９１，９２と、を備える。
　この構成によれば、分流弁８０，９０，９１，９２を用いて、ポンプ４からの吐出流量をダンパＤごとに設けた流体圧回路ＦＣへ分配するようにしたので、一つのポンプ４で各ダンパＤの推力の発生に必要な流量を供給できる。よって、複数のダンパＤの推力の発生にあたりポンプ４を駆動するモータ数及びモータ１３を駆動する駆動回路が一つで済み、ダンパが増加してもシステム全体としてコストを低減できる。
　サスペンション装置Ｓ，Ｓ１，Ｓ２では、差圧制御弁９は、伸側通路７を供給路５に接続するとともに圧側通路８を排出路６に接続する伸側供給ポジションＸと、伸側通路７、圧側通路８、供給路５および排出路６を互いに連通するニュートラルポジションＮと、圧側通路８を供給路５に接続するとともに伸側通路７を排出路６に接続する圧側供給ポジションＹと、の３位置に切り換えられるスプールＳＰと、スプールＳＰを駆動するプッシュプル型のソレノイドＳｏｌと、スプールＳＰを附勢してニュートラルポジションＮに位置決める一対のばねＣｓ１，Ｃｓ２と、を有する。
　この構成によれば、差圧制御弁９は、伸側供給ポジションＸとニュートラルポジションＮと圧側供給ポジションＹとの３位置に切り換えられるスプールＳＰと、スプールＳＰを駆動するプッシュプル型のソレノイドＳｏｌと、スプールＳＰを附勢してニュートラルポジションＮに位置決めるばねＣｓ１，Ｃｓ２と、を有しているので、ニュートラルポジションＮでは、供給路５、排出路６、伸側通路７および圧側通路８が互いに連通されるため、失陥時にフェールセーフ動作が確実に行われる。
　また、サスペンション装置Ｓ，Ｓ１，Ｓ２は、伸側通路７に伸側減衰弁１５に並列に設けられて、差圧制御弁９から伸側室Ｒ１に向かう流れのみを許容する伸側チェック弁１６と、圧側通路８に圧側減衰弁１７に並列に設けられて、差圧制御弁９から圧側室Ｒ２に向かう流れのみを許容する圧側チェック弁１８と、を備える。
　この構成によれば、ポンプ４から伸側室Ｒ１或いは圧側室Ｒ２へ流体を供給する際には、伸側チェック弁１６或いは圧側チェック弁１８を介してほとんど抵抗なく流体を伸側室Ｒ１或いは圧側室Ｒ２へ供給できる。これにより、ダンパＤの伸縮方向と発生させる推力の方向とが一致する際にポンプ４の負荷を軽減できる。また、伸側室Ｒ１或いは圧側室Ｒ２から流体が排出される場合には、伸側減衰弁１５或いは圧側減衰弁１７が通過する流体の流れに抵抗を与えるので、伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２の差圧を差圧制御弁９で設定可能な差圧以上にして大きな推力を得られ、差圧制御弁９におけるソレノイドＳｏｌの推力を小さくしてもサスペンション装置Ｓ，Ｓ１，Ｓ２に大きな推力を発生させられる。よって、差圧制御弁９を小型化できるとともにコストをより安価にできる。
　サスペンション装置Ｓ，Ｓ１，Ｓ２では、差圧制御弁９は、筒状であって、内周に軸方向に並べて配置される三つの環状溝で形成されるリセス６０，６１，６２を有するハウジングＨと、外周に軸方向に並べて配置されて各リセス６０，６１，６２のそれぞれに対向する三つのランド４０，４１，４２を有し、ハウジングＨ内に摺動自在に挿入されるスプールＳＰと、スプールＳＰを両側から附勢する一対のばねＣｓ１，Ｃｓ２と、スプールＳＰに連結されスプールＳＰに軸方向へ推す推力を発揮可能なソレノイドＳｏｌと、を有し、中央のリセス６１が供給路５に接続され、中央のリセス６１の両側のリセス６０，６２が排出路６に接続され、伸側通路７がハウジングＨの内周であって中央のリセス６１と隣の一方のリセス６０との間に連通し、圧側通路８がハウジングＨの内周であって中央のリセス６１と隣の他方のリセス６２との間に連通する。
　この構成によれば、少ないストロークで伸側通路７と圧側通路８の差圧を制御でき、ハウジングＨとスプールＳＰの加工が容易になるとともに、ソレノイドＳｏｌのストローク長も短くて済むという利点がある。
　本願は、２０１５年９月３０日に日本国特許庁に出願された特願２０１５－１９３１４６号に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (5)

  1. 　サスペンション装置であって、
    　シリンダと、前記シリンダ内に移動自在に挿入されて前記シリンダ内を伸側室と圧側室とに区画するピストンと、を備えたダンパと、
    　ポンプと、
    　前記ポンプの吸込側に接続されるリザーバと、
    　前記ダンパと前記ポンプと前記リザーバとの間に設けられる流体圧回路と、を備え、
    　前記流体圧回路は、
    　前記ポンプの吐出側に接続される供給路と、
    　前記リザーバに接続される排出路と、
    　前記伸側室に接続される伸側通路と、
    　前記圧側室に接続される圧側通路と、
    　前記伸側通路に設けた伸側減衰弁と、
    　前記圧側通路に設けた圧側減衰弁と、
    　前記供給路、前記排出路、前記伸側通路および前記圧側通路の間に設けられて、前記伸側通路と前記圧側通路の差圧を制御する差圧制御弁と、
    　前記供給路における前記差圧制御弁と前記ポンプとの間に設けられて前記ポンプ側から前記差圧制御弁側へ向かう流れのみを許容する供給側チェック弁と、
    　前記供給路における前記差圧制御弁と前記供給側チェック弁の間と前記排出路とを接続する吸込通路と、
    　前記吸込通路に設けられて前記排出路から前記供給路へ向かう流体の流れのみを許容する吸込チェック弁と、
    　を備えたサスペンション装置。
  2. 　請求項１に記載のサスペンション装置であって、
    　複数の前記ダンパと、
    　前記ダンパ毎に設けた複数の前記流体圧回路と、
    　前記ポンプから吐出される流体を前記各流体圧回路へ分配する分流弁と、を備えたサスペンション装置。
  3. 　請求項１に記載のサスペンション装置であって、
    　前記差圧制御弁は、
    　前記伸側通路を前記供給路に接続するとともに前記圧側通路を前記排出路に接続する伸側供給ポジションと、前記伸側通路、前記圧側通路、前記供給路および前記排出路を互いに連通するニュートラルポジションと、前記圧側通路を前記供給路に接続するとともに前記伸側通路を前記排出路に接続する圧側供給ポジションと、の３位置に切り換えられるスプールと、
    　前記スプールを駆動するプッシュプル型のソレノイドと、
    　前記スプールを附勢してニュートラルポジションに位置決める一対のばねと、を有するサスペンション装置。
  4. 　請求項１に記載のサスペンション装置であって、
    　前記伸側通路に前記伸側減衰弁に並列に設けられて、前記差圧制御弁から前記伸側室に向かう流れのみを許容する伸側チェック弁と、
    　前記圧側通路に前記圧側減衰弁に並列に設けられて、前記差圧制御弁から前記圧側室に向かう流れのみを許容する圧側チェック弁と、を備えたサスペンション装置。
  5. 　請求項３に記載のサスペンション装置であって、
    　前記差圧制御弁は、
    　筒状であって、内周に軸方向に並べて配置される三つの環状溝で形成されるリセスを有するハウジングと、
    　外周に軸方向に並べて配置されて前記各リセスのそれぞれに対向する三つのランドを有し、前記ハウジング内に摺動自在に挿入される前記スプールと、
    　前記スプールを両側から附勢する一対の前記ばねと、
    　前記スプールに連結され前記スプールに軸方向へ推す推力を発揮可能な前記ソレノイドと、を有し、
    　中央の前記リセスが前記供給路に接続され、
    　中央の前記リセスの両側の前記リセスが前記排出路に接続され、
    　前記伸側通路が前記ハウジングの内周であって中央の前記リセスと隣の一方の前記リセスとの間に連通し、
    　前記圧側通路が前記ハウジングの内周であって中央の前記リセスと隣の他方の前記リセスとの間に連通するサスペンション装置。
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