WO2019102941A1 - サスペンション装置 - Google Patents

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WO2019102941A1
WO2019102941A1 PCT/JP2018/042437 JP2018042437W WO2019102941A1 WO 2019102941 A1 WO2019102941 A1 WO 2019102941A1 JP 2018042437 W JP2018042437 W JP 2018042437W WO 2019102941 A1 WO2019102941 A1 WO 2019102941A1
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WO
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pressure
passage
valve
expansion
control
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PCT/JP2018/042437
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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.)
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
    • B60G17/015—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
    • B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
    • B60G17/02—Spring characteristics, e.g. mechanical springs and mechanical adjusting means
    • B60G17/04—Spring characteristics, e.g. mechanical springs and mechanical adjusting means fluid spring characteristics

Definitions

  • the present invention relates to a suspension device.
  • this type of suspension device for example, there is one that functions as an active suspension interposed between a vehicle body of a vehicle and an axle, and more specifically, as disclosed in JP2016-088358A, a cylinder and A suspension body including a piston which is movably inserted in the cylinder and which divides the inside of the cylinder into an expansion side chamber and a compression side chamber and a rod connected to the piston; a pump; and a reservoir connected to the suction side of the pump;
  • the supply passage connected to the discharge side of the pump, the discharge passage connected to the reservoir, the extension side passage connected to the extension side chamber, the pressure side passage connected to the pressure side chamber, one of the extension side passage and the pressure side passage Are selectively connected to the supply passage, and a switching valve connecting the other of the expansion side passage and the pressure side passage to the discharge passage;
  • a control passage provided with a control valve capable of adjusting the pressure of the supply passage according to the current, and a suction passage connecting the supply passage and the discharge passage and allowing only the flow of fluid
  • the destination of the fluid discharged by the pump can be switched between the expansion side chamber and the pressure side chamber by the switching valve, and when the fluid discharged by the pump is supplied to the expansion side chamber, the piston moves downward.
  • the suspension body is contracted, and when it is supplied to the pressure side chamber, the piston moves upward to extend the suspension body.
  • the pressure of the supply passage that is, the pressure of the fluid which the pump discharges into the cylinder can be adjusted by the control valve, so that the magnitude of the thrust in the extension direction or the contraction direction of the suspension body can be adjusted.
  • the suspension main body may expand and contract under external force due to the unevenness of the road surface while the vehicle is traveling.
  • the volume of the expansion side chamber becomes small, so the excess fluid in the expansion side chamber is the cylinder It is discharged outside.
  • the fluid discharged from the expansion chamber is discharged to the discharge channel through the expansion channel, the supply channel, and the control channel. Further, since the supply passage also communicates with the control passage, the fluid discharged from the pump also passes through the control passage.
  • the fluid excess in the pressure side chamber is also discharged through the control passage even when the suspension body is contracted by an external force.
  • the fluid discharged into the passage and discharged from the pump also passes through the control passage.
  • the flow rate of fluid passing through the control valve fluctuates significantly from zero to a large flow rate.
  • a suspension device comprises an actuator including a piston movably inserted into a cylinder to divide the inside of the cylinder into an expansion side chamber and a compression side chamber, a reservoir connected to the suction side of the pump, and the pump A supply passage connected to the discharge side, a discharge passage connected to the reservoir, an extension side passage connected to the extension side chamber, a pressure side passage connected to the pressure side chamber, the extension side passage, and A switching valve which selectively connects one of the pressure side passages to the supply path and connects the other of the extension side passage and the pressure side passage to the discharge path, and can adjust the pressure of the supply path according to the supply current.
  • a control passage provided with a control valve in the middle, a suction passage connecting the supply passage and the discharge passage, and a suction passage provided in the middle of the suction passage to allow only the flow of fluid from the discharge passage to the supply passage
  • the flow priority valve is provided on the upstream side of the control valve in the middle of the passage and allows only the passage of the fluid having a predetermined flow rate or less, and the excess flow rate exceeding the predetermined flow rate is discharged to the reservoir.
  • FIG. 1 is a view showing a suspension device according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is a view showing a state in which the suspension device according to the present embodiment is interposed between the vehicle body and the wheels of the vehicle.
  • FIG. 3 is a circuit diagram of the flow priority valve according to the present embodiment.
  • FIG. 4 is a view showing a specific example of the flow priority valve according to the present embodiment.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the flow rate of fluid passing through the control valve of the suspension system according to the present embodiment and the flow rate of fluid discharged to the bypass.
  • FIG. 6 is a diagram showing characteristics of thrust when the suspension device according to the present embodiment functions as an active suspension.
  • FIG. 1 is a view showing a suspension device according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is a view showing a state in which the suspension device according to the present embodiment is interposed between the vehicle body and the wheels of the vehicle.
  • FIG. 3 is a circuit diagram of the flow priority valve according to the present embodiment.
  • FIG. 7 is a diagram showing the characteristics of thrust when the suspension device according to the present embodiment functions as a semi-active suspension.
  • FIG. 8 is a diagram showing the characteristics of the thrust at the time of failure of the suspension device according to the present embodiment.
  • FIG. 9 is an enlarged view of a part of a modified example of the suspension device according to the present embodiment.
  • a suspension device S includes a cylinder 1 and a piston 2 movably inserted into the cylinder 1 to divide the inside of the cylinder 1 into an expansion chamber R1 and a compression chamber R2. And a pump R, a reservoir R connected to the suction side of the pump 4, and a fluid pressure circuit FC provided between the actuator AC and the pump 4 and the reservoir R. .
  • the fluid pressure circuit FC includes the supply passage 5 connected to the discharge side of the pump 4, the discharge passage 6 connected to the reservoir R, the extension passage 7 connected to the extension chamber R1, and the pressure side.
  • the pressure side passage 8 connected to the chamber R 2 and one of the extension side passage 7 and the pressure side passage 8 are selectively connected to the supply passage 5 and the other of the extension side passage 7 and the pressure side passage 8 is connected to the discharge passage 6 A valve 9, a control passage 19 provided on the way with a control valve V capable of adjusting the pressure of the supply passage 5 according to the supplied current, a suction passage 10 connecting the supply passage 5 and the discharge passage 6, a suction passage 10 A suction check valve 11 provided midway to allow only the flow of fluid from the discharge passage 6 to the supply passage 5; and a pump provided between the control valve V and the pump 4 along the supply passage 5 Supply side check valve 1 that allows only fluid flow from the 4 side to the control valve V side And a flow priority valve FPV provided on the upstream side of the control valve V in the middle of the control
  • the fluid pressure circuit FC is provided in the expansion side passage 7 to provide resistance to the flow from the expansion side chamber R1 toward the switching valve 9, and to allow the flow in the opposite direction.
  • the expansion side damping element VE is provided with a compression side damping element VC which is provided in the pressure side passage 8 and which resists the flow from the pressure side chamber R2 to the switching valve 9 and allows the flow in the opposite direction.
  • the actuator AC includes a rod 3 which is movably inserted in the cylinder 1 and connected to the piston 2.
  • the rod 3 is inserted only into the expansion chamber R1, and the actuator AC is The so-called single rod type cylinder device is used.
  • the reservoir R is provided independently of the actuator AC at the position shown in FIG. 1, and although not shown in detail, an outer cylinder disposed on the outer peripheral side of the cylinder 1 in the actuator AC is provided, It may be formed of 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 mounted on the sprung member BO and unsprung It may be connected to the other of the members W and interposed between the sprung member BO and the unsprung member W.
  • the expansion side chamber R1 and the pressure side chamber R2 are filled with a fluid such as hydraulic oil as a fluid, for example, and the reservoir R is also filled with the liquid and the gas.
  • a fluid such as hydraulic oil as a fluid
  • the reservoir R is also filled with the liquid and the gas.
  • a liquid such as water or an aqueous solution can be used other than the hydraulic oil.
  • the chamber compressed in the extension stroke is the expansion side chamber R1
  • the chamber compressed in the contraction stroke is the pressure side chamber R2.
  • the pump 4 of the present embodiment is set to a one-way discharge type that sucks in fluid from the suction side and discharges fluid from the discharge side, and is driven by the motor 13.
  • Various types of motors for example, a brushless motor, an induction motor, a synchronous motor, and the like can be adopted as the motor 13 regardless of 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 passage 5. Therefore, when driven by the motor 13, the pump 4 sucks the fluid from the reservoir R and discharges the fluid to the supply passage 5.
  • the switching valve 9 of the present embodiment is an electromagnetic switching valve with four ports and two positions.
  • the switching valve 9 communicates port A and port P while communicating port B and port T, and communicates pressure between port A and port T and port B and port P.
  • a valve body 9a having a position 9c, a spring 9d for energizing the valve body 9a, and a solenoid 9e for giving a thrust force against the spring 9d to the valve body 9a.
  • the solenoid 9e When the power is not supplied to the solenoid 9e, the valve body 9a is biased by the spring 9d to take the expansion side supply position 9b, and when the solenoid 9e is energized, the valve body 9a is pushed by the thrust from the solenoid 9e. , And the pressure side supply position 9c.
  • the port P of the switching valve 9 is connected to the discharge side of the pump 4 via the supply passage 5, the port T is connected to the reservoir R via the discharge passage 6, and the port A is via the extension passage 7.
  • the port B is connected to the pressure side chamber R 2 via the pressure side passage 8.
  • the switching valve 9 takes the extension side supply position 9b, the supply passage 5 is communicated with the extension chamber R1 through the extension passage 7, and the discharge passage 6 is communicated with the pressure chamber R2 through the pressure passage 8. Therefore, when the pump 4 is driven in this state, the fluid is supplied to the expansion side chamber R1 and the fluid is discharged from the pressure side chamber R2 to the reservoir R, so that the actuator AC contracts.
  • the switching valve 9 takes the pressure side supply position 9c
  • the supply passage 5 is communicated with the pressure chamber R2 through the pressure passage 8 and the discharge passage 6 is communicated with the extension chamber R1 through the extension passage 7. Therefore, when the pump 4 is driven in this state, the fluid is supplied to the pressure side chamber R2 and the fluid is discharged from the expansion side chamber R1 to the reservoir R, so that the actuator AC extends.
  • extension-side damping element VE which resists the flow from the extension-side chamber R1 to the switching valve 9 and allows the flow in the opposite direction is provided in the middle of the extension-side passage 7 It is provided.
  • the expansion-side damping element VE only provides the expansion-side damping valve 15 that provides resistance to the flow from the expansion-side chamber R1 toward the switching valve 9, and the flow from the switching valve 9 toward the expansion-side chamber R1 in parallel with the expansion-side damping valve 15. And an expansion side check valve 16 that allows the Thus, for the flow of fluid moving from the expansion chamber R1 toward the switching valve 9, the expansion check valve 16 is maintained in the closed state, so the fluid passes only the expansion damping valve 15 It flows toward the switching valve 9 side.
  • the expansion check valve 16 opens and the expansion check valve 16 resists the flow compared to the expansion damping valve 15 Is smaller, the fluid preferentially flows through the expansion check valve 16 and flows toward the expansion 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 to the switching valve 9 Good.
  • the pressure-side damping element VC is provided in the middle of the pressure-side passage 8 to resist the flow from the pressure-side chamber R2 toward the switching valve 9 and to allow the flow in the opposite direction. ing.
  • the compression side damping element VC is provided in parallel with the compression side damping valve 17 that gives resistance to the flow from the pressure side chamber R2 toward the switching valve 9, and parallel to the pressure side damping valve 17 to allow only the flow from the switching valve 9 toward the pressure side chamber R2.
  • the pressure side check valve 18 is provided. Therefore, for the flow of the fluid moving from the pressure side chamber R2 toward the switching valve 9, the pressure side check valve 18 is maintained in the closed state, so the fluid passes only the pressure side damping valve 17 and the switching valve It flows toward the 9 side. On the other hand, for the flow of fluid moving from the switching valve 9 toward the pressure side chamber R2, the pressure side check valve 18 is opened, and the pressure side check valve 18 has less resistance to the flow compared to the pressure side damping valve 17.
  • the fluid preferentially passes through the pressure check valve 18 and flows toward the pressure chamber R2.
  • 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 switching valve 9 .
  • control valve V is provided in the fluid pressure circuit FC. Specifically, the control valve V is provided in the middle of the control passage 19 connecting the supply passage 5 and the discharge passage 6, and the pressure of the supply passage 5 upstream of the control valve V is adjusted when the valve opening pressure is adjusted. Can be controlled.
  • control valve V is an electromagnetic pressure control valve
  • the valve body 20 a provided in the middle of the control passage 19 and the pressure on the upstream side which is the supply passage 5 side to the valve body 20 a are pilot pressure
  • the pilot passage 20b causes the valve body 20a to act in the valve opening direction
  • the solenoid 20c applies a thrust to the valve body 20a.
  • the solenoid 20c is composed of a spring and a coil (not shown). The spring in the solenoid 20c always biases the valve body 20a in the valve opening direction, while the solenoid 20c can generate a thrust against the spring biasing the valve body 20a when energized. There is.
  • valve opening pressure of the control valve V can be adjusted to a high or low level by adjusting the amount of current supplied to the solenoid 20 c, so the pressure in the supply passage 5 can be controlled to the valve opening pressure of the control valve V.
  • the control valve V can adjust the pressure of the supply passage 5 according to the supply current, but the specific configuration of the control valve V described above is an example and is not limited thereto. .
  • the valve opening pressure proportional to the amount of current supplied to the solenoid 20 c can be obtained, and the valve opening pressure is increased as the amount of current is increased.
  • the valve opening pressure is minimized when no current is supplied.
  • the control valve V has a characteristic in which there is no pressure override in which the pressure loss increases in proportion to the flow rate in the practical area of the suspension device S. In the practical range, for example, when the actuator AC is used by being interposed between the sprung member BO and the unsprung member W of the vehicle as shown in FIG. The area may be expanded and contracted by Moreover, in the practical area, the control valve V has the characteristic that there is no pressure override in which the pressure loss increases in proportion to the flow rate.
  • the control valve V has the characteristic that the pressure override can be ignored. Further, in the present embodiment, the control valve V has a very small valve opening pressure at the time of non-energization, and hardly gives resistance to the flow of fluid passing at the time of non-energization.
  • bypass passage BP which discharges to the reservoir R.
  • the bypass passage BP is connected to the discharge passage 6 connecting the control passage 19 to the reservoir R via the flow priority valve FPV.
  • the bypass path BP may be directly connected to the reservoir R without via the discharge path 6.
  • the predetermined flow rate mentioned here can be arbitrarily set as long as the control valve V is not difficult to control when passing through the control valve V.
  • the flow priority valve FPV connects the upstream and downstream of the control passage 19 and has a restricted passage 30 having an orifice O for resisting the flow of fluid passing therethrough, and a restricted passage 30.
  • a return passage 31 branched from the upstream side of the orifice O of the second embodiment and leading to the reservoir R via the bypass passage BP, a valve seat 41 provided in the middle of the return passage 31, and a valve seat 41 And a biasing spring SP as a biasing member for biasing the valve body 42 toward the valve seat 41.
  • the pressure on the upstream side of the control passage 19 acts on the valve body 42 in the direction of opening the valve body 42 and the pressure on the downstream side of the control passage 19 acts on the valve body 42 in the direction of closing the valve body 42. ing.
  • the pressure receiving areas are set to be equal.
  • the force for pushing the valve body 42 in the valve opening direction is determined by the product of the pressure on the upstream side of the control passage 19 and the pressure receiving area receiving the pressure
  • the force for pushing the valve body 42 in the valve closing direction is It is determined by the product of the biasing force of the biasing spring SP, the pressure on the downstream side of the control passage 19, and the pressure receiving area for receiving the pressure.
  • the force pushing the valve body 42 in the valve opening direction by the pressure on the upstream side exceeds the pushing force in the direction to close the valve body 42 by the pressure on the downstream side and exceeds the biasing force of the biasing spring SP.
  • the valve body 42 separates from the valve seat 41 and opens the return passage 31.
  • the biasing force of the biasing spring SP is set to be smaller than the force pressing the valve body 42 in the valve opening direction.
  • the excess flow rate exceeding the flow rate is discharged to the reservoir R via the return passage 31 and the bypass passage BP. Therefore, only the fluid having a predetermined flow rate or less flows through the control valve V disposed downstream of the flow priority valve FPV.
  • the pressing force in the direction to close the valve body 42 can be adjusted, so that the flow rate flowing to the control valve V disposed downstream of the flow priority valve FPV can be determined. .
  • the flow priority valve FPV includes a bottomed cylindrical housing 40, an annular valve seat member 43 provided on the inner peripheral portion of the housing 40, and a valve body 42 that is seated on the valve seat member 43. And a biasing spring SP as a biasing member that biases the valve body 42 toward the valve seat member 43.
  • the housing 40 according to the present embodiment is formed in a bottomed cylindrical shape, including a cylindrical portion 40 a and a bottom portion 40 b closing an opening on one end side of the cylindrical portion 40 a. Further, the cylindrical portion 40a of the present embodiment has a small diameter portion 40c formed on the bottom portion 40b side, and a large diameter portion 40d formed on the opposite bottom side and having a larger inside diameter than the small diameter portion 40c. A stepped portion 40e is formed between the small diameter portion 40c and the large diameter portion 40d.
  • a communication port 40g connected to the downstream side of the control passage 19 is provided at the bottom 40b of the housing 40. Further, the opening 40 f of the housing 40 is connected to the upstream side of the control passage 19. The cylindrical portion 40 a of the housing 40 is provided with a discharge port 40 h connected to the bypass path BP.
  • valve seat member 43 vertically rises from the inner peripheral end of the flange portion 43a toward the bottom portion 40b side, with the annular flange portion 43a fixed on the upstream side of the discharge port 40h of the large diameter portion 40d. It has an annular seat 43b which functions as the valve seat 41 of FIG. 3 and on which the valve body 42 is seated.
  • the valve seat member 43 may be formed integrally with the housing 40. However, when the valve seat member 43 is provided separately from the housing 40 as in the present embodiment, when assembling the flow priority valve FPV, the housing 40 may be assembled. After the valve body 42 is attached, the valve seat member 43 can be fixed. Therefore, if the valve seat member 43 is separated from the housing 40 as in the present embodiment, it is advantageous in assembling the flow priority valve FPV.
  • the method for fixing the valve seat member 43 to the housing 40 is not particularly limited, and for example, it may be fixed by caulking or screwing.
  • the valve body 42 is provided so as to stand up from the disc-like valve head 42a that is seated on and seated on the seat portion 43b of the valve seat member 43 and the side of the valve seat of the valve head 42a. And a cylindrical sliding portion 42b which is freely inserted. Further, the valve head 42a is formed with an orifice O which connects the upstream side and the downstream side of the control passage 19 and which resists the flow of the passing fluid.
  • a biasing spring SP is provided as a biasing member for biasing the valve body 42 toward the seat portion 43b of the valve seat member 43. It is done.
  • the valve body 42 is biased by the biasing spring SP and is seated on the seat portion 43 b of the valve seat member 43.
  • the biasing member is not limited to a spring, and may be an elastic body such as rubber.
  • the restricted passage 30 is constituted by the opening 40f of the housing 40, the orifice O, and the communication port 40g, and the return passage 31 is the opening 40f of the housing 40, the discharge port. It consists of 40h.
  • the pressure receiving area for receiving pressure on the upstream side of the control passage 19 in the valve body 42 is an area of a circle whose outer diameter is the inner diameter D1 of the seat portion 43b in contact with the valve head 42a of the valve body 42. From the area of the circle whose outer diameter is the diameter of the orifice O.
  • the pressure receiving area of the valve body 42 receiving the pressure on the downstream side of the control passage 19 is the area of a circle whose outer diameter is the inner diameter D2 of the small diameter portion 40c of the housing 40, and the area of the circle whose outer diameter is the orifice O Is the area excluding
  • the inner diameter D1 of the seat portion 43b of the valve seat member 43 of the present embodiment and the inner diameter D2 of the small diameter portion 40c of the housing 40 are set equal. Therefore, in the present embodiment, when the valve body 42 is seated on the seat portion 43 b of the valve seat member 43, the pressure receiving area of the valve body 42 receiving the pressure on the upstream side of the control passage 19 and the downstream side of the control passage 19 The pressure receiving area receiving the pressure on the side is equal.
  • the flow priority valve FPV of the present embodiment will be described. First, the case where the flow rate of the fluid flowing into the control passage 19 is equal to or less than the predetermined flow rate will be described.
  • the fluid flowing into the control passage 19 flows to the downstream side provided with the control valve V through the restriction passage 30 constituted by the opening 40f of the housing 40, the orifice O, and the communication port 40g.
  • the biasing force of the biasing spring SP is set to be larger than the pressing force in the direction to open the valve body 42 when the flow rate of the fluid flowing into the control passage 19 is less than the predetermined flow rate. Therefore, when the flow rate of the fluid flowing in from the upstream side is equal to or less than the predetermined flow rate, the valve body 42 does not separate from the seat portion 43b of the valve seat member 43, and all the fluid flowing in from the upstream side is provided downstream. Flows to the control valve V.
  • the pressure loss that occurs when the fluid flowing in from the upstream side through the opening 40f of the housing 40 passes through the orifice O is The pressure on the upstream side also increases according to the inflow since the flow rate is larger than the case where the flow rate is less than or equal to the predetermined flow rate.
  • the biasing force of the biasing spring SP is set to be smaller than the pressing force in the direction of opening the valve body 42 when the flow rate of the fluid flowing into the control passage 19 exceeds a predetermined flow rate.
  • the size of the gap generated between the valve body 42 and the seat portion 43 b of the valve seat member 43 changes in accordance with the flow rate of the fluid flowing in from the upstream side of the control passage 19. Therefore, the excess flow rate exceeding the predetermined flow rate is discharged to the bypass path BP through the discharge port 40 h through the gap generated between the valve body 42 and the seat portion 43 b of the valve seat member 43. Therefore, as shown in (2) in FIG. 5, the flow rate flowing through the communication port 40g becomes constant regardless of how much the flow rate of the fluid flowing in from the upstream side of the control passage 19 increases.
  • the flow rate characteristic of the discharged fluid is the characteristic shown by (3) in FIG.
  • a suction passage 10 connecting the supply passage 5 and the discharge passage 6 is provided in parallel.
  • a suction check valve 11 which permits only the flow of fluid from the discharge passage 6 to the supply passage 5, and the suction passage 10 is provided with fluid flowing from the discharge passage 6 to the supply passage 5. It is set in a one-way passage that allows only flow.
  • a supply side check valve 12 is provided between the control valve V and the pump 4 in the middle of the supply passage 5. More specifically, the supply-side check valve 12 is provided on the pump 4 side in the middle of the supply passage 5 and at the pump 4 side of the connection point between the control passage 19 and the suction passage 10. Only the flow from the valve to the control valve V side is permitted, and the opposite flow is blocked. Therefore, even if the pressure on the switching valve 9 side is higher than the discharge pressure of the pump 4, the backflow of the fluid to the pump 4 side is prevented by closing the supply side check valve 12.
  • the suspension device S is configured as described above, and subsequently, its operation will be described. First, an operation at a normal time when the motor 13, the pump 4, the switching valve 9, and the control valve V can be operated normally will be described.
  • the pump 4 is driven by the motor 13 and the fluid discharged by the pump 4 is supplied to the chamber connected to the pump 4 of the expansion side chamber R1 and the pressure side chamber R2 by the switching valve 9 while the other The chamber is in communication with the reservoir R.
  • the actuator AC can be actively extended or contracted.
  • the switching valve 9 is set as the pressure side supply position 9c, 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 extension valve R1 is connected to the supply passage 5 and the pressure chamber R2 is connected to the reservoir R, with the switching valve 9 as the expansion side supply position 9b. Do. Then, by adjusting the pressure of the supply passage 5 by the control valve V, it is possible to control the magnitude of the thrust in the extension direction or the contraction direction of the actuator AC.
  • information capable of grasping the vibration condition of the vehicle necessary for a control law suitable for vibration suppression of the vehicle for example, the vertical direction of the sprung member BO and the unsprung member W
  • vehicle information such as information on acceleration and velocity and information on expansion and contraction velocity and expansion and contraction acceleration of actuator AC
  • obtain the target thrust to be generated by actuator AC according to the above control law and determine the thrust of actuator AC according to the target thrust
  • Control valve V, switching valve 9 and motor 13 as determined by controller C in response to a command from controller C Current may be provided and a driver device Dr supplies.
  • the driver device Dr includes, for example, a drive circuit for PWM driving the solenoid 20c and the solenoid 9e in the control valve V and the switching valve 9, and a drive circuit for PWM driving the motor 13.
  • the current is supplied to the solenoid 20c, the solenoid 9e and the motor 13 as determined by the controller C.
  • each drive circuit in driver device Dr may be drive circuits other than the drive circuit which performs PWM drive. Then, the controller C may select the pressure-side supply position 9 c for the switching valve 9 in the direction in which the target thrust force generated by the actuator AC is in the extension direction of the actuator AC.
  • the controller C selects the expansion side supply position 9 b for the switching valve 9 in the contraction direction of the actuator AC, and the driver device Dr selects the switching valve 9 as described above.
  • the current is supplied to or shut off from the solenoid 9e to switch to the selected position.
  • the expansion supply position 9b is taken. As described above, no current is supplied to the solenoid 9e in the switching valve 9 so that the solenoid 9e is deenergized.
  • the solenoid 9e in the switching valve 9 is set to take the pressure side supply position 9c in order to supply the fluid to the pressure side chamber R2 and discharge the fluid from the expansion side chamber R1 to the reservoir R. It suffices to supply current.
  • a control law used for controlling the thrust in the suspension device S a control law suitable for a vehicle may be selected, and for example, it is preferable to adopt a control law which is excellent in suppression of vehicle vibration such as skyhook control.
  • the suspension device S may be controlled by one controller having the functions of the controller C and the driver device Dr.
  • the information input to the controller C may be any information suitable for the control rule adopted by the controller C, and although not shown, the information may be detected by a sensor or the like and input to the controller C.
  • the switching valve 9 is switched to take the expansion side supply position 9 b to connect the expansion side chamber R 1 to the supply path 5 and communicate the pressure side chamber R 2 to the reservoir R through the discharge path 6.
  • the volume of the expansion side chamber R1 decreases when the actuator AC is operated for expansion, the reduced amount of fluid is discharged from the expansion side chamber R1 through the expansion side damping valve 15, and the control valve V is further supplied via the supply passage 5. Flow to reservoir R.
  • the supply side check valve 12 is provided, even if the pressure of the supply passage 5 dynamically becomes higher than the discharge pressure of the pump 4, the fluid does not flow back to the pump 4 side.
  • the fluid corresponding to the volume expansion is supplied from the reservoir R via the discharge passage 6 to the pressure side chamber R2 whose volume is increased.
  • the pressure in the supply passage 5 is controlled by the control valve V to the opening pressure of the control valve V, the pressure in the expansion side chamber R1 is such that the fluid discharged from the expansion side chamber R1 passes through the expansion side damping valve 15
  • the pressure loss that occurs during the operation is higher than the pressure in the supply passage 5. Therefore, the expansion side chamber R1 in this case is higher than the pressure of the reservoir R by a pressure in which the pressure loss by the expansion side damping valve 15 is superimposed on the valve opening pressure of the control valve V.
  • the thrust of the actuator AC takes the pressure receiving area of the piston 2 and the pressure of the extension side chamber R1 with the area facing the extension side chamber R1 of the piston 2 (area obtained by subtracting the cross sectional area of the rod 3 from the area of the piston 2) It is the product of Therefore, in the graph shown in FIG. 6 in which the direction of thrust of the actuator AC is taken on the vertical axis and the expansion / contraction speed of the actuator AC is taken on the horizontal axis, the thrust of the actuator AC when the valve opening pressure of the control valve V is maximized. Becomes the characteristic shown by line (1) in FIG.
  • a force that is the product of the pressure of the pressure side chamber R2 and the pressure receiving area facing the pressure side chamber R2 of the piston 2 is generated as a thrust that pushes up the piston 2.
  • the pressure side chamber R2 has the same pressure as the reservoir R, and the pressure of the extension side chamber R1 is captured as a pressure difference with the pressure of the reservoir R, the thrust that pushes up the piston 2 can be regarded as zero.
  • the volume of the expansion chamber R1 increases, and the flow required for the expansion chamber R1 when the discharge flow rate of the pump 4 is equal to or more than the volume increase of the expansion chamber R1 per unit time.
  • the discharge flow rate of the pump 4 is further increased. Therefore, the fluid discharged from the pump 4 flows into the expansion chamber R1 through the expansion check valve 16, and the remaining fluid not absorbed in the expansion chamber R1 of the discharge flow rate of the pump 4 is stored in the reservoir R through the control valve V. Flow to Therefore, the pressure of the expansion side chamber R1 becomes equal to the pressure of the supply passage 5, and the valve opening pressure of the control valve V is controlled.
  • the pressure in the pressure side chamber R2 is higher than the pressure in the reservoir R by the pressure loss generated when the fluid discharged from the pressure side chamber R2 passes through the pressure side damping valve 17. Therefore, in such a situation, the pressure in the expansion chamber R1 is equal to the valve opening pressure of the control valve V, but the pressure in the pressure chamber R2 is higher than the pressure in the reservoir R by the pressure loss by the pressure damping valve 17. As the flow rate discharged from the pressure side chamber R2 increases, the pressure loss also increases.
  • the thrust of the actuator AC is a force obtained by subtracting the product of the pressure in the pressure chamber R2 and the pressure receiving area in the pressure chamber R2 of the piston 2 from the product of the pressure in the expansion chamber R1 and the pressure receiving area of the piston 2 Become.
  • the thrust of the actuator AC decreases.
  • the discharge flow rate of the pump 4 is the volume of the expansion side chamber R1 per unit time.
  • the fluid supply from the pump 4 is the volume per unit time of the expansion chamber R1. It can not catch up with the amount of increase, and all the fluid discharged from the pump 4 is absorbed by the expansion side chamber R1. Then, the fluid does not flow to the control valve V, and the fluid of an insufficient amount in the expansion side chamber R1 is supplied from the reservoir R through the discharge passage 6 and the suction passage 10 with the suction check valve 11 opened.
  • the pressure in the expansion chamber R1 is substantially equal to the pressure in the reservoir R, but the pressure in the compression chamber R2 is higher than the pressure in the reservoir R by the pressure loss due to the pressure damping valve 17. Therefore, the actuator AC can not exert a thrust in the direction of pushing the piston 2 downward, and exerts a thrust in the opposite direction, that is, a direction of pushing the piston 2 upward. From the above, in the case where the suspension device S is caused to exert a thrust that pushes the piston 2 downward and the actuator AC is contracting by the external force, the discharge flow rate of the pump 4 is the unit time of the expansion side chamber R1. If it is less than the increase in the volume of the hit, the thrust can not be exerted in the direction of pushing the piston 2 downward.
  • the thrust of the actuator AC has the characteristic shown by the line (3) in FIG. Therefore, when the valve opening pressure of the control valve V is maximized, the characteristic of line (2) in FIG. 6 is obtained when the discharge flow rate of the pump 4 is equal to or greater than the volume increase per unit time of the expansion chamber R1. When the flow rate is less than the volume increase per unit time of the expansion side chamber R1, the characteristic changes to the characteristic of the line (3) in FIG.
  • the switching valve 9 is switched so as to adopt the pressure side supply position 9c, and the pressure side chamber R2 is connected to the supply passage 5, and the extension side chamber R1 is communicated with the reservoir R through the discharge passage 6.
  • the volume of the pressure side chamber R2 is reduced, so the amount of the reduced fluid is discharged from the pressure side chamber R2 through the pressure side damping valve 17, and the control valve V is further It passes to the reservoir R.
  • the supply side check valve 12 is provided, even if the pressure of the supply passage 5 dynamically becomes higher than the discharge pressure of the pump 4, the fluid does not flow back to the pump 4 side.
  • the expansion side chamber R1 whose volume is increased is supplied with the fluid corresponding to the volume expansion from the reservoir R via the discharge passage 6.
  • the pressure in the supply passage 5 is controlled by the control valve V to the valve opening pressure of the control valve V. Therefore, when the fluid discharged from the pressure side chamber R2 passes through the pressure side damping valve 17, the pressure in the pressure side chamber R2 is controlled.
  • the pressure loss that occurs in the pressure supply line 5 is higher than the pressure in the supply line 5 by the amount of pressure loss that occurs. Accordingly, the pressure side chamber R2 in this case is higher than the pressure of the reservoir R by a pressure in which the pressure loss due to the pressure side damping valve 17 is superimposed on the valve opening pressure of the control valve V.
  • the thrust of the actuator AC is the product of the pressure receiving area of the piston 2 and the pressure of the pressure chamber R2, where the area (area of the piston 2) facing the pressure chamber R2 of the piston 2 is a pressure receiving area. Therefore, in the graph shown in FIG. 6, the thrust of the actuator AC when the valve opening pressure of the control valve V is maximized has the characteristic shown by the line (4) in FIG. In this case, a force which is the product of the pressure of the expansion chamber R1 and the pressure receiving area of the expansion chamber R1 of the piston 2 is generated as a thrust that pushes the piston 2 down.
  • the expansion side chamber R1 has the same pressure as the reservoir R, and the pressure of the pressure side chamber R2 is captured as a differential pressure with the pressure of the reservoir R, the thrust that pushes down the piston 2 can be regarded as zero.
  • the switching valve 9 is switched so as to adopt the pressure side supply position 9c, and the pressure side chamber R2 is connected to the supply passage 5, and the extension side chamber R1 is communicated with the reservoir R through the discharge passage 6.
  • the volume of the pressure side chamber R2 increases, but if the discharge flow rate of the pump 4 is equal to or more than the volume increase per unit time of the pressure side chamber R2, the pressure side chamber R2 is required.
  • the discharge flow rate of the pump 4 is larger than the flow rate. Therefore, the fluid discharged from the pump 4 flows into the pressure chamber R2 through the pressure check valve 18, and the remaining fluid not absorbed in the pressure chamber R2 of the discharge flow rate of the pump 4 flows to the reservoir R through the control valve V. Flow. Therefore, the pressure of the pressure side chamber R2 becomes equal to the pressure of the supply passage 5, and the valve opening pressure of the control valve V is controlled.
  • the reduced amount of fluid is discharged to the reservoir R via the expansion side damping valve 15 and the discharge passage 6.
  • the pressure in the expansion chamber R1 is higher than the pressure in the reservoir R by the pressure loss generated when the fluid discharged from the expansion chamber R1 passes through the expansion damping valve 15. Therefore, in such a situation, the pressure in pressure side chamber R2 becomes equal to the valve opening pressure of control valve V, but the pressure in expansion side chamber R1 becomes higher than the pressure in reservoir R by the pressure loss by expansion side damping valve 15. The larger the flow rate discharged from the expansion chamber R1, the larger the pressure loss.
  • the thrust of the actuator AC is a force obtained by subtracting the product of the pressure in the expansion chamber R1 and the pressure receiving area in the expansion chamber R1 of the piston 2 from the product of the pressure in the pressure chamber R2 and the pressure receiving area of the piston 2 Become.
  • the thrust of the actuator AC decreases. From the above, in the case where the suspension device S is caused to exert a thrust that pushes up the piston 2 upward and the actuator AC is operated to extend by an external force, the discharge flow rate of the pump 4 is the volume per unit time of the pressure side chamber R2.
  • the thrust of the actuator AC when the valve opening pressure of the control valve V is maximized if the amount is equal to or more than the amount of increase has a characteristic shown by line (5) in FIG.
  • the fluid supply from the pump 4 is the volume per unit time of the pressure side chamber R2. It can not catch up with the amount of increase, and all the fluid discharged from the pump 4 is absorbed by the pressure side chamber R2. Then, the fluid does not flow to the control valve V, and the fluid of the insufficient amount in the pressure side chamber R2 is supplied from the reservoir R through the discharge passage 6 and the suction passage 10 with the suction check valve 11 opened.
  • the actuator AC can not exert a thrust in the direction of pushing the piston 2 upward, and exerts a thrust in the opposite direction, that is, a direction of pushing the piston 2 downward.
  • the discharge flow rate of the pump 4 is the unit time of the pressure side chamber R2. If it is less than the increase in volume of the hit, the thrust can not be exerted in the direction of pushing up the piston 2.
  • the thrust of the actuator AC has the characteristic shown by the line (6) in FIG. Therefore, when the valve opening pressure of the control valve V is maximized, the characteristic of line (5) in FIG. 6 is obtained when the discharge flow rate of the pump 4 is equal to or greater than the volume increase per unit time of the pressure side chamber R2. When the flow rate is less than the volume increase per unit time of the pressure side chamber R2, it changes to the characteristic of the line (6) in FIG.
  • the actuator AC exhibits a characteristic that the thrust changes from the line (2) to the line (3) on the contraction side, and the thrust changes from the line (5) to the line (6) on the expansion side
  • the characteristics are shown, the change of the characteristics occurs almost instantaneously, and the influence on the ride quality is minor.
  • the thrust of the actuator AC can be made variable in the range of When the pump 4 is driven to supply the discharge flow rate of the pump 4 to the expansion side of the expansion side chamber R1 and the pressure side chamber R2, the discharge flow rate of the pump 4 is larger than the volume increase of the expansion chamber. Then, the thrust can be exerted in the same direction as the expansion and contraction direction of the actuator AC.
  • the switching valve 9 is switched so as to adopt the expansion side supply position 9 b to connect the expansion side chamber R1 to the supply path 5 and discharge
  • the pressure side chamber R2 is communicated with the reservoir R through the passage 6.
  • the reduced fluid is discharged from the expansion chamber R1 through the expansion damping valve 15 and passes through the control valve V through the supply passage 5. Flow to the reservoir R.
  • the supply side check valve 12 is provided, the fluid does not flow to the pump 4 side.
  • the fluid corresponding to the volume expansion is supplied from the reservoir R via the discharge passage 6 to the pressure side chamber R2 whose volume is increased.
  • the pressure in the supply passage 5 is controlled by the control valve V to the opening pressure of the control valve V, the pressure in the expansion side chamber R1 is such that the fluid discharged from the expansion side chamber R1 passes through the expansion side damping valve 15
  • the pressure loss that occurs during the operation is higher than the pressure in the supply passage 5. Therefore, the expansion side chamber R1 in this case is higher than the pressure of the reservoir R by the pressure in which the pressure loss by the expansion side damping valve 15 is superimposed on the valve opening pressure of the control valve V.
  • the thrust of the actuator AC when the valve opening pressure of the control valve V is maximum Is the characteristic shown by line (7) in FIG. Therefore, if the valve opening pressure of the control valve V is adjusted, the thrust of the actuator AC can be made variable in the range from the line (10) to the line (7) described later in the first quadrant in FIG.
  • a force that is the product of the pressure of the pressure side chamber R2 and the pressure receiving area facing the pressure side chamber R2 of the piston 2 is generated as a thrust that pushes up the piston 2.
  • the pressure side chamber R2 has the same pressure as the reservoir R, and the pressure of the extension side chamber R1 is captured as a pressure difference with the pressure of the reservoir R, the thrust that pushes up the piston 2 can be regarded as zero.
  • the actuator AC can not exert a thrust in the direction of pushing the piston 2 downward, and exerts a thrust in the opposite direction, that is, a direction of pushing the piston 2 upward. From the above, in the case where the suspension device S is caused to exert a thrust that pushes down the piston 2 downward, the actuator 2 is contracted due to an external force, and when the pump 4 is stopped, the piston 2 is The thrust can not be exerted in the downward direction. Therefore, regardless of the valve opening pressure of the control valve V, the thrust of the actuator AC has the characteristic shown by the line (8) in FIG. This has the same effect as controlling the compression side damping force to the lowest damping force in the damping force variable damper.
  • the switching valve 9 is switched so as to adopt the pressure side supply position 9 c to connect the pressure side chamber R2 to the supply path 5 and The expansion chamber R1 is made to communicate with the reservoir R through 6.
  • the volume of the pressure side chamber R2 decreases, so the fluid for the reduction is discharged from the pressure side chamber R2 through the pressure side damping valve 17 and passes through the control valve V through the supply passage 5. Flow to the reservoir R.
  • the supply side check valve 12 since the supply side check valve 12 is provided, the fluid does not flow to the pump 4 side.
  • the expansion side chamber R1 whose volume is increased is supplied with the fluid corresponding to the volume expansion from the reservoir R via the discharge passage 6.
  • the pressure in the supply passage 5 is controlled by the control valve V to the valve opening pressure of the control valve V. Therefore, when the fluid discharged from the pressure side chamber R2 passes through the pressure side damping valve 17, the pressure in the pressure side chamber R2 is controlled.
  • the pressure loss that occurs in the pressure supply line 5 is higher than the pressure in the supply line 5 by the amount of pressure loss that occurs. Therefore, the pressure side chamber R2 in this case is higher than the pressure of the reservoir R by the pressure in which the pressure loss due to the pressure side damping valve 17 is superimposed on the valve opening pressure of the control valve V. It is the product of the pressure receiving area of the pressure side chamber R2 and the pressure of the pressure side chamber R2. Therefore, in the graph shown in FIG.
  • the thrust of the actuator AC when the valve opening pressure of the control valve V is maximized has the characteristic shown by the line (9) in FIG. Therefore, by adjusting the valve opening pressure of the control valve V, the thrust of the actuator AC can be made variable in the range from the line (8) to the line (9) in the third quadrant in FIG. In this case, a force that is the product of the pressure of the expansion chamber R1 and the pressure receiving area facing the expansion chamber R1 of the piston 2 is generated as a thrust that pushes the piston 2 down.
  • the expansion side chamber R1 has the same pressure as the reservoir R, and the pressure of the pressure side chamber R2 is captured as a differential pressure with the pressure of the reservoir R, the thrust that pushes down the piston 2 can be regarded as zero.
  • the volume of the pressure side chamber R2 increases, but no fluid flows in the control valve V because the pump 4 does not discharge the fluid. Therefore, the suction check valve 11 is opened and the insufficient amount of fluid in the pressure side chamber R2 is supplied from the reservoir R through the discharge passage 6 and the suction passage 10. In this situation, the pressure in the pressure chamber R2 is approximately equal to the pressure in the reservoir R. From the expansion side chamber R1 in which the other volume is reduced, the amount of fluid corresponding to the reduction is discharged to the reservoir R via the expansion side damping valve 15 and the discharge passage 6. The pressure in the expansion chamber R1 is higher than the pressure in the reservoir R by the pressure loss that occurs when the fluid discharged from the expansion chamber R1 passes through the expansion damping valve 15.
  • the actuator AC can not exert a thrust in a direction to push the piston 2 upward, and exerts a thrust in the opposite direction, that is, a direction to push the piston 2 downward. From the above, when making the suspension device S exert a thrust that pushes up the piston 2 upward, the actuator 2 is extended due to an external force, and when the pump 4 is stopped, the piston 2 is The thrust can not be exerted in the upward direction. Therefore, regardless of the valve opening pressure of the control valve V, the thrust of the actuator AC has the characteristic shown by the line (10) in FIG. This has the same effect as controlling the expansion damping force to the lowest damping force in the damping force variable damper.
  • the actuator AC exerts a thrust that pushes the piston 2 downward
  • the thrust of the actuator AC is controlled at the time of extension operation It is controlled within the possible output range by adjusting the valve opening pressure of the valve V.
  • the actuator AC exerts the lowest thrust among the thrusts that push the piston 2 upward.
  • the thrust of the actuator AC is controlled within the output available range by adjusting the valve opening pressure of the control valve V during the contraction operation.
  • the actuator AC exerts the lowest thrust among the thrusts that push the piston 2 downward. Therefore, in the suspension device S of the present invention, when the pump 4 is stopped, it can automatically exhibit the same function as the semi-active suspension. This means that the suspension device S automatically functions as a semi-active suspension when the discharge flow rate of the pump 4 is less than the volume increase of the expansion side chamber R1 or the pressure side chamber R2 which is expanding even while the pump 4 is operating. It is shown that.
  • the operation of the suspension device S will be described when the motor 13, the switching valve 9 and the control valve V of the suspension device S fail to be energized due to some abnormality.
  • the motor 13, the switching valve 9, and the control valve V can not be energized, and the motor 13, the switching valve 9, and the control valve are abnormal when abnormality is found in the controller C and the driver device Dr. This includes the case of stopping the power supply to V.
  • the motor 13, the switching valve 9 and the control valve V are de-energized or in a non-energizable state, the pump 4 is stopped, and the control valve V has the minimum valve opening pressure. 9 is in a state of being biased by the spring 9d and taking the expansion side supply position 9b.
  • the pressure in the supply passage 5 is substantially equal to that of the reservoir because the fluid has a property that hardly gives resistance to the flow passing through when the control valve V is not energized. It becomes equal to the pressure of R. Therefore, the pressure in the expansion chamber R1 is higher than the pressure in the supply passage 5 by the pressure loss generated when the fluid discharged from the expansion chamber R1 passes through the expansion damping valve 15. Therefore, the reservoir by the pressure loss It becomes higher than the pressure of R.
  • the thrust of the actuator AC is a force obtained by multiplying the pressure loss due to the expansion damping valve 15 by the pressure receiving area of the expansion chamber R1 of the piston 2, and in the graph shown in FIG. It becomes the characteristic shown by).
  • a force that is the product of the pressure of the pressure side chamber R2 and the pressure receiving area facing the pressure side chamber R2 of the piston 2 is generated as a thrust that pushes up the piston 2.
  • the pressure side chamber R2 has the same pressure as the reservoir R, and the pressure of the extension side chamber R1 is captured as a pressure difference with the pressure of the reservoir R, the thrust that pushes up the piston 2 can be regarded as zero.
  • the pressure in the pressure side chamber R2 is higher than the pressure in the reservoir R by the pressure loss generated when the fluid discharged from the pressure side chamber R2 passes through the pressure side damping valve 17.
  • the thrust of the actuator AC is a force obtained by multiplying the pressure loss corresponding to the pressure loss by the pressure side damping valve 17 by the pressure receiving area of the pressure side chamber R2 of the piston 2.
  • a force that is the product of the pressure of the expansion chamber R1 and the pressure receiving area facing the expansion chamber R1 of the piston 2 is generated as a thrust that pushes the piston 2 down.
  • the expansion side chamber R1 has the same pressure as the reservoir R, and the pressure of the pressure side chamber R2 is captured as a differential pressure with the pressure of the reservoir R, the thrust that pushes down the piston 2 can be regarded as zero.
  • the actuator AC functions as a passive damper to suppress the vibration of the spring upper member BO and the unsprung member W, so that fail-safe operation is reliably performed at the time of failure. It will be.
  • the suspension device S is provided on the upstream side of the control valve V in the middle of the control passage 19, and allows only the passage of fluid having a predetermined flow rate or less, A flow priority valve FPV is provided which discharges the excess flow rate into the reservoir R.
  • the control valve V Flow to Therefore, since excessive fluid force can be prevented from acting on the control valve V, it is possible to reliably prevent the control valve V from becoming difficult to control. Further, since the upper limit flow rate of the fluid flowing through the control valve V is determined by the flow priority valve FPV, the variation of the flow rate of the fluid flowing through the control valve V becomes small, and valve oscillation of the control valve V can be suppressed. Therefore, according to the suspension device S of the present embodiment, the control valve V can be stably controlled.
  • the pressure receiving area of the pressure received from the upstream side of the control passage 19 in the valve body 42 and the downstream of the control passage 19 are set to be equal.
  • the force pushing the valve body 42 is determined by the product of the pressure acting on the valve body 42 and the pressure receiving area receiving the pressure. Therefore, if the pressure receiving area for receiving the pressure on the upstream side of the control passage 19 in the valve body 42 and the pressure receiving area for the pressure received from the downstream side differ when the valve body 42 is seated on the valve seat 41, the acting pressure Even if the pressure is equal pressure, the force pressing the valve body 42 from the side having a large pressure receiving area becomes stronger. Since the pressure upstream of the control valve V of the control passage 19 is controlled by the control valve V, the force pressing the valve body 42 becomes large when the valve opening pressure of the control valve V is high. When the valve opening pressure is small, the force pressing the valve body 42 is small. Then, the pressure at which the valve body 42 leaves the valve seat 41 also changes in accordance with the valve opening pressure of the control valve V.
  • the flow priority valve FPV when the valve body 42 is seated on the valve seat 41, the flow priority valve FPV according to the present embodiment receives pressure that receives the pressure on the upstream side of the control passage 19 in the valve body 42.
  • the area and the pressure receiving area of the pressure received from the downstream side are equal. Therefore, even if the valve opening pressure of the control valve V changes, the force pressing the valve body 42 does not change, and the flow rate of the fluid flowing to the control valve V can be made constant.
  • the orifice O is provided in the valve body 42 to form the restricted passage 30, and therefore, a passage connecting the upstream of the control passage 19 and the downstream of the control passage 19
  • the flow priority valve FPV can be made compact as well as it can be manufactured more easily than providing it separately.
  • the present invention can be realized even if another passage connecting the upstream of the control passage 19 and the downstream of the control passage 19 is provided.
  • control passage 19 may be provided with a bypass passage 50 for bypassing the control valve V, and the bypass passage 50 may be provided with an orifice 51 disposed in parallel with the control valve V.
  • the control passage 19 is communicated with the discharge passage 6 by the orifice 51 even if the control valve V is mechanically broken and is in the closed / closed state. Therefore, a pressure loss occurs when the fluid passes through the orifice O provided in the restriction passage 30, and a pressure difference between the upstream side and the downstream side of the control passage 19 in the flow priority valve FPV occurs by the pressure loss.
  • the control valve V is closed and the valve body 42 is separated from the valve seat 41 if the pressure on the upstream side of the control valve V becomes high, even if the control valve V is closed. The pressure upstream of the valve V can be relieved to the reservoir R through the return passage 31.
  • the flow priority valve FPV functions as a relief valve for releasing the pressure on the upstream side of the control valve V when the control valve V breaks down and enters the closed / closed state, the fluid pressure circuit FC There is no need to separately provide a relief valve.
  • the orifice 51 provided in the bypass path 50 is merely a throttling, there is no mechanical failure, so it is a case where the control valve V has a mechanical failure and is in a closed state.
  • the control passage 19 can be reliably communicated.
  • the flow passage resistance of the orifice 51 of the present embodiment is too small and the control valve V does not break down, as long as the flow rate flowing into the control passage 19 is small, the fluid is preferentially provided the orifice 51. Flow to the detour 50. Therefore, if the flow path resistance of the orifice 51 is set too small, the control range of the pressure that can be controlled by the control valve V when the control valve V is not broken becomes narrow.
  • the diameter of the orifice 51 may be arbitrarily determined in consideration of the control range of the pressure that can be controlled by the control valve V when the control valve V is not faulty and the damping force of the actuator AC at the time of fault.
  • the expansion side damping element VE provided in the expansion side passage 7 provides resistance to the flow from the expansion side chamber R1 toward the switching valve 9 and allows the flow in the opposite direction.
  • a pressure-side damping element VC is provided which is provided in the pressure-side passage 8 and provides resistance to the flow from the pressure-side chamber R2 to the switching valve 9 and allows the flow in the opposite direction.
  • the actuator AC not only can the actuator AC be positively expanded and contracted to function as an active suspension, but also in a scene where the exertion of thrust as a semi-active suspension is expected, the driving of the pump 4 is not essential. Energy consumption is reduced because driving is required only when driving 4 is required. Therefore, according to the suspension device S of the present invention, it is possible to function as an active suspension and reduce energy consumption.
  • the expansion damping element VE and the compression damping element VC may be omitted. Even when the expansion damping element VE and the compression damping element VC are omitted, the flow rate obtained by superimposing the fluid discharged from the inside of the cylinder 1 when the actuator AC expands and contracts and the fluid discharged from the pump 4 Since the fluid flows, the flow rate of the fluid flowing to the control valve V becomes a large flow rate. Therefore, by providing the flow priority valve FPV on the upstream side of the control valve V, the flow rate of the fluid flowing to the control valve V can be reduced to a predetermined flow rate or less, and the effect of the present invention capable of stably controlling the control valve V can be achieved.

Landscapes

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Abstract

本発明のサスペンション装置（Ｓ）は、伸側室（Ｒ１）と圧側室（Ｒ２）とを備えたアクチュエータ（ＡＣ）と、ポンプ（４）と、リザーバ（Ｒ）と、ポンプ（４）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）と圧側通路（８）の一方を選択的に供給路（５）に接続し伸側通路（７）と圧側通路（８）の他方を排出路（６）に接続する切換弁（９）と、供給路（５）の圧力を調整可能な制御弁（Ｖ）を途中に設けた制御通路（１９）と、制御通路（１９）の途中であって制御弁（Ｖ）よりも上流側に設けられて所定流量以下の流体の通過のみを許容し、所定流量を超える超過流量分はリザーバ（Ｒ）に排出するフロープライオリティバルブ（ＦＰＶ）とを備えることを特徴とする。

Description

サスペンション装置
　この発明は、サスペンション装置に関する。
　この種のサスペンション装置としては、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り、具体的には、ＪＰ２０１６－０８８３５８Ａに開示されているように、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に区画するピストンとピストンに連結されるロッドとを備えたサスペンション本体と、ポンプと、ポンプの吸込側に接続されるリザーバと、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、伸側通路と圧側通路の一方を選択的に供給路に接続するとともに伸側通路と圧側通路の他方を排出路に接続する切換弁と、供給路と排出路を接続するとともに途中に供給電流に応じて供給路の圧力を調整可能な制御弁を設けた制御通路と、供給路と排出路とを接続するとともに排出路から供給路へ向かう流体の流れのみを許容する吸込通路を備えて構成されるものがある。
　このようなサスペンション装置では、ポンプが吐出する流体の供給先を切換弁によって伸側室と圧側室とで切り換え可能になっており、ポンプが吐出する流体を伸側室に供給するとピストンが下方に移動してサスペンション本体が収縮し、圧側室に供給するとピストンが上方に移動してサスペンション本体が伸長するようになっている。また、制御弁によって供給路の圧力、つまり、ポンプがシリンダ内に吐出する流体の圧力を調整して、サスペンション本体の伸長方向または収縮方向の推力の大きさを調整できるようになっている。
　このようなサスペンション装置にあっては、車両走行中にはサスペンション本体が路面の凹凸により外力を受けて伸縮する場合がある。
　そして、ピストンを下方に押し下げる推力をサスペンション装置に発揮させる場合であって、サスペンション本体が外力によって伸長作動する場合には、伸側室の容積が小さくなるため、伸側室で過剰になった流体がシリンダ外に排出される。この際、伸側室から排出された流体は、伸側通路、供給路、制御通路を通って排出路に排出される。また、供給路も制御通路に連通しているため、ポンプから吐出された流体も制御通路を通る。
　また、反対にピストンを上方に押し上げる推力をサスペンション装置に発揮させる場合であって、サスペンション本体が外力によって収縮作動する場合にも同様に、圧側室で過剰となった流体が制御通路を通って排出路に排出されるとともにポンプから吐出された流体も制御通路を通る。
　このように、従来のサスペンション装置では、サスペンション装置が外力により伸縮するとシリンダ外に排出される流体の流量とポンプから吐出される流体の流量を合計した大流量が制御通路に設けられた制御弁に流れる場合がある。
　また、サスペンション装置にピストンを下方に押し下げる推力を発揮させる際に、サスペンション本体が外力によって伸縮作動する場合、ポンプの吐出流量が伸側室または圧側室の容積増大量を上回っていると問題ない。しかしながら、ポンプの吐出流量が前記容積増大量を下回った場合にはポンプから吐出される流体が全て伸側室または圧側室に吸収されてしまい、制御弁に流体が流れなくなる。
　このように、従来のサスペンション装置では制御弁を通過する流体の流量がゼロから大流量まで大きく変動する。
　したがって、従来のサスペンション装置では、制御弁に大流量の流体が流れる際に、制御弁に巨大な流体力が作用して、制御弁の制御が困難になる可能性や、流量変動が大きいために制御弁のバルブの閉じ切り付近においてバルブの変位に対する圧力変化が大きくなってバルブ振動が発生してしまう可能性があった。
　そこで、本発明では、制御弁の制御が困難になることを防止するとともに制御弁のバルブ振動を抑制して、制御弁を安定的に制御可能なサスペンション装置の提供を目的とする。
　本発明のサスペンション装置は、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アクチュエータと、ポンプの吸込側に接続されるリザーバと、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、前記伸側通路と前記圧側通路の一方を選択的に前記供給路に接続するとともに前記伸側通路と前記圧側通路の他方を前記排出路に接続する切換弁と、供給電流に応じて前記供給路の圧力を調整可能な制御弁を途中に設けた制御通路と、前記供給路と前記排出路とを接続する吸込通路と、前記吸込通路の途中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、前記供給路の途中であって前記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制御弁側へ向かう流体の流れのみを許容する供給側チェック弁と、前記制御通路の途中であって前記制御弁よりも上流側に設けられて所定流量以下の流体の通過のみを許容し、前記所定流量を超える超過流量分は前記リザーバに排出するフロープライオリティバルブとを備える。
図１は、本実施の形態に係るサスペンション装置を示した図である。 図２は、本実施の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状態を示した図である。 図３は、本実施の形態に係るフロープライオリティバルブを回路図で示した図である。 図４は、本実施の形態に係るフロープライオリティバルブの具体例を示した図である。 図５は、本実施の形態に係るサスペンション装置の制御弁を通過する流体の流量とバイパス路に排出された流体の流量の関係を示した図である。 図６は、本実施の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７は、本実施の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８は、本実施の形態に係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９は、本実施の形態に係るサスペンション装置の変形例の一部を拡大して示した図である。
　以下に、図面を参照しながら本実施の形態について説明する。いくつかの図面を通して付された同じ符号は同じ部品を示す。
　本実施の形態に係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とを備えたアクチュエータＡＣ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、アクチュエータＡＣ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とを備えて構成されている。
　本実施の形態の流体圧回路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と圧側通路８の一方を選択的に供給路５に接続するとともに伸側通路７と圧側通路８の他方を排出路６に接続する切換弁９と、供給電流に応じて供給路５の圧力を調整可能な制御弁Ｖを途中に設けた制御通路１９と、供給路５と排出路６とを接続する吸込通路１０と、吸込通路１０の途中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、供給路５の途中であって制御弁Ｖとポンプ４との間に設けられてポンプ４側から制御弁Ｖ側へ向かう流体の流れのみを許容する供給側チェック弁１２と、制御通路１９の途中であって制御弁Ｖよりも上流側に設けられて所定流量以下の流体の通過のみを許容し、所定流量を超える超過流量分はリザーバＲに排出するフロープライオリティバルブＦＰＶとを備えて構成される。
　また、本実施の形態においては、流体圧回路ＦＣは、伸側通路７に設けられ伸側室Ｒ１から切換弁９に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する伸側減衰要素ＶＥと、圧側通路８に設けられ圧側室Ｒ２から切換弁９に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する圧側減衰要素ＶＣを備えている。
　続いて各部について詳細に説明する。本実施の形態のアクチュエータＡＣ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を備えており、このロッド３が伸側室Ｒ１内のみに挿通されていて、アクチュエータＡＣは、所謂、片ロッド型のシリンダ装置とされている。なお、リザーバＲは、図１に示したところでは、アクチュエータＡＣとは独立して設けられており、詳しくは図示しないが、アクチュエータＡＣ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で形成されてもよい。
　なお、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。
　そして、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満され、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も使用できる。また、本発明では、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としている。
　本実施の形態のポンプ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、モータ１３によって駆動されるようになっている。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。
　そして、ポンプ４の吸込側はポンプ通路１４によってリザーバＲに接続されており、吐出側は供給路５に接続されている。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から流体を吸い込んで供給路５へ流体を吐出するようになっている。
　本実施の形態の切換弁９は、図１に示すように、４ポート２位置の電磁切換弁とされている。切換弁９は、ポートＡとポートＰとを連通するとともにポートＢとポートＴを連通する伸側供給ポジション９ｂと、ポートＡとポートＴとを連通するとともにポートＢとポートＰを連通する圧側供給ポジション９ｃとを備えた弁体９ａと、弁体９ａを附勢するばね９ｄと、上記ばね９ｄに対抗する推力を弁体９ａに与えるソレノイド９ｅとを備えている。そして、ソレノイド９ｅへ電力供給しない非通電時には、弁体９ａは、ばね９ｄによって附勢されて伸側供給ポジション９ｂを採り、ソレノイド９ｅへ通電すると弁体９ａはソレノイド９ｅからの推力で押されて、圧側供給ポジション９ｃを採るようになっている。
　そして、切換弁９のポートＰは、供給路５を介してポンプ４の吐出側へ接続され、ポートＴは、排出路６を介してリザーバＲへ接続され、ポートＡは伸側通路７を介して伸側室Ｒ１へ接続され、ポートＢは圧側通路８を介して圧側室Ｒ２へ接続されている。
　したがって、切換弁９が伸側供給ポジション９ｂを採る場合、供給路５が伸側通路７を通じて伸側室Ｒ１に連通されるとともに、排出路６が圧側通路８を通じて圧側室Ｒ２に連通される。そのため、この状態でポンプ４が駆動されると伸側室Ｒ１に流体が供給されて圧側室Ｒ２からリザーバＲへ流体が排出されるので、アクチュエータＡＣは収縮する。他方、切換弁９が圧側供給ポジション９ｃを採る場合、供給路５が圧側通路８を通じて圧側室Ｒ２に連通されるとともに、排出路６が伸側通路７を通じて伸側室Ｒ１に連通される。そのため、この状態でポンプ４が駆動されると圧側室Ｒ２に流体が供給されて伸側室Ｒ１からリザーバＲへ流体が排出されるので、アクチュエータＡＣが伸長する。
　また、伸側通路７の途中には、上記したように、伸側室Ｒ１から切換弁９に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する伸側減衰要素ＶＥが設けられている。
　伸側減衰要素ＶＥは、伸側室Ｒ１から切換弁９に向かう流れに対し抵抗を与える伸側減衰弁１５と、当該伸側減衰弁１５に並列されて切換弁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とを備えて構成されている。よって、伸側室Ｒ１から切換弁９へ向けて移動する流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、流体は、伸側減衰弁１５のみを通過して切換弁９側へ向かって流れる。反対に、切換弁９から伸側室Ｒ１へ向けて移動する流体の流れに対しては、伸側チェック弁１６が開き、伸側チェック弁１６は伸側減衰弁１５に比較して流れに与える抵抗が小さいので、流体は、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。なお、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から切換弁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。
　また、圧側通路８の途中には、上記したように、圧側室Ｒ２から切換弁９に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する圧側減衰要素ＶＣが設けられている。
　圧側減衰要素ＶＣは、圧側室Ｒ２から切換弁９に向かう流れに対し抵抗を与える圧側減衰弁１７と、当該圧側減衰弁１７に並列されて切換弁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とを備えて構成されている。よって、圧側室Ｒ２から切換弁９へ向けて移動する流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、流体は、圧側減衰弁１７のみを通過して切換弁９側へ向かって流れる。反対に、切換弁９から圧側室Ｒ２へ向けて移動する流体の流れに対しては、圧側チェック弁１８が開き、圧側チェック弁１８は圧側減衰弁１７に比較して流れに与える抵抗が小さいので、流体は、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。なお、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から切換弁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。
　また、ポンプ４から供給路５へ流体が吐出されるが、この供給路５の圧力を制御するために、流体圧回路ＦＣには、制御弁Ｖが設けられている。制御弁Ｖは、具体的には、供給路５と排出路６を接続する制御通路１９の途中に設けられており、開弁圧を調節すると制御弁Ｖの上流側である供給路５の圧力を制御できるようになっている。
　制御弁Ｖは、本実施の形態では、電磁圧力制御弁とされており、制御通路１９の途中に設けた弁体２０ａと、弁体２０ａに供給路５側である上流側の圧力をパイロット圧として弁体２０ａを開弁方向に作用させるパイロット通路２０ｂと、弁体２０ａに推力を与えるソレノイド２０ｃとを備えている。ソレノイド２０ｃは、図示しないばねとコイルとで構成されている。ソレノイド２０ｃにおけるばねは、常に弁体２０ａを開弁方向へ附勢しており、対して、ソレノイド２０ｃは、通電時に、弁体２０ａを附勢するばねに対抗する推力を発生できるようになっている。よって、ソレノイド２０ｃへの通電量を調節すれば、制御弁Ｖの開弁圧を高低調節できるので、供給路５の圧力を制御弁Ｖの開弁圧に制御できる。このように、制御弁Ｖは、供給電流に応じて供給路５の圧力を調整可能となっているが、上記した制御弁Ｖの具体的構成は一例であってこれに限定されるものではない。
　また、本実施の形態の制御弁Ｖにあっては、ソレノイド２０ｃへ供給する電流量に比例した開弁圧を得ることができるようになっており、電流量を大きくすればするほど開弁圧が大きくなり、電流を供給しない場合には開弁圧が最小になるようになっている。また、制御弁Ｖは、サスペンション装置Ｓの実用領域において流量に比例して圧力損失が大きくなる圧力オーバーライドがない特性となっている。なお、実用領域とは、たとえば、アクチュエータＡＣを図２に示すように車両のばね上部材ＢＯとばね下部材Ｗとの間に介装して使用する場合において、アクチュエータＡＣが秒速１ｍの範囲内で伸縮する領域とすればよい。また、実用領域において制御弁Ｖが流量に比例して圧力損失が大きくなる圧力オーバーライドがない特性を備えるとは、アクチュエータＡＣが秒速１ｍの範囲内で伸縮する場合に制御弁Ｖを通過し得る流量に対して圧力オーバーライドを無視できる特性を制御弁Ｖが備えていることを指す。また、制御弁Ｖは、本実施の形態では、非通電時における開弁圧がごく小さく、非通電時において通過する流体の流れに対してほとんど抵抗を与えないようになっている。
　また、上記したように、制御通路１９の途中であって制御弁Ｖよりも上流側には、所定流量以下の流体の通過のみを許容し、所定流量を超える超過流量分をバイパス路ＢＰを介してリザーバＲに排出するフロープライオリティバルブＦＰＶが設けられている。バイパス路ＢＰは、フロープライオリティバルブＦＰＶを介して、制御通路１９をリザーバＲに接続される排出路６へ接続されている。なお、バイパス路ＢＰは排出路６を介さず直接リザーバＲに接続されていてもよい。
　ちなみに、ここでいう所定流量とは、制御弁Ｖを通過する際に制御弁Ｖの制御が困難にならない程度の流量であれば任意に設定できる。
　以下、フロープライオリティバルブＦＰＶについて詳細に説明する。本実施の形態のフロープライオリティバルブＦＰＶは、図３に示すように、制御通路１９の上流と下流を接続するとともに通過する流体の流れに抵抗を与えるオリフィスＯを有する制限通路３０と、制限通路３０のオリフィスＯよりも上流から分岐してバイパス路ＢＰを介してリザーバＲへ通じる戻り通路３１と、戻り通路３１の途中に設けられた、弁座４１と、弁座４１に離着座して戻り通路３１を開閉する弁体４２と、弁体４２を弁座４１に向けて附勢する附勢部材としての附勢ばねＳＰとを有する。
　さらに、弁体４２には、制御通路１９の上流側の圧力を弁体４２を開弁させる方向に作用させるとともに、制御通路１９の下流側の圧力を弁体４２を閉弁させる方向に作用させている。
　上記構成によると、制御通路１９へ流体が流入すると、流体は制限通路３０を通って制御弁Ｖを通過するが、この際にオリフィスＯによる圧力損失が生じる。すると、上流側の方が下流側よりも圧力が高くなるため、制御通路１９のフロープライオリティバルブＦＰＶの上流側の圧力とフロープライオリティバルブＦＰＶの下流側の圧力とに差が生じる。
　また、本実施の形態では、弁体４２が弁座４１に着座している際に、弁体４２における制御通路１９の前記上流側の圧力の受圧面積と制御通路１９の前記下流側の圧力の受圧面積は等しくなるように設定されている。
　ここで、弁体４２を開弁させる方向に押す力は、制御通路１９の上流側の圧力と当該圧力を受ける受圧面積との積によって決定され、弁体４２を閉弁させる方向に押す力は、附勢ばねＳＰの附勢力と、制御通路１９の下流側の圧力と当該圧力を受ける受圧面積との積によって決定される。
　よって、前記上流側の圧力による弁体４２を開弁方向に押す力が、前記下流側の圧力による弁体４２を閉弁させる方向に押す力を上回って、附勢ばねＳＰの附勢力を上回ると弁体４２は弁座４１から離座して戻り通路３１を開放する。これにより、制御通路１９に流入する流体の流量が所定流量を超える場合に弁体４２を開弁方向に押す力よりも附勢ばねＳＰの附勢力が小さくなるように設定しておけば、所定流量を超える超過流量は戻り通路３１とバイパス路ＢＰを介してリザーバＲに排出される。そのため、フロープライオリティバルブＦＰＶの下流側に配置される制御弁Ｖには所定流量以下の流体しか流れなくなる。
　また、附勢ばねＳＰの附勢力を調節すれば、弁体４２を閉弁させる方向に押す力を調整できるので、フロープライオリティバルブＦＰＶの下流側に配置される制御弁Ｖに流れる流量を決定できる。
　続いて、上記したフロープライオリティバルブＦＰＶの具体例を図４に基づいて説明する。本実施の形態のフロープライオリティバルブＦＰＶは、有底筒状のハウジング４０と、ハウジング４０の内周部に設けられて環状の弁座部材４３と、弁座部材４３に離着座する弁体４２と、弁体４２を弁座部材４３に向けて附勢する附勢部材としての附勢ばねＳＰとを備える。
　本実施の形態のハウジング４０は、筒部４０ａと、筒部４０ａの一端側開口を閉塞する底部４０ｂを備えて有底筒状に形成されている。また、本実施の形態の筒部４０ａは、底部４０ｂ側に形成された小径部４０ｃと、反底部側に形成されて小径部４０ｃよりも内径が大径な大径部４０ｄを有しており、小径部４０ｃと大径部４０ｄとの間には段部４０ｅが形成されている。
　さらに、ハウジング４０の底部４０ｂには、制御通路１９の下流側に接続される連通ポート４０ｇが設けられている。また、ハウジング４０の開口４０ｆは制御通路１９の上流側に接続されている。そして、ハウジング４０の筒部４０ａには、バイパス路ＢＰに接続される排出ポート４０ｈが設けられている。
　また、弁座部材４３は、大径部４０ｄの排出ポート４０ｈよりも上流側に固定される環状のフランジ部４３ａと、フランジ部４３ａの内周端部から底部４０ｂ側に向かって垂直に立ち上がるように形成されるとともに図３の弁座４１として機能して弁体４２が離着座する環状のシート部４３ｂを備える。
　なお、弁座部材４３はハウジング４０に一体に形成されてもよいが、本実施の形態のように、ハウジング４０と別体で設けられていると、フロープライオリティバルブＦＰＶを組み立てる際にハウジング４０に弁体４２を取り付けた後に弁座部材４３を固定できる。したがって、本実施の形態のように弁座部材４３をハウジング４０と別体にすれば、フロープライオリティバルブＦＰＶの組み立て作業上有利である。なお、弁座部材４３をハウジング４０に固定する方法については特に限定されず、例えば、加締めや螺合によって固定されればよい。
　弁体４２は、弁座部材４３のシート部４３ｂに離着座する円盤状の弁頭４２ａと、弁頭４２ａの反弁座側部から立ち上がるように設けられハウジング４０の小径部４０ｃ内に摺動自在に挿入される筒状の摺動部４２ｂとを備える。また、この弁頭４２ａには、制御通路１９の上流側と下流側を連通するとともに通過する流体の流れに抵抗を与えるオリフィスＯが形成されている。
　さらに、弁体４２の弁頭４２ａとハウジング４０の底部４０ｂとの間には、弁体４２を弁座部材４３のシート部４３ｂに向けて附勢する附勢部材としての附勢ばねＳＰが設けられている。これにより、弁体４２は、附勢ばねＳＰに附勢されて弁座部材４３のシート部４３ｂに着座している。なお、附勢部材は、ばねに限定されず、ゴムなどの弾性体であってもよい。
　そして、図４に記載の本実施の形態では、制限通路３０は、ハウジング４０の開口４０ｆ、オリフィスＯ、連通ポート４０ｇとで構成されており、戻り通路３１は、ハウジング４０の開口４０ｆ、排出ポート４０ｈとで構成されている。
　また、本実施の形態では、弁体４２における制御通路１９の上流側の圧力を受ける受圧面積は、弁体４２の弁頭４２ａに当接するシート部４３ｂの内径Ｄ１を外径とする円の面積からオリフィスＯの直径を外径とする円の面積を除いた面積となる。他方、弁体４２における制御通路１９の下流側の圧力を受ける受圧面積は、ハウジング４０の小径部４０ｃの内径Ｄ２を外径とする円の面積からオリフィスＯの直径を外径とする円の面積を除いた面積となる。
　そして、本実施の形態の弁座部材４３のシート部４３ｂの内径Ｄ１と、ハウジング４０の小径部４０ｃの内径Ｄ２の大きさは等しく設定されている。よって、本実施の形態では、弁体４２が弁座部材４３のシート部４３ｂに着座している際に、弁体４２における制御通路１９の上流側の圧力を受ける受圧面積と制御通路１９の下流側の圧力を受ける受圧面積が等しくなっている。
　さらに、本実施の形態のフロープライオリティバルブＦＰＶの作動について説明する。まず、制御通路１９に流入する流体の流量が所定流量以下の場合について説明する。制御通路１９に流入する流体は、ハウジング４０の開口４０ｆ、オリフィスＯ、連通ポート４０ｇとで構成される制限通路３０を通って制御弁Ｖが設けられた下流側に流れる。
　この際、オリフィスＯによって流体の流れに圧力損失が生じるため、制御通路１９の上流側の圧力が制御通路１９の下流側の圧力より高くなる。ところが、附勢ばねＳＰの附勢力は、制御通路１９に流入する流体の流量が所定流量以下の場合に弁体４２を開弁させる方向に押す力よりも大きくなるように設定されている。そのため、上流側から流入する流体の流量が所定流量以下である場合には、弁体４２は弁座部材４３のシート部４３ｂから離座せず、上流側から流入した流体は全て下流側に設けられた制御弁Ｖに流れる。
　よって、縦軸に連通ポート４０ｇ及び排出ポート４０ｈを流れる流量を採り、横軸にハウジング４０の開口４０ｆを流れる流量を採った図５に示したグラフでは、上流側からハウジング４０の開口４０ｆを介して流入する流体が所定流量以下の場合のフロープライオリティバルブＦＰＶの流量特性は図５中（１）で示す特性となる。
　対して、制御通路１９の上流側から流入する流体の流量が所定流量を超える場合には、ハウジング４０の開口４０ｆを介して上流側から流入した流体がオリフィスＯを通過する際に生じる圧力損失が所定流量以下の場合よりも大きくなるため、流入量に応じて上流側の圧力も大きくなる。この際、附勢ばねＳＰの附勢力は、制御通路１９に流入する流体の流量が所定流量を超える場合に弁体４２を開弁させる方向に押す力よりも小さくなるように設定されている。そのため、制御通路１９の上流側から流入する流体の流量が所定流量を超える場合には、弁体４２を開弁方向に押す力が、附勢ばねＳＰの附勢力に打ち勝って弁体４２を弁座部材４３のシート部４３ｂから離座させる。
　この際、弁体４２と弁座部材４３のシート部４３ｂとの間に生じる隙間の大きさは、制御通路１９の上流側から流入する流体の流量に応じて変化する。そのため、所定流量を超える超過流量分は、弁体４２と弁座部材４３のシート部４３ｂとの間に生じた隙間を通って、排出ポート４０ｈを介してバイパス路ＢＰに排出される。よって、図５中（２）に示すように、制御通路１９の上流側から流入する流体の流量がどれだけ増加しても連通ポート４０ｇを流れる流量は一定になる。なお、制御通路１９の上流側から流入する流体の流量が増加した分は全て排出ポート４０ｈを介してバイパス路ＢＰに排出されるため、流入する流体が所定流量を超える場合の排出ポート４０ｈを介して排出される流体の流量特性は、図５中（３）で示す特性となる。
　ただし、上記したフロープライオリティバルブＦＰＶの具体例は一例であって、これに限定されるものではない。
　戻って、供給路５と排出路６とを接続する吸込通路１０が制御通路１９に対して並列に設けられている。この吸込通路１０の途中には、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が設けられており、吸込通路１０は排出路６から供給路５へ向かう流体の流れのみを許容する一方通行の通路に設定されている。
　供給路５の途中であって制御弁Ｖ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、供給路５の途中であって制御通路１９および吸込通路１０の接続点よりもポンプ４側に供給側チェック弁１２が設けられており、この供給側チェック弁１２は、ポンプ４側から制御弁Ｖ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の吐出圧より切換弁９側の圧力が高圧となっても、供給側チェック弁１２が閉じることでポンプ４側への流体の逆流が阻止される。
　サスペンション装置Ｓは、以上のように構成されており、続いて、その作動について説明する。まず、モータ１３、ポンプ４、切換弁９および制御弁Ｖを正常に動作させることができる通常時における作動を説明する。
　基本的には、ポンプ４をモータ１３によって駆動し、切換弁９によって伸側室Ｒ１と圧側室Ｒ２のうちポンプ４に接続する室にポンプ４が吐出する流体を供給しつつ排出路６を通じて他方の室をリザーバＲに連通させる。これにより、アクチュエータＡＣを積極的に伸長或いは収縮させられる。アクチュエータＡＣに発生させる推力がアクチュエータＡＣの伸長方向である場合には、切換弁９を圧側供給ポジション９ｃ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、アクチュエータＡＣに発生させる推力がアクチュエータＡＣの収縮方向である場合には、切換弁９を伸側供給ポジション９ｂ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、制御弁Ｖによって供給路５の圧力を調節すればアクチュエータＡＣ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、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ＢＯ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、アクチュエータＡＣ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、上記制御則に則ってアクチュエータＡＣに発生させるべき目標推力を求め、目標推力通りにアクチュエータＡＣに推力を発生させるために必要な制御弁Ｖに与える電流量と切換弁９における伸側供給ポジション９ｂと圧側供給ポジション９ｃの選択およびポンプ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で決定した通りに制御弁Ｖ、切換弁９およびモータ１３へ電流を供給するドライバ装置Ｄｒとを設ければよい。ドライバ装置Ｄｒは、たとえば、制御弁Ｖおよび切換弁９におけるソレノイド２０ｃおよびソレノイド９ｅをＰＷＭ駆動する駆動回路と、モータ１３をＰＷＭ駆動する駆動回路を備えており、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２０ｃ、ソレノイド９ｅおよびモータ１３へ電流を供給する。なお、ドライバ装置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、アクチュエータＡＣに発生させる目標推力がアクチュエータＡＣの伸長方向では、コントローラＣは切換弁９について圧側供給ポジション９ｃを選択すればよい。このようにすると、アクチュエータＡＣに発生させる目標推力がアクチュエータＡＣの収縮方向では、コントローラＣは切換弁９について伸側供給ポジション９ｂを選択して、ドライバ装置Ｄｒは、切換弁９に上記のように選択されたポジションへ切換えるべく、ソレノイド９ｅへ電流の供給或いは停止をする。具体的には、本実施の形態では、アクチュエータＡＣを収縮作動させる場合には、伸側室Ｒ１へ流体を供給し圧側室Ｒ２から流体をリザーバＲへ排出させるために、伸側供給ポジション９ｂを採るように切換弁９におけるソレノイド９ｅへは電流を供給せず非通電とする。反対に、アクチュエータＡＣを伸長作動させる場合には、圧側室Ｒ２へ流体を供給し伸側室Ｒ１から流体をリザーバＲへ排出させるために、圧側供給ポジション９ｃを採るように切換弁９におけるソレノイド９ｅへ電流を供給すればよい。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ことが好ましい。また、この場合、コントローラＣとドライバ装置Ｄｒを別体として説明しているが、コントローラＣとドライバ装置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、アクチュエータＡＣ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、アクチュエータＡＣが路面の凹凸により外乱を受けて伸縮するので、以下に、アクチュエータＡＣ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。
　最初に、ポンプ４を駆動して供給路５へ流体を吐出している状態についての作動を説明する。アクチュエータＡＣが外乱を受けて伸縮する場合、アクチュエータＡＣが推力を発生する方向とアクチュエータＡＣ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。
　まず、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、アクチュエータＡＣ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。アクチュエータＡＣに発生させる推力の方向は、ピストン２を下方に押し下げる方向であるから、伸側室Ｒ１へ流体を供給する必要がある。そのため、伸側供給ポジション９ｂを採るように切換弁９を切換えて、伸側室Ｒ１を供給路５へ接続するとともに、排出路６を通じて圧側室Ｒ２をリザーバＲへ連通させる。
　アクチュエータＡＣが伸長作動しているときには、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、さらに、供給路５を介して制御弁Ｖを通過してリザーバＲへ流れる。なお、供給側チェック弁１２が設けられているので、動的に供給路５の圧力がポンプ４の吐出圧よりも高くなる場合があってもポンプ４側に流体が逆流しない。他方、容積が増大する圧側室Ｒ２には、排出路６を介してリザーバＲから容積拡大分に見合う流体が供給される。
　供給路５の圧力は、制御弁Ｖによって、制御弁Ｖの開弁圧に制御されているため、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供給路５の圧力よりも高くなる。したがって、この場合の伸側室Ｒ１は、制御弁Ｖの開弁圧に伸側減衰弁１５による圧力損失分を重畳した圧力分だけリザーバＲの圧力よりも高くなる。そのため、アクチュエータＡＣの推力は、ピストン２の伸側室Ｒ１に面する面積（ピストン２の面積からロッド３の断面積を引いた面積）を受圧面積として、ピストン２の受圧面積と伸側室Ｒ１の圧力との積となる。よって、縦軸にアクチュエータＡＣの推力の方向を採り、横軸にアクチュエータＡＣの伸縮速度を採った図６に示したグラフでは、制御弁Ｖの開弁圧を最大としたときのアクチュエータＡＣの推力は図６中の線（１）で示す特性となる。なお、この場合、圧側室Ｒ２の圧力とピストン２の圧側室Ｒ２に面する受圧面積の積である力がピストン２を押し上げる推力として発生する。ところが、圧側室Ｒ２はリザーバＲと等圧であり、伸側室Ｒ１の圧力をリザーバＲの圧力との差圧として捉えているので、ピストン２を押し上げる推力は０とみなせる。
　また、このように、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、アクチュエータＡＣが外力によって伸長作動している場合には、伸側室Ｒ１から排出された流体とポンプ４から吐出された流体が、いずれも制御通路１９を通る。つまり、この場合にあっては、制御通路１９には、伸側室Ｒ１から排出された流体の流量とポンプ４から吐出された流体の流量を合計した大流量の流体が流入する。ところが、本実施の形態においては、制御通路１９の制御弁Ｖよりも上流にフロープライオリティバルブＦＰＶが設けられているため、フロープライオリティバルブＦＰＶにおいて設定された所定流量を超えた超過流量分は、バイパス路ＢＰと排出路６を介してリザーバＲに排出される。したがって、制御弁Ｖには、所定流量の流体しか流れない。
　続いて、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、アクチュエータＡＣ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。アクチュエータＡＣに発生させる推力の方向は、ピストン２を下方に押し下げる方向であるので、伸側室Ｒ１へ流体を供給する必要がある。この場合も伸側供給ポジション９ｂを採るように切換弁９を切換えて、伸側室Ｒ１を供給路５へ接続するとともに、排出路６を通じて圧側室Ｒ２をリザーバＲへ連通させるようになる。
　アクチュエータＡＣが収縮作動しているときには、伸側室Ｒ１の容積が増大し、ポンプ４の吐出流量がこの単位時間当たりの伸側室Ｒ１の容積増大量以上である場合、伸側室Ｒ１で必要となる流量よりポンプ４の吐出流量が多くなる。そのため、ポンプ４から吐出された流体は、伸側チェック弁１６を通じて伸側室Ｒ１へ流入するとともに、ポンプ４の吐出流量のうち伸側室Ｒ１で吸収されずに余った流体が制御弁Ｖを通じてリザーバＲへ流れる。したがって、伸側室Ｒ１の圧力は、供給路５の圧力と等圧となり、制御弁Ｖの開弁圧に制御されるようになる。他方の容積が減少する圧側室Ｒ２からは、減少分の流体が圧側減衰弁１７および排出路６を介してリザーバＲへ排出される。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リザーバＲの圧力よりも高くなる。したがって、このような状況では、伸側室Ｒ１の圧力は制御弁Ｖの開弁圧に等しくなるが、圧側室Ｒ２の圧力は圧側減衰弁１７による圧力損失分だけリザーバＲの圧力よりも高くなり、圧側室Ｒ２から排出される流量が多くなるとそれだけ圧力損失も大きくなる。よって、アクチュエータＡＣの推力は、伸側室Ｒ１の圧力とピストン２の伸側室Ｒ１側の受圧面積の積から圧側室Ｒ２の圧力とピストン２の圧側室Ｒ２側の受圧面積の積を差し引いた力となる。ここで、圧側室Ｒ２から排出される流量が多くなるとそれだけ圧力損失も大きくなって、アクチュエータＡＣの推力が小さくなる。以上から、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、アクチュエータＡＣが外力によって収縮作動している場合において、ポンプ４の吐出流量が単位時間当たりの伸側室Ｒ１の容積増大量以上であると、制御弁Ｖの開弁圧を最大としたときのアクチュエータＡＣの推力は、図６中の線（２）で示す特性となる。
　これに対して、アクチュエータＡＣの収縮速度が速く、ポンプ４の吐出流量が単位時間当たりの伸側室Ｒ１の容積増大量を下回ると、ポンプ４からの流体供給が伸側室Ｒ１の単位時間当たりの容積増大量に追いつかなくなり、ポンプ４から吐出される流体が全て伸側室Ｒ１で吸収されてしまう。そうすると、制御弁Ｖには流体が流れなくなり、伸側室Ｒ１で不足する量の流体は、吸込チェック弁１１が開いて、リザーバＲから排出路６および吸込通路１０を介して供給される。このような状況となると、伸側室Ｒ１の圧力はほぼリザーバＲの圧力に等しくなるが、圧側室Ｒ２の圧力は圧側減衰弁１７による圧力損失分だけリザーバＲの圧力よりも高くなる。そのため、アクチュエータＡＣは、ピストン２を下方に押し下げる方向へは推力を発揮できなくなり、反対の方向へ、つまり、ピストン２を上方へ押し上げる方向へ推力を発揮するようになる。以上から、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であって、アクチュエータＡＣが外力によって収縮作動している場合において、ポンプ４の吐出流量が伸側室Ｒ１の単位時間当たりの容積増大量未満であると、ピストン２を下方に押し下げる方向へ推力を発揮させられない。そのため、制御弁Ｖの開弁圧とは無関係にアクチュエータＡＣの推力は、図６中の線（３）で示す特性となる。したがって、制御弁Ｖの開弁圧を最大にする場合、ポンプ４の吐出流量が伸側室Ｒ１の単位時間当たりの容積増大量以上では図６中の線（２）の特性となり、ポンプ４の吐出流量が伸側室Ｒ１の単位時間当たりの容積増大量未満となると図６中の線（３）の特性へ変化する。
　次に、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、アクチュエータＡＣ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。アクチュエータＡＣに発生させる推力の方向は、ピストン２を上方に押し上げる方向であり、圧側室Ｒ２へ流体を供給する必要がある。そのため、圧側供給ポジション９ｃを採るように切換弁９を切換えて、圧側室Ｒ２を供給路５へ接続するとともに、排出路６を通じて伸側室Ｒ１をリザーバＲへ連通させる。
　アクチュエータＡＣが収縮作動しているときには、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、さらに、供給路５を介して制御弁Ｖを通過してリザーバＲへ流れる。なお、供給側チェック弁１２が設けられているので、動的に供給路５の圧力がポンプ４の吐出圧よりも高くなる場合があってもポンプ４側に流体が逆流しない。他方、容積が増大する伸側室Ｒ１には、排出路６を介してリザーバＲから容積拡大分に見合う流体が供給される。
　供給路５の圧力は、制御弁Ｖによって、制御弁Ｖの開弁圧に制御されているため、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供給路５の圧力よりも高くなる。したがって、この場合の圧側室Ｒ２は、制御弁Ｖの開弁圧に圧側減衰弁１７による圧力損失分を重畳した圧力分だけリザーバＲの圧力よりも高くなる。そのため、アクチュエータＡＣの推力は、ピストン２の圧側室Ｒ２に面する面積（ピストン２の面積）を受圧面積として、ピストン２の受圧面積と圧側室Ｒ２の圧力との積となる。よって、図６に示したグラフでは、制御弁Ｖの開弁圧を最大としたときのアクチュエータＡＣの推力は図６中の線（４）で示す特性となる。なお、この場合、伸側室Ｒ１の圧力とピストン２の伸側室Ｒ１の受圧面積の積である力がピストン２を押し下げる推力として発生する。ところが、伸側室Ｒ１はリザーバＲと等圧であり、圧側室Ｒ２の圧力をリザーバＲの圧力との差圧として捉えているので、ピストン２を押し下げる推力は０とみなせる。
　また、このように、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、アクチュエータＡＣが外力によって収縮作動している場合には、圧側室Ｒ２から排出された流体とポンプ４から吐出された流体が、いずれも制御通路１９を通る。つまり、この場合にあっては、制御通路１９には、圧側室Ｒ２から排出された流体の流量とポンプ４から吐出された流体の流量を合計した大流量の流体が流入する。ところが、本実施の形態においては、制御通路１９の制御弁Ｖよりも上流にフロープライオリティバルブＦＰＶが設けられているため、フロープライオリティバルブＦＰＶにおいて設定された所定流量を超えた超過流量分は、バイパス路ＢＰと排出路６を介してリザーバＲに排出される。したがって、制御弁Ｖには、所定流量の流体しか流れない。
　さらに、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、アクチュエータＡＣ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。アクチュエータＡＣに発生させる推力の方向は、ピストン２を上方に押し上げる方向であるので、圧側室Ｒ２へ流体を供給する必要がある。よって、この場合、圧側供給ポジション９ｃを採るように切換弁９を切換えて、圧側室Ｒ２を供給路５へ接続するとともに、排出路６を通じて伸側室Ｒ１をリザーバＲへ連通させるようになる。
　アクチュエータＡＣが伸長作動しているときには、圧側室Ｒ２の容積が増大するが、ポンプ４の吐出流量がこの圧側室Ｒ２の単位時間当たりの容積増大量以上である場合、圧側室Ｒ２で必要となる流量よりポンプ４の吐出流量が多くなる。そのため、ポンプ４から吐出された流体は、圧側チェック弁１８を通じて圧側室Ｒ２へ流入するとともに、ポンプ４の吐出流量のうち圧側室Ｒ２で吸収されずに余った流体が制御弁Ｖを通じてリザーバＲへ流れる。したがって、圧側室Ｒ２の圧力は、供給路５の圧力と等圧となり、制御弁Ｖの開弁圧に制御されるようになる。他方の容積が減少する伸側室Ｒ１からは、減少分の流体が伸側減衰弁１５および排出路６を介してリザーバＲへ排出される。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リザーバＲの圧力よりも高くなる。したがって、このような状況では、圧側室Ｒ２の圧力は制御弁Ｖの開弁圧に等しくなるが、伸側室Ｒ１の圧力は伸側減衰弁１５による圧力損失分だけリザーバＲの圧力よりも高くなり、伸側室Ｒ１から排出される流量が多くなるとそれだけ圧力損失も大きくなる。よって、アクチュエータＡＣの推力は、圧側室Ｒ２の圧力とピストン２の圧側室Ｒ２側の受圧面積の積から伸側室Ｒ１の圧力とピストン２の伸側室Ｒ１側の受圧面積の積を差し引いた力となる。ここで、伸側室Ｒ１から排出される流量が多くなるとそれだけ圧力損失も大きくなって、アクチュエータＡＣの推力が小さくなる。以上から、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、アクチュエータＡＣが外力によって伸長作動している場合において、ポンプ４の吐出流量が圧側室Ｒ２の単位時間当たりの容積増大量以上であると、制御弁Ｖの開弁圧を最大としたときのアクチュエータＡＣの推力は、図６中の線（５）で示す特性となる。
　これに対して、アクチュエータＡＣの伸長速度が速く、ポンプ４の吐出流量が圧側室Ｒ２の単位時間当たりの容積増大量を下回ると、ポンプ４からの流体供給が圧側室Ｒ２の単位時間当たりの容積増大量に追いつかなくなり、ポンプ４から吐出される流体が全て圧側室Ｒ２で吸収されてしまう。そうすると、制御弁Ｖには流体が流れなくなり、圧側室Ｒ２で不足する量の流体は、吸込チェック弁１１が開いて、リザーバＲから排出路６および吸込通路１０を介して供給される。このような状況となると、圧側室Ｒ２の圧力はほぼリザーバＲの圧力に等しくなるが、伸側室Ｒ１の圧力は伸側減衰弁１５による圧力損失分だけリザーバＲの圧力よりも高くなる。そのため、アクチュエータＡＣは、ピストン２を上方に押し上げる方向へは推力を発揮できなくなり、反対の方向へ、つまり、ピストン２を下方へ押し下げる方向へ推力を発揮するようになる。以上から、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であって、アクチュエータＡＣが外力によって伸長作動している場合において、ポンプ４の吐出流量が圧側室Ｒ２の単位時間当たりの容積増大量未満であると、ピストン２を上方に押し上げる方向へ推力を発揮させられない。そのため、制御弁Ｖの開弁圧とは無関係にアクチュエータＡＣの推力は、図６中の線（６）で示す特性となる。したがって、制御弁Ｖの開弁圧を最大にする場合、ポンプ４の吐出流量が圧側室Ｒ２の単位時間当たりの容積増大量以上では図６中の線（５）の特性となり、ポンプ４の吐出流量が圧側室Ｒ２の単位時間当たりの容積増大量未満となると図６中の線（６）の特性へ変化する。
　なお、アクチュエータＡＣは、収縮側では図６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６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。
　以上から、制御弁Ｖの開弁圧を調節すれば、図６中、線（１）から線（３）をつなげたラインから線（４）から線（６）までのつなげたラインまでの間の範囲でアクチュエータＡＣの推力を可変にできる。また、ポンプ４を駆動させれば、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に、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と、アクチュエータＡＣの伸縮方向と同方向に推力を発揮させられる。
　引き続き、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、アクチュエータＡＣが外乱を受けて伸縮する方向とアクチュエータＡＣ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。
　まず、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、アクチュエータＡＣ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。アクチュエータＡＣに発生させる推力の方向は、ピストン２を下方に押し下げる方向であるので、伸側供給ポジション９ｂを採るように切換弁９を切換えて、伸側室Ｒ１を供給路５へ接続するとともに、排出路６を通じて圧側室Ｒ２をリザーバＲへ連通させるようになる。
　アクチュエータＡＣが伸長作動しているときには、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、供給路５を介して制御弁Ｖを通過してリザーバＲへ流れる。なお、供給側チェック弁１２が設けられているので、ポンプ４側には流体は流れない。他方、容積が増大する圧側室Ｒ２には、排出路６を介してリザーバＲから容積拡大分に見合う流体が供給される。
　供給路５の圧力は、制御弁Ｖによって、制御弁Ｖの開弁圧に制御されているため、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供給路５の圧力よりも高くなる。したがって、この場合の伸側室Ｒ１は、制御弁Ｖの開弁圧に伸側減衰弁１５による圧力損失分を重畳した圧力分だけリザーバＲの圧力よりも高くなり、アクチュエータＡＣの推力は、ピストン２の伸側室Ｒ１の受圧面積と伸側室Ｒ１の圧力との積となる。よって、縦軸にアクチュエータＡＣの推力の方向を採り、横軸にアクチュエータＡＣの伸縮速度を採った図７に示したグラフでは、制御弁Ｖの開弁圧を最大としたときのアクチュエータＡＣの推力は図７中の線（７）で示す特性となる。よって、制御弁Ｖの開弁圧を調整すれば、図７中第一象限内で後述する線（１０）から線（７）までの範囲でアクチュエータＡＣの推力を可変にできる。
　なお、この場合、圧側室Ｒ２の圧力とピストン２の圧側室Ｒ２に面する受圧面積の積である力がピストン２を押し上げる推力として発生する。ところが、圧側室Ｒ２はリザーバＲと等圧であり、伸側室Ｒ１の圧力をリザーバＲの圧力との差圧として捉えているので、ピストン２を押し上げる推力は０とみなせる。
　続いて、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、アクチュエータＡＣ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。ポンプ４が停止状態であってポンプ４から流体は供給されないが、アクチュエータＡＣに発生させる推力の方向は、ピストン２を下方に押し下げる方向であるので、伸側供給ポジション９ｂを採るように切換弁９を切換える。これにより、伸側室Ｒ１は供給路５へ接続し、圧側室Ｒ２は排出路６を通じてリザーバＲへ連通する。
　アクチュエータＡＣが収縮作動しているときには、伸側室Ｒ１の容積が増大するが、ポンプ４が流体を吐出していないので、制御弁Ｖには流体が流れない。そのため、伸側室Ｒ１で不足する量の流体は、吸込チェック弁１１が開いて、リザーバＲから排出路６および吸込通路１０を介して供給される。この状況では、伸側室Ｒ１の圧力はほぼリザーバＲの圧力に等しくなる。他方の容積が減少する圧側室Ｒ２からは、減少分の流体が圧側減衰弁１７および排出路６を介してリザーバＲへ排出される。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を通過する際の生じる圧力損失分だけリザーバＲの圧力よりも高くなる。そのため、アクチュエータＡＣは、ピストン２を下方に押し下げる方向へは推力を発揮できず、反対の方向へ、つまり、ピストン２を上方へ押し上げる方向へ推力を発揮する。以上から、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で、アクチュエータＡＣが外力によって収縮作動している場合にあって、ポンプ４が停止している場合、ピストン２を下方に押し下げる方向へ推力を発揮させられない。そのため、制御弁Ｖの開弁圧とは無関係にアクチュエータＡＣの推力は、図７中の線（８）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。
　次に、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、アクチュエータＡＣ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。アクチュエータＡＣに発生させる推力の方向は、ピストン２を上方に押し上げる方向であるので、圧側供給ポジション９ｃを採るように切換弁９を切換えて、圧側室Ｒ２を供給路５へ接続するとともに、排出路６を通じて伸側室Ｒ１をリザーバＲへ連通させるようになる。
　アクチュエータＡＣが収縮作動しているときには、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、供給路５を介して制御弁Ｖを通過してリザーバＲへ流れる。なお、供給側チェック弁１２が設けられているので、ポンプ４側に流体は流れない。他方、容積が増大する伸側室Ｒ１には、排出路６を介してリザーバＲから容積拡大分に見合う流体が供給される。
　供給路５の圧力は、制御弁Ｖによって、制御弁Ｖの開弁圧に制御されているため、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供給路５の圧力よりも高くなる。したがって、この場合の圧側室Ｒ２は、制御弁Ｖの開弁圧に圧側減衰弁１７による圧力損失分を重畳した圧力分だけリザーバＲの圧力よりも高くなり、アクチュエータＡＣの推力は、ピストン２の圧側室Ｒ２の受圧面積と圧側室Ｒ２の圧力との積となる。よって、図７に示したグラフでは、制御弁Ｖの開弁圧を最大としたときのアクチュエータＡＣの推力は図７中の線（９）で示す特性となる。よって、制御弁Ｖの開弁圧を調整すれば、図７中第三象限内で線（８）から線（９）までの範囲でアクチュエータＡＣの推力を可変にできる。なお、この場合、伸側室Ｒ１の圧力とピストン２の伸側室Ｒ１に面する受圧面積の積である力がピストン２を押し下げる推力として発生する。ところが、伸側室Ｒ１はリザーバＲと等圧であり、圧側室Ｒ２の圧力をリザーバＲの圧力との差圧として捉えているので、ピストン２を押し下げる推力は０とみなせる。
　続いて、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、アクチュエータＡＣ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。ポンプ４が停止状態であってポンプ４から流体は供給されないが、アクチュエータＡＣに発生させる推力の方向は、ピストン２を上方に押し上げる方向であるので、圧側供給ポジション９ｃを採るように切換弁９を切換える。これにより、圧側室Ｒ２は供給路５へ接続し、伸側室Ｒ１は排出路６を通じてリザーバＲへ連通する。
　アクチュエータＡＣが伸長作動しているときには、圧側室Ｒ２の容積が増大するが、ポンプ４が流体を吐出していないので、制御弁Ｖには流体が流れない。そのため、圧側室Ｒ２で不足する量の流体は、吸込チェック弁１１が開いて、リザーバＲから排出路６および吸込通路１０を介して供給される。この状況では、圧側室Ｒ２の圧力はほぼリザーバＲの圧力に等しくなる。他方の容積が減少する伸側室Ｒ１からは、その減少分の流体が伸側減衰弁１５および排出路６を介してリザーバＲへ排出される。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を通過する際の生じる圧力損失分だけリザーバＲの圧力よりも高くなる。そのため、アクチュエータＡＣは、ピストン２を上方に押し上げる方向へは推力を発揮できず、反対の方向へ、つまり、ピストン２を下方へ押し下げる方向へ推力を発揮する。以上から、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で、アクチュエータＡＣが外力によって伸長作動している場合にあって、ポンプ４が停止している場合、ピストン２を上方に押し上げる方向へ推力を発揮させられない。そのため、制御弁Ｖの開弁圧とは無関係にアクチュエータＡＣの推力は、図７中の線（１０）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。
　通常、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しようと考えると、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る。そして、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。これに対して、本発明のサスペンション装置Ｓにあっては、ポンプ４を停止している状態では、アクチュエータＡＣにピストン２を下方に押し下げる推力を発揮させる場合、伸長作動時にはアクチュエータＡＣの推力が制御弁Ｖの開弁圧の調整によって出力可能範囲内で制御される。対して、収縮作動時には、アクチュエータＡＣにピストン２を下方に押し下げる推力を発揮させようとしてもアクチュエータＡＣはピストン２を上方に押し上げる推力のうち最も低い推力を発揮するようになる。反対に、アクチュエータＡＣにピストン２を上方に押し上げる推力を発揮させる場合、収縮作動時にはアクチュエータＡＣの推力が制御弁Ｖの開弁圧の調整によって出力可能範囲内で制御される。対して、伸長作動時には、アクチュエータＡＣにピストン２を上方に押し上げる推力を発揮させようとしてもアクチュエータＡＣはピストン２を下方に押し下げる推力のうち最も低い推力を発揮するようになる。したがって、本発明のサスペンション装置Ｓでは、ポンプ４を停止中である場合、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できる。このことは、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することを示している。
　最後に、サスペンション装置Ｓのモータ１３、切換弁９および制御弁Ｖ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、切換弁９および制御弁Ｖへの通電ができない場合のほか、コントローラＣやドライバ装置Ｄｒに異常が見られた場合にモータ１３、切換弁９および制御弁Ｖへの通電を停止する場合も含まれる。
　失陥時には、モータ１３、切換弁９および制御弁Ｖへの通電が停止されるか、或いは通電不能な状態であり、ポンプ４は停止し、制御弁Ｖは開弁圧が最小となり、切換弁９は、ばね９ｄに附勢されて伸側供給ポジション９ｂを採った状態となる。
　この状態で、アクチュエータＡＣ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、供給路５を介して制御弁Ｖを通過してリザーバＲへ流れる。なお、供給側チェック弁１２が設けられているので、ポンプ４側に流体は流れない。他方、容積が増大する圧側室Ｒ２には、排出路６を介してリザーバＲから容積拡大分に見合う流体が供給される。
　伸側室Ｒ１から排出された流体は制御弁Ｖを通過するが、制御弁Ｖが非通電時に通過する流れに対しほとんど抵抗を与えない特性になっているため、供給路５の圧力は、ほぼリザーバＲの圧力と等圧となる。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供給路５の圧力よりも高くなるから、当該圧力損失分だけリザーバＲの圧力よりも高くなる。
　したがって、アクチュエータＡＣの推力は、伸側減衰弁１５による圧力損失に見合う圧力にピストン２の伸側室Ｒ１の受圧面積を乗じた力となり、図８に示したグラフでは、図８中の線（１１）で示す特性となる。なお、この場合、圧側室Ｒ２の圧力とピストン２の圧側室Ｒ２に面する受圧面積の積である力がピストン２を押し上げる推力として発生する。ところが、圧側室Ｒ２はリザーバＲと等圧であり、伸側室Ｒ１の圧力をリザーバＲの圧力との差圧として捉えているので、ピストン２を押し上げる推力は０とみなせる。
　反対に、アクチュエータＡＣ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、リザーバＲへ流れる。他方、容積が増大する伸側室Ｒ１には、排出路６を介してリザーバＲから吸込通路１０、吸込チェック弁１１を通じて容積拡大分に見合う流体が供給される。なお、供給側チェック弁１２が設けられているので、ポンプ４側に流体は流れない。
　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リザーバＲの圧力よりも高くなる。
　したがって、アクチュエータＡＣの推力は、圧側減衰弁１７による圧力損失に見合う圧力にピストン２の圧側室Ｒ２の受圧面積を乗じた力となり、図８に示したグラフでは、図８中の線（１２）で示す特性となる。なお、この場合、伸側室Ｒ１の圧力とピストン２の伸側室Ｒ１に面する受圧面積の積である力がピストン２を押し下げる推力として発生する。ところが、伸側室Ｒ１はリザーバＲと等圧であり、圧側室Ｒ２の圧力をリザーバＲの圧力との差圧として捉えているので、ピストン２を押し下げる推力は０とみなせる。
　このようにサスペンション装置Ｓが失陥した状態では、アクチュエータＡＣ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。
　上述したように、本実施の形態に係るサスペンション装置Ｓは、制御通路１９の途中であって制御弁Ｖよりも上流側に設けられて所定流量以下の流体の通過のみを許容し、所定流量を超える超過流量分はリザーバＲに排出するフロープライオリティバルブＦＰＶを備えている。
　この構成によると、アクチュエータＡＣの伸縮時にシリンダ１内から排出される流体と、ポンプ４から吐出される流体を合計した流量が制御通路１９を流れる場合であっても、所定流量のみが制御弁Ｖに流れる。したがって、制御弁Ｖに過大な流体力が作用しないようにできるため、制御弁Ｖが制御困難になるのを確実に防止できる。また、フロープライオリティバルブＦＰＶによって、制御弁Ｖに流れる流体の上限流量が決められるため、制御弁Ｖを流れる流体の流量変動が小さくなり、制御弁Ｖのバルブ振動を抑制できる。したがって、本実施の形態のサスペンション装置Ｓによれば、制御弁Ｖを安定的に制御できる。
　また、本実施の形態のフロープライオリティバルブＦＰＶは、弁体４２が弁座４１に着座している際に、弁体４２における制御通路１９の上流側から受ける圧力の受圧面積と制御通路１９の下流側から受ける圧力の受圧面積が等しくなるように設定されている。
　ここで、弁体４２を押す力は弁体４２に作用する圧力とその圧力を受ける受圧面積の積によって決定される。そのため、仮に弁体４２が弁座４１に着座している際に、弁体４２における制御通路１９の上流側の圧力を受ける受圧面積と下流側から受ける圧力の受圧面積が異なる場合、作用する圧力が等圧であっても受圧面積が大きい側からの弁体４２を押す力の方が強くなってしまう。そして、制御通路１９の制御弁Ｖよりも上流の圧力は、制御弁Ｖによって制御されているため、制御弁Ｖの開弁圧が高いときには弁体４２を押す力は大きくなり、制御弁Ｖの開弁圧が小さいときには弁体４２を押す力は小さくなる。すると、弁体４２が弁座４１から離座する圧力も制御弁Ｖの開弁圧に応じて変わってしまう。
　したがって、弁体４２が弁座４１に着座している際に、弁体４２における制御通路１９の上流側の圧力を受ける受圧面積と下流側から受ける圧力の受圧面積が異なる場合には、制御弁Ｖの開弁圧に応じて制御弁Ｖに流れる流体の流量が変動してしまう。
　これに対して、上記したように本実施の形態のフロープライオリティバルブＦＰＶは、弁体４２が弁座４１に着座している際に、弁体４２における制御通路１９の上流側の圧力を受ける受圧面積と下流側から受ける圧力の受圧面積が等しくなっている。そのため、制御弁Ｖの開弁圧が変わっても弁体４２を押す力は変わらず、制御弁Ｖに流れる流体の流量を一定にできる。
　ただし、弁体４２における制御通路１９の上流側の圧力を受ける受圧面積と下流側から受ける圧力の受圧面積が異なっていたとしても、制御弁Ｖに大流量の流体が流れないようにはできるため、本発明の目的は達成できる。
　また、本実施の形態の図４に示すフロープライオリティバルブＦＰＶでは、弁体４２にオリフィスＯを設けて制限通路３０を形成しているため、制御通路１９の上流と制御通路１９の下流を繋ぐ通路を別に設けるよりも容易に製造できるとともに、フロープライオリティバルブＦＰＶをコンパクトにできる。ただし、制御通路１９の上流と制御通路１９の下流を繋ぐ通路を別に設けても本発明は実現できる。
　また、図９に示すように、制御通路１９に制御弁Ｖを迂回する迂回路５０を設け、この迂回路５０に制御弁Ｖと並列に配置されるオリフィス５１を設けるようにしてもよい。
　この構成によると、万一制御弁Ｖが機械的に故障して閉じ切り状態になってしまった場合であっても、オリフィス５１により制御通路１９が排出路６に連通する。そのため、制限通路３０に設けられたオリフィスＯを流体が通過する際に圧力損失が生じ、この圧力損失分だけフロープライオリティバルブＦＰＶにおける制御通路１９の上流側と下流側の圧力に差が生じる。これにより、本実施の形態では、万一制御弁Ｖが閉じ切り状態になって、制御弁Ｖよりも上流側の圧力が高圧になると、弁体４２が弁座４１から離座するため、制御弁Ｖよりも上流側の圧力を戻り通路３１を通じてリザーバＲにリリーフできる。
　また、図９の例では、フロープライオリティバルブＦＰＶが、制御弁Ｖが故障して閉じ切り状態になった場合に制御弁Ｖの上流側の圧力を逃がすリリーフ弁として機能するので、流体圧回路ＦＣに別途リリーフ弁を設ける必要がない。
　さらに、迂回路５０に設けられているオリフィス５１は単なる絞りであるから、機械的な故障はしないので、万一制御弁Ｖが機械的に故障して閉じ切り状態になってしまった場合であっても確実に制御通路１９を連通させられる。
　なお、本実施の形態のオリフィス５１の流路抵抗が小さすぎると、制御弁Ｖが故障していないときには、制御通路１９に流入する流量が少ないうちは、流体が優先的にオリフィス５１が設けられた迂回路５０に流れてしまう。そのため、オリフィス５１の流路抵抗を小さく設定しすぎると、制御弁Ｖが故障していないときに制御弁Ｖによって制御できる圧力の制御範囲が狭くなってしまう。
　逆にオリフィス５１の流路抵抗を大きくし過ぎると、制御弁Ｖが機械的に故障してしまった場合に、パッシブなダンパとして機能するアクチュエータＡＣの減衰力が高くなりすぎて、サスペンション装置Ｓを搭載した車両の搭乗者に乗り心地が硬いと感じさせてしまう。
　よって、オリフィス５１の直径は、制御弁Ｖが故障していないときに制御弁Ｖによって制御できる圧力の制御範囲と、故障時のアクチュエータＡＣの減衰力との兼ね合いで任意に決定されればよい。
　また、本実施の形態においては、伸側通路７に設けられ伸側室Ｒ１から切換弁９に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する伸側減衰要素ＶＥと、圧側通路８に設けられ圧側室Ｒ２から切換弁９に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する圧側減衰要素ＶＣが設けられている。
　この構成によると、アクチュエータＡＣ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することができるだけでなく、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、本発明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。
　ただし、本実施の形態のサスペンション装置Ｓにおいては、伸側減衰要素ＶＥと圧側減衰要素ＶＣは省略されてもよい。伸側減衰要素ＶＥと圧側減衰要素ＶＣを省略した場合であっても、アクチュエータＡＣの伸縮時にシリンダ１内から排出される流体と、ポンプ４から吐出される流体を重畳した流量が制御通路１９を流れるため、制御弁Ｖに流れる流体の流量が大流量になる。したがって、制御弁Ｖの上流側にフロープライオリティバルブＦＰＶを設けて、制御弁Ｖに流れる流体の流量を所定流量以下にし、制御弁Ｖを安定的に制御できる本発明の効果は達成できる。
　以上、本発明の好ましい実施の形態を詳細に説明したが、特許請求の範囲から逸脱なく改造、変形及び変更ができるのは当然である。
　本願は、２０１７年１１月２１日に日本国特許庁に出願された特願２０１７－２２３３２８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 (4)

  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アクチュエータと、
    　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、
    　前記伸側通路と前記圧側通路の一方を選択的に前記供給路に接続するとともに前記伸側通路と前記圧側通路の他方を前記排出路に接続する切換弁と、
    　供給電流に応じて前記供給路の圧力を調整可能な制御弁を途中に設けた制御通路と、
    　前記供給路と前記排出路とを接続する吸込通路と、
    　前記吸込通路の途中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、
    　前記供給路の途中であって前記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制御弁側へ向かう流体の流れのみを許容する供給側チェック弁と、
    　前記制御通路の途中であって前記制御弁よりも上流側に設けられて所定流量以下の流体の通過のみを許容し、前記所定流量を超える超過流量分は前記リザーバに排出するフロープライオリティバルブとを備える
    　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、
    　前記フロープライオリティバルブは、
    　前記制御通路の上流と下流を接続するとともに通過する流体の流れに抵抗を与えるオリフィスを有する制限通路と、
    　前記制限通路の前記オリフィスよりも上流から分岐して前記リザーバへ通じる戻り通路と、
    　前記戻り通路の途中に設けられた、弁座と、前記弁座に離着座して前記戻り通路を開閉する弁体と、前記弁体を前記弁座に向けて附勢する附勢部材とを有し、
    　前記弁体に前記制御通路の上流側の圧力を開弁方向へ作用させ、前記制御通路の下流側の圧力を閉弁方向に作用させており、
    　前記弁体が前記弁座に着座している際に、前記弁体における前記制御通路の上流側から受ける圧力の受圧面積と前記制御通路の下流側から受ける圧力の受圧面積が等しい
    　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、
    　前記制御通路に前記制御弁と並列にオリフィスを設ける
    　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、
    　前記伸側通路に設けられ前記伸側室から前記切換弁に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する伸側減衰要素と、
    　前記圧側通路に設けられ前記圧側室から前記切換弁に向かう流れに対し抵抗を与え、反対向きの流れに対してはこれを許容する圧側減衰要素とを備える
    　サスペンション装置。
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