(57)【要約】      （修正有）【課題】入力振動に対する着座者の姿勢安定性を向上させることができると共に、振動吸収特性、あるいは、衝撃性振動による衝撃吸収特性を従来と比較してより向上させる。【解決手段】可動支持部１４０及びシート支持部２４０をそれぞれリンク機構１１０，２１０を介して支持した２つのサスペンション部１００，２００を上下２段に配置した構造であると共に、可動支持部１４０及びシート支持部２４０が入力振動に応じて相対的に上下動する際、それぞれを支持する２つのリンク機構１１０，２１０が互いに逆方向に回転動作する構成である。そのため、シート支持部２４０に支持されるシートに着座した人のヒップポイントの位置が、垂直に近い軌跡で変位することになり、リンク機構が１つの場合と比較して前後揺動が減少し、着座姿勢が安定し、乗り心地がよくなる。【選択図】図４
2018203040.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
固定部に対して、第１のリンク機構、ばね機構及びダンパーを介して上下動可能に支持される可動支持部を備えてなる第１のサスペンション部と、
前記第１のサスペンション部の上方に配置され、前記可動支持部に対して、第２のリンク機構、ばね機構及びダンパーを介して上下動可能に支持されるシート支持部を備えてなる第２のサスペンション部と
を有し、
前記第１のリンク機構及び前記第２のリンク機構の回転方向が、それぞれの回転中心を基準として前後に逆方向となるように設定されているサスペンション機構。
【請求項２】
前記各ダンパーとして、いずれも伸び側の減衰力が縮み側の減衰力よりも高いものが用いられている請求項１記載のサスペンション機構。
【請求項３】
前記各ダンパーとして、伸び側又は縮み側の少なくとも一方の減衰力が異なるものが用いられている請求項２記載のサスペンション機構。
【請求項４】
前記第１のサスペンション部又は前記第２のサスペンション部の一方のばね機構は、
線形特性を示す線形ばねと、
固定磁石と、前記中間フレーム又は前記上部フレームの相対動作に伴って前記固定磁石との相対位置が変位する可動磁石とを備え、前記固定磁石と前記可動磁石の相対位置に応じてばね定数が変化する非線形特性を示す磁気ばね
とを有してなり、
ある変位範囲においてばね定数が略ゼロとなる特性を備えている請求項１〜３のいずれか１に記載のサスペンション機構。
【請求項５】
前記第１のサスペンション部又は前記第２のサスペンション部の他方のばね機構は、
線形特性を示す線形ばねから構成される請求項４記載のサスペンション機構。
【請求項６】
前記線形ばねが、トーションバーである請求項４又は５記載のサスペンション機構。
【請求項７】
前記第１のサスペンション部の上下ストロークと前記第２のサスペンション部の上下ストロークとが同一である請求項１〜６のいずれか１に記載のサスペンション機構。
【請求項８】
土工機械の運転席のシートの支持に用いられる請求項１〜７のいずれか１に記載の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、乗物のシートの支持に適するサスペンション機構に関する。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１，２には、下部フレームに対して上下動可能に設けられる上部フレームを磁気ばねとトーションバーとにより弾性的に支持したシートサスペンションが開示されている。トーションバーの復元力の作用方向と同方向の復元力が変位量の増加に伴って増加する特性を「正のばね特性（その時のばね定数を「正のばね定数」）」とし、トーションバーの復元力の作用方向と同方向の復元力が変位量の増加に拘わらず減少する特性を「負のばね特性（その時のばね定数を「負のばね定数」）」とした場合に、所定の変位範囲において磁気ばねが負のばね特性を示すことを利用して、正のばね特性を示すトーションバーとの組み合わせによって、所定の変位範囲における両者を重畳した系全体の変位量に対する荷重値が略一定となる定荷重領域（ばね定数を略ゼロとなる領域）の特性を有するサスペンションが開示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１０−１７９７１９号公報
【特許文献２】特開２０１０−１７９７２０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１，２のサスペンションは、所定の周波数及び振幅の通常振動に対しては、上記の磁気ばねとトーションバーを用いた構成により、両者を重畳したばね定数が略ゼロになる定荷重領域でこれらの振動を吸収し、衝撃性振動によるエネルギーは上部フレーム及び下部フレーム間に掛け渡したダンパーによって吸収する構成となっている。
【０００５】
従って、特許文献１，２のサスペンションは優れた振動吸収特性、衝撃吸収特性を発揮するが、いずれも平行リンク構造を採用しているため、上下動に伴って着座者のヒップポイントが前後に変位し、着座姿勢の安定性の点で改善の余地がある。また、土工機械の運転席などにおいては、大きな凹凸のある路面を走行する機会が多いため、振幅のより大きな衝撃性振動に対する対策の向上が重視されている。
【０００６】
本発明は、上記の点に鑑みなされたものであり、入力振動に対する着座者の姿勢安定性を向上させることができると共に、振動吸収特性、あるいは、衝撃性振動による衝撃吸収特性を従来と比較してより向上させることができるサスペンション機構を提供することを課題する。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
上記課題を解決するため、本発明のサスペンション機構は、固定部に対して、第１のリンク機構、ばね機構及びダンパーを介して上下動可能に支持される可動支持部を備えてなる第１のサスペンション部と、
前記第１のサスペンション部の上方に配置され、前記可動支持部に対して、第２のリンク機構、ばね機構及びダンパーを介して上下動可能に支持されるシート支持部を備えてなる第２のサスペンション部と
を有し、
前記第１のリンク機構及び前記第２のリンク機構の回転方向が、それぞれの回転中心を基準として前後に逆方向となるように設定されていることを特徴とする。
【０００８】
前記各ダンパーとして、いずれも伸び側の減衰力が縮み側の減衰力よりも高いものが用いられていることが好ましい。前記各ダンパーとして、伸び側又は縮み側の少なくとも一方の減衰力が異なるものが用いられていることが好ましい。
【０００９】
前記第１のサスペンション部又は前記第２のサスペンション部の一方のばね機構は、線形特性を示す線形ばねと、固定磁石と、前記中間フレーム又は前記上部フレームの相対動作に伴って前記固定磁石との相対位置が変位する可動磁石とを備え、前記固定磁石と前記可動磁石の相対位置に応じてばね定数が変化する非線形特性を示す磁気ばねとを有してなり、ある変位範囲においてばね定数が略ゼロとなる特性を備えていることが好ましい。
前記第１のサスペンション部又は前記第２のサスペンション部の他方のばね機構は、線形特性を示す線形ばねから構成されることが好ましい。
なお、前記線形ばねとしては、トーションバーが好ましい。
【００１０】
前記第１のサスペンション部の上下ストロークと前記第２のサスペンション部の上下ストロークとが同一であることが好ましい。
また、本発明のサスペンション機構は、土工機械の運転席のシートの支持に適している。
【発明の効果】
【００１１】
本発明では、可動支持部及びシート支持部をそれぞれリンク機構を介して支持した２つのサスペンション部を上下２段に配置した構造であると共に、可動支持部及びシート支持部が入力振動に応じて相対的に上下動する際、それぞれを支持する２つのリンク機構が互いに逆方向に回転動作する構成である。そのため、シート支持部に支持されるシートに着座した人のヒップポイントの位置が、垂直に近い軌跡で変位することになり、リンク機構が１つの場合と比較して前後揺動が減少し、着座姿勢が安定し、乗り心地がよくなる。
【００１２】
また、２つのサスペンション部を用いているため、それぞれにおいて異なる減衰特性のダンパーを採用することにより、サスペンション部が一段の従来の構造と比較し、減衰力がより高い特性の構成としたり、減衰力の小さいものを組み合わせて、微振動に対する振動吸収特性を高めた構成としたり、本発明のサスペンション機構を用いる対象（乗用車、土工機械等）に合わせた特性に設定することが容易である。例えば、上下のサスペンション部のいずれにも減衰力が所定以上のものを採用することで、高い衝撃吸収特性が得られ、凹凸のある路面を走行することの多い土工機械の運転席用に適した構成とすることも容易である。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】図１は、本発明の一の実施形態に係るサスペンション機構及び該サスペンション機構に支持されたシートを示す斜視図である。
【図２】図２は、図１の正面図である。
【図３】図３は、図１の側面図である。
【図４】図４は、図２のＡ−Ａ線断面図であって、可動支持部及びシート支持部が下限に位置している状態を示した図である。
【図５】図５は、図２のＡ−Ａ線断面図であって、可動支持部及びシート支持部が上限に位置している状態を示した図である。
【図６】図６は、第１のサスペンション部を示す斜視図である。
【図７】図７は、図６の平面図である。
【図８】図８は、図６の側面図である。
【図９】図９は、図７のＢ−Ｂ線断面図である。
【図１０】図１０は、図７のＣ−Ｃ線断面図である。
【図１１】図１１は、第２のサスペンション部を示す斜視図である。
【図１２】図１２は、第１のサスペンション部のみが上下動した場合の着座者のヒップポイント（Ｈ．Ｐ．）の軌跡を示した図である。
【図１３】図１３は、第２のサスペンション部のみが上下動した場合の着座者のヒップポイント（Ｈ．Ｐ．）の軌跡を示した図である。
【図１４】図１４は、第１のサスペンション部及び第２のサスペンション部の両者が上下動した場合の着座者のヒップポイント（Ｈ．Ｐ．）の軌跡を示した図である。
【図１５】図１５は、ばね機構、トーションバー及び磁気ばねの荷重−たわみ特性の一例を示した図である。
【図１６】図１６は、第１のダンパー又は第２のダンパーとして採用可能な３つのダンパーの減衰力特性を示した図である。
【図１７】図１７は、速度０．３ｍ／ｓ時の各種ダンパーの減衰力を示した図である。
【図１８】図１８は、第１のダンパーとして「ＶＥＰ」ダンパーを用いた第１のサスペンション部合の荷重−たわみ特性を示した図である。
【図１９】図１９は、第１のダンパーとして「Ｂ−３」ダンパーを用いた第１のサスペンション部合の荷重−たわみ特性を示した図である。
【図２０】図２０は、第１のサスペンション部の振動伝達率の測定結果を示した図である。
【図２１】図２１は、第２のサスペンション部の荷重−たわみ特性を示した図である。
【図２２】図２２は、第２のサスペンション部の減衰比を示した図である。
【図２３】図２３は、振幅３２ｍｍ（ｐ−ｐ）で加振した場合のサスペンション機構の振動伝達率の測定結果を示した図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
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〜図１４は、本発明の一の実施形態に係るサスペンション機構１を、乗用車、トラック、バス、フォークリフト等の乗物用のシート１０００の支持に適用した例を示したものである。これらの図に示したように、本実施形態のサスペンション機構１は、第１のサスペンション部１００と第２のサスペンション部２００とを有してなる。
【００１５】
第１のサスペンション部１００は、車体フロアに一体に固定された固定部１０１に対して、第１のリンク機構１１０、ばね機構１２０及びダンパー１３０を介して上下動可能に支持される可動支持部１４０を備えてなる。第１のリンク機構１１０は、左右一対の前部リンク１１１，１１１と、左右一対の後部リンク１１２，１１２とを有してなる。前部リンク１１１，１１１は、各下部１１１ａ，１１１ａが、固定部１０１の側縁部１０１ａの前方寄りに回転可能に軸支され、各上部１１１ｂ，１１１ｂが、略方形板状の可動支持部１４０の前部フレーム１４１に連結されている。後部リンク１１２，１１２は、各下部１１２ａ，１１２ａが、固定部１０１の側縁部１０１ａの後方寄りに回転可能に軸支され、各上部１１２ｂ，１１２ｂが、可動支持部１４０の後部フレーム１４２に連結されている。これにより、可動支持部１４０は、固定部１０１に対して上下動可能に、より正確には、第１のリンク機構１１０が前部リンク１１１，１１１と後部リンク１１２，１１２とを備えた平行リンク構造からなるため、前部リンク１１１，１１１及び後部リンク１１２，１１２の回転軌道に沿って上下動する。すなわち、各下部１１１ａ，１１１ａ，１１２ａ，１１２ａを回転中心とする前部リンク１１１，１１１及び後部リンク１１２，１１２の回転方向（図１４のＡ方向）に沿って、つまり、前部リンク１１１，１１１及び後部リンク１１２，１１２が前方に倒れて下限位置に向かう方向とその反対に戻って上限位置に向かう方向に沿って変位し、可動支持部１４０は上下動する。
【００１６】
前部フレーム１４１及び後部フレーム１４２は、本実施形態ではいずれもパイプ材から形成され、それぞれ、トーションバー１２１，１２１が挿入されている（図９，図１０参照）。本実施形態では、このトーションバー１２１，１２１が、荷重−たわみ特性においてほぼ線形に近い変化となる線形特性を示す線形ばねであり（図１５参照）、後述する磁気ばね１２２と共にばね機構（以下、「第１のばね機構」という）１２０を構成する。トーションバー１２１，１２１の一端は、前部フレーム１４１及び後部フレーム１４２に対してそれぞれ相対回転しないように設けられ、トーションバー１２１，１２１は、可動支持部１４０を固定部１０１に対して相対的に離間させる方向、すなわち、上方向に付勢する弾性力を発揮するように設定される。トーションバー１２１，１２１の他端は、初期位置調整部材１２５のプレート部材１２５ｃ，１２５ｄにそれぞれ接続されている(図７参照）。
【００１７】
初期位置調整部材１２５は、調整用ダイヤル１２５ｂを回転させると、それによって調整用シャフト１２５ａが回転し、その回転によって、前部リンク１１１，１１１側のトーションバー１２１に接続されたプレート部材１２５ｃが回転し、さらに、このプレート部材１２５ｃに連結版１２５ｅを介して連結された後部リンク１１２，１１２側のトーションバー１２１に接続されたプレート部材１２５ｄが回転する。従って、調整用ダイヤル１２５ｂを回転操作すると、トーションバー１２１，１２１がいずれかの方向にねじられ、トーションバー１２１，１２１の初期弾性力が調整され、着座者の体重にかかわらず、可動支持部１４０を所定の位置（例えば中立位置）に調整できるようになっている。また、可動支持部１４０を固定部１０１に対して相対的に離間する方向に付勢する線形ばねとしては、トーションバー１２１，１２１に限らず、コイルスプリング等を用いることも可能である。但し、可動支持部１４０のストロークが短い範囲で線形性の高い正のばね定数を得るためには、本実施形態のように、前部リンク１１１，１１１及び後部リンク１１２，１１２の回転軸部に組み込むことができるトーションバー１２１，１２１を用いることが構造の簡易化、コンパクト化、軽量化等の点で有利である。
【００１８】
磁気ばね１２２は、図７及び図９に示したように、固定マグネットユニット１２２０と可動マグネットユニット１２２１とを備えてなる。固定マグネットユニット１２２０は、第１のサスペンション部１００の幅方向に沿って所定間隔をおいて配設される２つの固定側支持フレーム１２２０ａ，１２２０ａを有している。各固定側支持フレーム１２２０ａ，１２２０ａは、固定部１０１に固定され、それぞれに固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂが取り付けられている。所定間隔をおいて対向する固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂは、二極磁石が用いられ、それぞれ垂直方向に異極が隣接し、所定間隔を隔てて同極同士が対面する姿勢で各固定側支持フレーム１２２０ａ，１２２０ａに取り付けられる。
【００１９】
可動マグネットユニット１２２１は、所定間隔をおいて対向配置される固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂの間隙に配置される可動磁石１２２１ｂを備えてなる。可動磁石１２２１ｂは、可動支持部１４０から下方に突出させた磁石取り付けブラケット１２２１ａによって支持されており、可動支持部１４０が固定部１０１に対して相対的に上下動すると、該可動支持部１４０と共に、固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂ間の間隙を上下動する。可動磁石１２２１ｂは、この上下動方向に沿って着磁されている。
【００２０】
磁気ばね１２２は、可動磁石１２２１ｂが固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂの間隙を移動することにより発揮されるばね特性が、可動磁石１２２１ｂと固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂとの相対位置によって変化し、図１５に示したように、荷重−たわみ特性が非線形特性を示す。より具体的には、磁気ばね１２２は、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１２１，１２１の弾性力（復元力）の作用方向すなわち可動支持部１４０を固定部１０１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は、当該方向への復元力が減少する負のばね特性を示す。すなわち、異極同士が垂直方向に隣接する２つの固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂのＮ，Ｓ極の境界を横切る位置付近の所定の上下動範囲（図１５の例では符号Ｕ１の範囲）において負のばね特性を発揮する。
【００２１】
この結果、磁気ばね１２２と上記したトーションバー１２１，１２１とを備えてなる本実施形態の第１のばね機構１２０は、磁気ばね１２２における負のばね特性が機能する範囲（図１５の例では符号Ｕ１の範囲）においては、トーションバー１２１，１２１の正のばね特性のばね定数（正のばね定数）と磁気ばね１２２の負のばね特性範囲のばね定数（負のばね定数）とがほぼ同じになるように調整することで、両者を重畳した第１のばね機構１２０全体として、変位量が増加しても負荷荷重が変化しない定荷重領域すなわちばね定数が略ゼロ（好ましくは、約−１０Ｎ／ｍｍ〜約１０Ｎ／ｍｍの範囲）になる領域を有することになる。このばね定数が実質的に略ゼロになる領域をできるだけ有効利用するためには、可動支持部１４０の上下方向ストロークの中立位置において、可動マグネットユニット１２２１の可動磁石１２２１ｂは、その中央位置が、異極同士が隣接する２つの固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂの境界に略一致するようにセットされることが好ましい。
【００２２】
なお、本実施形態では磁気ばね１２２を、可動磁石１２２１ｂが固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂ間を上下方向に移動する姿勢（縦置き）で設置しているが、固定磁石１２２ｂ，１２２０ｂを固定部１０１に略水平姿勢（横置き）で設置し、可動磁石１２２１ｂを略水平方向に移動させる構成とすることもできる。横置きにした場合には、磁気ばね１２２を配置した際の上下方向スペースを縦置きよりも小さくでき、サスペンション機構１をより薄型にしやすいものの、可動支持部１４０の上下方向の動きを可動磁石１２２１ｂの略水平方向の動きに変換するためのリンク機構が必要となる。このため、可動磁石１２２１ｂを動作させる際に、そのリンク機構の動きに伴う摩擦減衰が生じ、動的ばね定数の増加に影響する。これに対し、本実施形態のような縦置きにした場合、可動磁石１２２１ｂを可動支持部１４０に固定するだけで支持でき、リンク機構を設けることに伴う摩擦減衰の影響がない。
【００２３】
ここで図１５は、第１のサスペンション部１００で用いたトーションバー１２１，１２１、磁気ばね１２２及び第１のばね機構１２０の荷重−たわみ特性を示した図である。本実施形態のシートサスペンション１のストロークは最大４０ｍｍであり、その中立位置が２０ｍｍである。中立位置をゼロに設定して示した特性が図１５であり、符号「−」の範囲が中立位置から上限位置までの範囲で、符号「＋」の範囲が中立位置から下限位置までの範囲を示す。この図に示したように、本実施形態では、約−１０ｍｍから約＋１０ｍｍの範囲において、磁気ばね１２２が負のばね特性を示している。本実施形態ではさらに約−１０ｍｍから０ｍｍまでのばね定数と、０ｍｍから約＋１０ｍｍまでのばね定数とを比較すると前者の方が大きなばね定数で設定され、トーションバー１２１，１２１のばね定数と重畳すると、約−１０ｍｍから０ｍｍまでの範囲で定荷重領域が形成されている。また、０ｍｍから約＋１０ｍｍまでの範囲も極めて低いばね定数となっている。
【００２４】
次に、第１のサスペンション部１００で用いられるダンパー（第１のダンパー）１３０について説明する。第１のダンパー１３０は、ピストンロッド１３１と、このピストンロッド１３１に取り付けられたピストンが内部を往復動作するシリンダ１３２とを有する伸縮式ダンパーである。ピストンロッド１３１の端部１３１ａは、可動支持部１４０の後方寄りに幅方向に掛け渡された後部フレーム１４２に取り付けた取り付けブラケット１３１ｂに軸支されている。シリンダ１３２の端部１３２ａは、固定部１０１に設けた取り付けブラケット１３２ｂに軸支されている（図７，図１０参照）。これにより、可動支持部１４０が固定部１０１に対して上下動すると、第１のダンパー１３０も伸縮動作する。
【００２５】
第１のダンパー１３０としては、例えば、第２のサスペンション部２００で用いられる第２のダンパー２３０との比較で、相対的に減衰力の低いものを用いることができる。これにより、微振動に対してもより敏感に伸縮動作できるため、振動吸収特性に優れたサスペンション機構１とすることができる。この場合、第１のダンパー１３０は、ピストンスピード０．３ｍ／ｓでの減衰力が、伸び側及び縮み側のいずれも５００Ｎ以下のものが好ましく、１００Ｎ〜５００Ｎの範囲のものがより好ましい。第１のダンパー１３０は、減衰力がこのように低いいものであれば、オイルダンパー、摩擦ダンパー等適宜の種類のものを採用できる。また、本願の一部の発明者が加わってなされた発明である特願２０１６−１５３５２６号において提案されているダンパーで、ピストンの外周に線状部材を巻き付け、この線状部材にグリース等の粘性流体を付着させ、摩擦減衰力と粘性減衰力との両者が機能する構造のダンパー（「ＶＥＰ」ダンパー）を採用することもできる。図１７は、各種ダンパーにおける０．３ｍ／ｓでの減衰力の例を示したものであるが、このうち、「ＶＥＰ」ダンパー、「Ｂ−３」ダンパーが、第１のダンパー１３０の上記要件を満たしている。
【００２６】
その一方、第１のダンパー１３０として、より減衰力の高いものを用いることもできる。この場合、後述の第２のダンパー２３０としても減衰力の高いものを用いることで、第１のサスペンション部１００及び第２のサスペンション部２００のいずれもが減衰特性を重視した構造となり、土工機械の運転席を支持するサスペンション機構１に適している。土工機械における大振幅の入力に対する衝撃を吸収するものとしては、ダンパー１３０は、伸び側の減衰力（速度０．３ｍ／ｓ）が５００Ｎを超え、かつ、縮み側の減衰力に対して伸び側の減衰力が１．５倍以上の特性を有するものが好ましい。より好ましくは、伸び側の減衰力が速度０．３ｍ／ｓで１０００〜１５００Ｎの範囲のものである。例えば、図１７において、「Ｂ−１」、「Ａ−１」の記号のダンパーが相当する。このような特性を有する第１のダンパー１３０を用いることにより、可動支持部１４０の上方向動作時において衝撃エネルギーがより多く吸収され、その結果として下方向動作時に生じる力が小さくなり、下方向動作時の底付き感を抑制できる。大きな衝撃力を吸収しようとして、縮み側の減衰力が１０００Ｎ以上のものを採用した場合（図１７の「Ｄ−１」、「Ｄ−２」のダンパー）、底付き感が大きくなるが、上記のような条件の第１のダンパー２３０を採用することにより、下方向動作時には、減衰力が小さく、ばね機構１２０の弾性力により衝撃を緩和して底付き感を抑制できる。
【００２７】
次に、第２のサスペンション部２００について説明する。第２のサスペンション部２００は、第１のサスペンション部１００の可動支持部１４０に対して、第２のリンク機構２１０、ばね機構２２０及びダンパー２３０を介して上下動可能に支持されるシート支持部２４０を備えてなる（図４，図１１等参照）。
【００２８】
本実施形態では、シート１０００のシートクッション部１１００を支持するクッションフレームがシート支持部２４０を構成しており、サイドフレーム２４１，２４１、前縁フレーム２４２、後縁フレーム２４３等を有している。クッションフレームからなるシート支持部２４０は、スライダ２５０のアッパーレール２５２に支持されるが、ロアレール２５１が可動支持部１４０に取り付け板１４３を介して固定されており（図４参照）、スライダ２５０は、可動支持部１４０と共に上下動する。
【００２９】
シート支持部２４０は、図１１及び図１４に示したように、アッパーレール２５２に、第２のリンク機構２１０を介して支持される。第２のリンク機構２１０は、左右一対の前部リンク２１１，２１１と、左右一対の後部リンク２１２，２１２と、左右それぞれにおいて、前部リンク２１１及び後部リンク２１２同士を連結する連結リンク２１３，２１３とを有してなる。
【００３０】
前部リンク２１１，２１１は、略台形に形成され（図１４参照）、前端付近の上部が、アッパーレール２５２の前部ブラケット２５２ａに軸部材２１１ａにより軸支され、後端付近の上部がシート支持部２４０のサイドフレーム２４１，２４１間において、図１１に示したように平面視で軸部材２１１ａより後方に掛け渡した前部側補強パイプ２４４に相対回転可能に連結されている。
【００３１】
後部リンク２１２，２１２は、図１１及び図１４に示したように頂部を下側とした略三角形に形成され、前端付近の上部が、アッパーレール２５２の後部ブラケット２５２ｂに軸部材２１２ａにより軸支され、後端付近の上部がシート支持部２４０のサイドフレーム２４１，２４１間において、平面視で軸部材２１２ａより後方に掛け渡した後部側補強パイプ２４５に相対回転可能に連結されている。従って、第２のリンク機構２１０の前部リンク２１１，２１１及び後部リンク２１２，２１２は、それぞれ軸部材２１１ａ，２１２ａを回転中心として図１４のＢ方向に回転し、シート支持部２４０はその回転軌道に沿って、上限位置と下限位置との間を上下動する。すなわち、第１のサスペンション１００の第１のリンク機構１１０によって支持される可動支持部１４０と、第２サスペンション部２００の第２のリンク機構２２０によって支持されるシート支持部２４０とは、図１４の矢印Ａ方向、Ｂ方向で示したように、上下動する際の側面から見た動作方向が前後に逆方向となる。従って、上下動時において、第１のサスペンション部１００のみによってシート１０００が支持されていると仮定した場合には、着座者のヒップポイント（Ｈ．Ｐ．）の上下動の軌跡は図１２に示したとおり、上限位置に近づくほど後方になり、下限位置に近づくほど前方になる軌跡となり、第２のサスペンション部２００のみによってシート１０００が支持されていると仮定した場合には、着座者のヒップポイント（Ｈ．Ｐ．）の上下動の軌跡は、図１３に示したとおり、上限位置に近づくほど前方になり、下限位置に近づくほど後方になる。この結果、第１サスペンション部１００及び第２サスペンション部２００が積層された両者を合わせた本実施形態のサスペンション機構１における着座者のヒップポイント（Ｈ．Ｐ．）の上下動時の軌跡は、図１４に示したとおり、ほぼ垂直方向（「ほぼ垂直」とは、好ましくは、前後への最大変位量が８ｍｍ以下、より好ましくは６ｍｍ以下である）の軌跡となる。よって、本実施形態のサスペンション機構１によれば、上下振動に対して、着座者はほぼ垂直に相対変位し、前方又は後方への変位が少なく、姿勢の安定性が高い。
【００３２】
第２のサスペンション部２００のばね機構（以下、「第２のばね機構」という）２２０は、荷重−たわみ特性においてほぼ線形に近い変化となる線形特性を示す線形ばねから構成される。具体的には、前部側補強パイプ２４４及び後部側補強パイプ２４５にそれぞれ挿通されたトーションバー２２１，２２１から構成される（図４，図１４等参照）。各トーションバー２２１，２２１は、一端が一方のサイドフレーム２４１に固定され、他端が他方のサイドフレーム２４１を貫通して自由端となっており、シート支持部２４０を上方に付勢するように配設される。これにより、人が着座した状態で、シート支持部２４０が相対的に下方に変位した際には、着座位置に復帰させようとするばね力が働く。
【００３３】
ダンパー２３０は、上記のように、第１のサスペンション部１００の第１のダンパー１３０として、減衰力の小さいものを採用した場合には、相対的に伸び側の減衰力が高いものが用いられる。また、第１のダンパー１３０として減衰力の高いものを用い、さらに第２のダンパー２３０としても減衰力の高いものを用いることができることも上記のとおりである。これにより、より大きな衝撃性振動に対応できる構成とすることができる。但し、いずれの場合も、伸び側の減衰力が縮み側の減衰力より大きなものが好ましく、さらには、縮み側に対して伸び側の減衰力が１．５倍以上の特性を有するものが好ましいことも上記のとおりである。
【００３４】
なお、第２のダンパー２３０は、ピストンロッド２３１の先端を前部側補強パイプ２４４に係合させ、シリンダ２３２の底部をスライダ２５０のアッパーレール２５２，２５２間に掛け渡した後部側下部パイプ２５３に係合させて配置している（図１１等参照）。
【００３５】
ここで、第１のサスペンション部１００と第２のサスペンション部２００は、上下ストロークがそれぞれ同一となるように設定することが好ましい。それにより、上記のようにシート１０００に着座している人のヒップポイントの位置が安定する。この場合、運転席に適用した場合、その操縦、操作中の違和感が少なくなることから、サスペンション機構１全体の上下ストロークとして８０ｍｍ以内となるように設定することがより好ましい。その一方、第１のダンパー１３０として、減衰力が５００Ｎ以下の小さなものを採用した構成とした場合には、第１のサスペンション部１００の上下ストロークを、第２のサスペンション部２００の上下ストロークより長い設定とすることもできる。上下ストロークを長くすることで振動吸収特性、衝撃吸収特性の対応領域が広くなる。但し、あまり長くすると着座時の違和感にもつながるので、最長でも第２のサスペンション部２００の上下ストロークの２倍以内（例えば、第２のサスペンション部２００の上下ストロークを４０ｍｍとした場合、第１のサスペンション部１００の上下ストロークは８０ｍｍ以内とすることが好ましい。なお、上下ストロークの調整は、第１のリンク機構１１０及び第２のリンク機構２１０の長さの調整、ダンパー１３０，２３０の長さや伸縮量の調整、取り付け角度の調整等により行うことができる。
【００３６】
本実施形態によれば、第１のダンパー１３０として減衰力５００Ｎ以下の小さなものを採用した場合、車体フロアを介して入力される通常領域の振動に対しては、第１のダンパー１３０が伸縮動作しやすいため、第１のばね機構１２０の弾性力が有効に作用し、第１のサスペンション部１００の上下動によって効果的に振動吸収することができる。特に、本実施形態によれば、第１のばね機構１２０が正のばね特性を備えたトーションバー１２１，１２１と負のばね特性を備えた磁気ばね１２２との組み合わせからなり、ある変位範囲（通常、第１のサスペンション部１００の中立位置付近に設定）においては重畳したばね定数が略ゼロとなる定荷重領域を有している。そのため、振動吸収特性はより高い。また、第１のダンパー１３０の減衰力が小さいため、微振動でもシリンダ１３２内のピストンの往復運動が円滑に行われ、エネルギー吸収能力も高い。
【００３７】
また、路面の大きな凹凸等により、振幅の大きな衝撃性振動が入力された場合には、第１のサスペンション部１００の第１のダンパー１３０ではそれに見合う減衰力を発揮できないが、第２のダンパー２３０が伸縮動作するため、第２のサスペンション部２００の減衰力が大きく作用する。そのため、本実施形態では、衝撃性振動も効率よく吸収することができる。
その一方、第１のサスペンション部１００の第１のダンパー１３０としても、第２のダンパー２３０と同様に減衰力の高いものを採用した場合には、振幅の大きな衝撃性振動に対して高い減衰効果を発揮できる。
【００３８】
（減衰力の小さい第１のダンパー１３０を取り付けた第１のサスペンション部１００の特性）
第１のダンパー１３０として減衰力の小さなものを採用した第１のサスペンション部１００単体の特性を調べた。その際、第２のサスペンション部２００の第２のリンク機構２１０の動きを固定して試験を行った。使用したばね機構１２０、並びにばね機構１２０を構成するトーションバー１２１，１２１及び磁気ばね１２２の特性は、図１５に示したとおりであった。第１のダンパー１３０は、上記のピストンに線状部材を巻き付けた摩擦減衰力と粘性減衰力が作用するダンパー（図１６及び図１７の記号「ＶＥＰ」）とオイルダンパー（図１６及び図１７の記号「Ｂ−３」、０．３ｍ／ｓの伸び側減衰力４００Ｎ、縮み側減衰力２００Ｎ）をそれぞれ取り付けて測定した。
【００３９】
・静荷重特性
図１８及び図１９は、上記の第１のサスペンション部１００を可動にし、第２のサスペンション部２００を機能しないように設置したサスペンション機構１の荷重−たわみ特性を示す。いずれも、加圧具を５０ｍｍ／ｍｉｎの速度で動作させ、中立位置（「ＶＥＰ」ダンパーを用いたものは、使用した「ＶＥＰ」ダンパーの最大ストロークの関係で２０ｍｍ、その他は２５ｍｍ）における負荷質量が加荷工程において１２５０Ｎとなるように設定して測定した。中立位置を中心とした±５ｍｍの範囲の加荷工程におけるばね定数ｋ１、加荷工程において中立位置から１０ｍｍ下方に変位した位置を中心とした±２．５ｍｍの範囲のばね定数ｋ２、中立位置のヒステリシスロスは、それぞれ各図に示したとおりであった。
【００４０】
・振動実験
第１のサスペンション部１００のシート１０００を含めた負荷質量が５０ｋｇ、７８ｋｇ、９８ｋｇとなるように錘を載せて調整し、これを上下方向１軸加振機にセットし、振幅±５ｍｍの正弦波掃引波形（１〜６．５Ｈｚ）の入力振動で加振し、その振動伝達率を測定した。結果を図２０に示す。
【００４１】
この図に示したように「ＶＥＰ」ダンパーを用いたものは、共振点が２Ｈｚ付近で振動伝達率は１．１以下であった。また、共振点より高周波領域では振動伝達率はさらに低下しており、負荷質量７８ｋｇ、９８ｋｇの場合の４Ｈｚの振動伝達率は０．６以下であった。「Ｂ−３」ダンパーを用いたものは、共振点が３Ｈｚ近傍で振動伝達率は１．２以下であり、また、共振点より高周波領域の振動伝達率も徐々に低くなっており、負荷質量７８ｋｇ、９８ｋｇの場合の４Ｈｚの振動伝達率は０．８以下であった。
【００４２】
（第２のサスペンション部２００の特性）
・静荷重特性
第２のサスペンション部２００で用いる第２のダンパー２３０として、上記の「Ａ−１」ダンパーを採用し、第１のサスペンション部１００が動きを固定して静荷重特性を測定した。加圧具を５０ｍｍ／ｍｉｎの速度で動作させ、中立位置（２０ｍｍ：平衡点）における負荷質量が加荷工程において１１０ｋｇ、７５ｋｇ、３０ｋｇとなるように設定して測定した。図２１にその結果を示す。
【００４３】
負荷質量７５ｋｇの場合で、中立位置（平衡点）付近（加荷工程の１７．５〜２２．５ｍｍ）の静的ばね定数ｋ０＝２５０００Ｎ／ｍで、中立位置におけるヒステリシスロスが８８．８Ｎであった。なお、加荷工程の１．２〜２．２ｍｍの静的ばね定数ｋ４＝３０９０００Ｎ／ｍ、１０〜１５ｍｍの静的ばね定数ｋ３＝１５９００Ｎ／ｍ、２５〜３０ｍｍの静的ばね定数ｋ１＝４３８００Ｎ／ｍ、３５〜４０ｍｍの静的ばね定数ｋ２＝１６００００Ｎ／ｍであった。
【００４４】
・減衰比
図２２は、負荷質量７５ｋｇの静荷重特性から求めた動的ばね定数と、０．３ｍ／ｓの減衰力とを用いて計算により求めた第２のサスペンション部２００の減衰比である。この図に示したように、縮み側では、減衰比が０．１５以下となっているが、伸び側はそれよりも大きく、特に、シート支持部２４０が上昇する際の中立位置以降は減衰比が約０．４〜０．５となっており、高い減衰特性を備えていることがわかる。なお、図２２に示した「Ｍａｇｎｅｔｏ−ＳＵＳ」の減衰比は、第１のサスペンション部１００において、第１のダンパー１３０として「Ａ−１」のダンパーを用いた場合のデータであり、この場合も伸び側において高い減衰比が得られている。また、「Ｒｕｂｂｅｒ−ＳＵＳ」は、第１のサスペンション部１００からトーションバー１２１を取り外し、可動支持部１４０と固定部１０１との対向位置にラバーを取り付けた構造のサスペンションのデータであるが、この場合には、ダンパーの伸び側の減衰比が低く０．１５付近で一定であった。
【００４５】
（サスペンション機構１の振動特性）
第１のサスペンション部１００において上記の「Ｂ−３」のダンパーを第１のダンパー１３０として用い、第２のサスペンション部２００において上記の「Ａ−１」のダンパーを第２のダンパー２３０として用いたサスペンション機構１について振動実験を行った。具体的には、上記のサスペンション機構１を備えたシート１０００を加振機にセットして、ＪＩＳ  Ａ  ８３０４：２００１（ＩＳＯ  ７０９６：２０００）に基づいて、ＳＥＡＴ値（Seat Effective Amplitude Transmissibility factor）を求めた。「５０，０００ｋｇ以下のクローラ式トラクタドーザ」の基準である入力スペクトルクラスＥＭ６（励振中心周波数７．６、ＰＳＤの最高値０．３４（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚ）で、体重５７ｋｇの被験者が着座して試験を行った。その結果、得られたＳＥＡＴ値の平均値は、０．６８であった。ＥＭ６のＳＥＡＴ値の基準が０．７未満であるため、基準を満たしていた。
【００４６】
比較のため、第１のダンパー１３０は「Ｂ−３」のままとし、第２のダンパー２３０として図１７の「Ｂ−１」のダンパー（伸び側減衰力１３７０Ｎ、縮み側減衰力７６０Ｎ）を採用したサスペンション機構１について、同じ被験者で同様の試験を行ったところ、ＳＥＡＴ値の平均値は、０．７４で基準を満たさなかった。また、第１のダンパー１３０として、図１７の「Ａ−２」のダンパー（伸び側減衰力９００Ｎ、縮み側減衰力２５０Ｎ）を採用し、第２のダンパー２３０として、「Ａ−１」のダンパーを採用した場合と「Ｂ−１」のダンパーを採用した場合のそれぞれについて、同じ被験者で同様の試験を行った。ＳＥＡＴ値の平均値は、いずれも０．７７であり、基準を満たさなかった。
【００４７】
（第１のダンパー１３０として所定以上の減衰力のものを採用した場合のサスペンション機構１の特性）
第１のダンパー１３０として、「Ａ−１」のダンパーを採用し、第２のダンパー２３０として、図１７の「Ｂ−１」のダンパー（伸び側減衰力１３７０Ｎ、縮み側減衰力７６０Ｎ）を採用した。２つのダンパーの減衰力は伸び側では同じであるが、縮み側においては、第２のダンパー２３０の方が第１のダンパー２３０よりも大きい。
【００４８】
上記のサスペンション機構１を備えたシート１０００を加振機にセットして、振動実験を行った。具体的には、ＪＩＳ  Ａ  ８３０４：２００１（ＩＳＯ  ７０９６：２０００）に基づいて、ＳＥＡＴ値（Seat Effective Amplitude Transmissibility factor）を求めた。「５０，０００ｋｇ以下のクローラ式トラクタドーザ」の基準である入力スペクトルクラスＥＭ６（励振中心周波数７．６、ＰＳＤの最高値０．３４（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚ）で、体重９９ｋｇの被験者が着座して試験を行った。その結果、得られたＳＥＡＴ値の平均値は、０．５６であった。ＥＭ６のＳＥＡＴ値の基準が０．７未満であるため、基準を満たしていた。
また、「４，５００ｋｇ以下のコンパクトローダ」の基準である入力スペクトルクラスＥＭ８（励振中心周波数３．３、ＰＳＤの最高値０．４（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚ）で、上記と同じ体重９９ｋｇの被験者が着座して行った試験では、ＳＥＡＴ値は０．７６であった。ＥＭ８のＳＥＡＴ値の基準が０．８未満であるため、基準を満たしていた。
【００４９】
（大振幅の衝撃性振動に関する試験）
次に、上記と同じ体重９９ｋｇの被験者が着座した状態で、振幅（ｐ−ｐ）３２ｍｍで振動実験を行った。結果を図２３に示す。
図２３から明らかなように、共振周波数は２．０５Ｈｚと低く抑えられ、その際の振動伝達率も１．４７であった。また、３Ｈｚより高い周波数領域でも振動伝達率は０．８以下となっており、衝撃性振動の吸収特性に優れていることがわかった。よって、第１のダンパー１３０として減衰力が所定以上のものを採用することで、大振幅の振動入力に対して効果の高いサスペンション機構１を提供することができる。
【符号の説明】
【００５０】
１  サスペンション機構
１００  第１のサスペンション部
１１０  リンク機構
１１１  前部リンク
１１２  後部リンク
１２０  ばね機構
１２１  トーションバー
１２２  磁気ばね
１３０  第１のダンパー
１４０  可動支持部
２００  第２のサスペンション部
２１０  リンク機構
２１１  前部リンク
２１２  後部リンク
２２０  ばね機構
２２１  トーションバー
２３０  第２のダンパー
２４０  シート支持部
【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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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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