JP6883333B2 - サスペンション - Google Patents

Description

本発明は、サスペンションに関し、特に、自動車などの乗物に搭載されるシートを支持するシートサスペンションとして用いるのに適するサスペンションに関する。

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、所定の変位範囲において磁気ばねが負のばね定数を有することを利用して、正のばね定数を有する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ばね定数を略ゼロ（例えば、−５０Ｎ／ｍｍから＋５０Ｎ／ｍｍの範囲）に設定したシートサスペンションが開示されている。

特開２０１０−１７９７１９号公報 特開２０１０−１７９７２０号公報

特許文献１，２のシートサスペンションは、所定の周波数及び振幅の振動に対しては、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特性でこれらの振動を吸収するが、より大きな振動や衝撃によるエネルギーを吸収するためにダンパーも併設されている。

ダンパーとしては、シリンダと、シリンダ内を移動するピストンと、ピストンに連結されたピストンロッドとを備えた伸縮式のものが用いられ、例えば、ピストンロッドの先端部を、下部フレームに軸部材を介して回動可能に連結し、シリンダの後端部を、上部フレームに軸部材を介して回動可能に連結して配設している。これにより、上部フレームが下部フレームに対して上下動すると、それに相当する分、ピストンロッドに連結されたピストンがシリンダに対して移動し、エネルギーを減衰する。従って、かかる構成の場合、ダンパーは、上部フレームの変位や速度に応じて所定の減衰力を発揮する。
しかし、振動吸収特性や衝撃吸収特性は、より適切に発揮できることが常に望まれている。特に、薄型のサスペンションにおいては、上部フレームのストロークが制限されている中で、より高い減衰力を発揮できることが望ましい。

本発明は、上記の点に鑑みなされたものであり、振動吸収特性や衝撃吸収特性をさらに向上させることができると共に、上部フレームのストロークが短くても高い減衰力を作用させることができ、さらなる薄型化に寄与できるサスペンション、特に薄型のシートスサスペンションとして適するサスペンションを提供することを課題とする。

上記課題を解決するため、本発明のサスペンションは、下部フレームと、前記下部フレームに、前後に所定間隔をおいて支持され、それぞれ下部を中心として前後に回転運動を行う前部リンク及び後部リンクを備えたフレーム用リンク機構と、前記前部リンク及び後部リンクの上部に支持された上部フレームと、前記前部リンク及び後部リンクを弾性的に付勢するばね機構と、前記上部フレームの前記下部フレームに対する離接動作時のエネルギーを減衰するダンパーとを備えたサスペンションであって、
前記ダンパーが、ピストンロッドとシリンダとを備えた伸縮式であり、前記上部フレーム側に、前記前部リンク及び後部リンクの回転運動によって伸縮するように取り付けられていると共に、前記ダンパー自体が、外部からの入力振動による前記前部リンク及び後部リンクの回転運動によって生じる前記上部フレームの振動とは異なる挙動の振動を生じ、
前記ばね機構を介して支持された前記上部フレームが主振動体となり、前記上部フレーム側に取り付けられた前記ダンパーが副振動体となっていることを特徴とする。

前記上部フレームが、左右一対配設される前記前部リンクの上部間に設けられた上側前部フレームと、左右一対配設される前記後部リンクの上部間に設けられた上側後部フレームとを有し、前記ダンパーが、前記上側前部フレームとの間、及び、前記上側後部フレームとの間のいずれか少なくとも一方に、少なくとも一つのダンパー用リンクを介して配設されており、前記ダンパー用リンクの動きによって、前記ダンパー自体が、外部からの入力振動による前記主振動体である前記上部フレームの振動とは異なる挙動の振動を生じる前記副振動体として機能する構成であることが好ましい。
前記ダンパーは、前記上部フレームの中立位置付近において、その軸心と、前記上部フレームを支持する前記前部リンクの上部側の支点と、前記上部フレームを支持する前記後部リンクの上部側の支点とが、側面から見て略一直線上になるように設定されていることが好ましい。
前記ピストンロッドが連結されるピストンロッド用ブラケット及び前記シリンダが連結されるシリンダ用ブラケットのうちの一方が、前記上側前部フレームに設けられ、他方が、前記上側後部フレームに設けられ、前記ダンパー用リンクが、前記ピストンロッドと前記ピストンロッド用ブラケットとの間、及び、前記シリンダと前記シリンダ用ブラケットとの間の少なくとも一方に介在されていることが好ましい。
前記上部フレームの中立位置付近において、前記ダンパー用リンクの両端の各支点が、前記上部フレームを支持する前記前部リンクの上部側の支点、又は、前記上部フレームを支持する前記後部リンクの上部側の支点と略一直線上となる姿勢で設けられていることが好ましい。

前記ばね機構は、前記上部フレームを前記下部フレームに離間する方向に付勢するばね定数が正の特性を備えたばねと、所定の変位範囲において、ばね定数が負となる特性を備えたばねとの組み合わせからなり、前記上部フレームの中立位置付近において、前記各ばねの特性が重畳されて、ばね定数が略ゼロになる領域を有していることが好ましい。
前記下部フレームが車体側に固定され、前記上部フレームにシートが支持される乗物のシートサスペンションとして用いられるものであることが好ましい。

本発明によれば、ダンパーが、フレーム用リンク機構の前部リンク及び後部リンクの上部にばね機構を介して支持される主振動体である上部フレーム側に、前部リンク及び後部リンクの回転運動によって生じる上部フレームの振動とは異なる挙動の振動を生じる副振動体となるように設けられている。すなわち、入力振動によって主振動体である上部フレームが振動した際、副振動体であるダンパーは、異なる振動挙動を示すため、入力振動のエネルギーが、上部フレームの振動エネルギー、ダンパーの伸縮によって生じる熱エネルギーに分散されるだけでなく、ダンパー自体を振動させるエネルギーとしても消費される。従って、ダンパーのこのような配置構造は、サスペンションの有する振動吸収特性、衝撃吸収特性の基本的性能を向上させる。これにより、上部フレームのストロークが短くても、所定の振動吸収特性、衝撃吸収特性を発揮でき、サスペンションの薄型化に寄与できる。しかも、ダンパーを、上部フレームに沿って略水平に配置でき、上部フレーム及び下部フレームに跨って配置する必要がないため、この点でも、サスペンションの薄型化に寄与できる。また、ダンパーを上部フレーム側に、少なくとも一つのダンパー用リンクを介して取り付けた構成とすることにより、上部フレームの上下動に伴って生じるダンパー自体の振動量が大きくなり、入力エネルギーの負担割合が高くなり、振動吸収特性をさらに向上させることができる。

また、本発明は、好ましくは、上部フレームの中立位置付近において、ダンパーが、ピストンロッド及びシリンダを支持する部位と側面から見て略一直線上となる構成である。従って、上部フレームが中立位置付近に存在している場合には、ダンパーが死点位置付近となっているため、減衰力があまり機能せず、上部フレームが微振動の範囲では、ばね機構の弾性力によって除振できる。従って、減衰力の高いダンパーを使用しても、上部フレームの微振動の範囲ではダンパーの減衰力がほとんど機能しないため、より強い減衰力を発生するダンパーを用いることが可能であり、サスペンションの薄型化を図るのに適している。また、ダンパー用リンクの回転運動を利用する構成とすることにより、ダンパーの伸縮を、上部フレームの変位量が小さくても効率よく行わせることができ、この点でもサスペンションの薄型化に寄与できる。

図１は、本発明の一の実施形態にかかるシートサスペンションの概略構成を示す斜視図である。 図２は、図１に示したシートサスペンションの上部フレームに設けられている取り付けフレームを取り外した状態の斜視図である。 図３（ａ）は、上記実施形態にかかるシートサスペンションの正面図であり、図３（ｂ）は、平面図である。 図４（ａ）は、上記実施形態にかかるシートサスペンションの側面図であり、図４（ｂ）は、底面図である。 図５は、前部リンク、後部リンク及びダンパーの取り付け位置関係を説明するための図である。 図６（ａ）〜（ｃ）は、上記実施形態にかかるシートサスペンションの作用を説明するための図であり、図６（ａ）は、上部フレームが下限位置の状態の側面図であり、図６（ｂ）は、上部フレームが中立位置の状態の側面図であり、図６（ｃ）は、上部フレームが上限位置の状態の側面図である。 図７（ａ）は、試験例１にかかるシートサスペンションの変位−荷重特性を示した図であり、図７（ｂ）は、上部フレームの変位量（サスペンション変位）とダンパーの変位量（ダンパー変位）との関係を示した図であり、図７（ｃ）はサスペンション変位と力の伝達効率との関係を示した図である。 図８（ａ）は、試験例１にかかるシートサスペンションの上部フレームの変位量（サスペンション変位）及びダンパーの変位量（ダンパー変位）の時間変化を示した図であり、図８（ｂ）は、上部フレームの変位速度（サスペンション速度）及びダンパーの変位速度（ダンパー速度）の時間変化を示した図であり、図８（ｃ）は、ダンパー単体の減衰力及びシートサスペンション全体の減衰力を、上部フレームの変位量（サスペンション変位）との関係で示した図である。図８（ｄ）は、図７（ａ）の変位−荷重特性の図と、図８（ｃ）におけるシートサスペンション全体の減衰力とをあわせて示した図である。 図９は、試験例２の振動伝達率の測定結果を示した図である。

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６は、本発明の一の実施形態に係るサスペンションである乗用車、トラック、バス、フォークリフト等の乗物用のシートサスペンション１の構造を示す。これらの図に示したように、本実施形態のシートサスペンション１は、略矩形状の上部フレーム１０と下部フレーム２０とを備え、前部リンク３０と後部リンク４０とを左右一対ずつ備えた平行リンク構造のフレーム用リンク機構を介して連結されている。上部フレーム１０には、乗物用シート（図示せず）が支持され、下部フレーム２０は車体側（例えばフロア（図示せず））に固定される。左右一対の前部リンク３０，３０の上部間が上部フレーム１０に含まれる上側前部フレーム１１により連結され、左右一対の後部リンク４０，４０の上部間が上部フレーム１０に含まれる上側後部フレーム１２により連結されている。そして、上側前部フレーム１１及び上側後部フレーム１２の各端部が上部フレーム１０の一対の側部フレーム１０ａ，１０ａに形成した取り付け孔（図示せず）に挿通され、前部リンク３０，３０及び後部リンク４０，４０が上部フレーム１０及び下部フレーム２０の側部付近に位置するように設けられている。これにより、上部フレーム１０は、下部フレーム２０に対して上下動可能に、より正確には、フレーム用リンク機構が前部リンク３０，３０と後部リンク４０，４０とを備えた平行リンク構造からなるため、前部リンク３０，３０及び後部リンク４０，４０の回転軌道に沿って、上限位置である斜め上後方と下限位置である斜め下前方との間を上下動する。

上側前部フレーム１１及び上側後部フレーム１２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３１，４１が挿入されている。該トーションバー３１，４１の一端は、上側前部フレーム１１及び上側後部フレーム１２に対してそれぞれ相対回転しないように設けられ、これにより、トーションバー３１，４１は、上部フレーム１０を下部フレーム２０に対して相対的に離間する方向、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３１，４１の他端は、調整用シャフト１５ａ、調整用ダイヤル１５ｂ等を備えた初期位置調整部材１５に接続されている。その構造は、特許文献１，２に開示された構造と同様であり、調整用ダイヤル１５ｂを回転操作すると、トーションバー３１，４１がいずれかの方向にねじられ、トーションバー３１，４１の初期弾性力が調整され、着座者の体重にかかわらず、上部フレーム１０を中立位置に調整できるようになっている。なお、トーションバー３１，４１の配設位置は上部に限定されるものではなく、上側前部フレーム１１及び上側後部フレーム１２の下部に設けてもよい。また、上部フレーム１０を下部フレーム２０に対して相対的に離間する方向に付勢するばねとしては、トーションバー３１，４１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、上部フレーム１０のストロークが短い範囲で所定の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３０，３０及び後部リンク４０，４０の支点に組み込むことができるトーションバー３１，４１を用いることが好ましい。

磁気ばね５０は、図２及び図６に示したように、固定マグネットユニット５１と移動マグネットユニット５２とを備えてなる。固定マグネットユニット５１は、下部フレーム２０に取り付けられる固定側磁石支持フレーム５１１と、固定側磁石支持フレーム５１１に支持され、上下方向に所定間隔をおいて取り付けられた固定側磁石５１２，５１２とを備えてなる。

移動マグネットユニット５２は、所定間隔をおいて対向配置される固定側磁石５１２，５１２間の間隙５１３に配置される移動側磁石５２１を備えてなる。移動側磁石５２１の各端部は、略Ｌ字状の移動側磁石用リンク５２２，５２２の一端が連結される。移動側磁石用リンク５２２，５２２の他端は、上部フレーム２０の後部付近に設けた取り付けブラケット５２３に軸支されている。これにより、上部フレーム１０が下部フレーム２０に接近する方向すなわち下方に変位した際には、移動側磁石用リンク５２２，５２２を介して移動側磁石５２１が、固定側磁石５１２，５１２間の間隙５１３を前方に移動し、上部フレーム１０が下部フレーム２０から離間する方向すなわち上方に変位した際には、移動側磁石用リンク５２２，５２２を介して移動側磁石５２１が、固定側磁石５１２，５１２間の間隙５１３を後方に移動する。

なお、磁気ばね５０は、移動側磁石５２１が略垂直方向に移動するように設けることも可能であるが、本実施形態のように、移動側磁石５２１を略水平方向に移動するように構成すると、磁気ばね５０全体の厚さ（上下方向の高さ）を薄くでき、シートサスペンション１全体の薄型化に寄与できる。

磁気ばね５０は、移動側磁石５２１が移動する際に、所定の変位量範囲で負のばね定数を発揮するものであるが、例えば、対向配置される固定側磁石５１２，５１２として、それぞれ厚み方向に着磁したものを２個ずつ用い、いずれも移動側磁石５２１の移動方向に沿って異極同士が隣接するように配置する一方、移動側磁石５２１の着磁方向がその移動方向となるように構成することにより、固定側磁石５１２，５１２間を横切る位置付近において負のばね定数を発揮する構造とすることができる。なお、本明細書では、トーションバー３１，４１のねじり量の増大に伴って復元力の値が大きくなっていく方向の特性を「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３１，４１が正のばね特性を発揮するようにねじられる際、移動側磁石５２１の固定側磁石５１２，５１２に対する相対位置によって、変位量の増加に拘わらず磁気ばね５０の復元力の値が小さくなっていく変位範囲（図７（ａ）の約−１０ｍｍから約１０ｍｍまでの範囲）の特性を「負のばね特性（その時のばね定数を「負のばね定数」）」としている。

この結果、磁気ばね５０と上記したトーションバー３１，４１とを備えてなる本実施形態のばね機構は、磁気ばね５０における負のばね定数が機能する範囲においては、上記したトーションバー３１，４１の正のばね定数のばね特性が重畳され、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になる領域（例えば、ばね定数の変化が、−５０Ｎ／ｍｍから＋５０Ｎ／ｍｍの範囲の低い値に収まっている領域（図７（ａ）の約−１０ｍｍから約１０ｍｍまでの範囲））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１０の中立位置において、移動マグネットユニット５２の移動側磁石５２１が、その移動範囲の中で略中央に位置するようにセットされることが好ましい。

ここで、本実施形態では、上部フレーム１０側にダンパー６０が設けられている。ダンパー６０は、ピストンロッド６１と、このピストンロッド６１に取り付けられたピストン６１ｂが内部を往復動作するシリンダ６２とを有している（図５、図６参照）。上部フレーム１０側（「上部フレーム側」とは、上部フレーム１０を構成するいずれかの部位及び上部フレーム１０と共に動作するいずれかの部位の両方を含む意味である）に取り付けられた上記の上側前部フレーム１１に、ダンパー６０の前部側を支持する部位としてのピストンロッド用ブラケット３５が後方に突出するように設けられていると共に、同じく、上部フレーム１０側に取り付けられた上記の上側後部フレーム１２に、ダンパー６０の後部側を支持する部位としてのシリンダ用ブラケット４５が前方に突出するように設けられている（図５，図６参照）。ダンパー６０は、このように、上部フレーム１０を構成する上側前部フレーム１１及び上側後部フレーム１２間に掛け渡されるため、略水平に配置されることになる。

例えば、走行時に車体フロア側から入力される振動によって、主振動体である上部フレーム１０は、前部リンク３０，３０及び後部リンク４０，４０を介して上下に振動するが、本実施形態のダンパー６０は、この上部フレーム１０の振動とは異なる挙動の振動を生じる副振動体となるように取り付けられている。そのため、入力振動のエネルギーが、副振動体としてのダンパー６０の振動エネルギーによっても散逸され、シートサスペンション１全体の振動吸収特性、衝撃吸収特性が向上する。

本実施形態の副振動体としてのダンパー６０のピストンロッド６１は、図５及び図６に示したように、その先端部６１ａが、第１軸部材６３ａを介してピストン用ブラケット３５に軸支され、先端部６１ａを中心として上下に回動可能となっている。一方、シリンダ６２は、シリンダ用ブラケット４５に直接連結されるのではなく、ダンパー用リンク７０を介して連結されている。

具体的には、上部フレーム１０の上側前部フレーム１１と上側後部フレーム１２との中間付近であって、側部フレーム１０ａ，１０ａの上面間には、取り付けフレーム１０ｂが掛け渡されており、この取り付けフレーム１０ｂに、シートサスペンション１の正面方向から見て略コ字状に形成された支持ブラケット６４が背中合わせで取り付けられ、略コ字状の支持ブラケット６４の側面部間に、シリンダ６２が配置される（図１、図２及び図５参照）。なお、支持ブラケット６４は、側面から見て、下方に垂下した後、後方に延びる略Ｌ字状に形成されている。シリンダ６２の後部であって、シリンダ６２の軸心に対応する位置には、後述のダンパー用リンク７０に連結される、中継用のダンパー用リンクとなっている略三角形状リンク６５の上部が、第２軸部材６３ｂを介して連結されていると共に、略三角形状リンク６５の下部が、支持ブラケット６４において後方に延びた後方端部６４ａに第３軸部材６３ｃを介して連結されている。略三角形状リンク６５の頂部６５ａは、シリンダ６２の後端よりも後方に突出しており、この頂部６５ａとダンパー用リンク７０の一端７０ａとが第４軸部材６３ｄを介して連結されている。そして、ダンパー用リンク７０の他端７０ｂとシリンダ用ブラケット４５とが第５軸部材６３ｅを介して連結されている（図５参照）。

これにより、上部フレーム１０が下部フレーム２０に対して離接すると、ダンパー６０のピストンロッド６１とシリンダ６２が相対的に伸縮動作するが、上部フレーム１０が中立位置（上部フレーム１０の下部フレーム２０に対する変位範囲の中間付近で上下へのストロークを十分確保できる位置として設計上定めたポイント）付近の場合に、図５及び図６（ｂ）に示したように、ダンパー用リンク７０が死点（思案点）位置の姿勢となるように取り付けられる。具体的には、シリンダ用ブラケット４５に対して、ダンパー用リンク７０が側面から見て略一直線上に、より正確には、側面から見て、図５及び図６（ｂ）に示したように、上部フレーム１０を支持する後部リンク４０の上部側の支点である、シリンダ用ブラケット４５が取り付けられた上側後部フレーム１２（トーションバー４１）の中心、ダンパー用リンク７０とシリンダ用ブラケット４５の一方の支点である第５軸部材６３ｅの中心、及び、ダンパー用リンク７０と略三角形状リンク６５の他方の支点である第４軸部材６３ｄの中心が、略一直線上になるように取り付けられる。

このように取り付けることにより、上部フレーム１０が、下部フレーム２０に対して、中立位置付近からその上方（図６（ｂ）の状態から図６（ｃ）の状態に変位する方向）又は下方（図６（ｂ）の状態から図６（ａ）の状態に変位する方向）のいずれに変位した場合でも、後部リンク４０，４０の角度変化に伴って、上側後部フレーム１２に固定された、ダンパー６０の後部側を支持する部位としてのシリンダ用ブラケット４５の角度が変化し、すなわち、上部フレーム１０が上方に変位するとシリンダ用ブラケット４５の先端部が図６（ｂ）の状態から図６（ｃ）の状態となるように上方（図６（ｂ），（ｃ）において時計回り）に回転し、上部フレーム１０が下方に変位するとシリンダ用ブラケット４５の先端部が図６（ｂ）の状態から図６（ａ）の状態となるように下方（図６（ａ），（ｂ）において反時計回り）に回転する。そして、ダンパー用リンク７０には、シリンダ用ブラケット４５の回転に伴って他端７０ｂ側が同方向に変位するため、一端７０ａ側は第５軸部材６３ｅを中心として逆方向に回転し、略三角形状リンク６５の頂部６５ａを、後部側すなわちシリンダ用ブラケット４５側に引き寄せる。この結果、略三角形状リンク６５の上部が、支持ブラケット６４と連結された第３軸部材６３ｃを中心として後方（図６（ａ）〜（ｃ）の時計回り）に回転し、略三角形状リンク６５の上部に第２軸部材６３ｂを介して連結されたシリンダ６２が後方に引き寄せられ、ピストンロッド６１がシリンダ６２に対して相対的に伸び方向に動作する。そして、このように回転運動をするダンパー用リンク７０によってダンパー６０が伸びていくため、その単位時間当たりのダンパー６０の変位量（伸び量）であるダンパー６０の変位速度（ピストンロッド６１のシリンダ６２に対する移動速度）は、上部フレーム１０の変位量が増加するにつれて大きくなる。そのため、上部フレーム１０が上方又は下方に所定量離間した位置に至るまで、ダンパー６０の減衰力は急激に上昇する。

また、図５及び図６（ｂ）に示したように、上部フレーム１０の中立位置において、ダンパー６０の軸心（ピストン用ブラケット３５とピストンロッド６１との支点である第１軸部材６３ａの中心と、シリンダ６２と略三角形状リンク６５との支点である第２軸部材６３ｂの中心とを結ぶ線）は、上部フレーム１０を支持する前部リンク３０の上部側の支点である上側前部フレーム１１（トーションバー３１）の中心と、上部フレーム１０を支持する後部リンク４０の上部側の支点である上側後部フレーム１２（トーションバー４１）の中心とに、略一致するように設けられている。従って、上部フレーム１０が中立位置から上下いずれかに変位すると、上側前部フレーム１１の中心（トーションバー３１の中心）と第１軸部材６３ａとを結ぶ直線と、ダンパー６０の軸心とのなす一方側（下方に変位した場合（図６（ａ））には下側、上方に変位した場合（図６（ｃ））には上側）の角度が１８０度未満となる。また、上側後部フレーム１２の中心（トーションバー４１の中心）と第２軸部材６３ｂとを結ぶ直線と、ダンパー６０の軸心とのなす他方側（下方に変位した場合（図６（ａ））には上側、上方に変位した場合（図６（ｃ））には下側）の角度も同様に１８０度未満となる。この結果、この角度に応じた分、ピストンロッド６１とシリンダ６２はそれぞれ逆方向に、すなわち伸長する方向に変位する。よって、本実施形態の構成では、ダンパー用リンク７０を配置しなくても、上部フレーム１０が中立位置から上下に振動すると、これらの作用によって、上部フレーム１０の変位量が大きくなるほど、ピストンロッド６１の変位量の割合が大きくなる。但し、上部フレーム１０の変位量がより少なくても、ピストンロッド６１のシリンダ６２に対する相対移動量を大きくするために、ダンパー用リンク７０を設けることが好ましい。

また、ダンパー６０をこのようにダンパー用リンク７０等を用いて配設することにより、上部フレーム１０が上下動する際には、ピストンロッド６１の支点である第１軸部材６３ａを中心として、シリンダ６２側の振動量が大きくなる。特に、本実施形態では、シリンダ６２とダンパー用リンク７０との間に、補助的なダンパー用リンクとして略三角形状リンク６５を第２、第３及び第４軸部材６３ｂ〜６３ｄを用いて連結している。よって、ダンパー６０は、ダンパー用リンク７０と補助的なダンパー用リンクとしての略三角形状リンク６５とを含む多関節のリンク構造を介して支持されていることになるため、上部フレーム１０の振動によって生じる、ダンパー６０自体の振動が顕著になされる。このときのダンパー６０の振動挙動は、上部フレーム１０の略平行に上下に振動する挙動と一致するものではなく、ピストンロッド６１側の先端部とシリンダ６２側の後端部が逆方向に動作するといった異なる挙動（振り子運動）を示す。その結果、副振動体であるダンパー６０は、伸縮動作だけでなく、主振動体である上部フレーム１０とは独立した振り子運動により入力エネルギーを散逸でき、振動吸収特性、衝撃吸収特性を向上できる。ダンパー６０自体がこのように独立した振動挙動を示すため、シートサスペンション１自体を動吸振器として見なした場合には、ダンパー６０はその補助質量体として機能しており、その意味でも、振動吸収特性、衝撃吸収特性の向上に寄与していると言える。

また、上部フレーム１０の中立位置付近においては、上記のように、側面から見て、ダンパー６０の軸心が、上側前部フレーム１１の中心及び上側後部フレーム１２の中心と略一直線上となり、かつ、ダンパー用リンク７０の両端における第５軸部材６３ｅの中心及び第４軸部材６３ｄの中心が、側面から見て、上側後部フレーム１２の中心と略一直線上になり、いずれも、死点（思案点）位置における姿勢になる。そのため、上部フレーム１０の中立位置付近では、ダンパー６０がほとんど伸縮動作をしない。従って、上部フレーム１０の中立位置においては、ダンパー６０の減衰力は実質的に作用せず、トーションバー３１，４１及び磁気ばね５０により構成される本実施形態のばね機構の特性によって除振される。すなわち、上部フレーム１０の中立位置付近では、ダンパー６０の減衰力を利用することなく、上部フレーム１０の小振幅、高周波の微振動を吸収できる。このため、ダンパー６０としては、より振幅の大きな低周波の振動や衝撃力を効果的に吸収する減衰力の高いものを用いることができる。その結果、上部フレーム１０の全ストロークが小さくても高い振動吸収特性、衝撃吸収特性を発揮でき、シートサスペンション１の薄型化を図るのに適している。

また、本実施形態では、ダンパー用リンク７０を有しているため、後部リンク４０，４０の回転運動に伴う上側後部フレーム１２を介してのシリンダ用ブラケット４５の回転運動と、前部リンク３０，３０の回転運動に伴うピストンロッド用ブラケット３５の回転運動とに加え、それらの回転運動に伴って生じるダンパー用リンク７０の回転運動が相乗的に作用する。このため、ダンパー６０を上部フレーム１０側において略水平に設けた構造であるにもかかわらず、上部フレーム１０の中立位置付近から上方又は下方への変位に敏感に反応して、ダンパー７０が速やかに作用する。それにより、本実施形態のシートサスペンション１によれば、上部フレーム１０が上限位置又は下限位置に至る前に、高い減衰力を作用させることができ、上部フレーム１０の底付き、天付きの抑制効果が高い。

ここで、ダンパー６０の種類は限定されるものではなく、ばね要素を用いた摩擦ダンパーなどの変位依存型のダンパー、磁気ダンパーやオイルダンパーなどの速度依存型のダンパー、あるいは、変位や速度への依存性の小さい他のダンパー等を用いることができるが、上記のように、本実施形態では、ダンパー６０を、上部フレーム１０側に略水平姿勢で設けるため、粘性液体を利用するオイルダンパーよりも、摩擦ダンパーや磁気ダンパーを用いることが好ましい。変位依存型の摩擦ダンパーとしては、例えば、ピストン６１ｂの外周面にゴム又は樹脂ボールを配設したものや、ゴムと樹脂ボールを併用し、軸方向に適宜の配列で設けたものなどを用いることができ、シリンダ６２の内周面との間で摩擦抵抗と弾性変形を生じさせて減衰力を発生させるものである。速度依存型の磁気ダンパーとしては、例えば、ピストン６１ｂとして磁石を用い、シリンダ６２として内周面に銅からなる導体を配設した構造のものを用いることができる。変位依存型の摩擦ダンパーであれば、摩擦抵抗やばね定数を高めることで、減衰力の高いものを採用できる。速度依存型の磁気ダンパーの場合でも、上記のように本実施形態では、上部フレーム１０の変位量が大きくなるほど、ピストンロッド６１の変位量の割合が大きくなるため、上部フレーム１０の中立位置付近から所定量離間した変位位置において、高い減衰力を発揮できる。

また、ダンパー用リンク７０は、本実施形態では、シリンダ６２とシリンダ用ブラケット４５との間に設けているが、これに代えて、ピストンロッド６１とピストンロッド用ブラケット３５との間に設けることもできる。また、ダンパー用リンク７０を、ピストンロッド６１側とシリンダ６２側の両方に配設することもできる。また、本実施形態では、前部側にピストンロッド６１を配置し、後部側にシリンダ６２を配置しているが、逆向きに配置することももちろん可能である。

（試験例１）
図７（ａ）〜（ｃ）は、本実施形態の構造を採用した試験例１に係るシートサスペンション１の静特性を示した図である。なお、ダンパー６０としては、ピストン６１ｂとして磁石を配置し、シリンダ６２の内周面に銅を配設した速度依存型の磁気ダンパーを用いている。また、ピストンロッド６１が軸支されている第１軸部材６３ａの中心と、シリンダ６２と略三角形状リンク６５との支点である第２軸部材６３ｂの中心との距離（ダンパー長）が、図６（ｂ）の中立位置においてＬ１、図６（ａ）の下限位置においてＬ２、図６（ｃ）の上限位置においてＬ３とした場合に、Ｌ２＝Ｌ１＋３．１ｍｍ、Ｌ３＝Ｌ１＋５．３ｍｍのものである。図７において、変位量０ｍｍが上部フレーム１０の中立位置であり、変位量の正の値が、上部フレーム１０が中立位置から下方に変位した場合を示し、変位量の負の値が、上部フレーム１０が中立位置から上方に変位した場合を示す。まず、図７（ａ）の変位−荷重特性から、本実施形態のシートサスペンション１は、変位量０ｍｍを中心として±約１０ｍｍの変位量範囲において、ばね定数が絶対値で約２０Ｎ／ｍｍ以下（±約５ｍｍの変位量範囲ではばね定数が絶対値で約１０Ｎ／ｍｍ以下）のばね定数略ゼロの領域を有していることがわかる。従って、人が着座して上部フレーム１０が中立位置付近に位置している場合、車体フロアから伝わる上下振動は、上部フレーム１０と下部フレーム２０との相対運動により効果的に除振される。

一方、図７（ｂ）から、上部フレーム１０の下部フレーム２０に対する変位量（サスペンション変位）と、ピストン６１ｂ及びピストンロッド６１のシリンダ６２に対する変位量（ダンパー変位）とを比較すると、上部フレーム１０の変位量が増すにつれて、ダンパー６０の変位量の割合が増加しており、特に、上部フレーム１０の変位量が±１０ｍｍ近傍以上となると、ダンパー６０の変位量の割合の増加が急激になっており、シリンダ用ブラケット３５、ダンパー用リンク７０及びピストンロッド用ブラケット３５の各回転運動の作用が顕著に現れている。

図８（ａ）〜（ｃ）は、上部フレーム１０の中立位置からの変位量を±１５ｍｍとして、４Ｈｚで上部フレーム１０を上下動させた場合の動特性を示した図である。図８（ａ），（ｂ）を比較すると、上部フレーム１０の変位量（サスペンション変位）＋１０ｍｍ近傍、−１０ｍｍ近傍において、ダンパー速度（ピストン６１ｂ及びピストンロッド６１のシリンダ６２内の移動速度）が最高になっている。そして、図８（ｃ）より、上部フレーム１０の変位量（サスペンション変位）＋１０ｍｍ近傍、−１０ｍｍ近傍において、ダンパー６０の減衰力及びシートサスペンション１の減衰力が最大になっている。よって、本実施形態によれば、上部フレーム１０を、上限位置又は下限位置に至る前で大きな減衰力を作用させて減衰できることがわかる。その一方、上部フレーム１０の中立位置において、ダンパー用リンク７０が死点（思案点）位置となり、ダンパー６０の減衰力がほとんど働いていない。このことは、図７（ａ）の変位−荷重特性と図８（ｃ）の減衰力を併せて示した図８（ｄ）からも明らかであり、上部フレーム１０の中立位置付近では、上記したばね定数が実質的にゼロとなる特性により除振され、より大きな振動、衝撃が入力された場合には、ダンパー６０の減衰力でエネルギー吸収がなされる。

なお、試験例１のシートサスペンション１に関し、ＪＩＳ Ａ ８３０４：２００１（ＩＳＯ ７０９６：２０００）に基づいて、ＳＥＡＴ値（Seat Effective Amplitude Transmissibility factor）を求めた。試験例１のシートサスペンション１を、フォークリフトの運転席シートに用いる場合を想定して、「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／ｓ^２）^２／Ｈｚ）で試験を行った。被験者は、体重６３ｋｇ、７２ｋｇの２名であり、その結果、得られたＳＥＡＴ値は、それぞれ０．３４、０．２８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／ｓ^２）^２／Ｈｚ）で試験を行った。被験者は、体重６３ｋｇ、７２ｋｇの２名であり、その結果、得られたＳＥＡＴ値は、それぞれ０．５２、０．５２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。

（試験例２）
図９は、下部フレーム２０を加振機にセットしたシートサスペンション１の上部フレーム１０に、自動車用シートを装着し、そのシートに体重８５ｋｇの被験者が着座した状態で加振した際の振動伝達率の測定結果を示した図である。なお、試験例２のシートサスペンション１では、ダンパー６０として、ピストン６１ｂの周面にゴムを設け、シリンダ６２の内周面に摺接する変位依存型の摩擦ダンパーを用いている。また、この変位依存型の摩擦ダンパーの減衰力は、試験例１の磁気ダンパーの減衰力を上回るものである。図９において、比較例１は、当該変位依存型の摩擦ダンパーを取り外したシートサスペンションを用いた場合の測定結果である。

図９より、比較例１と比べて、試験例２は、共振点における振動伝達率が大幅に低下していることがわかる。また、入力周波数帯が共振点より高い領域においては、試験例２が、減衰力の高い変位依存型の摩擦ダンパーを用いているにもかかわらず、比較例１とほぼ同じ振動伝達率となっており、高周波で小振幅の領域においては、変位依存型の摩擦ダンパーが作用せずに、実質的にばね定数ゼロの特性を備えたばね機構の作用により除振できていることがわかる。

また、上記実施形態の構造を採用した試験例２においては、上記のように、副振動体であるダンパー６０は、シリンダ６２が、第２軸部材６３ｂ、第３軸部材６３ｃ、第４軸部材６３ｄ及び第５軸部材６３ｅを介して連結された補助的なダンパー用リンクとしての略三角形状リンク６５及びダンパー用リンク７０により、すなわち、多関節構造のリンクによって支持されている。そのため、主振動体である上部フレーム１０が上下動すると、ピストンロッド６１の支点である第１軸部材６３ａを中心として、シリンダ６２側が揺動する。

図９から、試験例２が比較例１よりも共振峰が大きく低下しているのは、摩擦ダンパーからなるダンパー６０の伸縮動作によるものであるが、ダンパー６０を備えていない比較例１の共振周波数が約１．８Ｈｚであるのに対し、試験例２では約１．９Ｈｚとなっている。すなわち、試験例２の方が若干高周波側に移行している。しかしながら、試験例２は、共振周波数を越えたより高周波の領域においても、特に、２．５Ｈｚ付近まで振動伝達率が比較例１よりも低く、二次共振点も生じていない。また、２．５Ｈｚよりも高周波領域においては、両者はほぼ同じ振動伝達率となっている。従って、試験例２は、比較例１よりも減衰領域の周波数帯域が増加している。これは、試験例２のシートサスペンション１が、主振動体である上部フレーム１０の振動とは異なる挙動で振動する副振動体であるダンパー６０の作用によるものである。すなわち、上部フレーム１０の振動やダンパー６０の伸縮動作に伴う入力振動のエネルギー消費だけでなく、ダンパー６０自体が独自の振動を行うことによっても入力振動のエネルギーを散逸していることを示している。また、２Ｈｚを越えた範囲で二次共振点が生じることなく振動伝達率がなだらかに下がっているのは、ダンパー６０が、上部フレーム１０に、ばねではなく、略三角形状リンク６５、ダンパー用リンク７０を含む複数のリンクを介して支持されていることによる。

１ シートサスペンション
１０ 上部フレーム
１１ 上側前部フレーム
１２ 上側後部フレーム
１５ 初期位置調整部材
２０ 下部フレーム
３０ 前部リンク
３１ トーションバー
３５ ピストンロッド用ブラケット
４０ 後部リンク
４１ トーションバー
４５ シリンダ用ブラケット
５０ 磁気ばね
５１ 固定マグネットユニット
５１２ 固定側磁石
５２ 移動マグネットユニット
５２１ 移動側磁石
６０ ダンパー
６１ ピストンロッド
６１ｂ ピストン
６２ シリンダ
６３ａ〜６３ｅ 軸部材
６５ 略三角形状リンク
７０ ダンパー用リンク

Claims (6)

1. 下部フレームと、
   前記下部フレームに、前後に所定間隔をおいて支持され、それぞれ下部を中心として前後に回転運動を行う前部リンク及び後部リンクを備えたフレーム用リンク機構と、
   前記前部リンク及び後部リンクの上部に支持された上部フレームと、
   前記前部リンク及び後部リンクを弾性的に付勢するばね機構と、
   前記上部フレームの前記下部フレームに対する離接動作時のエネルギーを減衰するダンパーと
   を備えたサスペンションであって、
   前記ダンパーが、ピストンロッドとシリンダとを備えた伸縮式であり、前記上部フレーム側に、前記前部リンク及び後部リンクの回転運動によって伸縮するように取り付けられていると共に、前記ダンパー自体が、外部からの入力振動による前記前部リンク及び後部リンクの回転運動によって生じる前記上部フレームの振動とは異なる挙動の振動を生じ、
   前記ばね機構を介して支持された前記上部フレームが主振動体となり、前記上部フレーム側に取り付けられた前記ダンパーが副振動体となっており、
   前記ダンパーは、前記上部フレームの中立位置付近において、その軸心と、前記上部フレームを支持する前記前部リンクの上部側の支点と、前記上部フレームを支持する前記後部リンクの上部側の支点とが、側面から見て略一直線上になるように設定されていることを特徴とするサスペンション。
2. 前記上部フレームが、左右一対配設される前記前部リンクの上部間に設けられた上側前部フレームと、左右一対配設される前記後部リンクの上部間に設けられた上側後部フレームとを有し、
   前記ダンパーが、前記上側前部フレームとの間、及び、前記上側後部フレームとの間のいずれか少なくとも一方に、少なくとも一つのダンパー用リンクを介して配設されており、
   前記ダンパー用リンクの動きによって、前記ダンパー自体が、外部からの入力振動による前記主振動体である前記上部フレームの振動とは異なる挙動の振動を生じる前記副振動体として機能する請求項１記載のサスペンション。
3. 前記ピストンロッドが連結されるピストンロッド用ブラケット及び前記シリンダが連結されるシリンダ用ブラケットのうちの一方が、前記上側前部フレームに設けられ、他方が、前記上側後部フレームに設けられ、
   前記ダンパー用リンクが、前記ピストンロッドと前記ピストンロッド用ブラケットとの間、及び、前記シリンダと前記シリンダ用ブラケットとの間の少なくとも一方に介在されている請求項２記載のサスペンション。
4. 前記上部フレームの中立位置付近において、前記ダンパー用リンクの両端の各支点が、前記上部フレームを支持する前記前部リンクの上部側の支点、又は、前記上部フレームを支持する前記後部リンクの上部側の支点と略一直線上となる姿勢で設けられている請求項３記載のサスペンション。
5. 前記ばね機構は、前記上部フレームを前記下部フレームに離間する方向に付勢するばね定数が正の特性を備えたばねと、所定の変位範囲において、ばね定数が負となる特性を備えたばねとの組み合わせからなり、
   前記上部フレームの中立位置付近において、前記各ばねの特性が重畳されて、ばね定数が略ゼロになる領域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。
6. 前記下部フレームが車体側に固定され、前記上部フレームにシートが支持される乗物のシートサスペンションとして用いられる請求項１〜５のいずれか１に記載のサスペンション。

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