(57)【要約】【課題】振動吸収特性、衝撃吸収特性を向上させる。【解決手段】本発明のサスペンション機構１は、第１及び第２ダンパー１５０，１６０が、取り付け角度を異ならせて、上部フレーム１２０及び下部フレーム１１０間に並列に掛け渡されている。このため、取り付け角度の小さなダンパーほど減衰力の垂直成分が小さくなり、相対的に上下動する上部フレーム１２０及び下部フレーム１１０に作用する減衰力は、全てのダンパーを同じ取り付け角度で配置した場合と比較して、効き方がなだらかになる。そのため、急激に強い減衰力が作用する違和感が抑制され、振動吸収特性、衝撃吸収特性が向上し、乗り心地の改善につながる。【選択図】  図５
2019202749.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
車体構造とシートとの間に配置される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下部フレームに対し、前記シート側に取り付けられる上部フレームを上下動可能に支持するリンク機構と、
前記上部フレームを前記下部フレームに対して弾性的に付勢するばね機構と、
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ダンパーと
を備え、
前記ダンパーは、
シリンダと、前記上部フレームの前記下部フレームに対する上下動に伴って前記シリンダ内を相対移動するピストンとを備えた伸縮式であり、
前記上部フレーム及び前記下部フレーム間に、異なる取り付け角度で複数並列に掛け渡されていることを特徴とするサスペンション機構。
【請求項２】
複数の前記ダンパーのうちの少なくとも一つは、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平衡点を含む所定の上下動範囲に対応する前記ピストンの前記シリンダ内における移動区間が、前記減衰力の作用しない空走区間となっている請求項１記載のサスペンション機構。
【請求項３】
前記空走区間が複数の前記ダンパーに設定されていると共に、少なくとも２つの前記ダンパーにおける前記空走区間の距離が異なっている請求項２記載のサスペンション機構。
【請求項４】
前記シリンダが、前記上部フレーム及び前記下部フレームのうちの一方に連結される外側固定筒と、前記外側固定筒内に移動可能に設けられた内側可動筒とを有してなり、
前記ピストンが、前記内側可動筒内に配設されると共に、前記上部フレーム及び前記下部フレームのうちの他方に連結されるピストンロッドに支持され、
前記ピストンの外周面には、前記内側可動筒との間で摩擦減衰力を発揮する線状部材が巻き付けられていると共に、前記線状部材には粘性流体が付着されており、
前記線状部材が、前記ピストンの前記シリンダ内の相対移動によって張力が変化し、それにより前記線状部材及び前記ケーシング間の摩擦減衰力と前記粘性流体の粘性減衰力とが変化する機能を有し、
前記内側可動筒が前記外側固定筒内を相対移動せず、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動する際に前記減衰力を発揮する請求項３記載のサスペンション機構。
【請求項５】
前記ばね機構は、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荷重−たわみ特性として、前記平衡点を含む所定の上下動範囲において、荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を有している請求項１〜４のいずれか１に記載のサスペンション機構。
【請求項６】
前記ばね機構は、
線形特性を示す線形ばねと、
固定磁石と、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こと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、
前記線形ばねと前記磁気ばねとを合わせた荷重−たわみ特性が、前記上部フレームの前記平衡点を含む所定の上下動範囲に対応する変位範囲において、前記定荷重となる特性を備えた構成である請求項５記載のサスペンション機構。
【請求項７】
前記上部フレーム及び前記下部フレームとが、上下動方向のストロークエンドで近接し合う部位のいずれか少なくとも一方に低反発素材が設けられている請求項５又は６記載のサスペンション機構。
【請求項８】
前記シリンダ及び前記ピストン間の相対移動方向のストロークエンドに、低反発素材が設けられている請求項１〜７のいずれか１に記載のサスペンション機構。
【請求項９】
請求項１〜８のいずれか１に記載の前記サスペンション機構と、
前記サスペンション機構に積層された他のサスペンション機構と
を有することを特徴とするマルチサスペンション機構。
【請求項１０】
前記他のサスペンション機構が、請求項１〜８のいずれか１に記載の前記サスペンション機構である請求項９記載のマルチサスペンション機構。
【請求項１１】
シリンダと、前記シリンダを相対運動するピストンとを備えた伸縮式のダンパーであって、
前記シリンダが、制御対象の一方に連結される外側固定筒と、前記外側固定筒内に移動可能に設けられた内側可動筒とを有してなり、
前記ピストンが、前記内側可動筒内に配設されると共に、前記制御対象の他方に連結されるピストンロッドに支持され、
前記ピストンの外周面には、前記内側可動筒との間で摩擦減衰力を発揮する線状部材が巻き付けられていると共に、前記線状部材には粘性流体が付着されており、
前記線状部材が、前記相対運動に応じて張力が変化し、それにより前記線状部材及び前記ケーシング間の摩擦減衰力と前記粘性流体の粘性減衰力とが変化する機能を有し、
前記内側可動筒が前記外側固定筒内を相対移動せず、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動する場合に所定の減衰力を発揮することを特徴とするダンパー。
【請求項１２】
前記内側可動筒は、軸方向長さが、前記ピストンよりも長くなっており、
前記内側可動筒は、その各端部が、前記外側固定筒の一端側のストッパ部及び他端側のストッパ部のいずれかに当接するまでは、前記ピストンと共に前記外側固定筒内を相対移動し、前記ストッパ部のいずれかに当接した後、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動すると、前記所定の減衰力が作用する請求項１１記載のダンパー。
【請求項１３】
前記シリンダ及び前記ピストン間の相対移動方向のストロークエンドに、低反発素材が設けられている請求項１２記載のダンパー。
【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、マルチサスペンション機構及びダンパーに関する。
【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磁気ばね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磁気ばね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該磁気ばねが負のばね特性を示すことを利用し、正のばね特性を示すトーションバーと該磁気ばねとの組み合わせにより、この所定の変位範囲において、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（ばね定数略ゼロ）の特性を示す領域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】
しかし、土工機械の運転席の場合、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を重視する必要があると共に、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ＳＥＡＴ値（座席の振幅実効値伝達係数（Seat Effective Amplitude Transmissibility factor ））を満足する必要がある。例えば、「クローラ式トラクタドーザ≦５０，０００ｋｇ、クローラローダ及びクローラ式不整地運搬車」の場合、入力スペクトルクラス：ＥＭ６（卓越周波数７．６Ｈｚ、ＰＳＤの最高値０．３４（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚ）で励振し、ＳＥＡＴ値：０．７未満を満足する必要があり、「コンパクトローダ」の場合、入力スペクトルクラス：ＥＭ８（卓越周波数３．３Ｈｚ、ＰＳＤの最高値０．４（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚ）で励振し、ＳＥＡＴ値：０．８未満を満足する必要がある。また、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率は、ＥＭ６は１．５以下、ＥＭ８では２．０以下であることが求められる。
【０００６】
ところが、例えば、ＥＭ６で求められる振動伝達率１．５以下とするには本来的には減衰性を重視した構造とすることで達成できるものの、ＥＭ６の卓越周波数７．６Ｈｚという高周波帯域での振動伝達率を下げるには、ばね性を強くして逆位相が生じる構造とする必要がある。同様に、ＥＭ８で求められる振動伝達率２．０以下とするには本来的にはばね性の強い構造とすることで達成できるが、卓越周波数３．３Ｈｚという低周波帯域での振動伝達率を下げるには減衰性も強くする必要がある。
【０００７】
このように土工機械で要求される入力スペクトルクラスに対応したＳＥＡＴ値、振動伝達率の基準を満足するには、ばね性と減衰性のバランスに十分配慮しなければならない。しかし、これをばねとダンパーとを組み込んだ１自由度系のサスペンション単体で達成することは困難であった。
【０００８】
本発明は、上記の点に鑑みなされたものであり、様々な入力振動に対応可能な振動吸収特性、衝撃吸収特性を発揮できるシート支持用のサスペンション機構及びマルチサスペンション機構を提供することを課題とする。また、本発明は、これらのサスペンション機構及びマルチサスペンション機構に用いるのに適するダンパー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】
【０００９】
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、
車体構造とシートとの間に配置される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下部フレームに対し、前記シート側に取り付けられる上部フレームを上下動可能に支持するリンク機構と、
前記上部フレームを前記下部フレームに対して弾性的に付勢するばね機構と、
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ダンパーと
を備え、
前記ダンパーは、
シリンダと、前記上部フレームの前記下部フレームに対する上下動に伴って前記シリンダ内を相対移動するピストンとを備えた伸縮式であり、
前記上部フレーム及び前記下部フレーム間に、異なる取り付け角度で複数並列に掛け渡されていることを特徴とする。
【００１０】
複数の前記ダンパーのうちの少なくとも一つは、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平衡点を含む所定の上下動範囲に対応する前記ピストンの前記シリンダ内における移動区間が、前記減衰力の作用しない空走区間となっていることが好ましい。
前記空走区間が複数の前記ダンパーに設定されていると共に、少なくとも２つの前記ダンパーにおける前記空走区間の距離が異なっていることが好ましい。
【００１１】
前記シリンダが、前記上部フレーム及び前記下部フレームのうちの一方に連結される外側固定筒と、前記外側固定筒内に移動可能に設けられた内側可動筒とを有してなり、
前記ピストンが、前記内側可動筒内に配設されると共に、前記上部フレーム及び前記下部フレームのうちの他方に連結されるピストンロッドに支持され、
前記ピストンの外周面には、前記内側可動筒との間で摩擦減衰力を発揮する線状部材が巻き付けられていると共に、前記線状部材には粘性流体が付着されており、
前記線状部材が、前記ピストンの前記シリンダ内の相対移動によって張力が変化し、それにより前記線状部材及び前記ケーシング間の摩擦減衰力と前記粘性流体の粘性減衰力とが変化する機能を有し、
前記内側可動筒が前記外側固定筒内を相対移動せず、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動する際に前記減衰力を発揮する構成であることが好ましい。
【００１２】
前記ばね機構は、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荷重−たわみ特性として、前記平衡点を含む所定の上下動範囲において、荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を有していることが好ましい。
【００１３】
前記ばね機構は、
線形特性を示す線形ばねと、
固定磁石と、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こと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、
前記線形ばねと前記磁気ばねとを合わせた荷重−たわみ特性が、前記上部フレームの前記平衡点を含む所定の上下動範囲に対応する変位範囲において、前記定荷重となる特性を備えた構成であることが好ましい。
【００１４】
前記上部フレーム及び前記下部フレームとが、上下動方向のストロークエンドで近接し合う部位のいずれか少なくとも一方に低反発素材が設けられていることが好ましい。
また、前記シリンダ及び前記ピストン間の相対移動方向のストロークエンドに、低反発素材が設けられていることが好ましい。
【００１５】
また、本発明のマルチサスペンション機構は、前記サスペンション機構と、
前記サスペンション機構に積層された他のサスペンション機構と
を有することを特徴とする。
この場合、前記他のサスペンション機構も、前記サスペンション機構から構成されることが好ましい。
【００１６】
また、本発明のダンパーは、
シリンダと、前記シリンダを相対運動するピストンとを備えた伸縮式のダンパーであって、
前記シリンダが、制御対象の一方に連結される外側固定筒と、前記外側固定筒内に移動可能に設けられた内側可動筒とを有してなり、
前記ピストンが、前記内側可動筒内に配設されると共に、前記制御対象の他方に連結されるピストンロッドに支持され、
前記ピストンの外周面には、前記内側可動筒との間で摩擦減衰力を発揮する線状部材が巻き付けられていると共に、前記線状部材には粘性流体が付着されており、
前記線状部材が、前記相対運動に応じて張力が変化し、それにより前記線状部材及び前記ケーシング間の摩擦減衰力と前記粘性流体の粘性減衰力とが変化する機能を有し、
前記内側可動筒が前記外側固定筒内を相対移動せず、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動する場合に所定の減衰力を発揮することを特徴とする。
【００１７】
前記内側可動筒は、軸方向長さが、前記ピストンよりも長くなっており、
前記内側可動筒は、その各端部が、前記外側固定筒の一端側のストッパ部及び他端側のストッパ部のいずれかに当接するまでは、前記ピストンと共に前記外側固定筒内を相対移動し、前記ストッパ部のいずれかに当接した後、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動すると、前記所定の減衰力が作用することが好ましい。
また、前記シリンダ及び前記ピストン間の相対移動方向のストロークエンドに、低反発素材が設けられていることが好ましい。
【発明の効果】
【００１８】
本発明のサスペンション機構によれば、複数のダンパーが、取り付け角度を異ならせて、上部フレーム及び下部フレーム間に並列に掛け渡されている。このため、取り付け角度の小さなダンパーほど減衰力の垂直成分が小さくなり、相対的に上下動する上部フレーム及び下部フレームに作用する減衰力は、全てのダンパーを同じ取り付け角度で配置した場合と比較して、効き方がなだらかになる。その結果、複数のダンパーを用いることで、ダンパー１本を配設する場合よりも高い減衰力を発揮できる構造であるにも拘わらず、複数のダンパーを同じ取り付け角度で配設した場合のように、急激に強い減衰力が作用する違和感が抑制され、振動吸収特性、衝撃吸収特性が向上し、乗り心地の改善につながる。
【００１９】
また、上記のサスペンション機構に適する本発明のダンパーは、制御対象の一方である上部フレームが制御対象の他方である下部フレームに対して上下動する際の平衡点を含む所定の上下動範囲に対応するピストンのシリンダ内における移動区間が、減衰力の作用しない空走区間となっている。これにより平衡点付近においては、所定の入力振動に対して減衰力が作用せず、ばね機構による振動吸収特性を生かすことができる。
【００２０】
また、サスペンション機構における各ダンパーの取り付け角度の組み合わせや、各ダンパーにおける空走区間の距離の調整により、様々な入力振動に対応可能な振動吸収特性、衝撃吸収特性を発揮させることができる。それにより、本発明のサスペンション機構若しくはマルチサスペンション機構は、例えば土工機械で求められる種々の入力スペクトルクラスに対応した構造とすることが可能である。
【図面の簡単な説明】
【００２１】
【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を示す斜視図である。
【図２】図２は、図１の平面図である。
【図３】図３は、図１の側面図である。
【図４】図４は、図１の正面図である。
【図５】図５は、図２のＡ−Ａ線矢視図である。
【図６】図６は、上記サスペンション機構と該サスペンション機構に支持されたシートとを含んだシート構造を示した図である。
【図７】図７は、トーションバー、磁気ばね及びそれらを含んだばね機構の各荷重−たわみ特性の例を示した図である。
【図８】図８は、第１及び第２ダンパーとして用いられる本発明のダンパーの一例の外観を示した図である。
【図９】図９は、図８のＢ−Ｂ線矢視図である。
【図１０】図１０（ａ），（ｂ）は、ダンパーの特性の一例を示したリサージュ図形である。
【図１１】図１１は、ＥＭ６、ＥＭ８を用いた振動実験のＳＥＡＴ値の結果を示した図である。
【図１２】図１２は、ＥＭ６を用いた被験者が着座した状態での振動伝達率を示した図である。
【図１３】図１３は、ＥＭ８を用いた被験者が着座した状態での振動伝達率を示した図である。
【図１４】図１４は、７５ｋｇのラバーウエイトをシートに載置して測定した振動伝達率の実験結果を示した図である。
【図１５】図１５は、ＥＭ７を用いた被験者が着座した状態での振動伝達率を示した図である。
【図１６】図１６は、本発明のマルチサスペンション機構の一例を示した図である。
【図１７】図１７は、シートを支持させずに、サスペンション機構に７５ｋｇのラバーウエイトを載置して測定した振動伝達率の実験結果を示した図である。
【図１８】図１８は、第１及び第２ダンパーの空走区間の距離を変化させて組み合わせたサスペンション機構にシートを支持し、該シートに７５ｋｇのラバーウエイトを載置して測定した振動伝達率の実験結果を示した図である。
【図１９】図１９は、本発明の他の実施形態に係るサスペンション機構を示した側面図である。
【図２０】図２０は、図１９の他の実施形態で用いたダンパーの構造を説明するための断面図である。
【図２１】図２１は、図２０のダンパーの減衰特性を示す力と変位のリサージュ図形である。
【図２２】図２２（ａ）は、図１９の他の実施形態に係るサスペンション機構の荷重−たわみ特性を示した図であり、図２２（ｂ）は比較例に係る標準タイプのサスペンション機構の荷重−たわみ特性の一例を示した図である。
【図２３】図２３は、振動評価試験の結果を示した図である。
【図２４】図２４は、本発明のサスペンション機構の他の例を示した斜視図である。
【発明を実施するための形態】
【００２２】
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５は、本実施形態に係るサスペンション機構１を示した図であり、図６は、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。なお、シート１０００は、シートクッション部１１００の下部にシートサスペンション部２０００を内蔵しており、本実施形態のサスペンション機構１の上部にシート１０００のシートサスペンション部２０００が連結支持されている。
【００２３】
サスペンション機構１は、車体構造側である車体フロアに固定される下部フレーム１１０に対して、リンク機構１３０を介して上下動可能に支持される略方形枠状の上部フレーム１２０を有している。なお、本実施形態のように、略方形枠状の上部フレーム１２０の上面は、上部プレート１２０ａにより被覆することもできる。リンク機構１３０は、左右一対の前部リンク１３１，１３１と、左右一対の後部リンク１３２，１３２とを有してなる。前部リンク１３１，１３１は、各下部１３１ａ，１３１ａが、下部フレーム１１０の側縁部１１０ａの前方寄りに回転可能に軸支され、各上部１３１ｂ，１３１ｂが、上部フレーム１２０の前部フレーム１２１に連結されている。後部リンク１３２，１３２は、各下部１３２ａ，１３２ａが、下部フレーム１１０の側縁部１１０ａの後方寄りに回転可能に軸支され、各上部１３２ｂ，１３２ｂが、上部フレーム１２０の後部フレーム１２２に連結されている。これにより、上部フレーム１２０は、下部フレーム１１０に対して上下動可能に、より正確には、リンク機構１３０が前部リンク１３１，１３１と後部リンク１３２，１３２とを備えた平行リンク構造からなるため、前部リンク１３１，１３１及び後部リンク１３２，１３２の回転軌道に沿って上下動する。すなわち、各下部１３１ａ，１３１ａ，１３２ａ，１３２ａを回転中心とする前部リンク１３１，１３１及び後部リンク１３２，１３２の回転方向に沿って、つまり、前部リンク１３１，１３１及び後部リンク１３２，１３２が前方に倒れて下限位置に向かう方向（図３では反時計回り）とその反対に戻って上限位置に向かう方向（図３では時計回り方向）に沿って変位し、上部フレーム１２０は上下動する。
【００２４】
略方形枠状の上部フレーム１２０を構成している前部フレーム１２１及び後部フレーム１２２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１４１，１４１が挿入されている（図５参照）。本実施形態では、このトーションバー１４１，１４１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７参照）、後述する磁気ばね１４２と組み合わさり、所定の変位範囲において定荷重となる特性を備えたばね機構１４０を構成する。トーションバー１４１，１４１の一端は、前部フレーム１２１及び後部フレーム１２２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１４１，１４１は、上部フレーム１２０を下部フレーム１１０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１４１，１４１の他端は、弾性力調整部材１２５のプレート部材１２５ｃ，１２５ｄにそれぞれ接続されている(図２参照）。
【００２５】
弾性力調整部材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１３１，１３１側のトーションバー１４１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１３２，１３２側のトーションバー１４１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１４１，１４１がいずれかの方向にねじられ、トーションバー１４１，１４１の初期弾性力が調整され、着座者の体重に応じて、上部フレーム１２０を上下方向の所定の位置（例えば中立位置）に調整できるようになっている。
【００２６】
なお、上部フレーム１２０を下部フレーム１１０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１４１，１４１が好ましい。トーションバー１４１，１４１は、それ自身が回転軸の中心となり、捩られることで所定のばね力が発揮されるが、コイルスプリング等を用いる場合には、コイルスプリングを懸架支持する部位において摩擦が生じる。これにより、サスペンション機構１における摩擦減衰が高くなる要因となる。
【００２７】
磁気ばね１４２は、図２及び図５に示したように、固定マグネットユニット１４２０と可動マグネットユニット１４２１とを備えてなる。固定マグネットユニット１４２０は、下部フレーム１１０に固定され、該下部フレーム１１０の幅方向に所定間隔をおいて対向して配設された一対の固定磁石１４２０ａ，１４２０ａを有している。対向する各固定磁石１４２０ａ，１４２０ａは、それぞれ異極同士が上下に隣接する二極磁石が用いられていると共に、同極同士が対面するように配設されている。可動マグネットユニット１４２１は、所定間隔をおいて対向配置される固定磁石１４２０ａ，１４２０ａの間隙に配置される可動磁石１４２１ａを備えてなる。可動磁石１４２１ａは、上下方向に着磁されていると共に、支持フレーム１４２３に支持されており、該支持フレーム１４２３の前後に延びる支持片１４２３ａ，１４２３ａが上部フレーム１２０に固定され下方に延びるブラケット１４２４に連結されている。このため、上部フレーム１２０が下部フレーム１１０に対して上下動すると、該支持フレーム１４２３に支持された可動磁石１４２１ａが、固定磁石１４２０ａ，１４２０ａ間の間隙内を上下に変位する。
【００２８】
磁気ばね１４２は、可動磁石１４２１ａが固定磁石１４２０ａ，１４２０ａ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１４２１ａと固定磁石１４２０ａ，１４２０ａとの相対位置によって変化する。具体的には、図７に示したように、磁気ばね１４２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１４１，１４１の弾性力（復元力）の作用方向すなわち上部フレーム１２０を下部フレーム１１０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（図中の破線の特性）を示す。すなわち、異極同士が隣接する２つの固定磁石１４２０ａ，１４２０ａのＮ極とＳ極の境界を横切る位置付近の所定の範囲（図７の例では、約−９ｍｍから約＋１０ｍｍの範囲）において負のばね特性を発揮する。
【００２９】
この結果、磁気ばね１４２と上記したトーションバー１４１，１４１とを備えてなる本実施形態のばね機構１４０は、磁気ばね１４２における負のばね特性が機能する範囲（図７の例では、約−９ｍｍから約＋１０ｍｍの範囲）においては、トーションバー１４１，１４１の正のばね特性のばね定数（正のばね定数）と磁気ばね１４２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、両者を重畳したばね機構１４０全体として、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。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、上部フレーム１２０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１４２１の可動磁石１４２１ａは、その中央位置が、異極同士が隣接する２つの固定磁石１４２０ａ，１４２０ａ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。
【００３０】
なお、本実施形態では磁気ばね１４２を、可動磁石１４２１ａが固定磁石１４２０ａ，１４２０ａ間を略垂直方向に移動する姿勢（縦置き）で設置しているが、可動磁石１４２１ａの支持フレーム１４２３をリンク機構（図示せず）を介して上部フレーム１２０に連結することで、可動磁石１４２１ａ及び固定磁石１４２０ａ，１４２０ａを略水平に設置した構成（横置き）とすることもできる。横置きの場合、リンク機構（図示せず）が必要となるため、リンク機構の動きに伴う効率の変化や摩擦減衰が生じるが、縦置きの場合にはその影響が小さくなる。但し、横置きの場合には、磁気ばね１４２を薄型の構成とすることができるという利点があり、上部フレーム１２０の必要なストロークや両者の特性の違いを考慮して、適宜に選択することが可能である。
【００３１】
下部フレーム１１０及び上部フレーム１２０間には、両者が相対的に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ダンパーが複数設けられている。本実施形態では、第１ダンパー１５０と第２ダンパー１６０の２つを配設している。第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０は、図８及び図９に示したように、いずれも、シリンダ１５１，１６１と、該シリンダ１５１，１６１内を相対移動するピストン１５２，１６２を備えた伸縮式のものである。また、第１ダンパー１５０と第２ダンパー１６０は、図１、図２及び図５に示したように、上記の磁気ばね１４２を挟んだ左右に並列的に配設されると共に、制御対象である下部フレーム１１０及び上部フレーム１２０間に異なる取り付け角度で掛け渡されている。本実施形態では、図５に示したように、上部フレーム１２０の上下方向における中立位置において、第１ダンパー１５０を取り付け角度約１０度（図５では１０．５度）で取り付け、第２ダンパー１６０を取り付け角度約２０度（図５では２１度）で取り付けている。取り付け角度を異ならせることにより、取り付け角度の小さなダンパーほど減衰力の垂直成分が小さくなり、上部フレーム１２０及び下部フレーム１１０に作用する減衰力は、全てのダンパーを同じ取り付け角度で配置した場合と比較して、効き方がなだらかになる。
【００３２】
具体的には、まず、下部フレーム１１０における磁気ばね１４２を挟んだ一方の側部寄りには、該下部フレーム１１０の前方寄りの底部に第１下部ブラケット１１５が設けられており、この第１下部ブラケット１１５における下部フレーム１１０の底部よりも上方寄りの位置に、第１ダンパー１５０のシリンダ１５１の後端部１５１ａが軸支されている（図４及び図５参照）。また、上部フレーム１２０の後部フレーム１２２には、その前方に略水平に突出するように第１上部ブラケット１２２ａが設けられており、この第１上部ブラケット１２２ａに、シリンダ１５１内を相対移動するピストン１５２に連結され、シリンダ１５１の開口端から突出するピストンロッド１５３の先端部１５３ａが軸支されている（図１、図２及び図５参照）。
【００３３】
一方、下部フレーム１１０における磁気ばね１４２を挟んだ他方の側部寄りには、該下部フレーム１１０の前方寄りの底部に第２下部ブラケット１１６が設けられており、この第２下部ブラケット１１６における下部フレーム１１０の底部寄りの位置に、第２ダンパー１６０のシリンダ１６１の後端部１６１ａが軸支されている（図４及び図５参照）。また、上部フレーム１２０の後部フレーム１２２には、その斜め上前方に突出する第２上部ブラケット１２２ｂが設けられており、この第２上部ブラケット１２２ｂに、シリンダ１６１内を相対移動するピストン１６２に連結され、シリンダ１６１の開口端から突出するピストンロッド１６３の先端部１６３ａが軸支されている（図１〜図５参照）。
このように、第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０の各シリンダ１５１，１６１の後端部１５１ａ，１６１ａの下部フレーム１１０における取り付け高さ、並びに、各ピストンロッド１５３，１６３の先端部１５３ａ，１６３ａの上部フレーム１２０における取り付け高さを異ならせることで、第１ダンパー１５０の取り付け角度を相対的に小さくし、第２ダンパー１６０の取り付け角度を相対的に大きくしている。
【００３４】
ここで、複数配設されるダンパー（本実施形態では第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０）のうちの少なくとも一つは、上部フレーム１２０が下部フレーム１１０に対して上下動する際の平衡点（静止状態で着座した際の位置であるが、上記の弾性力調整部材１２５による調整により、上部フレーム１２０の中立位置にできるだけ合わせた位置）を含む所定の上下動範囲に対応するピストン１５２，１６２のシリンダ１５１，１６１内における移動区間が、減衰力の作用しない空走区間となるように設定されていることが好ましい。本実施形態では、第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０のいずれにも空走区間を設定しているが、本実施形態のように全てのダンパーに空走区間を設定することがより好ましい。
【００３５】
このような空走区間を有する本実施形態の第１及び第２ダンパー１５０，１６０は、図９に示したように、シリンダ１５１，１６１が外側固定筒１５１１，１６１１とその内側に配置される内側可動筒１５１２，１６１２とを備えた二重筒構造になっている。ピストン１５２，１６２は内側可動筒１５１２，１６１２内を摺動可能に配設される。外側固定筒１５１１，１６１１の長手方向各端部にはストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂが設けられており、内側可動筒１５１２，１６１２は、外側固定筒１５１１，１６１１よりも軸方向長さが短く、該内側可動筒１５１２，１６１２の長手方向の各端部１５１２ａ，１６１２ａ，１５１２ｂ，１６１２ｂが、ストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂに当接するまで移動可能となっている。ピストン１５２，１６２も同様であり、長手方向の各端部１５２ａ，１６２ａ，１５２ｂ，１６２ｂが、ストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂに当接するまで移動可能となっている。軸方向長さは、内側可動筒１５１２，１６１２がピストン１５２，１６２よりも長くなっており、ピストン１５２，１６２にピストンロッド１５３，１６３が連結されている。
【００３６】
ピストン１５２，１６２には、その外周部に内側可動筒１５１２，１６１２との間で所定の摩擦減衰力を発揮する糸等の線状部材が巻き付けられてなるストリング部１５２ｃ，１６２ｃが設けられている。本実施形態では、このストリング部１５２ｃ，１６２ｃに低粘ちょう度のグリース等の粘性流体を付着させている。粘性流体は、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃを構成する糸等の線状部材に含浸や塗布により付着させることができる。よって、ピストン１５２，１６２が内側可動筒１５１２，１６１２に対して相対移動すると、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃを構成する線状部材の張力による摩擦減衰力と粘性流体による速度依存の粘性減衰力が作用する。すなわち、ピストン１５２，１６２の内側可動筒１５１２，１６１２に対する相対変位により、両者間の摩擦力はストリング部１５２ｃ，１６２ｃの張力に変換され、変位量の増加に伴って、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃを構成する糸が一体になって硬くなり摩擦係数が低くなる方向に変化して発熱が抑えられる。この変化が粘性減衰力を速度依存型にする。そのため、低速の入力では摩擦減衰力の作用が相対的に大きくなるが、速度が増すにつれ粘性減衰力が高くなる。なお、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃを構成する糸の巻き数の増減、巻き付けられる糸の隣接部分間のギャップ、巻き付ける糸の積層数等により、発生する摩擦力、粘性減衰力は適宜に制御される。
【００３７】
一方、内側可動筒１５１２，１６１２の外周面と外側固定筒１５１１，１６１１の内周面との間には、両者間の摩擦力が、内側可動筒１５１２，１６１２とピストン１５２，１６２との間のストリング部１５２ｃ，１６２ｃにより生じる摩擦力よりも相対的に小さくなるように、本実施形態では、内側可動筒１５１２，１６１２及び外側固定筒１５１１，１６１１間に、転がり部材や摺動部材（例えばフェルト）等の低摩擦部材１５１３，１６１３を介在させている。
【００３８】
これにより、制御対象としての上部フレーム１２０側に連結されるピストンロッド１５３，１６３の動きに追従してピストン１５２，１６２がシリンダ１５１，１６１内を相対移動する際、内側可動筒１５１２，１６１２の各端部１５１２ａ，１６１２ａ，１５１２ｂ，１６１２ｂがストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ．１５１１ｂ，１６１１ｂに当接するまでは、内側可動筒１５１２，１６１２及びピストン１５２，１６２間と、内側可動筒１５１２，１６１２及び外側固定筒１５１１，１６１１間との摩擦力の差により、内側可動筒１５１２，１６１２及びピストン１５２，１６２は、一緒に外側固定筒１５１１，１６１１内を移動する。このとき、内側可動筒１５１２，１６１２と外側固定筒１５１１，１６１１との間は低摩擦部材１５１３，１６１３により摩擦抵抗が極めて小さく、内側可動筒１５１２，１６１２は外側固定筒１５１１，１６１１内を実質的に空走することになり、減衰力はほとんど生じない。内側可動筒１５１２，１６１２の各端部１５１２ａ，１６１２ａ，１５１２ｂ，１６１２ｂが、いずれかのストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂに当接した後は、内側可動筒１５１２，１６１２が移動できなくなるため、ピストン１５２，１６２が単独で内側可動筒１５１２，１６１２内を摺動する。これにより、ピストン１５２，１６２と内側可動筒１５１２，１６１２との間で、上記のような摩擦減衰力及び粘性減衰力が作用する。
【００３９】
従って、シリンダ１５１，１６１の内側可動筒１５１２，１６１２が外側固定筒１５１１，１６１１内を相対移動している範囲が、減衰力が実質的に作用しない空走区間となり、その空走区間の距離は、外側固定筒１５１１，１６１１と内側可動筒１５１２，１６１２の軸方向長さの差分が相当することになる。この結果、平衡点を含む所定の上下動範囲で、ピストン１５２，１６２が内側可動筒１５１２，１６１２に対して相対移動せず、減衰力が効かない移動区間が形成される。好ましくは、上部フレーム１２０が下部フレーム１１０に対して上下動する際の着座状態での平衡点（上下動可能な全ストロークの中立位置にできるだけ合うように調整した位置）において、内側可動筒１５１２，１６１２が外側固定筒１５１１，１６１１内の全移動範囲の略中間位置となるように設定する。これにより、平衡点を含む所定の上下動範囲が、平衡点を中心として上下に均等に形成される。
【００４０】
走行中の振動入力によって相対的に上部フレーム１２０が振動した際、ダンパー１５０，１６０の作用が上記の空走区間に対応している場合には、減衰力が実質的に作用せず、振動吸収機能は主としてばね機構１４０によってなされ、所定以上の低周波の大きな振幅を伴う振動が入力された場合には、第１ダンパー１５０又は第２ダンパー１６０の減衰力が作用し、衝撃エネルギーの吸収に役立つ。このとき、２つダンパー１５０，１６０の空走区間の距離を異ならせることで、減衰力が作用し始める振幅の大きさや周波数を異ならせることができる。すなわち、入力される振動の振幅や周波数に応じて、減衰力を作用させるダンパー１５０，１６０をいずれか一方のみとしたり、両方としたりすることができ、小振幅かつ高周波の振動、大振幅かつ低周波の振動に対し、効率的な振動吸収機能、衝撃吸収機能を発揮することができる。本実施形態では、第１ダンパー１５０よりも第２ダンパー１６０の取り付け角度を大きくしているため、空走区間の距離は、第１ダンパー１５０よりも第２ダンパー１６０の方が大きいことが好ましい。これは、取り付け角度の大きい第２ダンパー１６０のピストン１６２及び内側可動筒１６１２の変位量が第１ダンパー１５０のピストン１５２及び内側可動筒１５１２の変位量よりも大きいため、仮に、両者の空走区間の距離が等しい場合には、第２ダンパー１６０の減衰力の影響が相対的に大きくなってしまうからである。
【００４１】
以上のように、本実施形態によれば、第１及び第２ダンパー１５０，１６０という複数のダンパーを有する一方、それらの取り付け角度、空走区間を異ならせている。上記のように、仮に、複数のダンパーを同じ取り付け角度で設け、いずれも空走区間の距離が同じ場合には、複数のダンパーの減衰力が強く作用するタイミングが全て同じとなり、大きな衝撃振動に対する減衰力が急激に強く作用することになり、着座者が大きな違和感を抱く。しかしながら、本実施形態によれば、取り付け角度、空走区間の距離のいずれも異ならせているため、減衰力がなだらかに作用し、着座者の感じ方も急激ではなくなる。その一方、最終的には複数のダンパーの減衰力が作用するため、十分な衝撃吸収力を得られる。
【００４２】
ここで、ピストン１５２，１６２は、ストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂに当接するまで移動可能であるが、相対移動方向のストロークエンドに配置されたストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂは、低反発素材から構成されていることが好ましい。低反発素材としては、軟質ウレタンフォーム、スポンジ、ゴム、ジェル等が挙げられる。これらを用いることで、ストロークエンドでの底付き感が抑制される。この場合、ストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂに代え、あるいは、ストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂと共に、ピストン１５２，１６２側に低反発素材を設けることもできる。
【００４３】
底付き感を抑制するための低反発素材としては、上部フレー１２０及び下部フレーム１１０とが、ストロークエンドで近接し合う部位のいずれか少なくとも一方に設けることもできる。例えば、上部フレーム１２０の上部プレート１２０ａの下面と、磁気ばね１４２の固定マグネットユニット１４２０との対向部位のいずれか少なくとも一方に設けることができる。上記のダンパー１５０，１６０に設ける低反発素材と、上部フレー１２０及び下部フレーム１１０の対向部位間に設ける低反発素材とは、いずれか一方であってもよいし、両方であってもよい。
【００４４】
（サスペンション機構１の振動特性に関する実験）
本実施形態のサスペンション機構１に支持されたシート１０００(図６参照）に、被験者を着座させ、ＪＩＳ  Ａ  ８３０４：２００１（ＩＳＯ  ７０９６：２０００）に基づいた振動実験を行ってＳＥＡＴ値及び振動伝達率を求めた。振動実験は、入力スペクトルクラスＥＭ６、ＥＭ７、ＥＭ８を用いて行った。また、ＳＥＡＴ値を求める際の被験者は、ＪＩＳ  Ａ  ８３０４：２００１（ＩＳＯ  ７０９６：２０００）に従って、体重の軽い被験者（ＪＭ５５＝体重５５ｋｇ）と体重の重い被験者（ＪＭ９８＝体重９８ｋｇ）の２人を採用すると共に、本実験ではさらに、その間の体重の被験者（ＪＭ６７＝体重６７ｋｇ）も採用し、合計３人の被験者について評価した。
【００４５】
なお、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、ＳＥＡＴ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、ＳＥＡＴ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、ＳＥＡＴ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。
なお、本実験で用いたサスペンション機構１は、垂直方向（上下方向）の最大ストローク量は４０ｍｍのものであり、振動伝達率は、７５ｋｇのウエイトを用いて、加振機の振動台の変位の全振幅を最大ストローク長の４０％に相当する１６ｍｍとした正弦波掃引波形を負荷して評価した。
また、使用した加振機は、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）であり、その振動台上にサスペンション機構１に支持されたシート１０００をセットして行った。
【００４６】
また、サスペンション機構１に支持したシート１０００は、図６に示したように、シートクッション部１１００の下部にシートサスペンション部２０００が内蔵されているもので、このシートサスペンション部２０００の垂直方向の最大ストローク量は４０ｍｍであった。
【００４７】
また、サスペンション機構１としては、第１ダンパー１５０（取り付け角度約１０度（正確には１０．５度））及び第２ダンパー１６０（取り付け角度約２０度（正確には２１度））の空走区間の距離を異ならせた次の２種類（Ａタイプ、Ｂタイプ）のサスペンション機構１を準備してそのそれぞれにシート１０００を設置して実験を行った。
【００４８】
・（Ａタイプのサスペンション機構１）
第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ
第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１０ｍｍ
・（Ｂタイプのサスペンション機構１）
第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ
第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１５ｍｍ
【００４９】
また、第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０は、いずれも、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃとして、ポリアミド（ＰＡ６）製、線径４７０ｄｔｅｘのマルチフィラメントの糸の表面に、ポリアミド（ＰＡ６．６）製、線径０．９ｄｔｅｘ、長さ０．５ｍｍの短繊維を植毛したものが用いられ、ピストン１５２，１６２の外周に、軸方向に対して一方向に約８５度傾けて一層目を密巻きにすると共に、二層目を一層目と交差するように逆方向に約８５度傾けて密巻きして構成されている。また、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃには、粘性流体としてのグリース、具体的には、商品名：バリアントグリースＲ２（昭和シェル石油（株）、増ちょう剤：リチウム石けん、基油：合成油（ＪＩＳ  Ｋ  ２２８３の動粘度（１００℃）：１９．３、ＪＩＳ  Ｋ  ２２２０のちょう度２３６（不混和）、混和（２７４））がへらを使って付着されている。また、低摩擦部材１５１３，１６１３としては、フェルトを配設した。
【００５０】
一例として、空走区間の距離１０ｍｍとした第２ダンパー１６０をサーボパルサー（（株）島津製作所）にセットし、シリンダ１６１に対してピストン１６２を相対的に変位させ、振動特性を調べた。振動周波数は１Ｈｚ、２Ｈｚとし、振幅±２０ｍｍで振動させた。その結果が、図１０（ａ），（ｂ）の変位量（横軸）と減衰力（縦軸）の関係を示すリサージュ図形である。図１０（ａ），（ｂ）より、空走区間に相当する「−２０ｍｍ〜−１０ｍｍ」及び「＋１０ｍｍ〜＋２０ｍｍ」の範囲では、内側可動筒１６１２が外側固定筒１６１１に対して相対移動しているため、減衰力はほとんど発生していない。これに対し、上記以外の「−１０ｍｍ〜＋１０ｍｍ」の範囲において、所定の減衰力が機能していることがわかる。このとき、いずれの周波数の場合も、「−１０ｍｍ付近」（図１０（ａ），（ｂ）のａ１，ｂ１の範囲）と「＋１０ｍｍ付近」（図１０（ａ），（ｂ）のａ２，ｂ２の範囲」において、斜めに変化する範囲が存在することがわかる。これは、ピストン１６２が内側可動筒１６１２内における動き始めを捉えており、動き始めにおいて、ストリング部１６２ｃの張力が徐々に変化することを示し、減衰力の効き始めのショックを和らげる作用を果たしている。また、１Ｈｚのａ１，ａ２の範囲と２Ｈｚのｂ１，ｂ２の範囲を比較すると、２Ｈｚの方が傾斜角度が急である。これは、小さな力に対してはストリング部１６２ｃの変形が緩やかであるが、より大きな力に対してはその変形が急で反力も大きくなることを示している。
【００５１】
振動実験の結果は次表及び図１１〜図１５に示したとおりであった。
【表１】
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【００５２】
上記のように、ＥＭ６は卓越周波数が７．６Ｈｚの高周波数帯にある振動であり、ＥＭ８は卓越周波数が３．３Ｈｚの低周波数帯にある振動であり、この２つの試験波形で評価をすることで幅広い周波数帯での除振性能を確認することができる。表１から明らかなように、Ａ，Ｂいずれのタイプのサスペンション機構１を用いた場合でも、ＳＥＡＴ値：０．７未満、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率：１．５未満というＥＭ６の基準を満たすと共に、ＳＥＡＴ値：０．８未満、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率：２．０未満というＥＭ８の基準も満たしていた。従って、本実施形態のサスペンション機構１は、Ａ，Ｂいずれのタイプでも幅広い周波数帯で高い除振性能を発揮できることがわかる。
【００５３】
ＥＭ６及びＥＭ８のＳＥＡＴ値をより詳細に確認すると、図１１に示したように、質量による振動抑制作用が最も小さいＪＭ５５の場合で、高周波数帯が中心のＥＭ６に関しては、第２ダンパー１６０の空走区間の距離の短いＡタイプの方がよい結果であり、低周波数帯が中心のＥＭ８に関しては、第２ダンパー１６０の空走区間の距離が長いＢタイプの方がよい結果であった。
【００５４】
この点は被験者毎の振動伝達率を見ても同様の傾向が見られる。すなわち、各被験者をシート１０００に着座させた際のＥＭ６の振動伝達率を示した図１２を見ると、Ａタイプの振動伝達率がＢタイプよりも低い傾向にある一方、各被験者をシート１０００に着座させた際のＥＭ８の振動伝達率を示した図１３では、Ｂタイプの振動伝達率がＡタイプよりも低い傾向にあった。
【００５５】
図１４は、７５ｋｇのラバーウエイトをシート１０００のシートクッション部１１００に載置して測定した振動伝達率の実験結果を示す。なお、入力振動の全振幅は上記のように１６ｍｍである。Ａタイプ及びＢタイプのいずれも、ＥＭ６，ＥＭ８の両方の基準を満たしているが、Ａタイプでは、共振周波数が１．１Ｈｚであるのに対し、Ｂタイプでは、共振周波数が３．０Ｈｚであった。このように、Ａタイプ及びＢタイプでは特性差があるため、路面や使用場所等によって予想される車体フロアを介しての入力振動に応じて、より適切なサスペンション機構１を選択することが好ましい。
【００５６】
図１５は、ＪＭ６７の被験者を着座させた行ったＥＭ７の振動伝達率を示した図である。入力スペクトルクラスＥＭ７は３Ｈｚ中心のランダム波であるが、Ａタイプのサスペンション機構１の場合、共振周波数約１．８Ｈｚで、その時の振動伝達率が約２．５であり、Ｂタイプのサスペンション機構１の場合、共振周波数約１．６Ｈｚで、その時の振動伝達率が約２．０であった。ＥＭ７の場合には、低周波数帯においては、Ｂタイプの方が振動伝達率が低い傾向を示し、６Ｈｚ以上の高周波数帯ではＡタイプの方が若干振動伝達率が低い傾向を示した。また、ＳＥＡＴ値は、Ａタイプが０．８３３、Ｂタイプが０．８２７であり、基準を若干超えていた。
【００５７】
一方、サスペンション機構１を複数積層すると、直列のばね機構となり、振動伝達率は一つの場合よりも低くなる。上記のように、本実施形態のサスペンション機構１は単体でも、ＥＭ６、ＥＭ８の基準を満たす。その一方、ＥＭ７に関しては基準を上回るが、それでも極めて僅かである。そこで、例えば、図１６に示したように、複数のサスペンション機構１を積層したマルチサスペンション機構１０とすれば、共振周波数の振動伝達率は低くなり、ＥＭ７の基準を満たすことは可能である。
【００５８】
図１７は、本実施形態のサスペンション機構１にシート１０００を取り付けず、サスペンション機構１の上部フレーム１２０上に、直接７５ｋｇのラバーウエイトを載置して測定した振動伝達率の実験結果を示す。なお、入力振動は、上記と同様に全振幅１６ｍｍの正弦波掃引波形である。
【００５９】
また、サスペンション機構１としては、上記の第２ダンパー１６０の空走区間の距離を異ならせたＡタイプ、Ｂタイプの２種類のほか、第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０のいずれも空走区間の距離を０ｍｍとしたサスペンション機構（Ｃタイプ）についても実験を行った。
【００６０】
また、上記各ダンパー１５０，１６０と同じ構成の空走区間の距離５ｍｍのダンパーを取り付け角度２０度で１本のみ取り付けたサスペンション機構（比較例１）と、取り付け角度１０度でオイルダンパー（伸び側減衰力４００Ｎ、縮み側減衰力２００Ｎ）を１本のみ取り付けたサスペンション機構（比較例２）にも同様の実験を行った。
【００６１】
図１７から、まず、ダンパー１５０，１６０を取り付け角度を異ならせて２本使用したＡタイプ、Ｂタイプ及びＣタイプのサスペンション機構１は、比較例１，２と異なり、１Ｈｚの振動伝達率が１未満になっている。これは、比較例１，２と比較して、位相のずれが生じていることを示すもので、これにより共振域においては逆位相となり、共振域の振動伝達率が低く抑えられることを示している。
その結果、Ａタイプの共振周波数は約１．４Ｈｚで、その時の振動伝達率は約１．２であり、Ｂタイプの共振周波数は約１．２Ｈｚで、その時の振動伝達率は約１．０であり、いずれも共振周波数が低周波寄りで、振動伝達率が低く、２Ｈｚ以上の周波数帯での振動伝達率も極めて低くなっている。
【００６２】
また、Ｃタイプのサスペンション機構１は、共振周波数が約１．８Ｈｚであり、Ａタイプ及びＢタイプと比較すると高周波寄りであったが、共振時の振動伝達率は約１．１と低かった。但し、２Ｈｚを超えた周波数帯での振動伝達率はＡタイプ、Ｂタイプと比べて高いため、卓越周波数が３．３ＨｚのＥＭ８の基準を満たすことが厳しく、空走区間を有するダンパーを用いたＡタイプ，Ｂタイプがより好ましい。
【００６３】
すなわち、空走区間を有するダンパーを用いたＡタイプ及びＢタイプの場合、空走区間においては、ダンパー自体のばね定数が作用せず、ばね機構１４０（トーションバー１４１，１４１及び磁気ばね１４２）の固有振動数の影響が大きく、低周波寄りとなるものであり、このことから、取り付け角度の異なる２本のダンパーを用いるだけでなく、さらに、空走区間を有するダンパーを採用することがより好ましいことがわかる。
【００６４】
また、比較例１の場合、共振周波数は約１．７であったが、その時の振動伝達率が約１．７と本実施形態のダンパーを２本用いたサスペンション機構１（Ａタイプ、Ｂタイプ、Ｃタイプ）のいずれよりも高かった。一方、オイルダンパーを用いた比較例２の場合は、共振峰は低いものの、２．５Ｈｚ以上の周波帯域になっても振動伝達率があまり下がらなかった。これらのことから、本実施形態のサスペンション機構１の方が振動伝達特性の点で良好であることが確認された。
【００６５】
次に、取り付け角度１０度、２０度の各ダンパー１５０，１６０の空走区間の距離を様々に組み合わせて製作したサスペンション機構１にシート１０００を取り付け、体重６３ｋｇの被験者を着座させて振動実験を行い、空走区間の距離の最適な組み合わせを確認した。結果を表２に示す。なお、縦欄は、取り付け角度１０度の第１ダンパー１５０の空走区間の距離を上から順に、５ｍｍ、１０ｍｍ、１５ｍｍ、２０ｍｍで示し、横欄は、取り付け角度２０度の第２ダンパー１６０の空走区間の距離を左から順に、５ｍｍ、１０ｍｍ、１５ｍｍ、２０ｍｍで示している。
【００６６】
【表２】
2019202749.tif 000004
【００６７】
表２から、本実験においても、ＥＭ６、ＥＭ８の各ＳＥＡＴ値及び振動伝達率の基準を満たしていたものは、「第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ、第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１０ｍｍ」の上記のＡタイプのサスペンション機構１と、「第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ、第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１５ｍｍ」の上記のＢタイプのサスペンション機構１のみであり、空走区間はこれらの距離の組み合わせが、最適であることが裏付けられた。
【００６８】
また、表２の様々な組み合わせのダンパー１５０，１６０を有するサスペンション機構１に取り付けたシート１０００に７５ｋｇのラバーウエイトを載置し、全振幅１６ｍｍの正弦波掃引波形を用いて行った振動試験の結果を図１８に示す。
この結果でも、「第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ、第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１０ｍｍ」の上記のＡタイプのサスペンション機構１と、「第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ、第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１５ｍｍ」の上記のＢタイプのサスペンション機構１を用いたものが共振域での振動伝達率が低く、振動特性が最も優れていることがわかる。
【００６９】
次に、「第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ、第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１５ｍｍ」に設定している点で上記のＢタイプのサスペンション機構１と同様であるが、次の点で異なる構造を有するサスペンション機構１Ａを製作し（図１９参照）、その特性を評価した。すなわち、本実施形態のサスペンション機構１Ａは、まず、第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０の各ストリング部１５２ｃ，１６２ｃを上記実施形態と異ならせた構成とし、抵抗を大きくした。具体的には、各ストリング部１５２ｃ，１６２ｃは上記の実施形態と同じ糸を同様に巻き付けたが、本実施形態の方が隣接する部位同士をさらに密着させて高い密度となるように巻き付けた。次に、内側可動筒１５１２，１６１２と外側固定筒１５１１，１６１１の間に装填する低摩擦部材１５１３，１６１３は、図２０に示したように金属製のボールとした。なお、図２０は、空走区間が５ｍｍの第１ダンパー１５０を示しているが、第２ダンパー１６０も同様の構造である。また、図１９に示したように、各ダンパー１５０，１６０の取り付け角度は上記実施形態と同様で、第１ダンパー１５０の取り付け角度は１０度（正確には１０．５度）であり、第２ダンパー１６０の取り付け角度は２０度（正確には２１度）である。また、上下の総ストロークは４０ｍｍである。その他の構成も上記Ｂタイプのサスペンション機構１と同様である。
【００７０】
（ダンパーの減衰特性）
本実施形態で用いた空走区間５ｍｍの第１ダンパー１５０、空走区間１５ｍｍの第２ダンパー１６０のリサージュ図形を図２１に示す。変位量０ｍｍ時に速度が０．２ｍ／ｓとなる正弦波で計測した。第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０のストローク速度が０ｍ／ｓの状態から引張方向又は圧縮方向で、５ｍｍ又は１５ｍｍの空走区間（図中、「Ｆｒｅｅ  ｐｌａｙ」と表示）が生じる。空走区間を過ぎると減衰力が緩やかに立ち上がり、約３００Ｎの減衰力が生じていた。従って、本実施形態の第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０は、いずれも上記実施形態よりも減衰力が大きい。取り付け角度１０度の第１ダンパー１５０により底付きを軽減し、取り付け角度２０度の第２ダンパー１６０で共振域の位相を制御する。
【００７１】
（荷重−たわみ特性）
図２２（ａ）は、本実施形態のサスペンション機構１Ａの荷重−たわみ特性である。上記実施形態と同様に、トーションバー１４１の高いばね定数と磁気ばね１４２の負のばね定数の組み合わせによって約１５ｍｍの不感帯領域が作られている。この不感帯領域のばね定数は８５０６〜９３０５Ｎ／ｍ、ヒステリシスロスは１１２〜１６１Ｎであった。ヒステリシスロスは負荷質量が小さいほど重要で、この例では負荷質量の最も小さい５０ｋｇの場合で１１２Ｎであった。
【００７２】
なお、上記のＥＭ６、ＥＭ８、ＥＭ９のＳＥＡＴ値及びダンピング試験に合格するための共振特性として、本発明者の実験によると、共振峰のゲインは１．２±０．２、共振周波数は１．４Ｈｚ以下、２．０Ｈｚ近傍でゲインが１．０を下回ること、３．０〜７．０Ｈｚのゲインが０．８未満であること、７．０Ｈｚ以降のゲインが０．７未満であること、が必要であるが、この特性を満たすためには、荷重−たわみ特性におけるヒステリシスロスとしては、１００Ｎが最適値である。この１００Ｎに対し、上記の１１２Ｎは十分許容範囲である。
【００７３】
比較として、図２２（ｂ）に、Ｘリンク機構で上下動し、上下部材間に、柔らかい金属ばねとオイルダンパーを配設してなる上下ストロークが６０ｍｍの従来公知の標準タイプのサスペンション機構（比較例）の荷重−たわみ特性を示す。この図から明らかなように、ばね特性は線形で不感帯領域がなく、ダンパーの減衰力と６０ｍｍという長いストロークを活用して振動を減衰させるものであり、平衡点のばね定数は１９２１４〜２４７３７Ｎ／ｍ、ヒステリシスロスは１５９〜２５０Ｎであった。
【００７４】
（振動実験）
サスペンション機構１Ａの共振点回りの振動吸収性能を確認するため、ＩＳＯ  ７０９６：２０００の規格に基づいた振動評価試験を行った。振動評価試験の励振波は、正弦波掃引波形（０．５〜４．０Ｈｚ）で、入力振幅は、サスペンション機構１Ａの総ストローク量の４０ｍｍの４０％にあたる変位振幅±８．０ｍｍとした。サスペンション機構１Ａに、シートの代わりに定盤を組み付け、その上に金属製の錘７５ｋｇを設置し、ＳＥＡＴ値の評価も行った。
【００７５】
励振波形は、ＥＭ６、ＥＭ８、ＥＭ９であり、ＳＥＡＴ値の評価は３名の被験者（被験者Ａ：身長１７１ｃｍ、体重６３ｋｇ、被験者Ｂ：身長１７３ｃｍ、体重５５ｋｇ、被験者Ｃ：身長１７９ｃｍ、体重９９ｋｇ）で行った。なお、定盤の質量＋８ｋｇがシート重量と換算して被験者の選定を行った。振動評価試験に用いた加振機は、デルタツーリング社製６軸加振機であり、ＳＥＡＴ値の計測ではＩＭＶ社製３軸加振機を用いた。また、比較のため、図２２（ｂ）の荷重ーたわみ特性を備えた標準タイプのサスペンション機構（比較例）についても同様に振動評価試験を行った。
【００７６】
図２３は、シートの無い状態での本実施形態のサスペンション機構１Ａ及び標準タイプのサスペンション機構（比較例）の振動伝達率を示す。標準タイプのサスペンション機構（比較例）の共振周波数は２．２Ｈｚ、共振峰のゲインは１．２であるが、３．９Ｈｚまでゲインが１．０を越えている。これは標準タイプのサスペンション機構（比較例）の摩擦力が大きいため、剛体のような特性を示したものである。一方、本実施形態のサスペンション機構１Ａは、共振周波数が１．３Ｈｚで、共振峰のゲインが１．０であり、１．８Ｈｚのゲインは０．５を下回った。また、０〜１．３Ｈｚ間では、ゲインが１．０を下回った。この現象は、空走区間を有する特性差のある２本のダンパー１５０，１６０を用いたことと、サスペンション機構１Ａが不感帯領域を有することとの相乗作用により、低入力加速度でも、共振点に到達する前から除振機能が作用したものである。サスペンション機構１Ａは、低入力加速度から高入力加速度の全域にわたって除振機能を発揮しており、アクティブコントロールのような振動制御がパッシブの状態で行われていると言える。
【００７７】
表３は、本実施形態のサスペンション機構１Ａと従来公知の標準タイプのサスペンション機構（比較例）にシートを設置して評価した被験者ＡのＥＭ６，ＥＭ８に関するＳＥＡＴ値を示す。
【００７８】
【表３】
2019202749.tif 000005
【００７９】
表３から、本実施形態のサスペンション機構１Ａは、ＥＭ６及びＥＭ８のいずれに関してもＳＥＡＴ値の基準を満たしていることがわかる。
【００８０】
表４は、本実施形態のサスペンション機構１Ａにシートを設置して評価した被験者Ｂ，ＣのＥＭ６、ＥＭ８及びＥＭ９に関する評価を示す。
【００８１】
【表４】
2019202749.tif 000006
【００８２】
表４から、いずれの被験者もＳＥＡＴ値が基準を満たしており、かつ、振動伝達率も基準を満たしていることがわかる。
よって、本実施形態サスペンション機構１Ａによれば、１つの機構で、ＥＭ６、ＥＭ８及びＥＭ９のいずれについても基準を満足できる。
【００８３】
また、上記実施形態では、第１及び第２ダンパー１５０，１６０のいずれも、略方形枠状の上部フレーム１２０の上面を被覆する上部プレート１２０ａの範囲内に設けているが、このようなレイアウトはあくまで一例であり、例えば、図２４に示したサスペンション機構１Ｂのように、下部フレーム１１０の前方に側方に突出する下部突出フレーム部１１０１を設けると共に、後部フレーム１２０の後部にも同じく側方に突出する上部突出フレーム部１２０１を設け、この下部突出フレーム部１１０１と上部突出フレーム部１２０１間に第１ダンパー１５０を掛け渡した構成とすることもできる。これらは、配置スペース等を考慮して適宜に決められ、第１ダンパー１５０に代え、あるいは、第１ダンパー１５０と共に、第２ダンパー１６０を反対側の側方に突出した位置に配設することももちろん可能である。
【００８４】
また、第１及び第２ダンパー１５０，１６０として用いた空走区間を有するダンパーは、上記に限らず、種々の制御対象の動作時のエネルギーの吸収に用いることができる。例えば、自動車のリヤハッチ、ドアなどの開閉機構等に配設し、開閉動作範囲中、所定の範囲のみ減衰力を作用させるために用いることもできる。
【符号の説明】
【００８５】
１，１Ａ，１Ｂ  サスペンション機構
１０  マルチサスペンション機構
１１０  下部フレーム
１２０  上部フレーム
１３０  リンク機構
１３１  前部リンク
１３２  後部リンク
１４０  ばね機構
１４１  トーションバー
１４２  磁気ばね
１５０  第１ダンパー
１６０  第２ダンパー
【図１】
2019202749.tif 000007
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
2019202749.tif 000011
【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】
2019202749.tif 000016
【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
2019202749.tif 000019
【図１４】
2019202749.tif 000020
【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】
2019202749.tif 000028
【図２３】
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【図２４】
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