CN107850168A - 阻尼阀和具备阻尼阀的缓冲器 - Google Patents

Abstract

阻尼阀(V1)包括：电磁阀(EV)，其具有用于控制压力控制通路(PP)的上游侧的压力的压力控制阀(PV)、与压力控制阀(PV)一体化且设于压力控制通路(PP)的压力控制阀(PV)的上游侧并且用于开闭压力控制通路(PP)的开闭阀(SV)、以及用于控制压力控制阀(PV)和开闭阀(SV)的单一的螺线管(Sol)；以及第一失效阀(FV1)，其设于第一失效通路(FP1)，用于对所通过的流体的流动施加阻力。在螺线管(Sol)为非通电时，压力控制阀(PV)开放压力控制通路(PP)，开闭阀(SV)封闭压力控制通路(PP)。

Description

阻尼阀和具备阻尼阀的缓冲器

技术领域

本发明涉及阻尼阀和具备阻尼阀的缓冲器。

背景技术

在阻尼阀中，存在在用于使安装在车辆的车身和车轴之间的缓冲器的阻尼力可变的可变阻尼阀中使用的阻尼阀。作为这样的阻尼阀，例如存在申请人之前提出了申请的阻尼阀(例如参照日本JP2014－173716A)。该阻尼阀包括：包围从缓冲器的缸体通向贮存器的口的环状阀座；层叠于阀座构件并且相对于环状阀座离位/落位而对口进行开闭的主阀芯；自口的上游分支的先导通路；设于先导通路的薄壁孔；与主阀芯的阀座相反侧相抵接的筒状的滑阀芯；在外周滑动自如地安装有滑阀芯且与滑阀芯一同在主阀芯的背面侧形成背压室的阀壳；设于先导通路的先导阀；以及用于调节先导阀的开阀压力的螺线管。该阻尼阀向背压室导入先导通路的比薄壁孔靠下游的二次压力，利用该二次压力向环状阀座侧推压主阀芯。

而且，在该阻尼阀中，先导阀设于背压室的下游，因此，在利用螺线管的推力调节先导阀的开阀压力时，将向背压室引导的二次压力控制为先导阀的开阀压力。

此外，像前述那样，以向环状阀座侧推压主阀芯的方式对主阀芯的背面作用二次压力。相对于此，从口的上游以使主阀芯自环状阀座离位的方式对主阀芯的正面作用压力。由此，在利用口的上游侧的压力使主阀芯自环状阀座离位的力大于利用二次压力向阀座推压主阀芯的力时，阻尼阀开阀。

在该阻尼阀中，通过控制二次压力，能够调节主阀芯的开阀压力。并且，在利用螺线管调节先导阀的开阀压力时，能够使阻尼阀对通过流路的工作油的流动施加的阻力可变，能够将缓冲器的阻尼力调整为期望的阻尼力。

发明内容

在该以往的阻尼阀中，调节先导阀的开阀压力，从而进行阻尼力调整。并且，在成为无法向螺线管通电的事态时，该先导阀自设于先导通路的阀座最大限度地后退，也作为封闭先导通路的阀座的下游的开闭阀发挥功能。

此外，在该阻尼阀中，设有自先导通路的先导阀的下游处的、先导阀的作为开闭阀发挥功能的部分的上游分支的失效通路。于是，在先导通路因先导阀自阀座的后退而被阻断时，通过利用设于失效通路的失效阀控制二次压力，从而将主阀芯的开阀压力设定为规定压力。因而，阻尼阀即使在失效时也能够利用失效阀控制背压室内的压力，产生阻尼力。

也就是说，在该阻尼阀中，采用如下构造的先导阀：将用于在正常时控制背压室内的压力的压力控制阀和用于在失效时阻断先导通路并使失效通路有效的开闭阀一体化而成的构造。通过利用由螺线管产生的推力控制开阀压力，以将先导通路的上游侧的压力和下游侧的压力之差保持为恒定的方式使先导阀与阀座之间的距离变大/变小，来发挥先导阀的作为压力控制阀的功能。此外，通过在先导阀自阀座最大限度地后退时先导阀与在先导通路的下游的内周设置的凸缘相抵接而封闭先导通路，来发挥先导阀的作为开闭阀的功能。在这样构成先导阀时，具有如下优点：利用单一的螺线管承担由压力控制阀进行的压力控制和由开闭阀进行的先导通路的开闭控制。

但是，若从先导通路的上游通过先导阀的流量增加，则存在这样的可能性：先导阀与凸缘之间的间隙的压力差变大，压力控制阀与开闭阀之间的压力上升而朝向凸缘侧推压先导阀，在正常时也向开闭阀关闭的失效状态转移。

此时，若流量减少，则从失效状态自动地向正常状态恢复。但是，在该失效状态下，压力控制阀的控制失效，背压室内的压力被失效阀支配，因此，存在这样的可能性：在直到恢复为正常状态为止的期间都无法调节阻尼力。

为了避免该现象，以绕过先导阀的方式设置失效通路即可，但成为失效通路与先导阀并列的构造。因此，若不事先使设于失效通路的失效阀的开阀压力高于利用先导阀的控制进行调整的上限压力，则先导阀的压力调整幅度变小。这样，如果要确保先导阀的压力调整幅度，则需要提高失效阀的开阀压力，因此，失效状态下的背压室的压力变得高于正常时的压力，就阻尼阀所产生的阻尼力而言，失效时大于正常时。这样，在该构造中产生了无法自由地设定失效状态的阻尼阀的阻尼力特性这样的新问题。

本发明的目的在于提供一种能够自由地设定失效状态的阻尼力特性的阻尼阀。

根据本发明的一个技术方案，阻尼阀包括：压力控制通路；电磁阀，其具有用于控制压力控制通路的上游侧的压力的压力控制阀、与压力控制阀一体化且设于压力控制通路的压力控制阀的上游侧并且用于开闭压力控制通路的开闭阀、以及用于控制压力控制阀和开闭阀的单一的螺线管；第一失效通路，其自压力控制通路的开闭阀的上游分支，并通向压力控制通路的开闭阀与压力控制阀之间；以及第一失效阀，其设于第一失效通路，用于对所通过的流体的流动施加阻力，在螺线管为非通电时，压力控制阀开放压力控制通路，开闭阀封闭压力控制通路。

附图说明

图1是本发明的第1实施方式的阻尼阀的回路图。

图2是应用本发明的第1实施方式的阻尼阀的缓冲器的剖视图。

图3是图示本发明的第1实施方式的压力控制阀的流量压力特性和第一失效阀的压力流量特性的图表。

图4是图示应用本发明的第1实施方式的阻尼阀的缓冲器在正常时相对于活塞速度能够输出的阻尼力范围和在失效时相对于活塞速度能够输出的阻尼力的图表。

图5是本发明的第1实施方式的变形例的阻尼阀的回路图。

图6是图示应用本发明的第1实施方式的变形例的阻尼阀的缓冲器在失效时相对于活塞速度输出的阻尼力的特性的图表。

图7是本发明的第2实施方式的阻尼阀的回路图。

图8是应用本发明的第2实施方式的阻尼阀的缓冲器的剖视图。

图9是图示应用本发明的第2实施方式的阻尼阀的缓冲器在失效时相对于活塞速度输出的阻尼力的特性的图表。

图10是应用本发明的第2实施方式的阻尼阀的缓冲器的剖视图。

图11是应用本发明的第2实施方式的阻尼阀的缓冲器的局部放大剖视图。

图12是本发明的第2实施方式的阻尼阀的放大剖视图。

图13是图示应用本发明的第2实施方式的阻尼阀的缓冲器的阻尼力的特性的图表。

具体实施方式

＜第1实施方式＞

以下，参照附图说明本发明的第1实施方式的阻尼阀V1和应用阻尼阀V1的缓冲器D1。

首先，说明应用第1实施方式的阻尼阀V1的缓冲器D1。如图2所示，缓冲器D1包括缸体10、滑动自如地插入到缸体10内的活塞11、滑动自如地插入到缸体10内且与活塞11相连结的杆12、利用插入到缸体10内的活塞11划分出的伸长侧室13和压缩侧室14、覆盖缸体10的外周并在与缸体10之间形成排出通路15的中间筒16、以及覆盖中间筒16的外周并在与中间筒16之间形成贮存器17的外筒18。在伸长侧室13、压缩侧室14以及贮存器17内填充有作为流体的工作油。此外，在贮存器17中除了工作油之外还填充有气体。另外，流体除了是工作油之外，只要是能够发挥阻尼力的流体，就也可以是任何流体。

伸长侧室13和排出通路15通过设于缸体10的连通孔相连通。伸长侧室13通过排出通路15和后述的阻尼阀V1的主通路MP而与贮存器17相连通。在缓冲器D1中，伸长侧室13位于主通路MP的上游，并且贮存器17位于主通路MP的下游。

缓冲器D1还包括仅容许工作油从贮存器17向压缩侧室14流动的吸入通路19和设于活塞11且仅容许工作油从压缩侧室14向伸长侧室13流动的活塞通路11A。

在缓冲器D1进行收缩工作时，活塞11向图2中的下方移动，从而对压缩侧室14进行压缩，压缩侧室14内的工作油通过活塞通路11A向伸长侧室13移动。在该收缩工作时，杆12进入到缸体10内，因此，在缸体10内，与杆12所进入的体积对应的量的工作油过剩。该过剩量的工作油被从缸体10推出并通过排出通路15和主通路MP向贮存器17排出。在收缩工作时，缓冲器D1利用阻尼阀V1对从缸体10内向贮存器17移动的工作油的流动施加阻力，使缸体10内的压力上升而发挥压缩侧阻尼力。

相反，在缓冲器D1进行伸长工作时，活塞11向图2中的上方移动，从而对伸长侧室13进行压缩，伸长侧室13内的工作油通过排出通路15和主通路MP向贮存器17移动。在该伸长工作时，活塞11向上方移动，压缩侧室14的容积扩大。从贮存器17通过吸入通路19向压缩侧室14供给与该扩大的体积相应的工作油。在伸长工作时，缓冲器D1利用阻尼阀V1对从缸体10内向贮存器17移动的工作油的流动施加阻力，使伸长侧室13内的压力上升而发挥伸长侧阻尼力。

这样，缓冲器D1被设定为如下那样的单向流动型的缓冲器：在进行伸缩工作时，从缸体10内通过排出通路15向贮存器17排出工作油，工作油以单向通行的方式依次在压缩侧室14、伸长侧室13、贮存器17之间循环。在缓冲器D1中，工作油必定通过阻尼阀V1，因此，能够利用单一的阻尼阀V1产生伸长侧和压缩侧这两侧的阻尼力。

接着，参照图1说明阻尼阀V1。

如图1所示，阻尼阀V1包括：压力控制通路PP，其具有节流件O；电磁阀EV，其具有设于压力控制通路PP的节流件O的下游且用于控制压力控制通路PP的上游侧的压力的压力控制阀PV、与压力控制阀PV一体化且设于压力控制通路PP的压力控制阀PV的上游侧并且用于开闭压力控制通路PV的开闭阀SV、以及用于控制压力控制阀PV和开闭阀SV的单一的螺线管Sol；第一失效通路FP1，其自压力控制通路PP的节流件O与开闭阀SV之间分支并通向压力控制通路PP的开闭阀SV与压力控制阀PV之间；以及第一失效阀FV1，其设于第一失效通路FP1，用于对通过第一失效通路FP1的流体的流动施加阻力。第一失效通路FP1以绕过开闭阀SV的方式设置。

此外，阻尼阀V1包括在缓冲器D1伸缩时供流体通过的主通路MP和用于开闭主通路MP的主阀MV。阻尼阀V1将由压力控制阀PV调整了的压力作为对主阀MV作用的背压向主阀MV引导，调整主阀MV的开阀压力。缓冲器D1利用主阀MV对在伸缩时通过主通路MP的流体施加阻力而产生阻尼力。

另外，在本实施方式中，利用压力控制阀PV调整压力控制通路PP中的上游侧的压力，从而控制主阀MV的开阀压力，但像前述那样，压力控制阀PV能够进行压力控制。因而，也可以自前述列举的结构废除节流件O、主通路MP以及主阀MV而构成阻尼阀V1。在该情况下，通过在缓冲器D1伸缩时利用压力控制阀PV对通过压力调整通路PP的流体施加阻力而控制缓冲器D1内的压力，从而能够产生阻尼力。

接着，详细地说明阻尼阀V1的各部分。

如图1所示，主通路MP通过缓冲器D1的排出通路15使缸体10内的伸长侧室13与贮存器17相连通。主阀MV设于主通路MP，对于主阀MV，向开阀方向作用上游侧的压力，利用节流件O减压的、压力控制通路PP的压力控制阀PV的上游侧的压力作为背压向闭阀方向进行作用。对于主阀MV还向闭阀方向作用弹簧MVs的施力。在利用主通路MP的上游侧的压力使主阀MV开阀的力大于利用背压和弹簧MVs的作用使主阀MV闭阀的力时，主阀MV开阀并对所通过的工作油的流动施加阻力。

压力控制通路PP自主通路MP的主阀MV的上游分支，并与位于主阀MV的下游的贮存器17相连接。此外，在压力控制通路PP设有薄壁孔、细长孔等这样的节流件O，将节流件O的下游侧的压力作为背压作用于主阀MV。

在压力控制通路PP的节流件O的下游侧设有使压力控制阀PV和开闭阀SV一体化而成的电磁阀EV。压力控制阀PV设于压力控制通路PP，对于压力控制阀PV，向开阀方向作用压力控制通路PP的节流件O的下游且是压力控制阀PV的上游侧的压力和弹簧Evs的施力，并且向闭阀方向作用螺线管Sol的推力。在阻尼阀V1中，通过调整螺线管Sol的推力，能够变更主阀MV的开阀压力。具体而言，通过调整螺线管Sol的推力而调节压力控制阀PV的开阀压力，调整对主阀MV作用的背压(压力控制通路PP的节流件O的下游且是压力控制阀PV的上游侧的压力)，从而能够控制主阀MV的开阀压力。另外，在不向螺线管Sol通电的情况下，压力控制阀PV利用弹簧Evs使流路变得最大。

开闭阀SV配置在压力控制通路PP的节流件O的下游且是压力控制阀PV的上游。开闭阀SV具有阻断压力控制通路PP的阻断位置SVs和开放压力控制通路PP的连通位置SVo。开闭阀SV被与压力控制阀PV共有的弹簧Evs以位于阻断位置SVs的方式施力，并且在被与压力控制阀PV共有的螺线管Sol的推力推压时切换为连通位置SVo。在能够向螺线管Sol正常通电的状态下，开闭阀SV被螺线管Sol的推力推压而采取开放压力控制通路PP的连通位置SVo。另外，在不向螺线管Sol通电的情况下、或在无法通电或者无法正常通电的失效状态下，不向螺线管Sol供给电力，开闭阀SV被弹簧Evs推压而封闭压力控制通路PP。

因而，电磁阀EV在能够向螺线管Sol正常通电的状态下能够控制螺线管Sol的推力将开闭阀SV维持在连通位置Svo并利用压力控制阀PV实施压力控制。此外，在失效状态下，不向螺线管Sol通电，因此，压力控制阀PV将压力控制通路PP最大程度地开放，并且开闭阀SV切换到阻断位置SVs，阻断压力控制通路PP。这样，由于压力控制阀PV和开闭阀SV一体化，因此电磁阀EV不必针对压力控制阀PV和开闭阀SV各自设置螺线管和弹簧，能够使螺线管Sol和弹簧EVs共用化。因而，能够减轻成本并使重量轻量化，并且能够使阻尼阀V1非常小型化。

而且，压力控制通路PP的节流件O的下游且是开闭阀SV的上游的压力被作为背压向主阀MV引导。在开闭阀SV开放压力控制通路PP的状态下，压力控制通路PP的节流件O的下游且是压力控制阀PV的上游的压力是向主阀MV引导的背压。因而，在正常时，当调节螺线管Sol的推力时，能够控制对主阀MV作用的背压。

第一失效通路FP1自压力控制通路PP的节流件O的下游且是开闭阀SV的上游分支并通向开闭阀SV与压力控制阀PV之间。在第一失效通路FP1设有第一失效阀FV1。对于第一失效阀FV1，向开阀方向作用压力控制通路PP的节流件O的下游侧的压力，而向闭阀方向作用弹簧FV1s的施力。第一失效阀FV1设为在第一失效阀FV1的上游的压力达到利用弹簧FV1s设定的规定的开阀压力时开阀的溢流阀。因而，即使成为失效状态而压力控制通路PP被开闭阀SV阻断，由于第一失效阀FV1作为溢流阀发挥功能，因此压力控制通路PP的节流件O的下游且是开闭阀SV的上游的压力也被控制为取决于第一失效阀FV1的流量压力特性和通过流量的压力。由此，在失效时，通过利用第一失效阀FV1控制向主阀MV引导的背压，从而将主阀MV的开阀压力控制为规定压力。因而，即使在失效时，阻尼阀V1也能够对通过主阀MV的工作油的流动施加阻力而发挥阻尼力。

这样，在阻尼阀V1中，通过控制电磁阀EV而控制对主阀MV作用的背压，从而能够调节阻尼力。此外，虽然在压力控制通路PP中将开闭阀SV配置在压力控制阀PV的上游，但是，由于第一失效通路FP1自开闭阀SV的上游分支，因此，即使开闭阀SV闭阀，第一失效通路FP1也有效地发挥功能，因此不会丧失失效功能。此外，采用本实施方式的阻尼阀V1，不会产生如下问题：在正常时向失效状态转移而难以进行阻尼力控制。

在阻尼阀V1中，开闭阀SV和第一失效阀FV1并列配置，因此，在正常时且是开闭阀SV开放压力控制通路PP的状态下，工作油能够以较小的阻力通过开闭阀SV。

因而，在开闭阀SV开放压力控制通路PP的状态下，无论第一失效阀FV1的开闭状态如何，都利用压力控制阀PV调整主阀MV的背压。因而，能够与第一失效阀FV1的流量压力特性无关地调节主阀MV的开阀压力，并且能够调整缓冲器D1的阻尼力。也就是说，第一失效阀FV1不对压力控制阀PV的压力控制产生影响。

此外，在失效时，开闭阀SV阻断压力控制通路PP，但在上游侧的压力达到第一失效阀FV1的开阀压力时，第一失效阀FV1开阀，因此工作油会通过第一失效阀FV1。这样，第一失效阀FV1使工作油绕过开闭阀SV流动，因此，主阀MV的背压成为根据在第一失效阀FV1中流动的流量确定的压力。

这样，在本实施方式的阻尼阀V1中，在正常时能够与第一失效阀FV1的开阀压力无关地利用压力控制阀PV调整对主阀MV作用的背压，在失效时能够将对主阀MV作用的背压调整为取决于第一失效阀FV1的流量压力特性和通过流量的压力。

因而，采用本实施方式的阻尼阀V1，能够自由地设定正常时的控制阀PV的相对于流量而言的压力特性的可变幅度。此外，采用阻尼阀V1，由于第一失效阀FV1在正常时不对压力控制阀PV所进行的压力控制产生影响，因此也能够与压力控制阀PV的压力特性的可变幅度无关地自由设定第一失效阀FV1的开阀压力。也就是说，能够自由地设定第一失效阀FV1的相对于通过流量而言的压力特性，因此也不必使第一失效阀FV1的开阀压力高于利用压力控制阀PV的控制进行调整的上限压力。因而，采用阻尼阀V1，也解决了在失效状态下对主阀MV作用的背压高于正常时的压力这样的问题，因此能够自由地设定失效状态的阻尼力特性。

在阻尼阀V1中，能够自由地设定失效状态的阻尼力特性，因此，如图3所示，例如能够使第一失效阀FV1的流量压力特性(图3中的线A)处于压力控制阀PV的可控制区域(图3中的压力控制阀PV的流量压力特性的下限“低”和上限“高”之间的区域)。因而，如图4所示，在失效时，缓冲器D1也能够以最佳的阻尼力特性发挥阻尼力。另外，在图4中，用虚线和阴影表示缓冲器D1在正常时相对于活塞速度能够输出的阻尼力范围，用实线表示在失效时相对于活塞速度能够输出的阻尼力。能够利用第一失效阀FV1的流量压力特性的设定任意地变更失效时的阻尼力的相对于活塞速度而言的特性、即阻尼力特性。这样，本实施方式的阻尼阀V1在正常时不会向失效状态转移，能够自由地设定失效状态的阻尼力特性。另外，第一失效阀FV1在前述的内容中设为溢流阀，但也可以是细长孔、薄壁孔等节流件。

此外，也可以像图5所示的第1实施方式的变形例的阻尼阀V11那样将薄壁孔20和溢流阀21并列而构成第一失效阀FV1，并将其设于第一失效通路FP1。如果这样做，则在失效时，在直到压力控制通路PP的开闭阀SV的上游侧的压力达到溢流阀21的开阀压力为止的期间，工作油通过薄壁孔20。若流量进一步增加而压力控制通路PP的开闭阀SV的上游侧的压力达到溢流阀21的开阀压力，则溢流阀21开阀而开放第一失效通路FP1。因而，在该变形例的阻尼阀V11中，在失效时，在活塞速度较慢的情况、也就是说在压力控制通路PP中流动的流量较小的情况下，利用薄壁孔20控制主阀MV的开阀压力和阀开度，在活塞速度较快的情况、也就是说在压力控制通路PP中流动的流量较大的情况下，溢流阀21开阀而利用溢流阀21控制主阀MV的开阀压力和阀开度。因而，该变形例的阻尼阀V11的阻尼力特性成为如下的特性：如图6所示，在活塞速度较慢的状态下，阻尼力与活塞速度的增加相应地变大，在成为活塞速度变快而溢流阀21开阀了的状态时，相对于活塞速度的增加而言的阻尼力的增加比例与活塞速度较慢的状态相比变小。若这样将多个阀并列而构成第一失效阀FV1，则能够任意地设定失效时的阻尼力特性。此外，能够独立地设定失效时的缓冲器D1在活塞速度处于低速区域时的阻尼力特性和在活塞速度处于高速区域时的阻尼力特性，因此，阻尼力特性的设定自由度上升。另外，与图4同样地，在图6中也用虚线和阴影表示缓冲器D1在正常时相对于活塞速度能够输出的阻尼力范围，用实线表示在失效时相对于活塞速度能够输出的阻尼力。

并且，在将第一失效阀FV1的相对于流量而言的压力特性设定在压力控制阀PV的压力控制范围内的情况下，在失效时能够根据与缓冲器D1进行正常动作的状态接近的阻尼力特性来产生阻尼力，不会发生在向失效模式转移时阻尼力特性急剧变化的情况。并且，通过调整溢流阀21的相对于流量而言的压力特性，也能够进行这样的设定：在缓冲器D1的活塞速度处于低速区域的情况下，如图6中的单点划线所示设在压力控制阀PV的压力控制范围内，在缓冲器D1的活塞速度处于高速区域的情况下，超出该压力控制范围而发挥较大的阻尼力。

此外，在阻尼阀V1、V11中，压力控制阀PV调节对主阀MV作用的背压，因此，若增大背压所作用的主阀MV的受压面积，则能够增大相对于背压而言的主阀MV的开阀压力的放大程度。因而，能够减小用于控制电磁阀EV的螺线管Sol的最大输出。因此，利用较小的螺线管Sol也能够将阻尼力调整幅度确保得较大，因此能够使阻尼阀V1、V11成为小型。因而，能够将阻尼阀V1、V11应用于搭载空间受限的缓冲器D1，缓冲器对于车辆的搭载性也很良好。

另外，在上述变形例中，利用薄壁孔20和溢流阀21构成了第一失效阀FV1，但也可以利用细长孔和溢流阀构成。此外，在利用薄壁孔20和溢流阀21构成第一失效阀FV1的情况下，将溢流阀21设为叶片阀、将薄壁孔20设为设于叶片阀的缺口或者刻在叶片阀所离位/落位的阀座时，能够简化构造。

＜第2实施方式＞

接着，说明第2实施方式的阻尼阀V2。在第2实施方式的阻尼阀V2的说明中，对与第1实施方式通用的构件标注相同的附图标记，省略说明。

如图7所示，相对于第1实施方式的阻尼阀V1的结构而言，第2实施方式的阻尼阀V2添加了第二失效通路FP2和设于该第二失效通路FP2的第二失效阀FV2，并且利用后述的使设于缓冲器D2内的伸长侧室13和压缩侧室14连通的伸长侧主通路MPe和压缩侧主通路MPc构成主通路，利用设于伸长侧主通路MPe的伸长侧主阀MVe和设于压缩侧主通路MPc的压缩侧主阀MVc构成主阀。而且，阻尼阀V2设于缓冲器D2的活塞11(参照图8)，在缓冲器D2伸长时利用伸长侧主阀MVe对工作油的流动施加阻力，在缓冲器D2收缩时利用压缩侧主阀MVc对工作油的流动施加阻力，从而在缓冲器D2伸缩时发挥阻尼力。

首先，参照图8说明应用阻尼阀V2的缓冲器D2。

如图8所示，缓冲器D2包括缸体10、滑动自如地插入到缸体10内的活塞11、移动自如地插入到缸体10内且与活塞11相连结的杆12、利用插入到缸体10内的活塞11划分出的伸长侧室13和压缩侧室14、以及覆盖缸体10的外周且在与缸体10之间形成贮存器17的外筒18。在伸长侧室13、压缩侧室14以及贮存器17内填充有工作油。此外，在贮存器17中除了工作油之外还填充有气体。另外，流体除了是工作油之外，只要是能够发挥阻尼力的流体，就也可以是任何流体。

缓冲器D2还包括仅容许工作油从贮存器17向压缩侧室14流动的吸入通路19和仅容许工作油从压缩侧室14向贮存器17流动的压缩侧阻尼通路22。

在缓冲器D2进行收缩工作时，活塞11向图8中的下方移动，从而对压缩侧室14进行压缩，压缩侧室14内的工作油通过压缩侧主阀MVc向伸长侧室13移动。在该收缩工作时，杆12进入到缸体10内，因此，在缸体10内，与杆所进入的体积对应的量的工作油过剩。该过剩量的工作油被从缸体10推出并通过压缩侧阻尼通路22向贮存器17排出。在收缩工作时，缓冲器D2利用压缩侧主阀MVc使压缩侧室14和伸长侧室13之间产生压力差，并且利用压缩侧阻尼通路22使压缩侧室14内的压力上升而发挥压缩侧阻尼力。

相反，在缓冲器D2进行伸长工作时，活塞11向图8中的上方移动，对伸长侧室13进行压缩，伸长侧室13内的工作油通过伸长侧主阀MVe向压缩侧室14移动。在该伸长工作时，杆12从缸体10内退出，因此，从贮存器17通过吸入通路19向压缩侧室14供给与该杆12从缸体10退出的体积对应的量的工作油。在伸长工作时，缓冲器D2利用伸长侧主阀MVe使伸长侧室13和压缩侧室14之间产生压力差，发挥伸长侧阻尼力。

另外，在本实施方式的缓冲器D2中，设有贮存器17、吸入通路19以及压缩侧阻尼通路22，但也可以自缓冲器D2废除贮存器17、吸入通路19以及压缩侧阻尼通路22，取而代之向缸体10内滑动自如地插入自由活塞而在缸体10内设置气室。也就是说，能够将缓冲器D2构成为在杆12相对于缸体10内退出或者进入时使气室扩大或者缩小来补偿缸体10内的容积变化的所谓的单筒型的缓冲器。

接着，参照图7以与阻尼阀V1不同的部分为中心地详细说明阻尼阀V2。

压力控制通路PP包括与伸长侧室13相连接的伸长侧压力导入通路Ie和压缩侧压力排出通路Ec、与压缩侧室14相连接的压缩侧压力导入通路Ic和伸长侧压力排出通路Ee、以及一端与伸长侧压力导入通路Ie和压缩侧压力导入通路Ic相连接并且另一端与伸长侧压力排出通路Ee和压缩侧压力排出通路Ec相连接的调整通路Pc。

在伸长侧压力导入通路Ie设有仅容许工作油从伸长侧室13向调整通路Pc流动的单向阀Cie，在压缩侧压力导入通路Ic设有仅容许工作油从压缩侧室14向调整通路Pc流动的单向阀Cic。此外，在伸长侧压力排出通路Ee设有仅容许工作油从调整通路Pc向压缩侧室14流动的单向阀Cee，在压缩侧压力排出通路Ec设有仅容许工作油从调整通路Pc向伸长侧室13流动的单向阀Cec。

在缓冲器D2进行伸长工作的情况下，对伸长侧室13进行压缩，因此，从伸长侧室13排出来的工作油使单向阀Cie打开而通过伸长侧压力导入通路Ie向调整通路Pc流入，进而使单向阀Cee打开而通过伸长侧压力排出通路Ee向压缩侧室14移动。相反，在缓冲器D2进行收缩工作的情况下，对压缩侧室14进行压缩，因此，从压缩侧室14排出来的工作油使单向阀Cic打开而通过压缩侧压力导入通路Ic向调整通路Pc流入，进而使单向阀Cec打开而通过压缩侧压力排出通路Ec向伸长侧室13移动。这样，缓冲器D2无论伸长还是收缩，工作油在调整通路Pc中都始终将导入通路Ie、Ic侧作为上游并将排出通路Ee、Ec侧作为下游地以单向通行的方式流动。

在调整通路Pc中，从上游侧开始依次设有节流件O、包括开闭阀SV和压力控制阀PV的电磁阀EV。此外，第一失效通路FP1自调整通路Pc的节流件O与开闭阀SV之间分支并通向开闭阀SV与压力控制阀PV之间。也就是说，第一失效通路FP1以绕过开闭阀SV的方式构成。在第一失效通路FP1设有由薄壁孔构成的第一失效阀FV1。

并且，第二失效通路FP2自调整通路Pc的节流件O与开闭阀SV之间分支并通向电磁阀EV的下游。也就是说，第二失效通路FP2以绕过电磁阀EV的方式构成。在第二失效通路FP2设有由溢流阀构成的第二失效阀FV2。对于第二失效阀FV2，向开阀方向作用压力控制通路PP的节流件O的下游侧的压力，而向闭阀方向作用弹簧FV2s的施力。也就是说，第二失效阀FV2设为在第二失效阀FV2的上游的压力达到由弹簧FV2s设定的规定的开阀压力时开阀的溢流阀。

在阻尼阀V2中，压力控制阀PV和第二失效阀FV2在压力控制通路PP中并列配置。在第二失效阀FV2的开阀压力小于利用压力控制阀PV能够控制的上限压力的情况下，即使想要利用压力控制阀PV将伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的背压控制为上限压力，第二失效阀FV2也会开阀。因此，在这样的设定的情况下，即使在能够正常控制对螺线管Sol施加的电流的状态下，背压的上限也会被限制为第二失效阀FV2的开阀压力。因而，第二失效阀FV2的开阀压力被设定得大于利用压力控制阀PV能够控制的上限压力。

如上所述，主通路由设于活塞11且使伸长侧室13与压缩侧室14连通的伸长侧主通路MPe和设于活塞11且使伸长侧室13与压缩侧室14连通的压缩侧主通路MPc构成。

主阀由设于伸长侧主通路MPe的伸长侧主阀MVe和设于压缩侧主通路MPc的压缩侧主阀MVc构成。对于伸长侧主阀MVe，向开阀方向作用伸长侧室13的压力，伸长侧室13的压力利用节流件O减压并作为背压向闭阀方向进行作用，而且，向闭阀方向作用弹簧MVes的施力。因而，在根据伸长侧室13的压力的作用使伸长侧主阀MVe开阀的力大于根据背压和弹簧MVes的作用使伸长侧主阀MVe闭阀的力时，伸长侧主阀MVe开阀，对通过伸长侧主通路MPe的工作油的流动施加阻力。对于压缩侧主阀MVc，向开阀方向作用压缩侧室14的压力，压缩侧室14的压力利用节流件O减压并作为背压向闭阀方向进行作用，而且，向闭阀方向作用弹簧MVcs的施力。因而，在根据压缩侧室14的压力的作用使压缩侧主阀MVc开阀的力大于根据背压和弹簧MVcs的作用使压缩侧主阀MVc闭阀的力时，压缩侧主阀MVc开阀，对通过压缩侧主通路MPc的工作油的流动施加阻力。

因而，在阻尼阀V2中，在缓冲器D2进行伸长工作的期间里电磁阀EV正常的情况下，能够通过利用压力控制阀PV控制对伸长侧主阀MVe作用的背压来调整伸长侧主阀MVe的开阀压力和开阀时的阀开度。由此，能够控制缓冲器D2的伸长工作时的阻尼力。而且，在阻尼阀V2中，在缓冲器D2进行收缩工作的期间里电磁阀EV正常的情况下，能够通过利用压力控制阀PV控制对压缩侧主阀MVc作用的背压来调整压缩侧主阀MVc的开阀压力和开阀时的阀开度。由此，能够控制缓冲器D2的收缩工作时的阻尼力。在该正常时，第二失效阀FV2是闭阀状态，第一失效阀FV1容许工作油通过。与第一失效阀FV1并列的开闭阀SV在正常时也是开阀状态，因此，在正常时第一失效阀FV1和第二失效阀FV2也不会对压力控制阀PV的压力控制产生影响。这样，在阻尼阀V2中，能够利用一个压力控制阀PV调整伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的开阀压力和阀开度。

相对于此，在电磁阀EV无法正常发挥功能的失效时，调整通路Pc被开闭阀SV阻断。在该情况下，由于第一失效通路FP1以绕过开闭阀SV的方式构成，第二失效通路FP2以绕过电磁阀EV的方式构成，因此压力控制通路PP的上游和下游处于连通状态。因而，工作油能够通过压力控制通路PP。在缓冲器D2的活塞速度较慢、流量较小的情况下，调整通路Pc的上游的压力不怎么上升，因此，第二失效阀FV2不开阀。但是，工作油通过第一失效阀FV1，因此，伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的背压被调整为与第一失效阀FV1的流量压力特性相应的压力，从而调整伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的开阀压力和阀开度。另一方面，在缓冲器D2的活塞速度较快、流量变多、利用第一失效阀FV1使调整通路Pc的上游的压力上升并达到第二失效阀FV2的开阀压力时，第二失效阀FV2开阀而发挥溢流功能。由此，调整通路Pc的节流件O的下游且是开闭阀SV的上游的压力被调整为取决于第二失效阀FV2的流量压力特性和通过流量的压力。这样，阻尼阀V2即使在失效时也能够对通过伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的工作油的流动施加阻力，能够发挥阻尼力。

在这样构成的阻尼阀V2中，与第1实施方式的阻尼阀V1同样地，通过控制电磁阀EV，能够控制对伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc作用的背压而调节阻尼力。

此外，虽然在压力控制通路PP中将开闭阀SV配置在压力控制阀PV的上游，但是，由于设有绕过开闭阀SV的第一失效通路FP1和绕过电磁阀EV的第二失效通路FP2，因此，即使开闭阀SV闭阀，由于第一失效通路FP1和第二失效通路FP2有效地发挥功能，因此也不会丧失失效功能。此外，采用本实施方式的阻尼阀V2，不会产生在正常时向失效状态转移而难以进行进行阻尼力控制这样的问题。

在阻尼阀V2中，开闭阀SV和第一失效阀FV1并列配置。因此，在正常时开闭阀SV开放压力控制通路PP的状态下，工作油能够以较小的阻力通过开闭阀SV。此外，第二失效阀FV2的开阀压力被设定为比压力控制阀PV的可控制上限压力高的压力。因而，在开闭阀SV开放压力控制通路PP的状态下，第二失效阀FV2不开阀，利用压力控制阀PV调整伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的背压。由此，能够与第一失效阀FV1和第二失效阀FV2的流量压力特性无关地调节伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的开阀压力，能够调整缓冲器D2的阻尼力。

另一方面，在失效时，开闭阀SV阻断压力控制通路PP，但绕过了开闭阀SV的工作油通过第一失效阀FV1。由此，伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的背压成为根据在第一失效阀FV1中流动的流量确定的压力。此外，在第二失效阀FV2开阀的情况下，伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的背压成为根据第一失效阀FV1和第二失效阀FV2的流量压力特性确定的压力。

这样，在本实施方式的阻尼阀V2中，在正常时，能够与第一失效阀FV1和第二失效阀FV2无关地利用压力控制阀PV调整对伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc作用的背压，在失效时，能够将对伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc作用的背压调整为取决于第一失效阀FV1的流量压力特性和通过流量的压力、或者取决于第一失效阀FV1和第二失效阀FV2的流量压力特性和通过流量的压力。

因而，采用本实施方式的阻尼阀V2，第一失效阀FV1和第二失效阀FV2在正常时不对压力控制阀PV所进行的压力控制产生影响，因此，能够自由地设定正常时的压力控制阀PV的相对于流量而言的压力特性的可变幅度。而且，能够自由地设定第一失效阀FV1的相对于通过流量而言的压力特性。此外，采用本实施方式的阻尼阀V2，也解决了在失效状态下对伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc作用的背压始终高于正常时的压力的问题，失效状态下的阻尼力特性的设定自由度上升。

在阻尼阀V2中，在失效状态下，在缓冲器D2的活塞速度较低时，利用第一失效阀FV1控制伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的开阀压力，在活塞速度较快而在压力控制通路PP中流动的流量增加时，第二失效阀FV2开阀，因此，利用第二失效阀FV2控制主阀的伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的阀开度。因而，应用阻尼阀V2的缓冲器D2的阻尼力特性成为这样的特性：如图9所示，在活塞速度较慢的状态下，阻尼力与活塞速度的增加相应地变大，在成为活塞速度变快、第二失效阀FV2开阀的状态时，相对于活塞速度的增加而言阻尼力的增加比例与活塞速度较慢的状态相比变小。若这样除了第一失效阀FV1之外还设有第二失效阀FV2，则能够独立地设定失效时的缓冲器D2在活塞速度处于低速区域时的阻尼力特性和在活塞速度处于高速区域时的阻尼力特性，因此，阻尼力特性的设定自由度上升。另外，与图4同样地，在图9中也用虚线和阴影表示缓冲器D2在正常时相对于活塞速度能够输出的阻尼力范围，用实线表示在失效时相对于活塞速度能够输出的阻尼力。

此外，阻尼阀V2包括伸长侧主通路MPe、压缩侧主通路MPc、伸长侧主阀MVe以及压缩侧主阀MVc，利用压力控制阀PV调节对伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc作用的背压，因此，能够利用一个压力控制阀PV控制伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的开阀压力。此外，在增大背压所作用的伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的受压面积时，能够增大相对于背压而言的伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的开阀压力的放大程度。因而，能够减小用于控制电磁阀EV的螺线管Sol的最大输出，即使利用较小的螺线管Sol，也能够将阻尼力调整幅度确保得较大。由此，能够使阻尼阀V2成为小型。因而，能够将阻尼阀V2应用于搭载空间受限的缓冲器D2，缓冲器对于车辆的搭载性也很良好。并且，在使伸长侧主阀MVe的背压的受压面积大于压缩侧主阀MVc的背压的受压面积时，能够容易地发挥使伸长侧的阻尼力大于压缩侧的阻尼力这样的车辆用的缓冲器所期望的阻尼力。

接着，说明应用于缓冲器D2的阻尼阀V2的具体的构造。图10是应用于缓冲器D2的阻尼阀V2的构造剖视图。

缓冲器D2包括充满了工作油等液体的缸体10、移动自如地插入到缸体10内的活塞11、利用插入到缸体10内的活塞11划分出的伸长侧室13和压缩侧室14、移动自如地插入到缸体10内且与活塞11相连结的杆12、以及阻尼阀V2。此外，虽未图示，但在缸体10的图10中的下方滑动自如地插入有自由活塞，利用该自由活塞在缸体10内的、图10中的压缩侧室14的下方设有填充气体的气室。因而，在缓冲器D2进行伸缩而杆12在缸体10内退出或者进入，伸长侧室13和压缩侧室14的合计容积发生变化时，自由活塞在缸体10内上下移动而使气室扩大或者缩小，补偿杆12在缸体10内退出或者进入的体积。也就是说，缓冲器D2构成为单筒型的缓冲器。

阻尼阀V2包括设于活塞11的作为主通路的伸长侧主通路MPe和压缩侧主通路MPc、具有层叠于活塞11且用于开闭伸长侧主通路MPe的出口端的叶片阀Ve的伸长侧主阀MVe、具有层叠于活塞11且用于开闭压缩侧主通路MPc的出口端的叶片阀Vc的压缩侧主阀MVc、用于控制伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的背压的压力控制通路PP(压缩侧压力排出通路Ec、伸长侧压力排出通路Ee以及调整通路Pc)、节流件、具备开闭阀SV和压力控制阀PV的电磁阀EV、第一失效通路FP1、设于第一失效通路FP1的作为第一失效阀FV1的薄壁孔、第二失效通路FP2、以及设于第二失效通路FP2且由溢流阀构成的第二失效阀FV2。

在活塞11相对于缸体10沿着图10中的上下方向即轴向移动时，伸长侧主阀MVe对通过设于活塞11的伸长侧主通路MPe的工作油的流动施加阻力，并且压缩侧主阀MVc对通过设于活塞11的压缩侧主通路MPc的工作油的流动施加阻力，从而使阻尼阀V2发挥阻尼力。另外，在仅将缓冲器D2的伸长侧主通路MPe设为主通路且仅将伸长侧主阀MVe设为主阀、或者仅将压缩侧主通路MPc设为主通路且仅将压缩侧主阀MVc设为主阀的情况下，将阻尼阀V1应用于缓冲器D2即可。

杆12包括用于保持活塞11的活塞保持构件28、一端与活塞保持构件28相连结且与活塞保持构件28一同收纳电磁阀EV的电磁阀收纳筒29、以及一端与电磁阀收纳筒29相连结并且另一端自缸体10的上端向外方突出的杆构件30。在活塞保持构件28和电磁阀收纳筒29之间形成有收纳部L，在收纳部L内收纳有电磁阀EV。

活塞保持构件28包括在外周安装有环状的活塞11的保持轴28a、设于保持轴28a的图10中的上端外周的凸缘28b、以及设于凸缘28b的图10中的上端外周的筒状的承窝28c。此外，活塞保持构件28包括从保持轴28a的顶端开口且沿着轴向延伸通向承窝28c内的纵孔28d、以包围保持轴28a的方式设于凸缘28b的图10中的下端的环状槽28e、使环状槽28e与承窝28c内连通的口28f、使环状槽28e与纵孔28d内连通的横孔28g、从保持轴28a的外周与纵孔28d相连通且用于对所通过的工作油的流动施加阻力的伸长侧先导薄壁孔Oe和压缩侧先导薄壁孔Oc、设于保持轴28a的图1中的下端外周的螺纹部28i、以及形成于凸缘28b的上端面且与纵孔28d相连通的槽28j。在该实施方式中，节流件包括伸长侧先导薄壁孔Oe和压缩侧先导薄壁孔Oc。

在设于保持轴28a的纵孔28d内插入有筒状且在外周设有环状槽43a的分隔件43。利用纵孔28d和环状槽43a划分出使伸长侧先导薄壁孔Oe和压缩侧先导薄壁孔Oc连通的连通通路44。在分隔件43的图10中的下端设有包围分隔件43的下端的开口的环状阀座43b。纵孔28d通过分隔件43内使压缩侧室14与承窝28c内相连通。伸长侧先导薄壁孔Oe和压缩侧先导薄壁孔Oc在纵孔28d内利用分隔件43而设为不与压缩侧室14和承窝28c内相通。并且，横孔28g也与连通通路44相通，横孔28g也在纵孔28d内利用分隔件43而设为不与压缩侧室14和承窝28c内相通。

另外，伸长侧先导薄壁孔Oe和压缩侧先导薄壁孔Oc对所通过的工作油的流动施加阻力即可，因此，也可以替代薄壁孔而是细长孔通路这样的其他节流件。

在承窝28c的图10中的上端外周设有环状的凹部28k。此外，在承窝28c设有从凹部28k通向承窝28c内的通孔28m。在凹部28k安装有环状板42a。环状板42a从图10中的上方被弹簧构件42b施力，构成用于开闭通孔28m的单向阀Cec。

电磁阀收纳筒29包括有顶筒状的收纳筒部29a、与收纳筒部29a相比外径较小且从收纳筒部29a的顶部向图10中的上方延伸的筒状的连结部29b、以及从收纳筒部29a的侧方开口并通向内部的透孔29c。在将活塞保持构件28的承窝28c旋装于收纳筒部29a的内周时，活塞保持构件28与电磁阀收纳筒29一体化，并且利用电磁阀收纳筒29和活塞保持构件28在收纳筒部29a内形成用于收纳电磁阀EV的收纳部L。在收纳部L内设有详见后述的调整通路Pc的一部分。收纳部L通过口28f、环状槽28e以及横孔28g而与连通通路44相连通。在本实施方式中，利用口28f、环状槽28e、横孔28g、连通通路44、伸长侧先导薄壁孔Oe以及压缩侧先导薄壁孔Oc形成调整通路Pc。另外，收纳部L与连通通路44相连通即可，因此，也可以替代设置口28f、环状槽28e以及横孔28g的结构而设置使收纳部L和连通通路44直接连通的通路。但是，在采用了口28f、环状槽28e以及横孔28g的结构中，具有使收纳部L和连通通路44连通的通路的加工变容易的优点。

在如上所述电磁阀收纳筒29和活塞保持构件28一体化时，透孔29c与凹部28k和通孔28m相协作地构成用于使收纳部L与伸长侧室13相连通的压缩侧压力排出通路Ec。此外，利用环状板42a和弹簧构件42b形成仅容许工作油从收纳部L内向伸长侧室13流动的单向阀Cec。也就是说，压缩侧压力排出通路Ec由透孔29c、凹部28k、通孔28m形成，在该压缩侧压力排出通路Ec设有单向阀Cec。

在活塞保持构件28的纵孔28d内设有单向阀Cee，该单向阀Cee相对于设于分隔件43的图10中的下端的环状阀座43b离位/落位。单向阀Cee用于阻止工作油从压缩侧室14侧向收纳部L流动，并且仅容许工作油从收纳部L向压缩侧室14流动。利用分隔件43在纵孔28d内形成伸长侧压力排出通路Ee。

杆构件30形成为筒状。杆构件30的图10中的下端的内周扩径，供电磁阀收纳筒29的连结部29b插入。并且，杆构件30具有与连结部29b进行旋装的螺纹部(未标注附图标记)。通过杆构件30、电磁阀收纳筒29以及活塞保持构件28一体化而形成杆12。

另外，在杆构件30内和电磁阀收纳筒29的连结部29b内贯穿有用于向后述的螺线管Sol供给电力的电气配线H。电气配线H的上端虽未图示，但从杆构件30的上端向外方延伸，并与电源相连接。

如图12所示，伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc与环状的活塞11一同组装在活塞保持构件28的保持轴28a的外周。它们利用螺母N固定于保持轴28a。伸长侧主阀MVe包括伸长侧叶片阀Ve、用于对伸长侧叶片阀Ve施力的伸长侧滑阀芯Se、以及利用内部压力推压伸长侧滑阀芯Se的伸长侧背压室Ce。压缩侧主阀MVc包括压缩侧叶片阀Vc、用于对压缩侧叶片阀Vc施力的压缩侧滑阀芯Sc、以及利用内部压力推压压缩侧滑阀芯Sc的压缩侧背压室Cc。

在活塞11的图12中的上方组装有压缩侧环状衬垫80、层叠外形为圆形的多个环状板而构成的轴环81、滑动自如地安装在轴环81的外周的环状的压缩侧叶片阀Vc、滑动自如地安装在轴环81的外周的压缩侧环状板82、压缩侧止挡件83、压缩侧滑阀芯Sc、以及用于形成压缩侧背压室Cc的压缩侧腔体31。在活塞11的图12中的下方组装有伸长侧环状衬垫84、层叠外形为圆形的多个环状板而构成的轴环85、滑动自如地安装在轴环85的外周的环状的伸长侧叶片阀Ve、滑动自如地安装在轴环85的外周的伸长侧环状板86、伸长侧止挡件87、伸长侧滑阀芯Se、以及用于形成伸长侧背压室Ce的伸长侧腔体32。

活塞11是通过将上下分割成两个的盘11a、11b叠合而形成。在活塞11形成有使伸长侧室13和压缩侧室14连通的伸长侧主通路MPe和压缩侧主通路MPc。若这样利用上下分割开的盘11a、11b形成活塞11，则不利用开孔加工就能够形成复杂形状的伸长侧主通路MPe和压缩侧主通路MPc。因而，能够廉价且容易地制造活塞11。在图12中的上方侧的盘11a的上端设有与压缩侧主通路MPc相连通的环状窗11e、形成于环状窗11e的外周侧且包围压缩侧主通路MPc的环状的压缩侧阀座11c、以及形成于环状窗11e的内周的内周座部11f。此外，在下方侧的盘11b的下端设有与伸长侧主通路MPe相连通的环状窗11g、形成于环状窗11g的外周侧且包围伸长侧主通路MPe的环状的伸长侧阀座11d、以及形成于环状窗11g的内周的内周座部11h。

在该实施方式中，如图10所示，阻尼阀V2包括伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc、通过伸长侧先导薄壁孔Oe和压缩侧先导薄壁孔Oc使压缩侧背压室Cc和伸长侧背压室Ce连通的连通通路44、仅容许工作油从伸长侧室13向压缩侧背压室Cc流动的伸长侧压力导入通路Ie、仅容许工作油从压缩侧室14向伸长侧背压室Ce流动的压缩侧压力导入通路Ic、包含连通通路44而构成的调整通路Pc、使调整通路Pc的下游与伸长侧室13相连通并且仅容许工作油从调整通路Pc向伸长侧室13流动的压缩侧压力排出通路Ec、使调整通路Pc的下游与压缩侧室14相连通并且仅容许工作油从调整通路Pc向压缩侧室14流动的伸长侧压力排出通路Ee、以及设于调整通路Pc且用于控制调整通路Pc的上游压力的电磁阀EV。

如图12所示，伸长侧叶片阀Ve为了容许活塞保持构件28的保持轴28a的贯穿而形成为环状。在该实施方式中，伸长侧叶片阀Ve由一张环状板构成，但也可以层叠多张环状板而构成。这样构成的伸长侧叶片阀Ve隔着层叠于活塞11的内周座部11h的伸长侧环状衬垫84而层叠在活塞11的图12中的下方。此外，伸长侧叶片阀Ve在其外周具有在落位于伸长侧阀座11d时作为薄壁孔发挥功能的缺口Ove，并且伸长侧叶片阀Ve滑动自如地安装在轴环85的外周。在轴环85的外周滑动自如地安装有层叠于伸长侧叶片阀Ve的伸长侧环状板86。另外，在本实施方式中，在伸长侧环状板86的叶片阀相反侧层叠有外径比伸长侧环状板86的外径小的环状的辅助阀91。另外，辅助阀91也滑动自如地安装在轴环85的外周。层叠伸长侧叶片阀Ve、伸长侧环状板86以及辅助阀91时的轴向长度被设定得短于轴环85的轴向长度。并且，在轴环85的图12中的下方设有环状且外径被设定得大于辅助阀91和伸长侧环状板86的内径的伸长侧止挡件87。在伸长侧止挡件87的下方层叠有伸长侧腔体32。伸长侧叶片阀Ve、伸长侧环状板86以及辅助阀91能够被轴环85引导而在伸长侧环状衬垫84和伸长侧止挡件87之间沿着轴向即图12中的上下方向移动。

伸长侧叶片阀Ve构成为，在被来自伸长侧主通路MPe侧的压力推压时，其外周能够与伸长侧环状板86一同进行挠曲，并且能够与伸长侧环状板86和辅助阀91一同整体自活塞11后退。根据轴环85的轴向长度来设定叶片阀Ve、伸长侧环状板86以及辅助阀91自活塞11的后退量。由于轴环85由多张环状板构成，因此能够通过变更环状板的层叠张数来调节轴环85的轴向长度。另外，轴环85也可以由单一的环状板构成。

像前述那样，伸长侧叶片阀Ve隔着层叠于活塞11的内周座部11h的伸长侧环状衬垫84而层叠在活塞11的图12中的下方。在不对伸长侧叶片阀Ve作用负载的状态下，在叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间形成有间隙。通过更换为厚度不同的伸长侧环状衬垫84或者变更伸长侧环状衬垫84的层叠张数，能够调节该间隙的图12中的上下方向长度。另外，通过使内周座部11h的高度高于伸长侧阀座11d的高度，从而即使不设置伸长侧环状衬垫84而将伸长侧叶片阀Ve直接层叠于内周座部11h，也能够形成伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间的间隙。但是，通过设置伸长侧环状衬垫84，间隙的长度的调节变得容易。

伸长侧叶片阀Ve在从背面侧即活塞相反侧被施加由伸长侧背压室Ce的压力引起的施力时进行挠曲，在该施力变大时落位于伸长侧阀座11d而封闭伸长侧主通路MPe。在该状态下，仅利用缺口Ove使伸长侧主通路MPe与压缩侧室14相连通。

伸长侧环状板86形成为挠曲刚度比伸长侧叶片阀Ve的挠曲刚度高。具体而言，使伸长侧环状板86的轴向长度(厚度)长于伸长侧叶片阀Ve的轴向长度(厚度)。另外，并不限于通过轴向长度增强刚度的结构，也可以利用刚度比伸长侧叶片阀Ve高的材料形成伸长侧环状板86。

伸长侧环状板86的内径被设定得小于活塞11的内周座部11h的外径。伸长侧环状板86的外径被设定得大于伸长侧阀座11d的内径。在伸长侧环状板86被伸长侧背压室Ce内的压力和伸长侧滑阀芯Se从背面侧推压时，伸长侧环状板86推起伸长侧叶片阀Ve使其挠曲。而且，在伸长侧叶片阀Ve挠曲到落位于伸长侧阀座11d时，由于像前述那样设定伸长侧环状板86的内外径，因此利用内周座部11h和伸长侧阀座11d支承伸长侧环状板86。也就是说，利用伸长侧环状板86承接伸长侧背压室Ce内的压力和伸长侧滑阀芯Se的施力。因而，抑制了伸长侧叶片阀Ve的进一步的变形，防止了对伸长侧叶片阀Ve施加过载。此外，辅助阀91被设定为外径小于伸长侧叶片阀Ve和伸长侧环状板86的外径。因此，在利用伸长侧主通路MPe的压力使伸长侧叶片阀Ve和伸长侧环状板86挠曲的情况下，比辅助阀91靠外周侧的部位易于挠曲。通过这样使用辅助阀91，从而能够调整伸长侧阻尼力的阻尼力特性。另外，辅助阀91也可以层叠多张。此外，根据缓冲器D2所产生的阻尼力特性，如果不需要辅助阀91，则也可以不设置辅助阀91。

伸长侧腔体32包括嵌合于活塞保持构件28的保持轴28a的外周的筒状的安装部32a、设于安装部32a的图12中的下端外周的凸缘部32b、从凸缘部32b的外周朝向活塞11侧延伸的滑动接触筒32c、设于安装部32a的内周的环状槽32d、以及从安装部32a的外周通向环状槽32d的缺口32e。在伸长侧腔体32组装于保持轴28a时，环状槽32d与设于保持轴28a的压缩侧先导薄壁孔Oc相对。另外，在伸长侧腔体32的安装部32a和轴环85之间安装有伸长侧止挡件87，但也可以废除伸长侧止挡件87而使安装部32a作为限制伸长侧环状板86的移动下限的止挡件发挥功能。但是，在需要在将伸长侧腔体32组装于活塞保持构件28的保持轴28a时将伸长侧腔体32调整到使压缩侧先导薄壁孔Oc与环状槽32d相对的位置的情况下，能够通过设置伸长侧止挡件87来调节伸长侧腔体32相对于活塞保持构件28的位置。

在滑动接触筒32c内收纳有伸长侧滑阀芯Se。伸长侧滑阀芯Se使其外周与滑动接触筒32c的内周滑动接触，能够在滑动接触筒32c内沿着轴向移动。伸长侧滑阀芯Se包括环状的滑阀芯主体33和自滑阀芯主体33的图12中的上端内周立起的环状突起34。环状突起34的内径被设定得小于伸长侧环状板86的外径。由此，环状突起34能够抵接于伸长侧环状板86的背面即图12中的下表面。

而且，在以将伸长侧滑阀芯Se组装于伸长侧腔体32的状态将伸长侧腔体32组装于保持轴28a时，在伸长侧叶片阀Ve的背面侧即图12中的下方侧形成伸长侧背压室Ce。另外，滑阀芯主体33的内径大于安装部32a的外径，但也可以将滑阀芯主体33的内径设定为与安装部32a的外周滑动接触的内径，利用伸长侧滑阀芯Se密封伸长侧背压室Ce。

此外，在伸长侧腔体32的安装部32a的内周设有环状槽32d，并且设有从安装部32a的外周通向环状槽32d的缺口32e。在将伸长侧腔体32组装于保持轴28a时，环状槽32d与设于保持轴28a的压缩侧先导薄壁孔Oc相对，伸长侧背压室Ce与压缩侧先导薄壁孔Oc相通。

并且，在伸长侧腔体32设有从凸缘部32b的外周开口的压缩侧压力导入通路Ic。压缩侧压力导入通路Ic使压缩侧室14和伸长侧背压室Ce连通。在伸长侧腔体32的凸缘部32b的图12中的上端层叠有环状板35。环状板35被安装在环状板35与伸长侧滑阀芯Se的滑阀芯主体33之间的弹簧MVes推压于凸缘部32b而封闭压缩侧压力导入通路Ic。另外，压缩侧压力导入通路Ic构成为不对所通过的工作油的流动产生阻力。

若在缓冲器D2的收缩工作时对压缩侧室14进行压缩而使压缩侧室14内的压力升高，则环状板35被该压力推压而自凸缘部32b离位，开放压缩侧压力导入通路Ic。相对于此，在缓冲器D2进行伸长工作而使伸长侧背压室Ce内的压力高于压缩侧室14的压力时，环状板35被推压于凸缘部32b而封闭压缩侧压力导入通路Ic。也就是说，环状板35作为仅容许来自压缩侧室14的工作油的流动的单向阀Cic的阀芯发挥功能。压缩侧压力导入通路Ic利用单向阀Cic被设定为仅容许工作油从压缩侧室14向伸长侧背压室Ce流动的单向通行的通路。

弹簧MVes承担将环状板35推压于凸缘部32b的作用，与环状板35一同构成单向阀Cic，并且承担对伸长侧滑阀芯Se朝向伸长侧叶片阀Ve施力的作用。伸长侧滑阀芯Se被弹簧MVes施力，因此，在从伸长侧叶片阀Ve挠曲而伸长侧滑阀芯Se自活塞11分开的状态(向图12中的下方压下的状态)解除了伸长侧叶片阀Ve的挠曲时，伸长侧滑阀芯Se能够追随伸长侧叶片阀Ve而迅速地返回到原来的位置(图12所示的位置)。也可以利用另外的弹簧构件对伸长侧滑阀芯Se施力，但是，在与单向阀Cic共用弹簧MVes时，具有能够削减部件件数并且构造变得简单的优点。另外，伸长侧滑阀芯Se的外径被设定得大于环状突起34的内径，环状突起34抵接于伸长侧环状板86。由此，伸长侧滑阀芯Se被伸长侧背压室Ce的压力始终朝向伸长侧叶片阀Ve施力。

如图12所示，与伸长侧叶片阀Ve同样地，层叠于活塞11的上方的压缩侧叶片阀Vc为了容许活塞保持构件28的保持轴28a的贯穿而形成为环状。在该实施方式中，压缩侧叶片阀Vc由一张环状板构成，但也可以层叠多张环状板而构成。这样构成的压缩侧叶片阀Vc隔着层叠于活塞11的内周座部11f的压缩侧环状衬垫80而层叠在活塞11的图12中的上方。此外，压缩侧叶片阀Vc在其外周具有在落位于压缩侧阀座11c时作为薄壁孔发挥功能的缺口Ovc，并且压缩侧叶片阀Vc滑动自如地安装在轴环81的外周。在轴环81的外周滑动自如地安装有层叠于压缩侧叶片阀Vc的压缩侧环状板82。另外，在本实施方式中，在压缩侧环状板82的压缩侧叶片阀相反侧层叠有外径比压缩侧环状板82的外径小的环状的辅助阀101。此外，辅助阀101也滑动自如地安装在轴环81的外周。层叠压缩侧叶片阀Vc、压缩侧环状板82以及辅助阀101时的轴向长度被设定得短于轴环81的轴向长度。并且，在轴环81的图12中的上方设有环状且外径被设定得大于辅助阀101和压缩侧环状板82的内径的压缩侧止挡件83。在该压缩侧止挡件83的上方层叠有压缩侧腔体31。因而，压缩侧叶片阀Vc、压缩侧环状板82以及辅助阀101能够被轴环81引导而在压缩侧环状衬垫80和压缩侧止挡件83之间沿着轴向即图12中的上下方向进行移动。

压缩侧叶片阀Vc构成为，在被压力从压缩侧主通路MPc侧推压时，其外周能够与压缩侧环状板82一同进行挠曲，并且能够与压缩侧环状板82和辅助阀101一同整体自活塞11后退。根据轴环81的轴向长度来设定压缩侧叶片阀Vc、压缩侧环状板82以及辅助阀101自活塞11的后退量。轴环81由多张环状板构成，因此，能够通过变更环状板的层叠张数来调节轴环81的轴向长度。另外，轴环81也可以由单一的环状板构成。

像前述那样，压缩侧叶片阀Vc隔着层叠于活塞11的内周座部11f的压缩侧环状衬垫80而层叠在活塞11的图12中的上方。在不对压缩侧叶片阀Vc作用负载的状态下，在压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间形成间隙。通过更换为厚度不同的压缩侧环状衬垫80、或者变更压缩侧环状衬垫80的层叠张数，能够调节该间隙的图12中的上下方向长度。另外，通过使内周座部11f的高度高于压缩侧阀座11c的高度，从而即使不设置压缩侧环状衬垫80而将压缩侧叶片阀Vc直接层叠于内周座部11f，也能够形成压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间的间隙。但是，通过设置压缩侧环状衬垫80，间隙的长度的调节变得容易。

压缩侧叶片阀Vc在从背面侧即活塞相反侧被施加由压缩侧背压室Cc的压力引起的施力时进行挠曲，在该施力变大时落位于压缩侧阀座11c而封闭压缩侧主通路MPc。在该状态下，仅利用缺口Ovc使压缩侧主通路MPc与伸长侧室13相连通。

压缩侧环状板82形成为挠曲刚度比压缩侧叶片阀Vc的挠曲刚度高。具体而言，使压缩侧环状板82的轴向长度(厚度)长于压缩侧叶片阀Vc的轴向长度(厚度)。另外，并不限于通过轴向长度增强刚度的结构，也可以利用刚度比压缩侧叶片阀Vc高的材料形成压缩侧环状板82。

压缩侧环状板82的内径被设定得小于活塞11的内周座部11f的外径。压缩侧环状板82的外径被设定得大于压缩侧阀座11c的内径。在压缩侧环状板82被压缩侧背压室Cc内的压力和压缩侧滑阀芯Sc从背面侧推压时，压缩侧环状板82压下压缩侧叶片阀Vc使其挠曲。而且，在压缩侧叶片阀Vc挠曲到落位于压缩侧阀座11c时，由于像前述那样设定压缩侧环状板82的内外径，因此利用内周座部11f和压缩侧阀座11c支承压缩侧环状板82。也就是说，利用压缩侧环状板82承接压缩侧背压室Cc内的压力和压缩侧滑阀芯Sc的施力。因而，抑制了压缩侧叶片阀Vc的进一步的变形，防止了对压缩侧叶片阀Vc施加过载。此外，辅助阀101被设定为外径小于压缩侧叶片阀Vc和压缩侧环状板82的外径。因此，在利用压缩侧主通路MPc的压力使压缩侧叶片阀Vc和压缩侧环状板82挠曲的情况下，比辅助阀101靠外周侧的部位易于挠曲。通过这样使用辅助阀101，能够调整压缩侧阻尼力的阻尼力特性。另外，辅助阀101也可以层叠多张。此外，根据缓冲器D2所产生的阻尼力特性，如果不需要辅助阀101，则也可以不设置辅助阀101。

压缩侧腔体31包括嵌合于活塞保持构件28的保持轴28a的外周的筒状的安装部31a、设于安装部31a的图12中的上端外周的凸缘部31b、从凸缘部31b的外周朝向活塞11侧延伸的滑动接触筒31c、设于安装部31a的内周的环状槽31d、以及从安装部31a的外周通向环状槽31d的缺口31e。在压缩侧腔体31组装于保持轴28a时，环状槽31d与设于保持轴28a的伸长侧先导薄壁孔Oe相对。另外，在压缩侧腔体31的安装部31a和轴环81之间安装有压缩侧止挡件83，但也可以废除压缩侧止挡件83而使安装部31a作为限制压缩侧环状板82的移动上限的止挡件发挥功能。但是，在需要在将压缩侧腔体31组装于活塞保持构件28的保持轴28a时将压缩侧腔体31调整到使伸长侧先导薄壁孔Oe与环状槽31d相对的位置的情况下，能够通过设置压缩侧止挡件83来调节压缩侧腔体31相对于活塞保持构件28的位置。

在滑动接触筒31c内收纳有压缩侧滑阀芯Sc。压缩侧滑阀芯Sc使其外周与滑动接触筒31c的内周滑动接触，能够在滑动接触筒31c内沿着轴向移动。压缩侧滑阀芯Sc包括环状的滑阀芯主体37和自滑阀芯主体37的图3中的下端内周立起的环状突起38。环状突起38的内径被设定得小于压缩侧环状板82的外径。由此，环状突起38能够抵接于压缩侧环状板82的背面即图12中的上表面。

而且，在以将压缩侧滑阀芯Sc组装于压缩侧腔体31的状态将压缩侧腔体31组装于保持轴28a时，在压缩侧叶片阀Vc的背面侧即图12中的上方侧形成压缩侧背压室Cc。另外，滑阀芯主体37的内径大于安装部31a的外径，但也可以将滑阀芯主体37的内径设定为与安装部31a的外周滑动接触的内径，利用压缩侧滑阀芯Sc密封压缩侧背压室Cc。

此外，在压缩侧腔体31的安装部31a的内周设有环状槽31d，并且设有从安装部31a的外周通向环状槽31d的缺口31e，因此，在将压缩侧腔体31组装于保持轴28a时，环状槽31d与设于保持轴28a的伸长侧先导薄壁孔Oe相对，压缩侧背压室Cc与伸长侧先导薄壁孔Oe相通。压缩侧背压室Cc通过伸长侧先导薄壁孔Oe、在保持轴28a的纵孔28d内形成的连通通路44以及压缩侧先导薄壁孔Oc还与伸长侧背压室Ce相连通。

并且，在压缩侧腔体31设有从凸缘部31b的外周开口的伸长侧压力导入通路Ie。伸长侧压力导入通路Ie使伸长侧室13和压缩侧背压室Cc连通。在压缩侧腔体31的凸缘部31b的图12中的下端层叠有环状板39。环状板39被安装在环状板39与压缩侧滑阀芯Sc的滑阀芯主体37之间的弹簧MVcs推压于凸缘部31b而封闭伸长侧压力导入通路Ie。另外，伸长侧压力导入通路Ie构成为不对所通过的工作油的流动产生阻力。

若在缓冲器D2的伸长工作时对伸长侧室13进行压缩而使伸长侧室13内的压力升高，则环状板39被该压力推压而自凸缘部31b离位，开放伸长侧压力导入通路Ie。相对于此，在缓冲器D2进行收缩工作而使压缩侧背压室Cc内的压力高于伸长侧室13的压力时，环状板39被推压于凸缘部31b而封闭伸长侧压力导入通路Ie。也就是说，环状板39作为仅容许来自伸长侧室13的工作油的流动的单向阀Cie的阀芯发挥功能。伸长侧压力导入通路Ie利用单向阀Cie被设定为仅容许工作油从伸长侧室13向压缩侧背压室Cc流动的单向通行的通路。

像前述那样，连通通路44通过设于活塞保持构件28的环状槽28e、口28f以及横孔28g而与收纳部L内相连通。因而，伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc不仅通过伸长侧先导薄壁孔Oe、压缩侧先导薄壁孔Oc以及连通通路44互相连通，还通过伸长侧压力导入通路Ie而与伸长侧室13相连通，通过压缩侧压力导入通路Ic而与压缩侧室14相连通，而且利用口28f和横孔28g还与收纳部L相连通。

弹簧MVcs承担将环状板39按压于凸缘部31b的作用，与环状板39一同构成单向阀Cie，并且承担对压缩侧滑阀芯Sc朝向压缩侧叶片阀Vc施力的作用。压缩侧滑阀芯Sc被弹簧MVcs施力，因此，在从压缩侧叶片阀Vc挠曲而压缩侧滑阀芯Sc自活塞11分开的状态(向图12中的上方推起的状态)解除了压缩侧叶片阀Vc的挠曲时，压缩侧滑阀芯Sc能够追随压缩侧叶片阀Vc而迅速地返回到原来的位置(图12所示的位置)。也可以利用另外的弹簧构件对压缩侧滑阀芯Sc施力，但是，在与单向阀Cie共用弹簧MVcs时，具有能够削减部件件数并且构造变得简单的优点。另外，压缩侧滑阀芯Sc的外径被设定得大于环状突起38的内径，环状突起38抵接于压缩侧环状板82。由此，压缩侧滑阀芯Sc被压缩侧背压室Cc的压力始终朝向压缩侧叶片阀Vc施力。因而，如果是仅以对压缩侧滑阀芯Sc施力为目的的弹簧构件，就也可以不设置。

伸长侧滑阀芯Se承受伸长侧背压室Ce的压力而借助伸长侧环状板86对伸长侧叶片阀Ve朝向活塞11施力。此时，伸长侧滑阀芯Se的承受伸长侧背压室Ce的压力的受压面积成为自以伸长侧滑阀芯Se的外径为直径的圆的面积减去以环状突起34的内径为直径的圆的面积而得到的差值。压缩侧滑阀芯Sc承受压缩侧背压室Cc的压力而借助压缩侧环状板82对压缩侧叶片阀Vc朝向活塞11施力。此时，压缩侧滑阀芯Sc的承受压缩侧背压室Cc的压力的受压面积成为自以压缩侧滑阀芯Sc的外径为直径的圆的面积减去以环状突起38的内径为直径的圆的面积而得到的差值。在本实施方式的缓冲器D2的情况下，伸长侧滑阀芯Se的受压面积被设定得大于压缩侧滑阀芯Sc的受压面积。

伸长侧滑阀芯Se的环状突起34抵接于伸长侧环状板86的背面，并且伸长侧环状板86安装于轴环85的外周，因此，对伸长侧环状板86直接作用伸长侧背压室Ce的压力的受压面积成为自以环状突起34的内径为直径的圆的面积减去以轴环85的外径为直径的圆的面积而得到的面积。因而，自以伸长侧滑阀芯Se的外径为直径的圆的面积减去以轴环85的外径为直径的圆的面积而得到的面积乘以伸长侧背压室Ce的压力而得到的力成为伸长侧载荷。伸长侧叶片阀Ve被该伸长侧载荷朝向活塞11施力。另外，也可以不设置伸长侧环状板86而使环状突起34直接抵接于伸长侧叶片阀Ve的背面。在该情况下，由于伸长侧叶片阀Ve安装于轴环85的外周，因此，也对伸长侧叶片阀Ve作用与设置伸长侧环状板86的情况相同的伸长侧载荷。

另一方面，压缩侧滑阀芯Sc的环状突起38抵接于压缩侧环状板82的背面，并且压缩侧环状板82安装于轴环81的外周，因此，对压缩侧环状板82直接作用压缩侧背压室Cc的压力的受压面积成为自以环状突起38的内径为直径的圆的面积减去以轴环81的外径为直径的圆的面积而得到的面积。因而，自以压缩侧滑阀芯Sc的外径为直径的圆的面积减去以轴环81的外径为直径的圆的面积而得到的面积乘以压缩侧背压室Cc的压力而得到的力成为压缩侧载荷。压缩侧叶片阀Vc被该压缩侧载荷朝向活塞11施力。另外，也可以不设置压缩侧环状板82而使压缩侧环状突起38直接抵接于压缩侧叶片阀Vc的背面。在该情况下，由于压缩侧叶片阀Vc安装于轴环81的外周，因此，也对压缩侧叶片阀Vc作用与设置压缩侧环状板82的情况相同的压缩侧载荷。

在阻尼阀V2中，在伸长侧背压室Ce的压力和压缩侧背压室Cc的压力相等的情况下，伸长侧叶片阀Ve自伸长侧背压室Ce承受的载荷即伸长侧载荷大于压缩侧叶片阀Vc自压缩侧背压室Cc承受的载荷即压缩侧载荷。另外，在利用伸长侧滑阀芯Se封闭伸长侧背压室Ce而不对伸长侧环状板86直接作用伸长侧背压室Ce的压力的情况下，仅根据伸长侧滑阀芯Se的承受伸长侧背压室Ce的压力的受压面积来确定伸长侧载荷，压缩侧也同样，在利用压缩侧滑阀芯Sc封闭压缩侧背压室Cc而不对压缩侧环状板82直接作用压缩侧背压室Cc的压力的情况下，仅根据压缩侧滑阀芯Sc的承受压缩侧背压室Cc的压力的受压面积来确定压缩侧载荷。在伸长侧背压室Ce的压力和压缩侧背压室Cc的压力相等的情况下，设定为伸长侧叶片阀Ve自伸长侧背压室Ce承受的伸长侧载荷大于压缩侧叶片阀Vc自压缩侧背压室Cc承受的压缩侧载荷即可，因此，在不从伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc直接对伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc作用压力的情况下，只要使伸长侧滑阀芯Se的受压面积大于压缩侧滑阀芯Sc的受压面积就足矣。在如上所述那样不设置伸长侧环状板86和压缩侧环状板82的情况下，既可以对伸长侧叶片阀Ve直接作用伸长侧背压室Ce的压力，也可以对压缩侧叶片阀Vc直接作用压缩侧背压室Cc的压力。在利用伸长侧滑阀芯Se封闭伸长侧背压室Ce的构造中，能够使伸长侧滑阀芯Se抵接于伸长侧叶片阀Ve，在利用压缩侧滑阀芯Sc封闭压缩侧背压室Cc的构造中，能够使压缩侧滑阀芯Sc抵接于压缩侧叶片阀Vc。能够任意地选择是否利用滑阀芯封闭伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc。在本实施方式中，由于使用伸长侧滑阀芯Se和压缩侧滑阀芯Sc，因此能够将实质上对伸长侧叶片阀Ve作用伸长侧背压室Ce的压力的受压面积设定得大于仅伸长侧叶片阀Ve的受压面积。这样一来，能够将压缩侧滑阀芯Sc与伸长侧滑阀芯Se的受压面积之差设定得较大，因此能够使伸长侧载荷与压缩侧载荷具有较大的差。因而，对伸长侧载荷和压缩侧载荷的设定幅度赋予了非常高的自由度。

在缓冲器D2的伸长工作时，伸长侧叶片阀Ve通过伸长侧主通路MPe承受来自伸长侧室13的压力，并且自背面侧承受伸长侧载荷。伸长侧叶片阀Ve在伸长侧载荷大于被伸长侧室13的压力压下的力而挠曲到抵接于伸长侧阀座11d为止时封闭伸长侧主通路MPe。在缓冲器D2的伸长工作时，能够根据作用伸长侧背压室Ce的压力的受压面积、伸长侧叶片阀Ve和伸长侧环状板86的挠曲刚度等来设定伸长侧叶片阀Ve在某个活塞速度下封闭伸长侧主通路MPe时的伸长侧载荷。压缩侧叶片阀Vc也与伸长侧叶片阀Ve同样，在缓冲器D2的收缩工作时，根据作用压缩侧背压室Cc的压力的受压面积、压缩侧叶片阀Vc和压缩侧环状板82的挠曲刚度等来设定压缩侧叶片阀Vc在某个活塞速度下封闭压缩侧主通路MPc时的压缩侧载荷。

调压通路Pc将伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc作为上游并将伸长侧压力排出通路Ee和压缩侧压力排出通路Ec作为下游地使它们连通。包括开闭阀SV和压力控制阀PV的电磁阀EV设于调整通路Pc，能够控制上游的伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc的压力。因而，在利用压力控制阀PV控制伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc内的压力时，伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc内的压力相同，能够使伸长侧载荷大于压缩侧载荷。此外，在要求很大的伸长侧载荷的情况下，通过增大作用伸长侧背压室Ce的压力的受压面积，从而不必使伸长侧背压室Ce内的压力那么大，因此，能够降低应由压力控制阀PV控制的最大压力。

另外，在本实施方式中，伸长侧滑阀芯Se的内周未与伸长侧腔体32的安装部32a的外周滑动接触，因此，对伸长侧叶片阀Ve的背面侧的环状突起34所抵接的部位的内侧也作用伸长侧背压室Ce的压力，而对伸长侧叶片阀Ve施力。因此，在设定伸长侧载荷时，加进伸长侧背压室Ce的压力直接对伸长侧叶片阀Ve施力而得到的载荷地进行设定则较佳。压缩侧滑阀芯Sc的内周也未与压缩侧腔体31的安装部31a的外周滑动接触，因此，对压缩侧叶片阀Vc的背面侧的环状突起38所抵接的部位的内侧也作用压缩侧背压室Cc的压力，而对压缩侧叶片阀Vc施力。因此，在设定压缩侧载荷时，加进压缩侧背压室Cc的压力直接对压缩侧叶片阀Vc施力而得到的载荷地进行设定则较佳。

在本实施方式中，开闭阀SV在非通电时封闭调节通路Pc，并且在通电时开放调整通路Pc，能够利用压力控制阀PV进行压力控制。此外，如图10所示，在调整通路Pc设有绕过开闭阀SV的第一失效通路FP1和绕过电磁阀EV的第二失效通路FP2。

如图10和图11所示，电磁阀EV包括：具备阀收纳筒50a和控制阀座50d的阀座构件50；相对于控制阀座50d离位/落位的电磁阀的阀芯51；以及用于对阀芯51施加推力而将该阀芯51在轴向上驱动的螺线管Sol。

阀座构件50包括供阀芯51滑动自如地插入的有底筒状的阀收纳筒50a、与阀收纳筒50a的图11中的上端外周相连的凸缘50b、从阀收纳筒50a的侧方开口并通向内部的透孔50c、在凸缘50b的图11中的上端朝向轴向突出的环状的控制阀座50d、自凸缘50b的外周立起且在下端设有锥形部的大径筒部50e、贯通凸缘50b并通向控制阀座50d的内周侧的第一失效通路FP1、以及从大径筒部50e的锥形部开口并使大径筒部50e的内外连通的口50f。阀座构件50嵌合于活塞保持构件28的承窝28c内，并且阀收纳筒50a插入到在凸缘28b的图2中的上端层叠的环状的阀壳52的内周。由此，阀座构件50被在径向上定位并收纳于收纳部L内。

第一失效通路FP1其自身由薄壁孔形成，成为第一失效通路FP1兼作第一失效阀FV1的结构。

如图11所示，阀壳52呈环状，其包括设于图11中的上端的环状窗52a、从环状窗52a开口并通向图11中的下端的口52b、从图11中的上端内周开口并通向口52b的缺口槽52c、设于外周并沿着轴向设置的槽52d、包围环状窗52a的外周的环状的第二失效阀的第二失效阀座52e、以及设于图11中的上端侧内周并通向缺口槽52c的凹部52f。

在阀壳52以口52b与口28f的开口相对的方式插入到承窝28c内并层叠于凸缘28b的图11中的上端时，口52b和缺口槽52c与口28f相连通，并且槽52d与设于凸缘28b的槽28j相对，槽52d和槽28j连通。

因而，口52b和缺口槽52c通过口28f、环状槽28e以及横孔28g而与连通通路44相连通，并且通过连通通路44、伸长侧先导薄壁孔Oe以及压缩侧先导薄壁孔Oc而与伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc相连通。此外，槽52d通过槽28j并通过由分隔件43内和单向阀Cee形成的伸长侧压力排出通路Ee而与压缩侧室14相连通，并且通过由通孔28m和单向阀Cec形成的压缩侧压力排出通路Ec、凹部28k以及透孔29c而与伸长侧室13相连通。

在阀壳52内收纳有阀座构件50的阀收纳筒50a。此外，在阀座构件50的阀收纳筒50a的外周安装有环状的叶片阀53。在向阀壳52插入阀收纳筒50a而将阀座构件50组装于阀壳52时，叶片阀53的内周被阀座构件50的凸缘50b和阀壳52的图11中的上端内周夹持而固定。叶片阀53在其外周侧被施加了初始挠曲的状态下落位于设于阀壳52的第二失效阀座52e，封闭环状窗52a。此外，在阀座构件50的大径筒部50e的图11中的下端侧设有随着远离阀壳52而扩径的锥形部。由此，在阀座构件50组装于阀壳52时，在大径筒部50e和阀壳52之间形成有空隙Ca。在通过口52b在环状窗52a内作用的压力达到开阀压力时，叶片阀53进行挠曲，开放环状窗52a。在环状窗52a开放时，口52b与伸长侧压力排出通路Ee和压缩侧压力排出通路Ec通过空隙Ca相连通。在本实施方式中，由叶片阀53和第二失效阀座52e形成第二失效阀FV2。在第二失效阀FV2开阀时，口52b绕过电磁阀EV、也就是通过空隙Ca直接与伸长侧压力排出通路Ee和压缩侧压力排出通路Ec相连通。在本实施方式中，环状窗52a和空隙Ca相当于第二失效通路FP2。

此外，在阀座构件50组装于阀壳52时，设于阀壳52的凹部52f与设于阀收纳筒50a的透孔50c相对，伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc通过口52b而与阀收纳筒50a内相连通。并且，第一失效通路FP1与凹部52f相对，能够绕过开闭阀SV。

在阀座构件50的大径筒部50e的图11中的上方配置有收纳于电磁阀收纳筒29内的螺线管Sol。在将活塞保持构件28旋装于电磁阀收纳筒29而一体化时，阀壳52、叶片阀53、阀座构件50以及螺线管Sol被电磁阀收纳筒29和活塞保持构件28夹持而固定。

如图10所示，螺线管Sol包括利用模制树脂将绕线57和向绕线57通电的电气配线H一体化而成的有顶筒状的模制定子56、嵌合于模制定子56的内周的有顶筒状的第一固定铁芯58、层叠于模制定子56的图11中的下端的环状的第二固定铁芯59、安装在第一固定铁芯58和第二固定铁芯59之间并形成磁隙的垫圈60、能够沿轴向移动地配置在第一固定铁芯58和第二固定铁芯59的内周侧的筒状的可动铁芯61、以及固定于可动铁芯61的内周的轴62。螺线管Sol在向绕线57通电时吸引可动铁芯61而对轴62施加朝向图11中的下方的推力。

并且，在阀座构件50内滑动自如地插入有电磁阀的阀芯51。阀芯51包括滑动自如地插入到阀座构件50的阀收纳筒50a内的小径部51a、设于小径部51a的图11中的上方侧即阀座构件相反侧且直径比小径部51a的直径大的大径部51b、设于小径部51a和大径部51b之间的环状的凹部51c、设于大径部51b的阀座构件相反侧端的外周的凸缘状的弹簧支承部51d、从阀芯51的顶端向后端贯通的连络通路51e、以及设于连络通路51e的薄壁孔51f。

阀芯51以凹部51c为分界地使阀座构件相反侧的外径比小径部51a的外径大而形成大径部51b。阀芯51在大径部51b的图11中的下端具有与控制阀座50d相对的落位部51g。在阀芯51相对于阀座构件50沿着轴向移动时，落位部51g相对于控制阀座50d离位/落位。

并且，在阀座构件50的凸缘50b和弹簧支承部51d之间设有对阀芯51向自阀座构件50分开的方向施力的弹簧EVs。螺线管Sol发挥克服该弹簧Evs的施力的推力。因而，阀芯51被弹簧Evs始终向自阀座构件50分开的方向施力，在不作用来自螺线管Sol的克服弹簧Evs的推力时，该阀芯51被定位在自阀座构件50分开最远的位置。另外，在本实施方式中，利用弹簧Evs对阀芯51向自阀座构件50分开的方向施力，但除了弹簧Evs之外也可以使用能够发挥施力的弹性体。

通过调节螺线管Sol的推力，从而调节阀芯51被向阀座构件50推压的施力，控制阀芯51的落位部51g自控制阀座50d离位的开阀压力。这样，在本实施方式中，由阀芯51的落位部51g、阀座构件50的控制阀座50d以及螺线管Sol构成压力控制阀PV。

此外，阀芯51在自阀座构件50分开最远时使小径部51a与透孔50c相对而封闭透孔50c。而且，在通过向螺线管Sol通电而使阀芯51从自阀座构件50分开最远的位置开始向阀座构件侧移动规定量时，使凹部51c与透孔50c相对而开放透孔50c。也就是说，阀芯51开闭阀座构件50的透孔50c。在本实施方式中，由阀芯51的小径部51a和阀座构件的透孔50c构成开闭阀SV。因而，由阀座构件50、阀芯51以及螺线管Sol构成开闭阀SV和压力控制阀PV一体化而成的电磁阀EV。

在阀芯51的小径部51a开放透孔50c、落位部51g自控制阀座50d离位时，透孔50c通过阀芯51的凹部51c、口50f以及空隙Ca而与伸长侧压力排出通路Ee和压缩侧压力排出通路Ec相连通。

在能够向螺线管Sol正常供给电流的状态下，如上所述，在调节螺线管Sol的推力时，能够调节对阀芯51向阀座构件50侧施加的力。在由压力控制阀PV的上游的压力和弹簧Evs的施力引起的在图11中推起阀芯51的力大于由螺线管Sol引起的压下阀芯51的力时，压力控制阀PV开阀。因而，通过调节螺线管Sol的推力，能够控制用于使压力控制阀PV开阀的压力控制阀PV的上游侧的压力、也就是压力控制阀PV的开阀压力。而且，压力控制阀PV的上游通过调整通路Pc而与伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc相连通，因此，能够利用压力控制阀PV同时控制伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc的压力。此外，电磁阀EV的下游与伸长侧压力排出通路Ee和压缩侧压力排出通路Ec相连通，因此，在缓冲器D2的伸长工作时，向低压侧的压缩侧室14排出通过了电磁阀EV的工作油，在缓冲器D2的收缩工作时，向低压侧的伸长侧室13排出通过了电磁阀EV的工作油。这样，在本实施方式中，调整通路Pc由横孔28g、环状槽28e、口28f、口52b、缺口槽52c、凹部52f、收纳部L的一部分、空隙Ca以及槽52d形成。

此外，开闭阀SV具有在无法向螺线管Sol正常供给电流的失效时利用阀芯51的小径部51a封闭阀座构件50的透孔50c的阻断位置SVs(参照图7)。第一失效通路FP1使开闭阀SV的上游即透孔50c的上游的凹部52f与开闭阀SV的下游且是控制阀座50d的内周侧、也就是压力控制阀PV的上游相连通。这样，第一失效通路FP1和开闭阀SV在压力控制阀PV的上游并列配置。而且，在开闭阀SV处于开阀状态的正常时，第一失效通路FP1的第一失效阀FV1不对压力控制阀PV所进行的压力控制产生任何影响。相对于此，在开闭阀SV采取阻断位置的情况下，与开闭阀SV一体化的压力控制阀PV自阀座构件50分开最大限度而将压力控制阀PV开放最大程度。由此，工作油能够经由第一失效通路FP1和压力控制阀PV通过调整通路Pc。

并且，第二失效通路FP2绕过电磁阀EV。设于第二失效通路FP2的第二失效阀FV2开闭与口52b相通的环状窗52a。如上所述，第二失效阀FV2的开阀压力被设定为大于压力控制阀PV可控制的上限压力的压力。因而，在压力控制阀PV的上游侧的压力大于控制上限压力的情况下，第二失效阀FV2开阀，能够将伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc的压力控制为第二失效阀FV2的开阀压力。

因而，在失效时开闭阀SV采取阻断位置的情况下，利用第一失效阀FV1和第二失效阀FV2控制伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc的压力。

并且，阀芯51在向阀座构件50的阀收纳筒50a内插入时，在阀收纳筒50a内的比透孔50c靠顶端侧的位置形成空间K。空间K通过设于阀芯51的连络通路51e和薄壁孔51f而与阀芯51外相连通。由此，在阀芯51相对于阀座构件50沿着图11中的上下方向即轴向移动时，所述空间K作为减震器发挥功能，能够抑制阀芯51的急剧的移位，并且抑制阀芯51的振动性的移动。

接着，说明缓冲器D2的工作。

首先，对使缓冲器D2的阻尼力的阻尼力特性柔软、也就是减小伸长侧背压室Ce的压力对伸长侧叶片阀Ve施加的施力和压缩侧背压室Cc的压力对压缩侧叶片阀Vc施加的施力而降低阻尼系数的情况进行说明。为了使阻尼力特性柔软，向螺线管Sol通电，减小电磁阀EV对所通过的工作油施加的阻力。此时，以伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc不落位于各自对应的伸长侧阀座11d和压缩侧阀座11c的方式控制施力。

在该状态下，即使伸长侧叶片阀Ve在由伸长侧背压室Ce的压力引起的施力的作用下挠曲，伸长侧叶片阀Ve也不落位于伸长侧阀座11d，在两者之间形成间隙。压缩侧叶片阀Vc是同样的，即使压缩侧叶片阀Vc在由压缩侧背压室Cc的压力引起的施力的作用下挠曲，压缩侧叶片阀Vc也不落位于压缩侧阀座11c，在两者之间形成间隙。

在该状态下，在缓冲器D2伸长而活塞11向图10中的上方移动时，利用被压缩的伸长侧室13内的工作油的压力使伸长侧叶片阀Ve挠曲，伸长侧室13内的工作油通过伸长侧主通路MPe向压缩侧室14进行移动。由于在伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间形成有间隙，因此与伸长侧叶片阀Ve落位于伸长侧阀座11d而仅利用缺口Ove使伸长侧主通路MPe和压缩侧室14连通的状态相比较，将流路面积确保得较大。

此外，由于伸长侧叶片阀Ve能够在轴环85的外周滑动，因此利用随着缓冲器D2的伸长而上升的伸长侧室13内的压力使该伸长侧叶片阀Ve与伸长侧环状板86和辅助阀91一同自活塞11后退。由此，伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间的间隙变大。根据利用从伸长侧主通路MPe侧承受的伸长侧室13的压力欲使伸长侧叶片阀Ve自活塞11后退的力与伸长侧叶片阀Ve所承受的伸长侧载荷之间的平衡来确定伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间的间隙量。

为了减小在使阻尼力特性柔软时产生的阻尼力，需要尽量降低伸长侧叶片阀Ve的刚度。但是，伸长侧叶片阀Ve需要也禁得住很大的伸长侧载荷，降低伸长侧叶片阀Ve的刚度也有极限。在本实施方式的缓冲器D2中，由于在伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间形成有间隙，而且伸长侧叶片阀Ve整体能够自活塞11后退，因此能够在确保伸长侧叶片阀Ve所要求的刚度的同时在伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间确保很大的流路面积。这样，采用本实施方式的缓冲器D2，能够解决伸长侧叶片阀Ve的耐久性的问题，因此，如图13中的线X所示，在使阻尼力特性柔软时能够实现极小的阻尼系数的斜率，能够较大程度地减小阻尼力。

在缓冲器D2的伸长速度上升而伸长侧室13内的压力进一步升高时，伸长侧叶片阀Ve自活塞11的后退量增加，辅助阀91抵接于伸长侧止挡件87。由此，伸长侧叶片阀Ve、伸长侧环状板86以及辅助阀91的内周部分被限制了进一步的后退，因此，伸长侧叶片阀Ve、伸长侧环状板86以及辅助阀91的外周部分以伸长侧止挡件87为支点地进行挠曲。根据利用从伸长侧主通路MPe侧承受的伸长侧室13的压力欲使伸长侧叶片阀Ve、伸长侧环状板86以及辅助阀91挠曲的力与伸长侧叶片阀Ve、伸长侧环状板86以及辅助阀91与该挠曲量相应地欲自行返回到伸长侧阀座11d侧的弹性反作用力和伸长侧载荷取得平衡的位置，确定该挠曲量。这样，伸长侧叶片阀Ve进行挠曲而开放伸长侧主通路MPe。

此外，伸长侧室13内的工作油推开单向阀Cie而通过伸长侧压力导入通路Ie向调整通路Pc流入。通过了调整通路Pc的工作油推开单向阀Cee而通过伸长侧压力排出通路Ee向低压侧的压缩侧室14排出。另外，伸长侧先导薄壁孔Oe在工作油通过时施加阻力导致压力损失。此外，在工作油流动的状态下，调整通路Pc的下游的压力低于伸长侧室13的压力，因此，设于压缩侧压力排出通路Ec的单向阀Cec不打开而保持关闭的状态。

伸长侧压力导入通路Ie不仅与压缩侧背压室Cc相通，还通过连通通路44而与伸长侧背压室Ce相连通，压缩侧压力导入通路Ic被单向阀Cic封闭，因此，在缓冲器D2的伸长工作时能够使伸长侧背压室Ce内的压力高于压缩侧室14的压力。另外，压缩侧背压室Cc的压力高于低压侧的压缩侧室14的压力，但只是对封闭工作油不发生流动的压缩侧主通路MPc的压缩侧叶片阀Vc进行施力，因此，没有问题。

如上所述，在调整通路Pc设有具备压力控制阀PV的电磁阀EV。因此，通过向螺线管Sol通电而利用压力控制阀PV控制调整通路Pc的上游侧的压力，能够调整伸长侧背压室Ce内的压力而将伸长侧载荷控制为期望的载荷。这样，在缓冲器D2中，能够利用压力控制阀PV控制伸长侧叶片阀Ve的开度，能够控制进行缓冲器D2的伸长工作时的伸长侧阻尼力。

相反，在缓冲器D2进行收缩而活塞11向图10中的下方移动时，利用被压缩的压缩侧室14内的工作油的压力使压缩侧叶片阀Vc挠曲，压缩侧室14内的工作油通过压缩侧主通路MPc向伸长侧室13移动。由于在压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间形成有间隙，因此与压缩侧叶片阀Vc落位于压缩侧阀座11c而仅利用缺口Ovc使压缩侧主通路MPc和伸长侧室13连通的状态相比较，将流路面积确保得较大。

此外，由于压缩侧叶片阀Vc能够在轴环81的外周滑动，因此利用随着缓冲器D2的收缩而上升的压缩侧室14内的压力使该压缩侧叶片阀Vc与压缩侧环状板82和辅助阀101一同自活塞11后退。由此，压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间的间隙变大。根据利用自压缩侧主通路MPc侧承受的压缩侧室14的压力欲使压缩侧叶片阀Vc自活塞11后退的力与压缩侧叶片阀Vc所承受的压缩侧载荷之间的平衡来确定压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间的间隙量。

为了减小在使阻尼力特性柔软时产生的阻尼力，需要尽量降低压缩侧叶片阀Vc的刚度。但是，与伸长侧叶片阀Ve同样，压缩侧叶片阀Vc需要也禁得住很大的压缩侧载荷，降低压缩侧叶片阀Vc的刚度也有极限。在本实施方式的缓冲器D2中，在压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间形成有间隙，而且压缩侧叶片阀Vc整体能够自活塞11后退，因此，能够在确保压缩侧叶片阀Vc所要求的刚度的同时在压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间确保很大的流路面积。这样，采用本实施方式的缓冲器D2，能够解决压缩侧叶片阀Vc的耐久性的问题，因此，如图13中的线Y所示，在使阻尼力特性柔软时能够实现极小的阻尼系数的斜率，能够较大程度地减小阻尼力。

在缓冲器D2的收缩速度上升而压缩侧室14内的压力进一步升高时，压缩侧叶片阀Vc自活塞11的后退量增加，辅助阀101抵接于压缩侧止挡件83。由此，伸压缩侧叶片阀Vc、压缩侧环状板82以及辅助阀101的内周部分被限制了进一步的后退，因此，压缩侧叶片阀Vc、压缩侧环状板82以及辅助阀101的外周部分以压缩侧止挡件83为支点地进行挠曲。根据利用从压缩侧主通路MPc侧承受的压缩侧室14的压力欲使压缩侧叶片阀Vc、压缩侧环状板82以及辅助阀101挠曲的力与压缩侧叶片阀Vc、压缩侧环状板82以及辅助阀101与该挠曲量相应地欲自行返回到压缩侧阀座11c侧的弹性反作用力和压缩侧载荷取得平衡的位置，确定该挠曲量。这样，压缩侧叶片阀Vc进行挠曲而开放压缩侧主通路MPc。

此外，压缩侧室14内的工作油推开单向阀Cic而通过压缩侧压力导入通路Ic向调整通路Pc流入。通过了调整通路Pc的工作油推开单向阀Cec而通过压缩侧压力排出通路Ec向低压侧的伸长侧室13排出。另外，压缩侧先导薄壁孔Oc在工作油通过时施加阻力导致压力损失。此外，在工作油流动的状态下，调整通路Pc的下游的压力低于压缩侧室14的压力，因此，设于伸长侧压力排出通路Ee的单向阀Cee不打开而保持关闭的状态。

压缩侧压力导入通路Ic不仅与伸长侧背压室Ce相通，还通过连通通路44而与压缩侧背压室Cc相连通，伸长侧压力导入通路Ie被单向阀Cie封闭，因此，在缓冲器D2的收缩工作时能够使压缩侧背压室Cc内的压力高于伸长侧室13的压力。另外，伸长侧背压室Ce的压力高于低压侧的伸长侧室13的压力，但只是对封闭工作油不发生流动的伸长侧主通路MPe的伸长侧叶片阀Ve施力，因此没有问题。

如上所述，在调整通路Pc设有电磁阀EV。因此，通过向电磁阀EV的螺线管Sol通电而利用压力控制阀PV控制调整通路Pc的上游侧的压力，能够调整压缩侧背压室Cc内的压力而将压缩侧载荷控制为期望的载荷。这样，在缓冲器D2中，能够利用电磁阀EV控制压缩侧叶片阀Vc的开度，能够控制进行缓冲器D2的收缩工作时的压缩侧阻尼力。

接着，对使缓冲器D2的阻尼力的阻尼力特性坚硬、也就是增大对伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc施加的施力、提高阻尼系数的情况进行说明。为了使阻尼力特性坚硬，向螺线管Sol通电，增大电磁阀EV对所通过的工作油施加的阻力。此时，以伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc落位于各自对应的伸长侧阀座11d和压缩侧阀座11c的方式控制施力。

在该状态下，伸长侧叶片阀Ve利用伸长侧背压室Ce的压力和弹簧MVes的施力进行挠曲而落位于伸长侧阀座11d。也就是说，在该状态下，在两者之间没有形成间隙。压缩侧叶片阀Vc也是同样的，压缩侧叶片阀Vc利用压缩侧背压室Cc的压力和弹簧MVcs的施力进行挠曲而落位于压缩侧阀座11c。也就是说，在该状态下，在两者之间没有形成间隙。

在该状态下，在缓冲器D2进行伸长而活塞11向图10中的上方移动、而且活塞速度较慢的情况下，伸长侧叶片阀Ve即使自伸长侧主通路MPe承受伸长侧室13的压力也不自伸长侧阀座11d离位，除了调整通路Pc之外仅利用缺口Ove使伸长侧室13与压缩侧室14相连通。因而，缓冲器D2主要利用作为薄壁孔发挥功能的缺口Ove对通过伸长侧主通路MPe的工作油的流动施加阻力，与在伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间形成间隙的状态下产生的阻尼力相比较，能够发挥较大的阻尼力。

另一方面，在活塞速度变快，通过伸长侧主通路MPe对伸长侧叶片阀Ve作用的伸长侧室13的压力上升而大于由伸长侧室13的压力引起的向使伸长侧叶片阀Ve自伸长侧阀座11d离位的方向施加的施力时，伸长侧叶片阀Ve整体自活塞11后退，将伸长侧环状板86、辅助阀91以及伸长侧滑阀芯Se向图12中的下方压下而自伸长侧阀座11d离位。但是，由于施力大于使阻尼力特性柔软的状况的施力，因此伸长侧叶片阀Ve自活塞11的后退量变小。在活塞速度变快而伸长侧室13的压力进一步上升时，伸长侧叶片阀Ve、伸长侧环状板86以及辅助阀91自活塞11进一步后退。而且，在辅助阀91抵接于伸长侧止挡件87时，伸长侧叶片阀Ve与伸长侧环状板86和辅助阀91一同进行挠曲而将伸长侧滑阀芯Se向图12中的下方压下，在伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间形成间隙。也就是说，使伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间的流路面积扩大。但是，由于施力大于使阻尼力特性柔软的状况的施力，因此伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间的流路面积与使阻尼力特性柔软的情况相比较变小。因而，如图13中的线Z1所示，即使活塞速度相同，缓冲器D2在坚硬时也发挥比柔软时高的阻尼力。

与使阻尼力特性柔软的情况同样地，伸长侧室13内的工作油也推开单向阀Cie而通过伸长侧压力导入通路Ie向调整通路Pc流入。在利用设于调整通路Pc的压力控制阀PV控制调整通路Pc的上游侧的压力时，与柔软时同样地，能够调整伸长侧背压室Ce内的压力而将伸长侧载荷控制为期望的载荷，控制伸长侧叶片阀Ve的开度，在坚硬时也能控制进行缓冲器D2的伸长工作时的伸长侧阻尼力。

接着，在缓冲器D2进行收缩而活塞11向图10中的下方移动、而且活塞速度较慢的情况下，压缩侧叶片阀Vc即使从压缩侧主通路MPc承受压缩侧室14的压力也不自压缩侧阀座11c离位，除了调整通路Pc之外仅利用缺口Ovc使压缩侧室14与伸长侧室13相连通。因而，缓冲器D2主要利用作为薄壁孔发挥功能的缺口Ovc对通过压缩侧主通路MPc的工作油的流动施加阻力，与在压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间形成间隙的状态下产生的阻尼力相比较，能够发挥较大的阻尼力。

另一方面，在活塞速度变快、通过压缩侧主通路MPc对压缩侧叶片阀Vc作用的压缩侧室14的压力上升而大于由压缩侧室14的压力引起的向使压缩侧叶片阀Vc自压缩侧阀座11c离位的方向施加的施力时，压缩侧叶片阀Vc整体自活塞11后退，将压缩侧环状板82、辅助阀101以及压缩侧滑阀芯Sc向图12中的上方推起而自压缩侧阀座11c离位。但是，由于施力大于使阻尼力特性柔软的状况的施力，因此压缩侧叶片阀Vc自活塞11的后退量变小。在活塞速度变快而压缩侧室14的压力进一步上升时，压缩侧叶片阀Vc、压缩侧环状板82以及辅助阀101自活塞11进一步后退。而且，在辅助阀101抵接于压缩侧止挡件83时，压缩侧叶片阀Vc与压缩侧环状板82和辅助阀101一同进行挠曲而将压缩侧滑阀芯Sc向图12中的上方推起，在压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间形成间隙。也就是说，使压缩侧叶片阀Ve和压缩侧阀座11c之间的流路面积扩大。但是，由于所述施力大于使阻尼力特性柔软的状况的施力，因此压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间的流路面积与使阻尼力特性柔软的情况相比较变小。因而，如图13中的线Z2所示，即使活塞速度相同，缓冲器D2在坚硬时也发挥比柔软时高的阻尼力。

与使阻尼力特性柔软的情况同样地，压缩侧室14内的工作油也推开单向阀Cic而通过压缩侧压力导入通路Ic向调整通路Pc流入。在利用设于调整通路Pc的压力控制阀PV控制调整通路Pc的上游侧的压力时，与柔软时同样地，能够调整压缩侧背压室Cc内的压力而将压缩侧载荷控制为期望的载荷，控制压缩侧叶片阀Vc的开度，在坚硬时也能控制进行缓冲器D2的收缩工作时的压缩侧阻尼力。

这样，在本实施方式的阻尼阀V2和缓冲器D2中，在各叶片阀Ve、Vc和各阀座11c、11d之间设置间隙，而且各叶片阀Ve、Vc整体能够从活塞11沿着轴向后退，因此，在确保各叶片阀Ve、Vc的刚度的同时，与使用固定薄壁孔的以往的阻尼阀和缓冲器相比较，能够增大流路面积。因而，采用本实施方式的阻尼阀V2和缓冲器D2，能够减小使阻尼力特性柔软时的阻尼力。此外，由于在使阻尼力特性坚硬时能够使叶片阀Ve、Vc落位于各阀座1c、11d，因此在阻尼阀V2和缓冲器D2中也能够确保阻尼力可变幅度。

因而，采用本实施方式的阻尼阀V2和缓冲器D2，能够减小使阻尼力特性柔软时的阻尼力，并且能够扩大阻尼力调整幅度。此外，在本实施方式的缓冲器D2中，在将阻尼力特性从柔软向坚硬切换的情况下，在伸长工作时，通过伸长侧背压室Ce内的压力上升而使伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间的间隙逐渐变小，伸长侧叶片阀Ve落位于伸长侧阀座11d，在收缩工作时，通过压缩侧背压室Cc内的压力上升而使压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间的间隙逐渐变小，压缩侧叶片阀Vc落位于压缩侧阀座11c。相反，在将缓冲器D2的阻尼力特性从坚硬向柔软切换的情况下，在伸长工作时，通过伸长侧背压室Ce内的压力减少，从而使伸长侧叶片阀Ve和伸长侧阀座11d之间的间隙逐渐变大，在收缩工作时，通过压缩侧背压室Cc内的压力减少，从而使压缩侧叶片阀Vc和压缩侧阀座11c之间的间隙逐渐变大。因此，在将缓冲器D2的阻尼力特性从柔软向坚硬切换或者从坚硬向柔软切换时，缓和了缓冲器D2的阻尼力特性的急剧变化。因而，在将缓冲器D2应用于车辆的情况下，缓和了阻尼力特性的急剧变化，因此在阻尼力特性的切换时使搭乘人员不会察觉到冲击，能够提高车辆的乘坐舒适性。

在阻尼阀V2中，在伸长侧叶片阀Ve的背面，在轴环85的外周滑动自如地层叠有伸长侧环状板86，在压缩侧叶片阀Vc的背面，在轴环81的外周滑动自如地层叠有压缩侧环状板82。由此，在使伸长侧环状板86的刚度高于伸长侧叶片阀Ve的刚度、使压缩侧环状板82的刚度高于压缩侧叶片阀Vc的刚度时，能够利用伸长侧环状板86和压缩侧环状板82承受施力，因此能够抑制伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc的变形。因而，能够抑制伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc的劣化。

此外，在阻尼阀V2中设有层叠于伸长侧叶片阀Ve的背面且滑动自如地安装于轴环81的外周的伸长侧环状板86和层叠于压缩侧叶片阀Vc的背面且滑动自如地安装于轴环85的外周的压缩侧环状板82。而且，使伸长侧环状板86的内径小于活塞11的内周座部11h的外径，使伸长侧环状板86的外径大于伸长侧阀座11d的内径，并且使压缩侧环状板82的内径小于活塞11的内周座部11f的外径，使压缩侧环状板82的外径大于压缩侧阀座11c的内径。由此，能够利用伸长侧环状板86和压缩侧环状板82承接伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc的背面侧的压力。因而，通过设置伸长侧环状板86和压缩侧环状板82，能够防止对伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc向活塞11侧作用过大的弯曲力。

并且，在具备层叠于轴环81、85且用于限制伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc以及伸长侧环状板86和压缩侧环状板82自活塞11的后退量的伸长侧止挡件87和压缩侧止挡件83的情况下，能够调节伸长侧腔体32和压缩侧腔体31的位置。

在阻尼阀V2在设于活塞11的内周座部11f、11h与伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc之间具备伸长侧环状衬垫84和压缩侧环状衬垫80的情况下，能够调节形成在伸长侧叶片阀Ve与活塞11之间的间隙的高度和形成在压缩侧叶片阀Vc与活塞11之间的间隙的高度，能够调整缓冲器D2的柔软时的阻尼力特性。

此外，阻尼阀V2利用缓冲器D2内的伸长侧室13和压缩侧室14的压力对叶片阀Ve、Vc施力，因此，即便不利用施力的产生源也能够对叶片阀Ve、Vc施力。并且，能够通过进行压力的控制而使施力发生变化。

在车辆用的缓冲器中，需要使伸长工作时的伸长侧阻尼力大于收缩工作时的压缩侧阻尼力。因此，在设定为单杆型的缓冲器D2中，承受伸长侧室13的压力的受压面积成为自活塞11的截面积除去杆12的截面积而得到的面积，因此，与收缩工作时的压缩侧室14的压力相比，需要使伸长工作时的伸长侧室13的压力非常大。

但是，在本实施方式的缓冲器D2中，在伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc等压的情况下，对伸长侧叶片阀Ve施加的伸长侧载荷大于对压缩侧叶片阀Vc施加的压缩侧载荷。此外，在本实施方式中，通过使用伸长侧滑阀芯Se，从而与不使用伸长侧滑阀芯Se而仅是对伸长侧叶片阀Ve的背面侧直接作用伸长侧背压室Ce的压力的构造相比较，能够使伸长侧滑阀芯Se的承受伸长侧背压室Ce的压力的受压面积大于伸长侧叶片阀Ve的背面面积，对伸长侧叶片阀Ve作用很大的伸长侧载荷。由此，在需要在调整伸长工作时的伸长侧阻尼力时使伸长侧载荷非常大的情况下，能够设定为即便伸长侧背压室Ce的压力较小也输出很大的伸长侧载荷，即便不使用大型的螺线管Sol也能够确保伸长侧阻尼力的控制幅度。并且，通过使用伸长侧滑阀芯Se和压缩侧滑阀芯Sc，从而伸长侧载荷和压缩侧载荷的设计自由度也上升。

此外，即使不是利用各自独立的阀芯控制伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc的压力，而是在使伸长侧载荷大于压缩侧载荷时连通地控制伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc的压力，也能够确保伸长侧阻尼力的控制幅度，设置一个电磁阀EV就足矣，其构造非常简单，成本也下降。

这样，在阻尼阀V2中，除了能够使电磁阀EV的螺线管Sol小型化之外，电磁阀EV的构造也很简单。此外，螺线管Sol在增大伸长侧阻尼力时不发挥很大的推力即可，因此能够减少增大阻尼力的情况下的消耗电力而实现省电化。并且，即使将阻尼阀V2应用于缓冲器D2的活塞部，缓冲器D2也不会大型化。

此外，采用本实施方式的缓冲器D2，缓冲器D2的构造能够简化并且能够小型化。由此，不用担心对于车辆的搭载性恶化。

由于使伸长侧滑阀芯Se的承受伸长侧背压室Ce的压力的受压面积大于压缩侧滑阀芯Sc的承受压缩侧背压室Cc的压力的受压面积，因此能够容易地使伸长侧载荷大于压缩侧载荷。

此外，在压缩侧压力导入通路Ic中几乎没有阻力地向伸长侧背压室Ce导入来自压缩侧室14的工作油。因而，在缓冲器D2从伸长工作向收缩工作切换时，迅速地向伸长侧背压室Ce内导入压缩侧室14内的压力。由此，伸长侧滑阀芯Se能够利用伸长侧背压室Ce内的压力和弹簧MVes的施力推压伸长侧叶片阀Ve，使伸长侧叶片阀Ve迅速地落位于伸长侧阀座11d而封闭伸长侧主通路MPe。此外，在伸长侧压力导入通路Ie中也几乎没有阻力地向压缩侧背压室Cc导入来自伸长侧室13的工作油。因而，在缓冲器D2从收缩工作向伸长工作切换时，迅速地向压缩侧背压室Cc内导入伸长侧室13内的压力。由此，压缩侧滑阀芯Sc能够利用压缩侧背压室Cc内的压力和弹簧MVcs的施力推压压缩侧叶片阀Vc，使压缩侧叶片阀Vc迅速地落位于压缩侧阀座11c而封闭压缩侧主通路MPc。因而，在缓冲器D2中，即使在伸缩速度较快、瞬间进行伸缩工作的切换的情况下，伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc的关闭也不会产生延迟，能够从伸缩方向的切换初期就发挥目标的阻尼力。

在缓冲器D2中，在杆12的外周安装有具备伸长侧主通路MPe和压缩侧主通路MPc的活塞11、层叠于活塞11的伸长侧叶片阀Ve和压缩侧叶片阀Vc、筒状且在内周滑动自如地插入有伸长侧滑阀芯Se并且形成伸长侧背压室Ce的伸长侧腔体32、以及筒状且在内周滑动自如地插入有压缩侧滑阀芯Sc并且形成压缩侧背压室Cc的压缩侧腔体31，并且在伸长侧腔体32设有压缩侧压力导入通路Ic，在压缩侧腔体31设有伸长侧压力导入通路Ie。由此，能够在缓冲器D2的活塞部集中地配置用于调整阻尼力的各构件。

并且，利用一个弹簧MVes进行伸长侧滑阀芯Se对伸长侧叶片阀Ve的施力和用于开闭压缩侧压力导入通路Ic的单向阀Cic的阀芯即环状板35的施力，利用一个弹簧MVcs进行压缩侧滑阀芯Sc对压缩侧叶片阀Vc的施力和用于开闭伸长侧压力导入通路Ie的单向阀Cie的阀芯即环状板39的施力。由此，能够利用一个弹簧MVes、MVcs进行向单向阀Cie、Cic和伸长侧滑阀芯Se、Sc的返回侧施加的施力，因此能够削减部件件数。

此外，缓冲器D2包括设于杆12的顶端且在外周安装有活塞11、伸长侧叶片阀Ve、压缩侧叶片阀Vc、伸长侧腔体32以及压缩侧腔体31的保持轴28a、开口于保持轴28a的顶端的纵孔28d、设于保持轴28a且与设在纵孔28d内的连通通路44相通的作为伸长侧阻力要素的伸长侧先导薄壁孔Oe和作为压缩侧阻力要素的压缩侧先导薄壁孔Oc、设于杆12的内部且与纵孔28d相通并且用于收纳电磁阀EV的收纳部L、使连通通路44与收纳部L相连通的调整通路Pc、以及使收纳部L与伸长侧室13相连通的压缩侧压力排出通路Ec。并且，杆12具备分隔件43，该分隔件43向纵孔28d内插入，利用设于外周的环状槽43a在纵孔28d内形成使伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc连通的连通通路44，并且该分隔件43在其内周形成伸长侧压力排出通路Ee。由此，在缓冲器D2中，能够不费力地在杆12中收纳电磁阀EV，并且在轴向上与电磁阀EV错开的位置设置伸长侧背压室Ce和压缩侧背压室Cc。

并且，缓冲器D2包括在非通电时封闭调节通路Pc并且在通电时进行压力控制的电磁阀EV和设于调整通路Pc并绕过电磁阀EV的第二失效阀FV2，被设定为第2失效阀FV2的开阀压力大于电磁阀EV的最大控制压力。由此，在失效时，伸长侧载荷和压缩侧载荷变得最大，缓冲器D2发挥最大的阻尼力，在失效时，也能够使车身姿势稳定。

此外，虽然在压力控制通路PP中将开闭阀SV配置在压力控制阀PV的上游，但是，由于设有绕过开闭阀SV的第一失效通路FP1和绕过电磁阀EV的第二失效通路FP2，因此，即使开闭阀SV闭阀，第一失效通路FP1和第二失效通路FP2也有效地发挥功能，不会丧失失效功能。此外，在本实施方式的阻尼阀V2中，也不会产生在正常时向失效状态转移而难以进行阻尼力控制的问题。

在该阻尼阀V2的情况下，开闭阀SV和第一失效阀FV1处于并列配置的关系，因此，在正常时开闭阀SV开放调整通路Pc的状态下，不受第一失效阀FV1的影响，工作油能够以较小的阻力通过开闭阀SV。此外，第二失效阀FV2的开阀压力被设定为比压力控制阀PV的可控制上限压力高的压力，因此，在开闭阀SV开放压力控制通路PP的状态下，第二失效阀FV2不开阀。由此，利用压力控制阀PV调整了伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的背压，因此，能够与第一失效阀FV1和第二失效阀FV2的流量压力特性无关地调节伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的开阀压力，能够调整缓冲器D2的阻尼力。

另一方面，在失效时，虽然开闭阀SV阻断调整通路Pc，但第一失效阀FV1绕过开闭阀SV使工作油流动。由此，伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的背压成为根据在第一失效阀FV1中流动的流量确定的压力。此外，在第二失效阀FV2开阀的情况下，伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的背压成为根据第一失效阀FV1和第二失效阀FV2的流量压力特性确定的压力。

这样，在本实施方式的阻尼阀V2中，在正常时，与第一失效阀FV1和第二失效阀FV2无关地利用压力控制阀PV调整对伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc作用的背压，在失效时，对伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc作用的背压被调整为取决于第一失效阀FV1的流量压力特性以及通过流量的压力、或者取决于第一失效阀FV1和第二失效阀FV2的流量压力特性以及通过流量的压力。

因而，采用本实施方式的阻尼阀V2，第一失效阀FV1和第二失效阀FV2在正常时不对压力控制阀PV所进行的压力控制产生影响，因此，能够自由地设定相对于正常时的流量而言的压力特性的可变幅度。此外，能够自由地设定第一失效阀FV1的相对于通过流量而言的压力特性。并且，采用本实施方式的阻尼阀V2，还能够解决在失效状态下对伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc作用的背压高于正常时的压力的问题，因此，能够自由地设定失效状态的阻尼力特性。

此外，在阻尼阀V2中，在失效状态下，在缓冲器D2的活塞速度较慢时(低速时)，利用作为薄壁孔的第一失效阀FV1控制伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的开阀压力，在压力控制通路PP中流动的流量增加时、也就是活塞速度较快时(高速时)，第二失效阀FV2开阀，因此，利用第二失效阀FV2控制主阀MV的伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的阀开度。因而，应用阻尼阀V2的缓冲器D2的阻尼力特性成为这样的特性：在活塞速度较慢的状态下，阻尼力与活塞速度的增加相应地变大，在活塞速度变快而第二失效阀FV2成为开阀的状态时，相对于活塞速度的增加而言阻尼力的增加比例与活塞速度较慢的状态相比变小。这样，通过在第一失效阀FV1的基础上还设置第二失效阀FV2，从而能够独立地设定失效时的缓冲器D2在活塞速度处于低速区域时的阻尼力特性和在活塞速度处于高速区域时的阻尼力特性，阻尼力特性的设定自由度上升，即使在失效时，也能够提高车辆的乘坐舒适性。

并且，电磁阀EV包括：阀座构件50，其包括具有透孔50c且形成调整通路Pc的一部分的阀收纳筒50a和设于阀收纳筒50a的端部的环状的控制阀座50d；小径部51a，其滑动自如地插入到阀收纳筒50a内；大径部51b；凹部51c，其设于小径部51a和大径部51b之间，能够与透孔50c相对；以及阀芯51，其使大径部51b的端部相对于控制阀座50d离位/落位，通过使小径部51a与透孔50c相对来阻断调整通路Pc。向使阀芯51自阀座构件50分开的方向受到压力作用的受压面的受压面积成为自以控制阀座50d的内径为直径的圆的面积减去以小径部51a的外径为直径的圆的面积而得到的面积。因而，能够使受压面积非常小，能够增大开阀时的流路面积，因此阀芯51的移动稳定。此外，由于使小径部51a的外周与透孔50c相对并封闭透孔50c，因此在阻断位置，即使从上游侧承受压力也保持闭阀的状态，能够仅使第一失效阀FV1和第二失效阀FV2有效。

归纳说明像以上那样构成的本发明的实施方式的结构、作用以及效果。

阻尼阀V1、V2包括：压力控制通路PP；电磁阀EV，其具有用于控制压力控制通路PP的上游侧的压力的压力控制阀PV、与压力控制阀PV一体化且设于压力控制通路PP的压力控制阀PV的上游侧并且用于开闭压力控制通路PP的开闭阀SV、以及用于控制压力控制阀PV和开闭阀SV的单一的螺线管Sol；第一失效通路FP1，其自压力控制通路PP的开闭阀SV的上游分支，通向压力控制通路PP的开闭阀SV与压力控制阀PV之间；以及第一失效阀FV1，其设于第一失效通路FP1，用于对所通过的流体的流动施加阻力，在螺线管Sol为非通电时，压力控制阀PV开放压力控制通路PP，开闭阀SV封闭压力控制通路PP。

在该结构中，第一失效阀FV1设于自压力控制通路PP的开闭阀SV的上游分支且通向压力控制通路PP的开闭阀SV与压力控制阀PV之间的第一失效通路FP1。由此，在正常时，能够与第一失效阀FV1的开阀压力无关地利用压力控制阀PV调整阻尼力，在失效时，能够调整为取决于第一失效阀FV1的流量压力特性和通过流量的压力。也就是说，即使调整第一失效阀FV1的阻尼力特性，也不会对正常时的动作产生影响。因而，能够自由地设定失效状态的阻尼力特性。

此外，阻尼阀V2还包括自压力控制通路PP的电磁阀EV的上游分支且绕过电磁阀EV的第二失效通路FP2和设于第二失效通路FP2并所对通过的流体的流动施加阻力的第二失效阀FV2。

采用该结构，能够独立地设定失效时的缓冲器D2在活塞速度处于低速区域时的阻尼力特性和在活塞速度处于高速区域时的阻尼力特性，阻尼力特性的设定自由度上升。

此外，在阻尼阀V1、V2中，第一失效阀FV1的相对于流量而言的压力特性设定在电磁阀EV的压力控制范围内。

采用该结构，在失效时能够以接近缓冲器D1、D2进行正常动作的状态的阻尼力特性产生阻尼力，在向失效模式进行转移时阻尼力特性不会急剧地发生变化。

此外，在阻尼阀V2中，第二失效阀FP2的开阀压力被设定得大于能够由电磁阀EV进行控制的上限压力。

采用该结构，在开闭阀SV开放压力控制通路PP的状态下，第二失效阀FP2不开阀。由此，能够与第二失效阀FP2的流量压力特性无关地调节主阀MV、MVc、MVe的开阀压力。

阻尼阀V1、V2包括主通路MP、MPc、MPe和设于主通路MP、MPc、MPe且用于开闭主通路MP、MPc、MPe的主阀MV、MVc、MVe，压力控制通路PP在开闭阀SV的上游具备节流件O，压力控制通路PP将主通路MV、MVc、MVe的主阀MV、MVc、MVe的上游和下游连接，并且引导节流件O与开闭阀SV之间的压力作为对主阀MV、MVc、MVe向关闭方向施力的背压，使第一失效通路FP1自压力控制通路PP的节流件O与开闭阀SV之间分支。

采用该结构，能够不受第一失效阀FV1的影响地利用压力控制阀PV调节对主阀MV、MVc、MVe作用的背压。在增大背压所作用的主阀MV、MVc、MVe的受压面积时，能够增大相对于背压而言的主阀MV、MVc、MVe的开阀压力的放大程度，能够减小用于控制电磁阀EV的螺线管Sol的最大输出。由此，即使利用较小的螺线管，也能够将阻尼力调整幅度确保得较大，能够使阻尼阀变小型。并且，即使将阻尼阀应用于搭载空间受限的缓冲器，缓冲器对于车辆的搭载性也很良好。

此外，阻尼阀V2的主通路包括使在缓冲器D2的缸体10内划分出的伸长侧室13和压缩侧室14连通的伸长侧主通路MPe和压缩侧主通路MPc，主阀MVc、MVe包括设于伸长侧主通路MPe且用于对流体从伸长侧室13向压缩侧室14的流动施加阻力的伸长侧主阀MVe和设于压缩侧主通路MPc且用于对流体从压缩侧室14向伸长侧室13的流动施加阻力的压缩侧主阀MVc，利用压力控制阀PV控制对伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc施加的背压。

采用该结构，在增大背压所作用的伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的受压面积时，能够增大相对于背压而言的伸长侧主阀MVe和压缩侧主阀MVc的开阀压力的放大程度。因而，能够减小用于控制电磁阀EV的螺线管Sol的最大输出。并且，即使利用较小的螺线管，也能够将阻尼力调整幅度确保得较大，能够使阻尼阀V2变小型。由此，即使将阻尼阀应用于搭载空间受限的缓冲器，缓冲器对于车辆的搭载性也很良好。并且，在使伸长侧主阀MVe的背压的受压面积大于压缩侧主阀MVc的背压的受压面积时，能够容易地发挥车辆用的缓冲器所期望的阻尼力。

缓冲器D1、D2包括缸体10、利用滑动自如地插入到缸体10内的活塞11在缸体10内划分出的伸长侧室13和压缩侧室14、移动自如地插入到缸体10内并且与活塞11相连结的杆12、以及阻尼阀V1、V2。

以上，说明了本发明的实施方式，但上述实施方式只是表示了本发明的应用例的一部分，并不是将本发明的保护范围限定于上述实施方式的具体结构的意思。

本申请基于2015年7月13日向日本国特许厅提出申请的特愿2015－139623号要求优先权，该申请的全部内容通过参照编入到本说明书中。

Claims (7)

1.一种阻尼阀，其中，

该阻尼阀包括：

压力控制通路；

电磁阀，其具有用于控制所述压力控制通路的上游侧的压力的压力控制阀、与所述压力控制阀一体化且设于所述压力控制通路的所述压力控制阀的上游侧并且用于开闭所述压力控制通路的开闭阀、以及用于控制所述压力控制阀和所述开闭阀的单一的螺线管；

第一失效通路，其自所述压力控制通路的所述开闭阀的上游分支，并通向所述压力控制通路的所述开闭阀与所述压力控制阀之间；以及

第一失效阀，其设于所述第一失效通路，用于对所通过的流体的流动施加阻力，

在所述螺线管为非通电时，所述压力控制阀开放所述压力控制通路，所述开闭阀封闭所述压力控制通路。

2.根据权利要求1所述的阻尼阀，其中，

该阻尼阀还包括：

第二失效通路，其自所述压力控制通路的所述电磁阀的上游分支，并绕过所述电磁阀；以及

第二失效阀，其设于所述第二失效通路，用于对所通过的流体的流动施加阻力。

3.根据权利要求1所述的阻尼阀，其中，

所述第一失效阀的相对于流量而言的压力特性设定在所述电磁阀的压力控制范围内。

4.根据权利要求2所述的阻尼阀，其中，

所述第二失效阀的开阀压力被设定得大于能够由所述电磁阀进行控制的上限压力。

5.根据权利要求1所述的阻尼阀，其中，

该阻尼阀还包括：

主通路；以及

主阀，其设于所述主通路，用于开闭所述主通路，

所述压力控制通路在所述开闭阀的上游具备节流件，所述压力控制通路将所述主通路的所述主阀的上游和下游连接，并且引导所述节流件与所述开闭阀之间的压力作为对所述主阀向关闭方向施力的背压，

使所述第一失效通路自所述压力控制通路的所述节流件与所述开闭阀之间分支。

6.根据权利要求5所述的阻尼阀，其中，

所述主通路包括使在缓冲器的缸体内划分出的伸长侧室与压缩侧室连通的伸长侧主通路和压缩侧主通路，

所述主阀包括设于所述伸长侧主通路且用于对流体从伸长侧室向压缩侧室的流动施加阻力的伸长侧主阀和设于所述压缩侧主通路且用于对流体从压缩侧室向伸长侧室的流动施加阻力的压缩侧主阀，

利用所述压力控制阀控制对所述伸长侧主阀和所述压缩侧主阀施加的背压。

7.一种缓冲器，其中，

该缓冲器包括：

缸体；

伸长侧室和压缩侧室，利用滑动自如地插入到缸体内的活塞在所述缸体内划分出该伸长侧室和压缩侧室；

杆，其移动自如地插入到所述缸体内，并且与所述活塞相连结；以及

权利要求1所述的阻尼阀。