CN108136868A - 悬架装置 - Google Patents

Abstract

悬架装置(S)包括设于阻尼器(D)、泵(4)以及储液器(R)之间的流体压回路(FC)，流体压回路(FC)具有设于伸长侧通路(7)的伸长侧阻尼阀(15)、设于压缩侧通路(8)的压缩侧阻尼阀(17)、以及连接供给路径(5)的电磁节流切换阀(9)和供给侧单向阀(12)之间与排出路径(6)的吸入通路(10)，悬架装置(S)还包括控制部(C)，该控制部(C)基于伸长侧通路(7)与压缩侧通路(8)的压力差来控制电磁节流切换阀(9)。

Description

悬架装置

技术领域

本发明涉及一种悬架装置。

背景技术

作为悬架装置，例如有安装在车辆的车身与车轴之间并作为主动悬架发挥功能的结构。具体地讲，悬架装置包括：阻尼器，其具有缸体和移动自如地插入到缸体内而在缸体内划分伸长侧室和压缩侧室的活塞；泵；储液器；电磁切换阀，其将伸长侧室和压缩侧室选择性地连接于泵和储液器；以及电磁压力控制阀，其能够与供给电流相应地调整伸长侧室和压缩侧室中的与泵相连接的室的压力(例如参照JP2016－88358A)。

采用该悬架装置，能够根据电磁切换阀的切换来选择阻尼器发挥推力的方向，并根据电磁压力控制阀的压力调整来控制推力的大小。

发明内容

在该悬架装置中，为了像前述那样控制阻尼器的推力，需要两个具有螺线管的电磁阀。因此，装置整体的成本升高，并且存在流体压回路的配管的布设变复杂这样的问题。

本发明的目的在于提供一种廉价且能够简化配管的布设的悬架装置。

根据本发明的一个技术方案，悬架装置包括：阻尼器，其具有缸体和移动自如地插入到缸体内而将缸体内划分为伸长侧室和压缩侧室的活塞；泵；储液器，其连接于泵的吸入侧；以及流体压回路，其设于阻尼器、泵以及储液器之间，流体压回路具有：供给路径，其连接于泵的喷出侧；排出路径，其连接于储液器；伸长侧通路，其连接于伸长侧室；压缩侧通路，其连接于压缩侧室；伸长侧阻尼阀，其设于伸长侧通路；压缩侧阻尼阀，其设于压缩侧通路；电磁节流切换阀，其设于供给路径、排出路径、伸长侧通路以及压缩侧通路之间；供给侧单向阀，其设于供给路径的电磁节流切换阀与泵之间，仅容许从泵侧朝向电磁节流切换阀侧的流动；吸入通路，其连接供给路径的电磁节流切换阀和供给侧单向阀之间与排出路径；以及吸入单向阀，其设于吸入通路，仅容许流体从排出路径朝向供给路径流动，悬架装置还包括控制部，该控制部基于伸长侧通路与压缩侧通路的压力差来控制电磁节流切换阀。

附图说明

图1是表示第1实施方式的悬架装置的图。

图2是将第1实施方式的悬架装置安装于车辆的车身与车轮之间的图。

图3是第1实施方式的悬架装置的电磁节流切换阀的构造图。

图4是表示第1实施方式的悬架装置的向电磁节流切换阀供给的电流量与压力差之间的关系的图。

图5是表示使第1实施方式的悬架装置作为主动悬架发挥功能的情况下的推力的特性的图。

图6是表示使第1实施方式的悬架装置作为半主动悬架发挥功能的情况下的推力的特性的图。

图7是表示第1实施方式的悬架装置失效时的推力的特性的图。

图8是表示第2实施方式的悬架装置的图。

图9是表示第3实施方式的悬架装置的图。

具体实施方式

以下，参照附图说明本发明的实施方式的悬架装置S。

如图1所示，第1实施方式的悬架装置S包括：阻尼器D，其具有缸体1和移动自如地插入到缸体1内而将缸体1内划分为伸长侧室R1和压缩侧室R2的活塞2；泵4；储液器R，其连接于泵4的吸入侧；流体压回路FC，其设于阻尼器D与泵4和储液器R之间；以及控制部C，其用于控制流体压回路FC的电磁节流切换阀9。

此外，流体压回路FC包括：供给路径5，其连接于泵4的喷出侧；排出路径6，其连接于储液器R；伸长侧通路7，其连接于伸长侧室R1；压缩侧通路8，其连接于压缩侧室R2；伸长侧阻尼阀15，其设于伸长侧通路7；压缩侧阻尼阀17，其设于压缩侧通路8；四口三位的电磁节流切换阀9，其设于供给路径5、排出路径6、伸长侧通路7以及压缩侧通路8之间；供给侧单向阀12，其设于供给路径5的电磁节流切换阀9与泵4之间且仅容许从泵4侧朝向电磁节流切换阀9侧的流动；吸入通路10，其连接供给路径5的电磁节流切换阀9和供给侧单向阀12之间与排出路径6；以及吸入单向阀11，其设于吸入通路10且仅容许流体从排出路径6朝向供给路径5流动。

阻尼器D具有移动自如地插入到缸体1内并连结于活塞2的杆3。在悬架装置S中，杆3仅贯穿于伸长侧室R1内，阻尼器D设为所谓的单杆型的阻尼器。另外，储液器R在图1所示的部位相对于阻尼器D独立地设置，虽未详细地图示，但也可以设置在阻尼器D的缸体1的外周侧配置的外筒，由缸体1与外筒之间的环状间隙形成该储液器R。

在将悬架装置S应用于车辆的情况下，如图2所示，将缸体1连结于车辆的弹簧上构件BO和弹簧下构件W中的一者，将杆3连结于弹簧上构件BO和弹簧下构件W中的另一者地将该悬架装置S安装在弹簧上构件BO与弹簧下构件W之间即可。

在伸长侧室R1和压缩侧室R2中作为流体填充有例如工作油等液体，在储液器R内填充有液体和气体。填充于伸长侧室R1、压缩侧室R2及储液器R内的液体除了使用工作油之外，例如也可以使用水、水溶液这样的液体。此外，在本实施方式中，将在伸长行程时压缩的室设为伸长侧室R1，将在收缩行程时压缩的室设为压缩侧室R2。

泵4设定为从吸入侧吸入流体并从喷出侧喷出流体的单向喷出型。泵4利用马达13进行驱动。马达13不限直流、交流，可以采用各种形式的马达，例如无刷马达、感应马达、同步马达等。

泵4的吸入侧利用泵通路14连接于储液器R，喷出侧连接于供给路径5。因而，泵4在利用马达13进行驱动时，从储液器R吸入液体并向供给路径5喷出液体。排出路径6像前述那样与储液器R相连通。

在伸长侧通路7设有对液体从伸长侧室R1朝向电磁节流切换阀9的流动赋予阻力的伸长侧阻尼阀15和与伸长侧阻尼阀15并列设置且仅容许液体从电磁节流切换阀9朝向伸长侧室R1流动的伸长侧单向阀16。由此，对于从伸长侧室R1朝向电磁节流切换阀9移动的液体的流动而言，伸长侧单向阀16维持在关闭的状态，因此液体仅通过伸长侧阻尼阀15朝向电磁节流切换阀9侧流动。相对于此，对于从电磁节流切换阀9朝向伸长侧室R1移动的液体的流动而言，伸长侧单向阀16开放，因此液体经由伸长侧阻尼阀15和伸长侧单向阀16朝向伸长侧室R1侧流动。由于伸长侧单向阀16与伸长侧阻尼阀15相比较对液体的流动赋予的阻力较小，因此液体优先通过伸长侧单向阀16朝向伸长侧室R1侧流动。伸长侧阻尼阀15既可以是容许双向流动的节流阀，也可以是仅容许从伸长侧室R1朝向电磁节流切换阀9的流动的叶片阀、提升阀这样的阻尼阀。

在压缩侧通路8设有对从压缩侧室R2朝向电磁节流切换阀9的流动赋予阻力的压缩侧阻尼阀17和与压缩侧阻尼阀17并列设置且仅容许液体从电磁节流切换阀9朝向压缩侧室R2流动的压缩侧单向阀18。由此，对于从压缩侧室R2朝向电磁节流切换阀9移动的液体的流动而言，压缩侧单向阀18维持在关闭的状态，因此液体仅通过压缩侧阻尼阀17朝向电磁节流切换阀9侧流动。相对于此，对于从电磁节流切换阀9朝向压缩侧室R2移动的液体的流动而言，压缩侧单向阀18开放，因此液体通过压缩侧阻尼阀17和压缩侧单向阀18朝向压缩侧室R2侧流动。由于压缩侧单向阀18与压缩侧阻尼阀17相比较对液体的流动赋予的阻力较小，因此液体优先通过压缩侧单向阀18朝向压缩侧室R2侧流动。压缩侧阻尼阀17既可以是容许双向流动的节流阀，也可以是仅容许从压缩侧室R2朝向电磁节流切换阀9的流动的叶片阀、提升阀这样的阻尼阀。

流体压回路FC还包括连接供给路径5和排出路径6的吸入通路10。在吸入通路10设有仅容许液体从排出路径6朝向供给路径5流动的吸入单向阀11。由此，吸入通路10被设定为仅容许液体从排出路径6朝向供给路径5流动的单向通行的通路。

在供给路径5的电磁节流切换阀9与泵4之间设有供给侧单向阀12。更详细地讲，供给侧单向阀12相对于供给路径5的吸入通路10的连接点设于泵4侧。供给侧单向阀12仅容许从泵4侧朝向电磁节流切换阀9侧的流动，并阻止其相反的流动。因而，即使电磁节流切换阀9侧的压力高于泵4的喷出压力，供给侧单向阀12也关闭而阻止液体向泵4侧逆流。

电磁节流切换阀9设为具有连接于伸长侧通路7的A口a、连接于压缩侧通路8的B口b、连接于供给路径5的P口p以及连接于排出路径6的T口t这4个口，用于控制伸长侧通路7与压缩侧通路8的压力差的四口三位的电磁节流切换阀。

电磁节流切换阀9可切换为伸长侧供给位置X、中立位置N以及压缩侧供给位置Y，该伸长侧供给位置X使伸长侧通路7和供给路径5连通并且使压缩侧通路8和排出路径6连通，该中立位置N使所有口a、b、p、t连通而使供给路径5、排出路径6、伸长侧通路7以及压缩侧通路8相互连通，该压缩侧供给位置Y使伸长侧通路7和排出路径6连通并且使压缩侧通路8和供给路径5连通。此外，电磁节流切换阀9包括从两侧夹持滑阀芯SP并施力的一对弹簧Cs1、Cs2、以及用于驱动滑阀芯SP的推拉型的螺线管Sol。滑阀芯SP在不自螺线管Sol承受推力时利用弹簧Cs1、Cs2的施力定位于中立位置N。另外，伸长侧供给位置X、中立位置N及压缩侧供给位置Y根据滑阀芯SP的移动连续地进行切换。也就是说，电磁节流切换阀9切换各口a、b、p、t相互间的连接，并且调整连接的流路的流量(节流)。

若向螺线管Sol通电，则滑阀芯SP切换为位置X、Y中的来自螺线管Sol的推力与弹簧Cs1、Cs2的施力平衡的位置。根据螺线管Sol的推力的大小，滑阀芯SP的位置发生变化，使得该推力与弹簧Cs1、Cs2的施力达到平衡。也就是说，根据螺线管Sol的推力调整，能够控制伸长侧通路7与压缩侧通路8的压力差。由于伸长侧通路7连接于阻尼器D的伸长侧室R1，压缩侧通路8连接于阻尼器D的压缩侧室R2，因此能够利用电磁节流切换阀9控制伸长侧室R1与压缩侧室R2的压力差。另一方面，在不对螺线管Sol进行电力供给的非通电时，滑阀芯SP被弹簧Cs1、Cs2施力并采取中立位置N。

接着，参照图3说明电磁节流切换阀9的具体结构。

电磁节流切换阀9包括：滑阀芯SP；外壳H，其供滑阀芯SP在轴向上移动自如地插入；弹簧Cs1、Cs2，其从两端侧夹持滑阀芯SP并彼此相对地施力；以及推拉型的螺线管Sol，其能够发挥朝向图3中左右两侧推动滑阀芯SP的推力。

滑阀芯SP为圆筒状，其包括：三个环槽脊40、41、42，其在外周沿轴向排列设置；两个槽43、44，其设于环槽脊之间；纵孔45，其开口于图3中的左端中央且沿轴向延伸；横孔46，其从纵孔45沿径向延伸且开口于图3中的左侧的环槽脊40；以及横孔47，其从纵孔45的顶端沿径向延伸且开口于比环槽脊42靠图3中的右侧的滑阀芯SP的顶端外周。环槽脊40、41、42的外径被设定为相同直径。

外壳H为有底筒状，其内周直径被设定为能够与环槽脊40、41、42的外周滑动接触的直径。在外壳H内滑动自如地插入有滑阀芯SP，滑阀芯SP能够在外壳H内沿着作为轴向的图3中左右方向移动而进行冲程。通过滑阀芯SP向外壳H插入，从而在外壳H内的滑阀芯SP的两侧形成室Pr1、Pr2。室Pr1、Pr2利用设于滑阀芯SP的纵孔45和横孔47相互连通。在外壳H的内周设有由沿轴向排列的环状槽形成的三个凹部60、61、62。并且，在外壳H的图3中左端内方的底部与滑阀芯SP之间安装有弹簧Cs1，滑阀芯SP被该弹簧Cs1向图3中的右方向施力。

在外壳H的右端开口端安装有螺线管Sol。螺线管Sol的柱塞销70抵接于滑阀芯SP的图3中的右端。螺线管Sol包括有底筒状的壳体71、沿轴向排列地收纳于壳体71内的线圈72、73、贯穿于线圈72、73的内周的柱塞74、以及连结于柱塞74的柱塞销70。

此外，在螺线管Sol的壳体71的底部与柱塞74之间安装有弹簧Cs2。弹簧Cs2对滑阀芯SP朝向图3中的左方施力。在这样构成的电磁节流切换阀9中，在不对线圈72、73进行电力供给的非通电时，滑阀芯SP被弹簧Cs1、Cs2从两端施力而定位于中立位置。

在螺线管Sol中，若向线圈72供给电流，则柱塞74被向图3中的左侧吸引。由此，滑阀芯SP利用线圈72的吸引力和弹簧Cs2的施力克服弹簧Cs1的施力被向图3中的左侧推压并进行移动。相反，若向线圈73供给电流，则柱塞74被向图3中的右侧吸引。由此，滑阀芯SP利用线圈73的吸引力和弹簧Cs1的施力克服弹簧Cs2的施力被向图3中的右侧推压并进行移动。这样，根据对螺线管Sol进行的电流供给，能够将滑阀芯SP向左右的任一个方向推压。

在外壳H设有连接于伸长侧通路7且与A口相对应的口63、连接于压缩侧通路8且与B口相对应的口64、连接于供给路径5且与P口相对应的口65、以及连接于排出路径6且与T口相对应的口66、67。

口63的一端开口于外壳H的外周面，其另一端与外壳H的内周且是图3中的左侧和中央的凹部60、61之间相通。口64的一端开口于外壳H的外周面，其另一端与外壳H的内周且是图3中的中央和右侧的凹部61、62之间相通。口65的一端开口于外壳H的外周面，其另一端与中央的凹部61相通。口66的一端开口于外壳H的外周面，其另一端与图3中的左侧的凹部60相通。口67自口66分支且与图3中的右侧的凹部62相通。滑阀芯SP的横孔46开口于环槽脊40的外周面，并面对凹部60。由此，滑阀芯SP的横孔46始终通过口66而与储液器R相连通。因而，设于滑阀芯SP的两侧的室Pr1、Pr2始终通过纵孔45和横孔46、47而与储液器R相连通，因此室Pr1、Pr2的压力相等。这样，能保证不对滑阀芯SP的端部作用不同的压力导致滑阀芯SP由除弹簧Cs1、Cs2和螺线管Sol的推力之外的力引起移动。

图3所示的电磁节流切换阀9像以上那样构成。在图3中表示了滑阀芯SP配置于中立位置N的状态。在不向线圈72、73供给电流的非通电时，螺线管Sol不发挥推力，滑阀芯SP利用弹簧Cs1、Cs2的平衡定位于中立位置N。由于滑阀芯SP形成为即便以最大幅度进行冲程，环槽脊40和环槽脊42也与外壳H的内周滑动接触，因此室Pr1、Pr2不与凹部60、61、62相通。

而且，在中立位置N，环槽脊41与中央的凹部61相对。在该状态下，凹部61借助槽43而与左侧的凹部60相通，并且借助槽44而与右侧的凹部62相通。因而，借助口65连接于凹部61的供给路径5、借助口66、67连接于凹部60、62的排出路径6、连接于与槽43相对的口63的伸长侧通路7、连接于与槽44相对的口64的压缩侧通路8相互连通。若向线圈72、73供给的电流为0，则如图4所示，由环槽脊40和凹部60形成的流路面积与由环槽脊42和凹部62形成的流路面积均相等，因此产生的压力损失也相等。因而，在中立位置N，与槽43相对的A口所对应的口63的压力和与槽44相对的B口所对应的口64的压力相等。也就是说，伸长侧通路7和压缩侧通路8连接于电磁节流切换阀9的连接端的压力均相等。

若向螺线管Sol的线圈73供给电流，则力的平衡被破坏，滑阀芯SP从图3所示的位置向右方移动，电磁节流切换阀9向伸长侧供给位置X转移。滑阀芯SP停止在螺线管Sol的推力与弹簧Cs1、Cs2的施力达到平衡的位置。也就是说，根据向线圈73供给的电流量来决定滑阀芯SP从中立位置向图3中的右方的移动距离。若滑阀芯SP向图3中的右方移动，则由环槽脊40和凹部60形成的流路面积减少，从伸长侧通路7朝向排出路径6的路径的压力损失变大。此外，由环槽脊42和凹部62形成的流路面积增加，从压缩侧通路8朝向排出路径6的路径的压力损失变小。其结果，伸长侧通路7的压力上升，压缩侧通路8的压力下降。如图4所示，对线圈73的通电量越多，则由环槽脊40和凹部60形成的流路面积越小，由环槽脊42和凹部62形成的流路面积越大。

另一方面，若向螺线管Sol的线圈72供给电流，则力的平衡被破坏，滑阀芯SP从图3所示的位置向左方移动，电磁节流切换阀9向压缩侧供给位置Y转移。滑阀芯SP停止在螺线管Sol的推力与弹簧Cs1、Cs2的施力达到平衡的位置。因而，根据向线圈72供给的电流量来决定滑阀芯SP从中立位置向图3中的左方的移动距离。若滑阀芯SP向图3中的左方移动，则由环槽脊42和凹部62形成的流路面积减少，从压缩侧通路8朝向排出路径6的路径的压力损失变大。此外，由环槽脊40和凹部60形成的流路面积增加，从伸长侧通路7朝向排出路径6的路径的压力损失变小。其结果，压缩侧通路8的压力上升，伸长侧通路7的压力下降。如图4所示，对线圈72的通电量越多，则由环槽脊40和凹部60形成的流路面积越大，由环槽脊42和凹部62形成的流路面积越小。

接着，说明控制部C。

如图1所示，控制部C包括：压力传感器20，其用于检测伸长侧通路7的电磁节流切换阀9附近的压力Pa；压力传感器21，其用于检测压缩侧通路8的电磁节流切换阀9附近的压力Pb；加法器23，其用于求出由压力传感器21和压力传感器22检测出的压力Pa与压力Pb的压力差ΔP；以及螺线管驱动回路24，其用于向电磁节流切换阀9的螺线管Sol供给电流。由于控制部C具备压力传感器20、21，因此能容易地求出伸长侧通路7与压缩侧通路8的压力差。

螺线管驱动回路24控制向螺线管Sol供给的电流，使得从加法器23输入的压力差ΔP成为从未图示的上层的控制装置输入的目标压力差P*。具体地讲，例如螺线管驱动回路24通过对目标压力差P*与压力差ΔP的偏差进行比例积分补偿或者比例积分微分补偿来求出目标电流，并且反馈向螺线管Sol流动的电流量，进行控制使得向螺线管Sol流动的电流成为目标电流。另外，在本实施方式中，目标压力差P*是从上层的控制装置输入的，但也可以在控制部C整合用于求出目标压力差P*的控制装置。

接着，说明控制部C和电磁节流切换阀9的工作。

在不对螺线管Sol的线圈72、73通电的非通电时，滑阀芯SP利用弹簧Cs1、Cs2定位于中立位置即图3所示的中立位置N的位置。在该状态下，从泵4向供给路径5和口65供给的流量分流为从凹部61经由槽43、凹部60、口66及排出路径6向储液器R返回的流动和从凹部61经由槽44、凹部62、口67及排出路径6向储液器R返回的流动。由凹部60和环槽脊40、凹部61和环槽脊41、凹部62和环槽脊42形成的流路的流路面积相等，因此产生的压力损失也相等。因此，由压力传感器20、21检测的压力Pa、Pb相等，压力差ΔP变为0。在目标压力差P*为0的情况下，压力差ΔP也为0，因此不对螺线管Sol的线圈72、73进行通电，滑阀芯SP维持在中立位置N的位置。

在为了发挥使阻尼器D收缩的方向的力而向控制部C输入(Pa－Pb)＞0的目标压力差P*时，控制部C与目标压力差P*和压力差ΔP的偏差相应地向螺线管Sol的线圈73供给电流。于是，滑阀芯SP与对线圈73的通电量相应地从图3所示的位置向右方移动。由此，由环槽脊42和凹部62形成的流路面积增加，从压缩侧通路8朝向排出路径6的路径的压力损失变小，由环槽脊40和凹部60形成的流路面积减少，从伸长侧通路7朝向排出路径6的路径的压力损失变大。其结果，伸长侧通路7的压力上升，压缩侧通路8的压力下降。由此，向螺线管驱动回路24反馈的压力差ΔP的值接近目标压力差P*，对线圈73进行的通电维持在压力差ΔP与目标压力差P*一致的电流值。这样，压力差ΔP与目标压力差P*被控制成一致。

相反，在为了发挥使阻尼器D伸长的方向的力而向控制部C输入(Pa－Pb)＜0的目标压力差P*时，控制部C与目标压力差P*和压力差ΔP的偏差相应地向螺线管Sol的线圈72供给电流。于是，滑阀芯SP与对线圈72的通电量相应地从图3所示的位置向左方移动。由此，由环槽脊42和凹部62形成的流路面积减少，从压缩侧通路8朝向排出路径6的路径的压力损失变大，由环槽脊40和凹部60形成的流路面积增加，从伸长侧通路7朝向排出路径6的路径的压力损失变小。其结果，压缩侧通路8的压力上升，伸长侧通路7的压力下降。由此，向螺线管驱动回路24反馈的压力差ΔP的值接近目标压力差P*，对线圈72进行的通电维持在压力差ΔP与目标压力差P*一致的电流值。这样，压力差ΔP与目标压力差P*被控制成一致。

通过这样控制向螺线管Sol供给的电流量，从而能够控制伸长侧通路7的压力与压缩侧通路8的压力的压力差。另外，在阻尼器D受到干扰进行伸缩时，液体相对于阻尼器D的伸长侧室R1和压缩侧室R2出入，因此通过电磁节流切换阀9的流量自泵流量增减由阻尼器D的伸缩引起的流量的量。即使这样由阻尼器D的伸缩引起流量增减，由于控制部C反馈压力差ΔP并控制对螺线管Sol赋予的电流，因此滑阀芯SP也自动地进行移动，压力差ΔP被控制为目标压力差P*。

电磁节流切换阀9具有在筒状的外壳H的内周沿轴向排列配置的三个凹部60、61、62和在外周沿轴向排列配置且分别与凹部60、61、62相对的三个环槽脊40、41、42。而且，中央的凹部61连接于供给路径5，凹部61的两侧的凹部60、62连接于排出路径6，伸长侧通路7与外壳H的内周且是中央的凹部61和相邻的一个凹部60之间相连通，压缩侧通路8与外壳H的内周且是中央的凹部61和相邻的另一个凹部62之间相连通。在这样构成的电磁节流切换阀9中，具有这样的优点：能够以较少的行程控制伸长侧通路7与压缩侧通路8的压力差，外壳H和滑阀芯SP的加工容易，并且螺线管Sol的行程长度也可以较短。

另外，能够恰当地控制伸长侧通路7的压力与压缩侧通路8的压力的压力差是指高压缩侧的压力保持得高于储液器压力的情况。在泵流量不足、或者泵4在停止状态下必须从储液器R经由吸入单向阀11接受液体的供给的状态下，压力差变为0。

对像以上那样构成的悬架装置S的工作进行说明。首先，说明马达13、泵4、电磁节流切换阀9正常进行动作的通常时的工作。

通过利用马达13驱动泵4，利用电磁节流切换阀9控制伸长侧室R1与压缩侧室R2的压力差，从而使阻尼器D能够作为积极地伸长或者收缩的驱动器发挥功能。在阻尼器D所产生的推力是阻尼器D的伸长方向的情况下，将电磁节流切换阀9切换到压缩侧供给位置Y，将压缩侧室R2连接于供给路径5并将伸长侧室R1连接于储液器R。相反，在阻尼器D所产生的推力是阻尼器D的收缩方向的情况下，将电磁节流切换阀9切换到伸长侧供给位置X，将伸长侧室R1连接于供给路径5并将压缩侧室R2连接于储液器R。而且，只要利用电磁节流切换阀9调节伸长侧室R1与压缩侧室R2的压力差ΔP，就能够控制阻尼器D的伸长方向或者收缩方向的推力的大小。

另外，例如像以下那样求出目标压力差P*即可。根据能够把握适合车辆的振动抑制的控制法则所需要的车辆的振动状况的信息，例如弹簧上构件BO、弹簧下构件W的上下方向的加速度、速度这样的信息、阻尼器D的伸缩速度、伸缩加速度这样的信息等车辆信息，求出遵照所述控制法则应在阻尼器D中产生的推力，根据该推力求出目标压力差P*即可。

此外，在悬架装置S中，马达13用于驱动泵4，在控制部C设有用于驱动马达13的马达驱动回路25，但马达驱动回路25也可以相对于控制部C另外设置。由于利用电磁节流切换阀9进行阻尼器D的推力的控制，因此在利用马达13驱动泵4的情况下，能够以恒定转速旋转驱动泵4即可。

以上，说明了使阻尼器D积极地伸缩的情况的工作，但由于在车辆行驶过程中阻尼器D会因路面的凹凸而受到干扰从而进行伸缩，因此以下对根据阻尼器D受到干扰进行伸缩这一点进行的工作进行说明。

在阻尼器D受到干扰进行伸缩的情况下，若按照阻尼器D产生推力的方向和阻尼器D进行伸缩的方向来区分情况，则考虑四种情形。在将A口a的压力设为Pa，将B口b的压力的压力设为Pb时，则作为第一种情形，对将压力差控制为Pa＞Pb并使悬架装置S发挥向下方压下活塞2的推力的情况、且是阻尼器D利用外力进行伸长工作的情况进行说明。在该情况下，由阻尼器D的伸长引起伸长侧室R1的容积减少，从伸长侧室R1排出来的液体经由伸长侧阻尼阀15流动到电磁节流切换阀9的A口a。另一方面，由阻尼器D的伸长引起压缩侧室R2的容积膨胀，液体从泵4经由B口b和压缩侧单向阀18补充到压缩侧室R2。

若伸长速度变快，应补充到压缩侧室R2的液体流量大于泵4的喷出流量，则液体也从储液器R经由吸入单向阀11被供给。由于利用电磁节流切换阀9将A口a的压力Pa与B口b的压力Pb的压力差保持恒定，因此伸长侧室R1的压力比A口a的压力高出在伸长侧阻尼阀15产生的压力损失的量。因而，伸长侧室R1的压力比压缩侧室R2的压力高出由电磁节流切换阀9调节的压力差加上在伸长侧阻尼阀15产生的压力损失量的压力而得到的值的量，阻尼器D发挥抑制伸长的推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图5中的线(1)所示的特性。另外，在图5所示的坐标图中，纵轴采用阻尼器D的推力，横轴采用阻尼器D的伸缩速度。

作为第二种情形，对将压力差控制为Pa＞Pb并使悬架装置S发挥向下方压下活塞2的推力的情况、且是阻尼器D利用外力进行收缩工作的情况进行说明。在该情况下，由阻尼器D的收缩引起压缩侧室R2的容积减少，从压缩侧室R2排出来的液体经由压缩侧阻尼阀17流动到电磁节流切换阀9的B口b。另一方面，由阻尼器D的收缩引起伸长侧室R1的容积膨胀，液体从泵4经由A口a和伸长侧单向阀16补充到伸长侧室R1。由于利用电磁节流切换阀9将A口a的压力Pa与B口b的压力Pb的压力差保持恒定，因此压缩侧室R2的压力比B口b的压力高出在压缩侧阻尼阀17产生的压力损失的量。因而，伸长侧室R1的压力比压缩侧室R2的压力高出从由电磁节流切换阀9调节的压力差减去在压缩侧阻尼阀17产生的压力损失的量的压力而得到的值的量，阻尼器D发挥促进收缩的推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图5中的线(2)所示的特性。

并且，若收缩速度变快，应补充到伸长侧室R1的液体流量大于泵4的喷出流量，则液体也从储液器R经由吸入单向阀11被供给。若是这样的状态，则利用泵4的喷出流量无法对A口a进行加压，A口a的压力Pa比储液器R的压力低一些。因此，利用电磁节流切换阀9无法控制A口a的压力Pa与B口b的压力Pb的压力差，两者的压力差变为0。因而，阻尼器D根据由从压缩侧室R2排出的液体通过压缩侧阻尼阀17时产生的压力损失引起的伸长侧室R1与压缩侧室R2的压力差发挥推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图5中的线(3)所示的特性。另外，线(3)所示的特性与线(2)所示的特性不连续。这样，若应补充到伸长侧室R1的液体流量大于泵4的喷出流量，则阻尼器D作为被动的阻尼器发挥功能，成为推力依赖于收缩速度进行变化的特性。

接着，作为第三种情形，对将压力差控制为Pb＞Pa并使悬架装置S发挥向上方推起活塞2的推力的情况、且是阻尼器D利用外力进行收缩工作的情况进行说明。在该情况下，由阻尼器D的收缩引起压缩侧室R2的容积减少，从压缩侧室R2排出来的液体经由压缩侧阻尼阀17流动到电磁节流切换阀9的B口b。另一方面，由阻尼器D的收缩引起伸长侧室R1的容积膨胀，液体从泵4经由A口a和伸长侧单向阀16补充到伸长侧室R1。

若收缩速度变快，应补充到伸长侧室R1的液体流量大于泵4的喷出流量，则液体也从储液器R经由吸入单向阀11被供给。由于利用电磁节流切换阀9将A口a的压力Pa与B口b的压力Pb的压力差保持恒定，因此压缩侧室R2的压力比B口b的压力高出在压缩侧阻尼阀17产生的压力损失的量。因而，压缩侧室R2的压力比伸长侧室R1的压力高出由电磁节流切换阀9调节的压力差加上在压缩侧阻尼阀17产生的压力损失的量的压力而得到的值的量，阻尼器D发挥抑制收缩的推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图5中的线(4)所示的特性。

作为第四种情形，对将压力差控制为Pb＞Pa并使悬架装置S发挥向上方推起活塞2的推力的情况、且是阻尼器D利用外力进行伸长工作的情况进行说明。在该情况下，由阻尼器D的伸长引起伸长侧室R1的容积减少，从伸长侧室R1排出来的液体经由伸长侧阻尼阀15流动到电磁节流切换阀9的A口a。另一方面，由阻尼器D的伸长引起压缩侧室R2的容积膨胀，液体从泵4经由B口b和压缩侧单向阀18补充到压缩侧室R2。由于利用电磁节流切换阀9将A口a的压力Pa与B口b的压力Pb的压力差保持恒定，因此伸长侧室R1的压力比A口a的压力高出在伸长侧阻尼阀15产生的压力损失的量。因而，压缩侧室R2的压力比伸长侧室R1的压力高出从由电磁节流切换阀9调节的压力差减去在伸长侧阻尼阀15产生的压力损失的量的压力而得到的值的量，阻尼器D发挥促进伸长的推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图5中的线(5)所示的特性。

并且，若伸长速度变快，应补充到压缩侧室R2的液体流量大于泵4的喷出流量，则液体也从储液器R经由吸入单向阀11被供给。若是这样的状态，则利用泵4的喷出流量无法对B口b进行加压，B口b的压力Pb比储液器R的压力低一些。因此，利用电磁节流切换阀9无法控制A口a的压力Pa与B口b的压力Pb的压力差，两者的压力差变为0。于是，阻尼器D根据由从伸长侧室R1排出的液体通过伸长侧阻尼阀15时产生的压力损失引起的伸长侧室R1与压缩侧室R2的压力差发挥推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图5中的线(6)所示的特性。另外，线(6)所示的特性与线(5)所示的特性不连续。这样，若应补充到压缩侧室R2的液体流量大于泵4的喷出流量，则阻尼器D作为被动的阻尼器发挥功能，成为推力依赖于伸长速度进行变化的特性。

另外，阻尼器D在收缩侧显示推力从图5中线(2)向线(3)变化的特性，在伸长侧显示推力从图5中线(5)向线(6)变化的特性，但特性的变化是在极短的瞬间产生的，对乘坐舒适性产生的影响很轻微。

通过像以上那样利用电磁节流切换阀9控制压力差，从而能够使阻尼器D的推力在图5中从连接线(1)～线(3)的线到连接线(4)～线(6)的线之间的范围内可变。此外，在根据泵4的驱动向伸长侧室R1和压缩侧室R2中的扩大的那一侧的室供给泵4的喷出流量的情况、且是泵4的喷出流量为扩大的室的容积增大量以上的情况下，向与阻尼器D的伸缩方向相同的方向发挥推力。

接着，说明不驱动泵4(设为停止状态)的情况下的悬架装置S的工作。针对该情况，若也按照阻尼器D受到干扰进行伸缩的方向和阻尼器D产生推力的方向来区分情况，则考虑四种情形。

作为第一种情形，对将压力差控制为Pa＞Pb并使悬架装置S发挥向下方压下活塞2的推力的情况、且是阻尼器D利用外力进行伸长工作的情况进行说明。在该情况下，由阻尼器D的伸长引起伸长侧室R1的容积减少，从伸长侧室R1排出来的液体经由伸长侧阻尼阀15流动到电磁节流切换阀9的A口a。另一方面，由阻尼器D的伸长引起压缩侧室R2的容积膨胀，液体从储液器R经由B口b和压缩侧单向阀18补充到压缩侧室R2。

由于利用电磁节流切换阀9将A口a的压力Pa与B口b的压力Pb的压力差保持恒定，因此伸长侧室R1的压力比A口a的压力高出在伸长侧阻尼阀15产生的压力损失的量。因而，伸长侧室R1的压力比压缩侧室R2的压力高出由电磁节流切换阀9调节的压力差加上在伸长侧阻尼阀15产生的压力损失的量的压力而得到的值的量，阻尼器D发挥抑制伸长的推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图6中的线(1)所示的特性。另外，在图6所示的坐标图中，纵轴采用阻尼器D的推力，横轴采用阻尼器D的伸缩速度。

作为第二种情形，对将压力差控制为Pa＞Pb并使悬架装置S发挥向下方压下活塞2的推力的情况、且是阻尼器D利用外力进行收缩工作的情况进行说明。在该情况下，由阻尼器D的收缩引起压缩侧室R2的容积减少，从压缩侧室R2排出来的液体经由压缩侧阻尼阀17流动到电磁节流切换阀9的B口b。另一方面，由阻尼器D的收缩引起伸长侧室R1的容积膨胀，液体从储液器R经由吸入单向阀11、A口a以及伸长侧单向阀16补充到伸长侧室R1。A口a的压力Pa比储液器R的压力低一些。因此，利用电磁节流切换阀9无法控制A口a的压力Pa与B口b的压力Pb的压力差，两者的压力差变为0。于是，阻尼器D根据由从压缩侧室R2排出的液体通过压缩侧阻尼阀17时产生的压力损失引起的伸长侧室R1与压缩侧室R2的压力差发挥推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图6中的线(2)所示的特性。

接着，作为第三种情形，对将压力差控制为Pb＞Pa并使悬架装置S发挥向上方推起活塞2的推力的情况、且是阻尼器D利用外力进行收缩工作的情况进行说明。在该情况下，由阻尼器D的收缩引起压缩侧室R2的容积减少，从压缩侧室R2排出来的液体经由压缩侧阻尼阀17流动到电磁节流切换阀9的B口b。另一方面，由阻尼器D的收缩引起伸长侧室R1的容积膨胀，液体从储液器R经由A口a和伸长侧单向阀16补充到伸长侧室R1。

由于利用电磁节流切换阀9将A口a的压力Pa与B口b的压力Pb的压力差保持恒定，因此压缩侧室R2的压力比B口b的压力高出在压缩侧阻尼阀17产生的压力损失的量。因而，压缩侧室R2的压力比伸长侧室R1的压力高出由电磁节流切换阀9调节的压力差加上在压缩侧阻尼阀17产生的压力损失的量的压力而得到的值的量，阻尼器D发挥抑制收缩的推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图6中的线(3)所示的特性。

作为第四种情形，对将压力差控制为Pb＞Pa并使悬架装置S发挥向上方推起活塞2的推力的情况、且是阻尼器D利用外力进行伸长工作的情况进行说明。在该情况下，由阻尼器D的伸长引起伸长侧室R1的容积减少，从伸长侧室R1排出来的液体经由伸长侧阻尼阀15流动到电磁节流切换阀9的A口a。另一方面，由阻尼器D的伸长引起压缩侧室R2的容积膨胀，液体从储液器R经由吸入单向阀11、B口b以及压缩侧单向阀18补充到压缩侧室R2。B口b的压力Pb比储液器R的压力低一些，利用电磁节流切换阀9无法控制A口a的压力Pa与B口b的压力Pb的压力差，两者的压力差变为0。因而，阻尼器D根据由从伸长侧室R1排出的液体通过伸长侧阻尼阀15时产生的压力损失引起的伸长侧室R1与压缩侧室R2的压力差发挥推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图6中的线(4)所示的特性。

像以上那样，在使泵4停止的状态下，通过由电磁节流切换阀9控制压力差，从而能够使阻尼器D的推力在图6中第一象限内在从线(1)到线(4)的范围可变，并在第三象限内在从线(3)到线(2)的范围内可变。

此外，在泵4停止的状态下欲使悬架装置S发挥向下方压下活塞2的推力的情况下，若阻尼器D利用外力进行收缩工作，则无论电磁节流切换阀9的压力差控制如何，阻尼器D的推力都成为图6中的线(2)所示的特性。这在阻尼力可变阻尼器中会带来与将压缩侧阻尼力控制为最低的阻尼力同等的效果。并且，在泵4停止的状态下欲使悬架装置S发挥向上方推起活塞2的推力的情况下，若阻尼器D利用外力进行伸长工作，则无论电磁节流切换阀9的压力差控制如何，阻尼器D的推力都成为图6中的线(4)所示的特性。这在阻尼力可变阻尼器中会带来与将伸长侧阻尼力控制为最低的阻尼力同等的效果。

在此，在半主动悬架中，考虑使用阻尼力可变阻尼器遵照karnopp法则执行天棚控制的情况。在需要伸长侧阻尼力(压下活塞的方向的力)的情况下，在伸长工作时，阻尼力可变阻尼器的阻尼力控制为能获得目标推力的阻尼力，在收缩工作时，由于不能获得伸长侧阻尼力，因此控制为向压缩侧发挥最低的阻尼力。另一方面，在需要压缩侧阻尼力(推起活塞的方向的力)的情况下，在收缩工作时，阻尼力可变阻尼器的阻尼力控制为能获得目标推力的阻尼力，在伸长工作时，由于不能获得压缩侧阻尼力，因此控制为向伸长侧发挥最低的阻尼力。在悬架装置S中，在使泵4停止的状态下使阻尼器D发挥压下活塞2的推力的情况下，在伸长时阻尼器D的推力被电磁节流切换阀9控制在可输出范围内，在收缩时阻尼器D最发挥低的推力。相反，在悬架装置S中，在使泵4停止的状态下使阻尼器D发挥推起活塞2的推力的情况下，在收缩时阻尼器D的推力被电磁节流切换阀9控制在可输出范围内，在伸长时阻尼器D发挥最低的推力。因而，在本实施方式的悬架装置S中，在泵4正在停止的情况下能够自动地发挥与半主动悬架相同的功能。因而，即使泵4正在驱动，若泵4的喷出流量小于扩大的伸长侧室R1或者压缩侧室R2的容积增大量，则悬架装置S也能够自动地作为半主动悬架发挥功能。

最后，对由某种异常引起不能对悬架装置S的马达13和电磁节流切换阀9进行通电的失效时的悬架装置S的工作进行说明。这样的失效除了包含例如不能对马达13和电磁节流切换阀9进行通电的情况之外，也包含由控制部C、螺线管驱动回路24、马达驱动回路25的异常引起停止对马达13和电磁节流切换阀9进行通电的情况。

在失效时，是停止或者不能对马达13和电磁节流切换阀9进行通电的状态。此时，成为泵4停止、电磁节流切换阀9被弹簧Cs1、Cs2施力而采取中立位置N的状态。

在该状态下，在阻尼器D利用外力进行伸长工作的情况下，由于伸长侧室R1的容积减少，因此从伸长侧室R1经由伸长侧阻尼阀15排出减少量的流体。从伸长侧室R1和储液器R向容积膨胀的压缩侧室R2补充液体。

因而，伸长侧室R1的压力比压缩侧室R2的压力高出从伸长侧室R1排出的流体通过伸长侧阻尼阀15时产生的压力损失的量，阻尼器D根据伸长侧室R1和压缩侧室R2的压力差发挥推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图7中的线(1)所示的特性。

相反，在阻尼器D利用外力进行收缩工作的情况下，由于压缩侧室R2的容积减少，因此从压缩侧室R2经由压缩侧阻尼阀17排出减少量的流体。从压缩侧室R2和储液器R向容积膨胀的伸长侧室R1补充液体。

因而，压缩侧室R2的压力比伸长侧室R1的压力高出从压缩侧室R2排出的流体通过压缩侧阻尼阀17时产生的压力损失的量，阻尼器D根据伸长侧室R1与压缩侧室R2的压力差发挥推力。此时的阻尼器的伸缩速度与发挥的推力的特性成为图7中的线(2)所示的特性。

这样，在悬架装置S失效的状态下，阻尼器D作为被动的阻尼器发挥功能，抑制弹簧上构件BO和弹簧下构件W的振动，因此在失效时能可靠地进行失效保护动作。

像以上那样，在本实施方式的悬架装置S中，能够使阻尼器D积极地伸缩并作为主动悬架发挥功能。此外，在悬架装置S中，在期待发挥作为半主动悬架的推力的场景中，泵4的驱动并不是必需的，仅在需要泵4的驱动时进行驱动即可，因此能量消耗变少。因而，采用本实施方式的悬架装置S，能够作为主动悬架发挥功能，并且能量消耗变少。

而且，在本实施方式的悬架装置S中，由于仅利用电磁节流切换阀9就能进行阻尼器D的推力的控制，因此与需要两个电磁阀的以往的悬架装置相比较，不仅装置整体的成本廉价，也能够简化流体压回路的配管的布设。

并且，在该悬架装置S中，不仅能够作为主动悬架发挥功能，而且仅设置一个搭载有螺线管的电磁节流切换阀9就能够进行失效时的失效保护动作。

此外，本实施方式的悬架装置S具有：伸长侧阻尼阀15，其用于对从伸长侧室R1朝向电磁节流切换阀9的流动赋予阻力；伸长侧单向阀16，其与伸长侧阻尼阀15并列设置，仅容许从电磁节流切换阀9朝向伸长侧室R1的流动；压缩侧阻尼阀17，其用于对从压缩侧室R2朝向电磁节流切换阀9的流动赋予阻力；以及压缩侧单向阀18，其与压缩侧阻尼阀17并列设置，仅容许从电磁节流切换阀9朝向压缩侧室R2的流动。由此，在从泵4向伸长侧室R1或压缩侧室R2供给流体时，能够经由伸长侧单向阀16或压缩侧单向阀18几乎没有阻力地向伸长侧室R1或压缩侧室R2供给流体。因而，在阻尼器D的伸缩方向与产生的推力的方向一致时能够减轻泵4的负荷。此外，在从伸长侧室R1或压缩侧室R2排出流体的情况下，由于伸长侧阻尼阀15或压缩侧阻尼阀17对通过的流体的流动赋予阻力，因此使伸长侧室R1与压缩侧室R2的压力差达到能够利用电磁节流切换阀9设定的压力差以上而获得较大的推力，即使减小电磁节流切换阀9的螺线管Sol的推力，也能够使悬架装置S产生较大的推力。因而，能够使电磁节流切换阀9小型化，并且能够使成本更加廉价。另外，也可以是无论流体流动的方向如何，伸长侧阻尼阀15和压缩侧阻尼阀17都对流体的流动赋予阻力，如果伸长侧阻尼阀15和压缩侧阻尼阀17容许双向流动，则能够省略伸长侧单向阀16和压缩侧单向阀18。

在悬架装置S中，是利用一个泵4驱动一个阻尼器D的，但如图8、图9所示，通过在多个阻尼器D与泵4和储液器R之间分别设置流体压回路FC，从而能够利用一个泵4产生多个阻尼器D的推力。具体地讲，在图8所示的第2实施方式的悬架装置S1中，为了使一个泵4驱动两个阻尼器D，在泵4与各流体压回路FC之间设有分流阀80，利用分流阀80向各流体压回路FC分配泵4所喷出的流体。分流阀80将泵4的喷出流量等分地向两个流体压回路FC进行分配，但也可以改变比例进行分配。

在图9所示的第3实施方式的悬架装置S2中，为了使一个泵4驱动四个阻尼器D，在泵4与四个流体压回路FC之间设有三个分流阀90、91、92，利用分流阀90、91、92向四个流体压回路FC分配泵4所喷出的流体。分流阀90、91、92将泵4的喷出流量等分地向四个流体压回路FC进行分配，但也可以改变比例进行分配。

只要这样使用分流阀80、90、91、92向针对每个阻尼器D设置的流体压回路FC分配来自泵4的喷出流量，就能够利用一个泵4的驱动供给各阻尼器D的推力的产生所需要的流量。因而，在多个阻尼器D的推力的产生过程中，马达数量是一个即可，用于驱动控制部C的马达13的驱动回路也是一个即可，因此即使阻尼器D增加，系统整体也能够降低成本。

归纳说明像以上那样构成的本发明的实施方式的结构、作用及效果。

悬架装置S、S1、S2包括：阻尼器D，其具有缸体1和移动自如地插入到缸体1内而将缸体1内划分为伸长侧室R1和压缩侧室R2的活塞2；泵4；储液器R，其连接于泵4的吸入侧；以及流体压回路FC，其设于阻尼器D、泵4以及储液器R之间，流体压回路FC具有：供给路径5，其连接于泵4的喷出侧；排出路径6，其连接于储液器R；伸长侧通路7，其连接于伸长侧室R1；压缩侧通路8，其连接于压缩侧室R2；伸长侧阻尼阀15，其设于伸长侧通路7；压缩侧阻尼阀17，其设于压缩侧通路8；电磁节流切换阀9，其设于供给路径5、排出路径6、伸长侧通路7以及压缩侧通路8之间；供给侧单向阀12，其设于供给路径5的电磁节流切换阀9与泵4之间，仅容许从泵4侧朝向电磁节流切换阀9侧的流动；吸入通路10，其连接供给路径5的电磁节流切换阀9和供给侧单向阀12之间与排出路径6；以及吸入单向阀11，其设于吸入通路10，仅容许流体从排出路径6朝向供给路径5流动，悬架装置S、S1、S2还包括控制部C，该控制部C基于伸长侧通路7与压缩侧通路8的压力差来控制电磁节流切换阀9。

采用该结构，仅利用一个电磁节流切换阀9就能够使阻尼器D既作为主动悬架发挥功能，也作为半主动悬架发挥功能。并且，在期待发挥作为半主动悬架的推力的场景中，泵4的驱动并不是必需的，仅在需要泵4的驱动时进行驱动即可，因此能量消耗变少。并且，由于仅利用电磁节流切换阀9就能够进行阻尼器D的推力的控制，因此与需要两个电磁阀的以往的悬架装置相比较，不仅装置整体的成本廉价，也能够简化流体压回路的配管的布设。

悬架装置S1、S2包括：多个阻尼器D；多个流体压回路FC，其是针对每个阻尼器D设置的；以及分流阀80、90、91、92，其用于向各流体压回路FC分配从泵4喷出的流体。

采用该结构，由于使用分流阀80、90、91、92向针对每个阻尼器D设置的流体压回路FC分配来自泵4的喷出流量，因此能够利用一个泵4供给各阻尼器D的推力的产生所需要的流量。因而，在多个阻尼器D的推力的产生过程中，用于驱动泵4的马达数量和用于驱动马达13的驱动回路是一个即可，即使阻尼器增加，系统整体也能够降低成本。

在悬架装置S、S1、S2中，电磁节流切换阀9具有：滑阀芯SP，其能切换为伸长侧供给位置X、中立位置N以及压缩侧供给位置Y这3个位置，该伸长侧供给位置X将伸长侧通路7连接于供给路径5并且将压缩侧通路8连接于排出路径6，该中立位置N使伸长侧通路7、压缩侧通路8、供给路径5以及排出路径6互相连通，该压缩侧供给位置Y将压缩侧通路8连接于供给路径5并且将伸长侧通路7连接于排出路径6；推拉型的螺线管Sol，其用于驱动滑阀芯SP；以及一对弹簧Cs1、Cs2，其用于对滑阀芯SP施力并将其定位于中立位置N。

采用该结构，在中立位置N，由于供给路径5、排出路径6、伸长侧通路7以及压缩侧通路8互相连通，因此在失效时能够可靠地进行失效保护动作。

此外，悬架装置S、S1、S2包括：伸长侧单向阀16，其与伸长侧阻尼阀15并列地设于伸长侧通路7，仅容许从电磁节流切换阀9朝向伸长侧室R1的流动；以及压缩侧单向阀18，其与压缩侧阻尼阀17并列地设于压缩侧通路8，仅容许从电磁节流切换阀9朝向压缩侧室R2的流动。

采用该结构，在从泵4向伸长侧室R1或压缩侧室R2供给流体时，能够经由伸长侧单向阀16或压缩侧单向阀18几乎没有阻力地向伸长侧室R1或压缩侧室R2供给流体。由此，在阻尼器D的伸缩方向与产生的推力的方向一致时能够减轻泵4的负荷。此外，在从伸长侧室R1或压缩侧室R2排出流体的情况下，由于伸长侧阻尼阀15或压缩侧阻尼阀17对通过的流体的流动赋予阻力，因此使伸长侧室R1与压缩侧室R2的压力差达到能够利用电磁节流切换阀9设定的压力差以上而获得较大的推力，即使减小电磁节流切换阀9的螺线管Sol的推力，也使悬架装置S、S1、S2产生较大的推力。因而，能够使电磁节流切换阀9小型化，并且能够使成本更加廉价。

此外，在悬架装置S、S1、S2中，电磁节流切换阀9具有：外壳H，其为筒状，具有由在该外壳H的内周沿轴向排列配置的三个环状槽形成的凹部60、61、62；滑阀芯SP，其具有在该滑阀芯SP的外周沿轴向排列配置且分别与各凹部60、61、62相对的三个环槽脊40、41、42，该滑阀芯SP滑动自如地插入到外壳H内；一对弹簧Cs1、Cs2，其用于从两侧对滑阀芯SP施力；以及螺线管Sol，其连结于滑阀芯SP，能够对滑阀芯SP发挥沿轴向推动的推力，中央的凹部61连接于供给路径5，中央的凹部61的两侧的凹部60、62连接于排出路径6，伸长侧通路7与外壳H的内周且是中央的凹部61和相邻的一个凹部60之间相连通，压缩侧通路8与外壳H的内周且是中央的凹部61和相邻的另一个凹部62之间相连通。

采用该结构，具有这样的优点：能够以较少的行程控制伸长侧通路7与压缩侧通路8的压力差，外壳H和滑阀芯SP的加工变容易，并且螺线管Sol的行程长度较短即可。

此外，在悬架装置S、S1、S2中，控制部C具有用于检测伸长侧通路7的压力的压力传感器20和用于检测压缩侧通路8的压力的压力传感器21，用来求出伸长侧通路7与压缩侧通路8的压力差。

采用该结构，容易地求出伸长侧通路7与压缩侧通路8的压力差。

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9月30日向日本国特许厅提出申请的日本特愿2015－193145号主张优先权，该申请的全部内容通过参照编入到本说明书中。

Claims (6)

1.一种悬架装置，其中，

该悬架装置包括：

阻尼器，其具有缸体和移动自如地插入到所述缸体内而将所述缸体内划分为伸长侧室和压缩侧室的活塞；

泵；

储液器，其连接于所述泵的吸入侧；以及

流体压回路，其设于所述阻尼器、所述泵以及所述储液器之间，

所述流体压回路具有：

供给路径，其连接于所述泵的喷出侧；

排出路径，其连接于所述储液器；

伸长侧通路，其连接于所述伸长侧室；

压缩侧通路，其连接于所述压缩侧室；

伸长侧阻尼阀，其设于所述伸长侧通路；

压缩侧阻尼阀，其设于所述压缩侧通路；

电磁节流切换阀，其设于所述供给路径、所述排出路径、所述伸长侧通路以及所述压缩侧通路之间；

供给侧单向阀，其设于所述供给路径的所述电磁节流切换阀与所述泵之间，仅容许从所述泵侧朝向所述电磁节流切换阀侧的流动；

吸入通路，其连接所述供给路径的所述电磁节流切换阀和所述供给侧单向阀之间与所述排出路径；以及

吸入单向阀，其设于所述吸入通路，仅容许流体从所述排出路径朝向所述供给路径流动，

所述悬架装置还包括控制部，该控制部基于所述伸长侧通路与所述压缩侧通路的压力差来控制所述电磁节流切换阀。

2.根据权利要求1所述的悬架装置，其中，

该悬架装置包括：

多个所述阻尼器；

多个所述流体压回路，其是针对每个所述阻尼器设置的；以及

分流阀，其用于向所述各流体压回路分配从所述泵喷出的流体。

3.根据权利要求1所述的悬架装置，其中，

所述电磁节流切换阀具有：

滑阀芯，其能切换为伸长侧供给位置、中立位置以及压缩侧供给位置这3个位置，该伸长侧供给位置将所述伸长侧通路连接于所述供给路径并且将所述压缩侧通路连接于所述排出路径，该中立位置使所述伸长侧通路、所述压缩侧通路、所述供给路径以及所述排出路径互相连通，该压缩侧供给位置将所述压缩侧通路连接于所述供给路径并且将所述伸长侧通路连接于所述排出路径；

推拉型的螺线管，其用于驱动所述滑阀芯；以及

一对弹簧，其用于对所述滑阀芯施力并将其定位于所述中立位置。

4.根据权利要求1所述的悬架装置，其中，

该悬架装置包括：

伸长侧单向阀，其与所述伸长侧阻尼阀并列地设于所述伸长侧通路，仅容许从所述电磁节流切换阀朝向所述伸长侧室的流动；以及

压缩侧单向阀，其与所述压缩侧阻尼阀并列地设于所述压缩侧通路，仅容许从所述电磁节流切换阀朝向所述压缩侧室的流动。

5.根据权利要求3所述的悬架装置，其中，

所述电磁节流切换阀具有：

外壳，其为筒状，具有由在该外壳的内周沿轴向排列配置的三个环状槽形成的凹部；

所述滑阀芯，其具有在该滑阀芯的外周沿轴向排列配置且分别与所述各凹部相对的三个环槽脊，该滑阀芯滑动自如地插入到所述外壳内；

一对所述弹簧，其用于从两侧对所述滑阀芯施力；以及

螺线管，其连结于所述滑阀芯，能够对所述滑阀芯发挥沿轴向推动的推力，

中央的所述凹部连接于所述供给路径，

中央的所述凹部的两侧的所述凹部连接于所述排出路径，

所述伸长侧通路与所述外壳的内周且是中央的所述凹部和相邻的一个所述凹部之间相连通，

所述压缩侧通路与所述外壳的内周且是中央的所述凹部和相邻的另一个所述凹部之间相连通。

6.根据权利要求1所述的悬架装置，其中，

所述控制部具有用于检测所述伸长侧通路的压力的压力传感器和用于检测所述压缩侧通路的压力的压力传感器，

用来求出所述伸长侧通路与所述压缩侧通路的压力差。