(57)【要約】【課題】簡易な構造で、相対変位量に応じた適切な減衰力を機能させる。【解決手段】外筒２内で軸方向に摺動可能であると共に、周壁３１にオリフィス３１ａが形成された可動内筒３が配設され、さらに、その可動内筒３内に、摩擦力を発生する線状部材５２が巻回されたピストン５が配設され、可動内筒内３を含む外筒２内には粘性液体７が充填されている。これにより、ピストン５が可動内筒３と共に移動する際には、高い減衰力を発揮しない一方、ピストン５が可動内筒３内を相対移動する場合には、可動内筒３との粘性摩擦及び粘性液体がオリフィスを通過する際の粘性抵抗によって高い減衰力を発揮する。【選択図】  図１
2020197239.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
外筒と、
軸方向長さが前記外筒の内部空間の軸方向長さよりも短い、前記外筒内を移動可能な可動内筒と、
前記可動内筒との間で摩擦力を発生させる線状部材が外周面に巻き付けられ、前記可動内筒内で軸方向に動作するピストンと、
前記可動内筒の軸方向各端部に設けられる可動内筒用蓋部材と
を有し、
前記可動内筒の周壁にオリフィスが形成されていると共に、前記可動内筒内及び前記不織布を含む前記外筒内に粘性液体が充填され、
前記ピストンが前記可動内筒に対して相対移動する場合に、前記ピストンと前記可動内筒との間で生じる粘性摩擦、及び、前記オリフィスを介して流通する前記粘性液体の粘性抵抗により、所定の減衰力を発生可能であり、前記ピストンが前記可動内筒と共に前記外筒内を移動する場合には前記所定の減衰力を発生しないことを特徴とするダンパー。
【請求項２】
前記各可動内筒用蓋部材と、前記外筒の各端壁部との間隙に、前記粘性液体を含浸した緩衝部材が配設されている請求項１記載のダンパー。
【請求項３】
前記可動内筒及び前記可動内筒用蓋部材は、それぞれ少なくとも内面が、前記粘性液体よりも摩擦係数が低くなっている請求項１又は２記載のダンパー。
【請求項４】
前記粘性液体が、低ちょう度のグリースである請求項１〜３のいずれか１に記載のダンパー。
【請求項５】
車体構造とシートとの間に配置されるシートサスペンション機構であって、、
前記車体構造側に取り付けられる前記固定部材としての下部フレームに対し、前記シート側に取り付けられる前記可動部材としての上部フレームを弾性的に支持するばね機構と、
前記上部フレームが前記下部フレームに対して上下動する際のエネルギーを吸収する減衰力を発揮する請求項１〜４のいずれか１に記載のダンパーと
を備えることを特徴とするシートサスペンション機構。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ダンパー及びかかるダンパーを用いたシートサスペンション機構に関する。
【背景技術】
【０００２】
自動車の座席を支持するためのシートサスペンション機構、車輪と車体との間に配設されるサスペンション等においては、走行中の振動を吸収するための各種のダンパー（ショックアブソーバ）が配設されている。また、自動車などの乗物に限らず、各種産業機器、ロボットの関節部、ドアやノートパソコン等の開閉部やヒンジ部などにおいて、振動吸収、衝撃の緩衝等のため、様々なダンパーが用いられている。これらのダンパーとしては、特許文献１のように、シリンダ内に粘性流体を充填し、その内部をピストンが摺動することによって粘性抵抗を利用したダンパー（粘性ダンパーやオイルダンパー）、特許文献２のように、ピストンとシリンダとの間の摩擦力を利用した摩擦ダンパーなどが知られている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１５−７８７２５号公報
【特許文献２】特開２０１５−１１７７５４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
特許文献１のような粘性流体の粘性抵抗を利用する場合、小ストローク、低速度の領域において十分な減衰力が得られない場合がある。また、特許文献２の摩擦ダンパーは、小ストローク入力では、大きな摩擦減衰力によりダンパーとして機能せずに剛体となる場合がある。
【０００５】
本発明は上記に鑑みなされたものであり、簡易な構造でありながら、ストローク量に応じて減衰力を上げることができ、シートサスペンション機構等における減衰特性の向上に寄与できるダンパー及びかかるダンパーを用いたシートサスペンション機構を提供することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記課題を解決するため、本発明のダンパーは、
外筒と、
軸方向長さが前記外筒の内部空間の軸方向長さよりも短い、前記外筒内を移動可能な可動内筒と、
前記可動内筒との間で摩擦力を発生させる線状部材が外周面に巻き付けられ、前記可動内筒内で軸方向に動作するピストンと、
前記可動内筒の軸方向各端部に設けられる可動内筒用蓋部材と
を有し、
前記可動内筒の周壁にオリフィスが形成されていると共に、前記可動内筒内及び前記不織布を含む前記外筒内に粘性液体が充填され、
前記ピストンが前記可動内筒に対して相対移動する場合に、前記ピストンと前記可動内筒との間で生じる粘性摩擦、及び、前記オリフィスを介して流通する前記粘性液体の粘性抵抗により、所定の減衰力を発生可能であり、前記ピストンが前記可動内筒と共に前記外筒内を移動する場合には前記所定の減衰力を発生しないことを特徴とする。
【０００７】
前記各可動内筒用蓋部材と、前記外筒の各端壁部との間隙に、前記粘性液体を含浸した緩衝部材が配設されていることが好ましい。
前記可動内筒及び前記可動内筒用蓋部材は、それぞれ少なくとも内面が、前記粘性液体よりも摩擦係数が低くなっていることが好ましい。
前記粘性液体が、低ちょう度のグリースであることが好ましい。
【０００８】
また、本発明のシートサスペンション機構は、
車体構造とシートとの間に配置されるシートサスペンション機構であって、、
前記車体構造側に取り付けられる前記固定部材としての下部フレームに対し、前記シート側に取り付けられる前記可動部材としての上部フレームを弾性的に支持するばね機構と、
前記上部フレームが前記下部フレームに対して上下動する際のエネルギーを吸収する減衰力を発揮する前記ダンパーと
を備えることを特徴とする。
【発明の効果】
【０００９】
本発明によれば、外筒内で軸方向に摺動可能であると共に、周壁にオリフィスが形成された可動内筒が配設され、さらに、その可動内筒内に、摩擦力を発生する線状部材が巻回されたピストンが配設され、可動内筒内を含む外筒内には粘性液体が充填されている。これにより、ピストンが可動内筒と共に移動する際には、高い減衰力を発揮しない一方、ピストンが可動内筒内を相対移動する場合には、可動内筒との粘性摩擦及び粘性液体がオリフィスを通過する際の粘性抵抗によって高い減衰力を発揮する。よって、本発明によれば、シートサスペンション機構等に適用した場合には、平衡点付近では、ばね機構の作用により効率的に除振される一方で、上下動端付近における減衰力を高くすることができる。また、各可動内筒用蓋部材と、外筒の各端壁部との間隙に、粘性液体の吸収機能を有する緩衝部材を配設した場合には、ストロークエンドにおける減衰力がより高まる。。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】図１は、本発明の一の実施形態にかかるダンパーを示す断面図である。
【図２】図２は、上記実施形態にかかるダンパーの減衰特性を示すリサージュ図形である。
【図３】図３は、上記実施形態にかかるダンパーを用いたシートサスペンション機構の概略の機構図である。
【図４】図４は、図３にかかるシートサスペンション機構におけるダンパー、磁気ばね、トーションバー等の配置関係を示した図である。
【図５】図５は、図３にかかるシートサスペンション機構の荷重−たわみ特性を示した図である。
【図６】図６は、ＥＭ６に関する振動試験の結果を示した図である。
【図７】図７は、ＥＭ７に関する振動試験の結果を示した図である。
【図８】図８は、ＥＭ８に関する振動試験の結果を示した図である。
【図９】図９は、ダンピング試験の結果を示した図である。
【図１０】図１０は、シートサスペンション機構にパンタグラフ型のリンク機構を追加した構造を示した図であり、（ａ）は、上部フレームが最上端に位置している状態を、（ｂ）は、上部フレームが平衡点に位置している状態を、（ｃ）は、上部フレームが最下端に位置している状態をそれぞれ示す。
【図１１】図１１は、パンタグラフ型のリンク機構の固定側リンク及び可動側リンクの動きを説明するため、図１０から引張コイルばね及びパンタグラフ用ダンパーを外した構造を示した図であり、（ａ）は、上部フレームが最上端に位置している状態を、（ｂ）は、上部フレームが平衡点に位置している状態を、（ｃ）は、上部フレームが最下端に位置している状態をそれぞれ示す。
【図１２】図１２は、シートサスペンション機構にパンタグラフ型のリンク機構を追加した構造の荷重−たわみ特性を示した図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、図面に示した実施形態に基づき本発明をさらに詳細に説明する。図１は、本実施形態のダンパー１を示した図である。本実施形態のダンパー１は、外筒２及び可動内筒３を有すると共に、可動内筒３内を軸方向に動作するピストン５等を有する伸縮式のタイプである。
【００１２】
外筒２は、周壁部２１の各端部にそれぞれ端壁部２２，２３が設けられて閉塞されている。そしてこの外筒２の内部空間２４内に、該内部空間２４の軸方向長さ（両端の端壁部２２，２３の内面間の距離）よりも軸方向長さの短い可動内筒３が配設されている。
【００１３】
可動内筒３は、周壁３１にオリフィス３１ａが形成されている。本実施形態では、周壁３１の軸方向の各端部３１ｂ，３１ｃ寄りにそれぞれ２つずつのオリフィス３１ａが形成されている。オリフィス３１ａの形成数や孔径は所望の粘性抵抗が発揮できるものであればよく、粘性液体の粘度等によっても異なる。また、各端部３１ｂ，３１ｃは、可動内筒用蓋部材３２，３３が装着されて、閉塞されている。
【００１４】
外筒２の周壁部２１の内面と可動内筒３の周壁３１の外面との間には、ボール部材４が設けられており、可動内筒３が外筒２内を相対移動する際の摺動抵抗の低減に寄与している。
【００１５】
ピストン５は、軸方向に所定の長さを有し、可動内筒３内に設けられる。ピストン５の径方向中心にはピストンロッド５１が連結されており、該ピストンロッド５１の端部５１ａが、可動内筒３の一方の可動内筒用蓋部材３２及び外筒２の一方の端壁部２２を貫通して外部に突出している。ピストンロッド５１の端部５１ａに設けられる取り付け部５１ｂ及び外筒２の他方の端壁部２３の外方に突出するように設けた取り付け部２３ａがそれぞれ制御対象物に取り付けられる。
【００１６】
ピストン５の外周面には、線状部材５２が巻き付けられている。線状部材５２は、ピストン５の外周面に軸方向に隙間がほとんど生じないように密接させて巻き付けられている。線状部材５２は、糸又は紐から形成される。その材質は限定されるものではなく、合成繊維、天然繊維等から形成される。また、糸は、モノフィラメント、マルチフィラメントのいずれでも用いることができるが、後述する粘性液体７が付着しやすいことと、可動内筒３の周壁３１の内面に対して多点で接触でき、高い摩擦減衰力を期待できること等から、繊維の束からなるマルチフィラメントで構成することが好ましい。なお、いずれの場合も線状部材５２を構成する糸又は紐の表面に、短繊維を植毛したり、あるいは、線状部材５２を構成する糸又は紐の表面を起毛させたりすることもできる。このように短繊維を植毛したり、起毛させたりすることにより、粘性流体７を付着させやすくなる。
【００１７】
また、線状部材５２を構成する糸又は紐の線径（外径）も限定されるものではないが、可動内筒３との相対運動時に、可動内筒３の内面に対して所定の摩擦力を発揮できる程度のものが選択される。また、その線径によっては、ピストン５の外周面に二重、三重といったように複数層で巻き付けることも可能である。
【００１８】
可動内筒３の可動内筒用蓋部材３２，３３と外筒２の端壁部２２，２３との間隙には、それぞれ、緩衝部材６が設けられている。この緩衝部材６は、外筒２内に充填される粘性液体７を吸収する機能を有する素材、例えば、粘性液体７を含浸可能な不織布から形成される。このような不織布としては、例えば、（株）クラレ、商品名「フェリベンディ（登録商標）」を使用することができる。緩衝部材６は、自然長が、可動内筒３の可動内筒用蓋部材３２，３３と外筒２の端壁部２２，２３との各間隙（図１において符号Ａ，Ｂで示した範囲）よりも長いものが好ましい。２つの間隙を合わせた長さ程度かそれ以上のもの（例えば、２つの間隙Ａ，Ｂを合わせて２０ｍｍの場合には２０ｍｍ以上のもの）がより好ましい。これにより、可動内筒３のストロークエンドにおける緩衝部材６による衝撃吸収機能がより高くなる。
【００１９】
可動内筒３内を含め、外筒２内には粘性液体７が充填される。粘性液体７は、線状部材５２への付着性を考慮して低ちょう度のグリースを用いることが好ましい。ここでいう低ちょう度のグリースとしては、ＪＩＳ  Ｋ  ２２２０のちょう度が、２５℃で、１７５〜３４０の範囲のものが好ましく、２６５〜２９５の範囲のものがより好ましい。
【００２０】
特に本実施形態のように粘性液体７としてこのようなグリースを用いる場合には、粘性液体の流動性を高めるために、粘性液体７の流路を形成する可動内筒３及び可動内筒用蓋部材３２，３３は、少なくとも内面が粘性液体７よりも摩擦係数の低くなっていることが好ましい。具体的には、可動内筒３は、少なくとも内面が鏡面仕上げとなっているステンレスから形成されているものを用いることができる。また、可動内筒用蓋部材３２，３３として、チタン酸カリウム繊維が添加された熱可塑性樹脂（大塚化学（株）製、商品名「ポチコン」）から成形されたものを用いることができる。
【００２１】
図２は、本実施形態のダンパー１の減衰特性の測定結果を示している。測定に用いたダンパー１は、可動内筒３の可動内筒用蓋部材３２，３３と外筒２の端壁部２２，２３との間隙（フリープレイ領域（図１において符号Ａ，Ｂで示した範囲））は、それぞれ１０ｍｍで、合計２０ｍｍのものである。励振波形として、変位量０ｍｍ時に速度が最大となる正弦波を用い、その周波数は、自動車用のシートサスペンション機構の共振周波数近傍に相当する１．０〜５．０Ｈｚとした。
【００２２】
図２に示したように、本実施形態のダンパー１は、変位量約−７〜約＋７ｍｍの間では減衰力が大きくは変化していない。これはピストン５と共に可動内筒３が軸方向に変位していることを示している。すなわち、フリープレイ領域内での変化であり、減衰力はあまり変化しない。但し、フリープレイ領域内には、粘性液体７が含浸された緩衝部材６が配設されているため、可動内筒３の動きによる加速度を吸収する。変位量がより増加すると、減衰力が所定以上に変化している。これは、可動内筒３の可動内筒用蓋部材３２，３３がフリープレイ領域内を変位し、緩衝部材６を押しつぶしていくため、変位量が所定以上になると、可動内筒３内をピストン５が相対変位し始める。これにより、ピストン５の線状部材５２と可動内筒３との間で粘性摩擦が作用すると共に、粘性液体７がオリフィス３１ａを通過する際の粘性抵抗が作用し、所定以上の減衰力が発生することになる。さらにストロークエンドに近づくと、緩衝部材６がより押しつぶされ、減衰力が上昇し、ストロークエンドでの底付き感を低減する。
【００２３】
以上より、本実施形態のダンパ−１は、ストローク量に応じて減衰力が上がる特性を有していると共に、励振周波数が高いほど減衰力が大きくなり、速度依存性も有しているという特性を備えている。
【００２４】
図３及び図４は、本実施形態のダンパー１を適用したシートサスペンション機構１０００の概略構成を示す。このシートサスペンション機構１０００は、車体構造（図示せず）側に取り付けられる固定部材としての下部フレーム１１００と、シート（図示せず）側に取り付けられる上部フレーム１２００とを有している。
【００２５】
下部フレーム１１００は、平行リンク１３００を介して上部フレーム１２００が支持されている。また、線形ばね１４１０及び磁気ばね１４２０とを備えたばね機構を介して弾性的に支持されている。線形ばね１４１０は、平行リンク１３００を構成する前部リンク１３１０及び後部リンク１３２０において、上部フレーム１２００と連結されている部位に設けられたトーションバー１４１１，１４１２から構成され、平行リンク１３００を介して上部フレーム１２００を下部フレーム１１００から離間する方向に付勢するものである。
【００２６】
磁気ばね１４２０は、特許文献２及び３に開示されたものと同様であり、詳細は省略するが、下部フレーム１１００に固定され、例えば同極同士が対向するように設けられた２個一対の固定磁石を有する固定マグネットユニット１４２１と、上部フレーム１２００に設けたフレームに支持され、２個一対の固定磁石間を上下動可能な可動磁石を有する可動マグネットユニット１４２２とを有して構成される。上部フレーム１２００が下部フレーム１１００に対して上下動すると、可動磁石が、２個一対の固定磁石間の間隙内を変位し、その相対位置によって、磁気ばね１４２０のばね特性が非線形に変化する。すなわち、磁気ばね１４２０は、その荷重−たわみ特性において、線形ばねであるトーションバー１４１１，１４１２の弾性力（復元力）の作用方向すなわち上部フレーム１２００を下部フレーム１１００に対して離間させる方向に復元力が増加する特性を正のばね特性とした場合に、所定の変位量範囲で、当該方向への復元力が減少する負のばね特性を示す。従って、磁気ばね１４２０における負のばね特性が機能する範囲においては、トーションバー１４１１，１４１２の正のばね特性のばね定数（正のばね定数）が組み合わさることで、全体のばね定数として、変位量が増加しても荷重値の変化量が所定以下となる定荷重領域すなわちばね定数が略ゼロ（好ましくは、ばね定数約−１０Ｎ／ｍｍ〜約１０Ｎ／ｍｍの範囲）になる領域を有することになる。そこで、このばね定数が略ゼロの範囲が、人が着座した際の平衡点付近となるように調整すると、高い振動吸収性能が得られる。
【００２７】
このシートサスペンション機構１０００において、本実施形態のダンパー１は、下部フレーム１１００及び上部フレーム１２００間に斜めに掛け渡されて配設される。ここでは、ダンパー１を下部フレーム１１００に対し、取り付け角度１０度で斜めに取り付けている。また、上部フレーム１２００の最下端から最上端までのストロークが４０ｍｍとなるように設計されている。
【００２８】
図５は、かかるシートサスペンション機構１０００の負荷質量に応じた荷重−たわみ特性を示した図である。平衡点は負荷質量に応じて設定され、最下端（０ｍｍの位置）から３２．５ｍｍのＡ位置に静的状態の平衡点（Ｓｔａｔｉｃ  ｂａｌａｎｃｅ  ｐｏｉｎｔ）を設定した。しかし、動的状態では、その平衡点（Ｄｙｎａｍｉｃ  ｂａｌａｎｃｅ  ｐｏｉｎｔ）はＢ位置になった。このように、動的状態において、平衡点がＢ位置に移動するのは、ばね下から入力される振動エネルギーが磁気ばねの位置エネルギーに変換され、重力に抗する持ち上げ力を作りだすためである。すなわち、この持ち上げ力がシートサスペンション機構１０００全体の摩擦力に勝ると、ばね上は揺動し、動的状態での平衡点（Ｄｙｎａｍｉｃ  ｂａｌａｎｃｅ  ｐｏｉｎｔ）が移動していく。
【００２９】
図５では、シートサスペンション機構１０００全体の摩擦力を含めた定荷重領域の動的ばね定数は振幅±７．５ｍｍで、約４５００Ｎ／ｍとなっている。このとき、摩擦力は軽負荷（Ｗｅｉｇｈｔ：７５ｋｇ）のとき７６Ｎ、高負荷（Ｗｅｉｇｈｔ：１２０ｋｇ）のとき１１４Ｎであった。従って、動的ばね定数は４５００Ｎ／ｍを越えることができない。体重６０ｋｇの人の場合で、自由振動波形から実験的に求められる全体の摩擦力は８０Ｎが適し、体重１００ｋｇの人の場合には１３３Ｎが適している。これに対し、上記の軽負荷のとき７６Ｎ及び高負荷のとき１１４Ｎと値は、実験により求められるこれらの値に近いものであり、低い周波数帯から位相制御が行われ、平衡点回りで逆位相が容易に作られ、振動吸収性の優れたものとなっている。
【００３０】
次に、シートサスペンション機構１０００の上部フレーム１２００にシートを取り付け、被験者Ａを着座させて振動実験を行った。被験者Ａは身長１７１ｃｍ、体重６５ｋｇである。
【００３１】
振動吸収性能は、ＩＳＯ  ７０９６：２０００に基づくＪＩＳ  Ａ  ８３０４：２００１「土工機械−運転員の座席の振動評価試験」で規定されている、機械の種類により定められた入力スペクトルクラス（ＩＳＯ  １０３２６−１）で励振し、それぞれのＳ．Ｅ．Ａ．Ｔ値（座席の振幅実効値伝達係数（Seat Effective Amplitude Transmissibility factor ））とダンピング試験の規格値で判断する。励振波形は、入力スペクトルクラスＥＭ６、ＥＭ７、ＥＭ８である。入力スペクトルクラスＥＭ６は、「５０，０００ｋｇ以下のクローラ式トラクタドーザ」用の規格であり、卓越周波数７．６Ｈｚ、ＰＳＤの最高値０．３４（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚで励振し、Ｓ．Ｅ．Ａ．Ｔ値は０．７未満、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率は１．５未満が求められる。入力スペクトルクラスＥＭ７は、「コンパクトダンパ」用の規格であり、卓越周波数３．２４Ｈｚ、ＰＳＤの最高値５．５６（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚで励振し、Ｓ．Ｅ．Ａ．Ｔ値は０．６未満、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率は２．０未満が求められる。入力スペクトルクラスＥＭ８は、「４，５００ｋｇ以下のコンパクトローダ」用の規格であり、卓越周波数３．３Ｈｚ、ＰＳＤの最高値０．４（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚで励振し、Ｓ．Ｅ．Ａ．Ｔ値は０．８未満、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率は２．０未満が求められる。
【００３２】
また、ダンピング試験の励振波形は、正弦波対数掃引波（０．５〜４．０Ｈｚ）で、入力振幅は、シートサスペンション機構１０００の総ストローク量４０ｍｍの４０％にあたる変位振幅±８ｍｍである。負荷質量は７５ｋｇのラバーウエイトとし、ベルトで固定した。
【００３３】
加振機は、ＥＭ７、ＥＭ８及びダンピング試験に関しては、（株）デルタツーリング製の６軸加振機を使用し、ＥＭ６に関しては、動電型３軸加振機（ＩＭＶ  Ｃｏｒｐ．製３軸加振機ＴＡＳ−１０００−５、最大励振ストローク６０ｍｍ）を使用した。これらの加振機の振動台上に、上記のように上部フレーム１２００にシートが取り付けられたシートサスペンション機構１０００をセットした。
【００３４】
図６、図７及び図８は、ＥＭ６、ＥＭ７及びＥＭ８の各励振波形と振動実験時の振動伝達率を示すものであり、いずれも被験者Ａの実験データである。図６より、励振波形ＥＭ６の場合、共振周波数は１．２Ｈｚ、共振峰のゲインは１．５８であった。２．０Ｈｚ付近ではゲインが上昇しているものの、０．９２に押さえることができている。また、励振波形の加速度のピークとなる７．６Ｈｚにおいてゲインは０．２２に低下している。これは、本実施形態のダンパー１がにより共振周波数及び共振ゲインを低く設定できたからである。また、ダンパー１と約１００Ｎの摩擦力により減衰比が下がり、高周波帯域のゲインを下げることができたからである。なお、Ｓ．Ｅ．Ａ．Ｔ値は０．５３であり、上記規格を満足していた。
【００３５】
図７より、ＥＭ７の共振周波数は１．２Ｈｚ、共振峰のゲインは０．９９であった。ＩＳＯ  ７０９６：２０００の規格中、最も励振波形の振動振幅が大きく、適合することが困難なＥＭ７に関し、励振波形の加速度のピークとなる３．２４Ｈｚにおいてゲインは０．３に低下している。励振波形の振幅に応じて減衰力が変化するというダンパー１の特性により、シートサスペンション機構１０００の共振周波数近傍となる低周波数の大振幅の励振波形に対して、除振機構が十分作用したことを示す。なお、Ｓ．Ｅ．Ａ．Ｔ値は０．５９であり、上記規格を満足していた。
【００３６】
図８より、ＥＭ８の共振周波数は１．４Ｈｚ、共振峰のゲインは１．０であった。ＥＭ８の励振波形の加速度のピーク周波数は３．３Ｈｚであり、ＥＭ７と同程度であるが、ＥＭ７の振動伝達率と比較してゲインの低下度合いが小さくなっている。これは、励振波形の加速度が低いこと、並びに、ダンパー１の減衰力及びシートサスペンション機構全体の摩擦力により、減衰比が高くなり、高周波にかけてゲインが高くなっていることによる。なお、Ｓ．Ｅ．Ａ．Ｔ値は０．６６であり、上記規格を満足していた。
【００３７】
図９より、シートサスペンション機構１０００の共振周波数は１．０５Ｈｚ、共振峰のゲインは１．１であった。１．１５Ｈｚでゲインは１．０を下回り、１．７Ｈｚで０．５を下回っている。シートサスペンション機構１０００は、４０ｍｍストロークの１自由度系であるにも拘わらず、定荷重領域を有することと及びダンパー１がフリープレイ領域を有することにより、高い除振性能を有することを示している。また、図５に示したように、動的状態の平衡点は、静的状態の平衡点であるＡ位置からＢ位置に移動する特性を有しており、動的ばね定数４５００Ｎ／ｍとなり、低い周波数帯から位相制御が行われ、早々に逆位相が作られることから振動吸収性に優れている。なお、３．３Ｈｚにおけるゲインの上昇はシートの特性によるものである。
【００３８】
また、図６〜図９を比較すると、入力条件により共振周波数、共振峰のゲインが異なっており、シートサスペンション機構１０００に入力依存性があることがわかる。
【００３９】
図１０〜図１２は、上記シートサスペンション機構１０００の下部フレーム１１００と上部フレーム１２００との間にパンタグラフ型のリンク機構２００を追加した構造を示した図である。このパンタグラフ型のリンク機構２００は、図１１（ａ）〜（ｃ）に示したように、固定部材である下部フレーム１１００に各一端（固定部材軸支部）２１１，２２１が軸部材２１１１，２２１１を介して軸支され、各他端（固定側接続部）２１２，２２２に向かうに従って略Ｖ字状に拡開するように配置される２つの固定側リンク２１０，２２０と、可動部材である上部フレーム１２００に各一端（可動部材軸支部）２３１，２４１が、軸部材２３１１，２４１１を介して軸支され、上部フレーム１２００が最上端の位置において、各一端（可動部材軸支部）２３１，２４１から各他端（可動側接続部）２３２，２４２に向かうに従って、両者を結ぶ仮想線が略逆Ｖ字状となるように配置される２つの可動側リンク２３０，２４０とを有している。
【００４０】
可動側リンク２３０，２４０は、さらに、側面視で略三角形に形成され、各一端（可動部材軸支部）２３１，２４１及び各他端（可動側接続部）２３２，２４２を結ぶ仮想線に対して上方に突出している部位に、ダンパー（以下、「パンタグラフ用ダンパー」）４００を掛け渡し配置するための、ダンパー用係合部２３３，２４３が設けられている。
【００４１】
図１０（ａ）〜（ｃ）に示したように、各可動側リンク２３０，２４０の各他端（可動側接続部）２３２，２４２間には引張コイルばね３００が掛け渡されている。また、側面視で、引張コイルばね３００の各支点（各他端（可動側接続部）２３２，２４２）を結ぶ直線上に、各可動側リンク２３０，２４０の一端２３１，２４１である可動部材軸支部（軸部材２３１１，２４１１）が重なるポイントが各可動側リンク２３０，２４０の思案点Ｐとなる。そして、各可動側リンク２３０，２４０はこの思案点Ｐを挟んだ一方側及び他方側のいずれの領域方向にも回転可能となっている。
【００４２】
このリンク機構２００によれば、引張コイルばね３００が思案点Ｐを挟んで、上部フレーム１２００が上方に位置している場合と下方に位置している場合とでは各可動側リンク２３０，２４０の向きが逆になる。このため、引張コイルばね３００は、上部フレーム１２００が平衡点よりも上方に位置している場合には、各可動側リンク２３０，２４０の各一端（可動部材軸支部）２３１，２４１を上方に付勢し、上部フレーム１２００が平衡点よりも下方に位置している場合には、各可動側リンク２３０，２４０の各一端（可動部材軸支部）２３１，２４１を下方に付勢する。
【００４３】
これにより、上部フレーム１２００が平衡点よりも下方に位置している場合には、各可動側リンク２３０，２４０の各一端（可動部材軸支部）２３１，２４１を下方に付勢する。このとき、引張コイルばね３００は、思案点Ｐにおいて最も荷重が高く、上方向及び下方向のいずれに向かう場合も荷重が低下する。
【００４４】
そして、シートサスペンション機構１０００の上部フレーム１２００が平衡点付近に位置するときに、各可動側リンク２３０，２４０が思案点Ｐの位置になるように設定することで、上部フレーム１２００が、思案点Ｐよりも下方に変位すると、各可動側リンク２３０，２４０の各一端（可動部材軸支部）２３１，２４１を下方に付勢するため、それにより引張コイルばね３００による負のばね特性が発揮されることになる。
【００４５】
従って、パンタグラフ型のリンク機構２００を併設した構造では、磁気ばね１４２０の負のばね特性だけでなく、引張コイルばね３００による負のばね特性も重畳される。そのため、正のばね特性を発揮するトーションバー１４１１，１４１２としてよりばね定数の高いものを用いても定荷重領域を作り出すことが可能となり、負荷質量のさらなる増大にも対処可能となる。また、上部フレーム１２００が、思案点Ｐよりも下方位置から上方に変位する際には、リンク機構２００の引張コイルばね３００による負のばね特性がその動きを制動させようとするため、衝撃吸収機能も向上させることができる。
【００４６】
パンタグラフ用ダンパー４００は、上記のようにダンパー用係合部２３３，２４３間に掛け渡される。ここで使用可能なパンタグラフ用ダンパー４００の種類は限定されるものではないが、ＷＯ２０１８／０２５９９２号公報に開示されているシリンダ内を摺動するピストンの周囲にグリース等の粘性液体を付着させたもので、粘性減衰力に粘性摩擦力を組み合わせ、全体として高い減衰力を発揮できるダンパーを用いることが好ましい。なお、上記したシートサスペンション機構１０００の上部フレーム１２００及び下部フレーム１１００間に斜めに掛け渡したフリープレイ領域を有するダンパー１と同様の構造のものを採用することも可能である。その場合には、平衡点付近では減衰力が小さくなり、動作範囲の終点付近、すなわち上部フレーム１２００の最上端付近及び最下端付近において最大の減衰力が発揮される。従って、平衡点付近では、ばね定数略ゼロとなるばね特性により振動吸収がなされると共に、大振幅の入力に対しては上記のダンパー１の作用に加えて、パンタグラフ用ダンパー４００の作用も加わり、衝撃力を緩和し、最上端付近及び最下端付近では底付き及び天付きを抑制する衝撃吸収機能を高めることができる。
【００４７】
また、シートサスペンション機構１０００とパンタグラフ型のリンク機構２００とは並列配置されているが、シートサスペンション機構１０００の動きに対してパンタグラフ型のリンク機構２００がブレーキを効かせるように作用する。よって、両者の作用が効き始める位相がずれることになり、振動や衝撃力に対して効率よく作用する。
【００４８】
図１２は、パンタグラフ型のリンク機構２００を採用したシートサスペンション機構１０００の荷重−たわみ特性の測定結果を示している。なお、パンタグラフ用ダンパー４００は、ＷＯ２０１８／０２５９９２号公報に開示されているものを使用した。この図に示したように、平衡点付近において約１５ｍｍの定荷重領域が作られていることがわかる。また、図中の動的ばね定数は、パンタグラフ型のリンク機構２００に懸架された引張コイルばね３００のばね力が軸間に摩擦力を生み、摩擦力が３７４〜４０３Ｎになったため、最大で３１４７２Ｎ／ｍとなっている。但し、動的ばね定数はシートサスペンション機構１０００が運動することにより低下していく。
【符号の説明】
【００４９】
１  ダンパー
２  外筒
２２，２３  端壁部
３  可動内筒
３１  周壁
３１ａ  オリフィス
３２，３３  可動内筒用蓋部材
４  ボール部材
５  ピストン
５１  ピストンロッド
５２  線状部材
６  緩衝部材
７  粘性液体
１０００  シートサスペンション機構
１１００  下部フレーム
１２００  上部フレーム
２００  パンタグラフ型のリンク機構
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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