JP6940849B2 - サスペンション機構及びシート構造 - Google Patents

Description

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、並びに、該サスペンション機構を備えたシート構造に関する。

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。

特開２０１０−１７９７１９号公報 特開２０１０−１７９７２０号公報

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。

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／ｓ^２）^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／ｓ^２）^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。

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。

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のは困難であった。

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、特に、土工機械で求められる基準を満たすのに適するサスペンション機構及び該サスペンション機構を備えたシート構造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、リンク機構を介して相対的に上下動する上下一対のフレーム部と、前記上下一対のフレーム部を弾性的に付勢するばね機構と、前記上下一対のフレーム部が相対的に上下動する際の力を減衰させるダンパーとを備えたばね−ダンパー付きサスペンション部が、上下に複数積層されて構成され、前記複数積層されたばね−ダンパー付きサスペンション部のうち、一部の層のばね−ダンパー付きサスペンション部の減衰特性又はばね特性を、他の層のばね−ダンパー付きサスペンション部の減衰特性又はばね特性とは異ならせることにより、各ばね−ダンパー付きサスペンション部の動きに位相差を生じさせることができる構成であると共に、負荷質量５０〜１２０ｋｇを支持したときに中立位置となるよう設定して測定した荷重−たわみ特性として、負荷時と除荷時のヒステリシスロスが１５０Ｎ以下であることを特徴とする。

前記各ばね−ダンパー付きサスペンション部の相互間の動きの位相差が、周波数２Ｈｚ以下の共振点が含まれる周波数帯域において１２０度以上であることが好ましい。
前記一部の層のばね−ダンパー付きサスペンション部の前記ダンパーは、前記他の層のばね−ダンパー付きサスペンション部の前記ダンパーとは減衰力の異なるものが用いられていること好ましい。

前記複数積層されたばね−ダンパー付きサスペンション部のうち、少なくとも一つの層のばね−ダンパー付きサスペンション部のばね機構は、荷重−たわみ特性における所定の変位範囲において、荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を備えた定荷重ばね機構が採用され、前記定荷重ばね機構が、線形特性を示す線形ばねと、固定磁石と、前記上下一対のフレーム部の相対的な上下動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−たわみ特性が所定の変位範囲において、荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を備えた構成であることが好ましい。
前記定荷重ばね機構が採用されないばね−ダンパー付きサスペンション部を有する場合、当該ばね−ダンパー付きサスペンション部のばね機構は、荷重−たわみ特性が線形に変化する線形ばね機構が採用されている構成とすることが好ましい。

前記ばね−ダンパー付きサスペンション部が２層からなり、下層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部が、前記定荷重ばね機構を有する構成であり、上層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部が、前記線形ばね機構を有する構成であることが好ましい。

前記ばね−ダンパー付きサスペンション部が２層からなり、下層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部及び上層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部のいずれもが、前記定荷重ばね機構を有する構成であることが好ましい。
この場合、下層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部の前記定荷重ばね機構と、上層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部の前記定荷重ばね機構とのうち、一方の前記定荷重ばね機構を構成する前記磁気ばねは、その可動磁石が、前記フレーム部の上下動に伴って略水平方向に変位するように設けられ、他方の前記定荷重ばね機構を構成する前記磁気ばねは、その可動磁石が、前記フレーム部の上下動に伴って上下方向に変位するように設けられていることが好ましい。

下層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部、及び、上層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部の積層構造が、２組の前記定荷重ばね機構により、荷重−たわみ特性において、荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を変位位置の異なる２箇所で発揮する特性を有していることが好ましい。
前記荷重−たわみ特性において、前記定荷重となる特性を示す２箇所の領域は、両者間において荷重値が高くなる変化を示す堰を挟んで設けられ、両者に荷重差がある一方、その荷重差が２つの定荷重領域のヒステリシスロスの範囲内であることが好ましい。

各層の前記ばね−ダンパー付きサスペンション部は、それぞれの前記定荷重ばね機構又は前記各線形ばね機構に採用さている線形ばねの弾性力を調整する弾性力調整部材が設けられており、２つの弾性力調整部材が、着座者の目線位置を調整するリフターとしての機能を果たすものであることが好ましい。
前記定荷重ばね機構又は前記各線形ばね機構に採用さている線形ばねが、トーションバー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、土工機械のシートの支持に適している。

また、本発明のシート構造は、前記サスペンション機構と、前記サスペンション機構に支持されるシートとを備えたシート構造であって、前記サスペンション機構とシートクッション部との間に、共振点の振動伝達率を低減するためのシートサスペンション部がさらに介在されていることを特徴とする。

本発明のサスペンション機構は、ばね機構とダンパーを備えたばね−ダンパー付きサスペンション部が上下に複数積層された構造である。このため、ばね機構が上下に直列に接続された系となっており、ばね−ダンパー付きサスペンション部が単層の系と比較して、固有振動数を低くすることができ、共振点をより低周波側とすることに貢献できる。それにより、共振点より高い周波数帯域における振動伝達率を効率よく低減できる。しかも、積層されたばね−ダンパー付きサスペンション部全体の静荷重特性としてヒステリシスロスが１５０Ｎ以下という小さな値で設定されている。これにより、動的ばね定数がより小さくなって、共振点をより低い周波数帯域に出現させるように作用させ、摩擦等による減衰が比較的小さい特性を有することになる。そのため、入力振動差に伴う各ばね−ダンパー付きサスペンション部の個別運動による位相差が生じやすく、共振点の振動伝達率を効率的に抑制できる。特に、本発明では、共振点が含まれる２Ｈｚ以下の周波数帯域での位相差が好ましくは１２０度以上、より好ましくは逆位相（位相差１８０度）となっており、それにより、共振点での振動伝達率をより低く抑えられる。

また、各層のばね−ダンパー付きサスペンション部の減衰特性又はばね特性を、使用するダンパーの減衰力やばね機構のばね力により種々に調整することができる。よって、それらを複数積層した本発明のサスペンション機構は、使用するダンパーやばね機構の組み合わせを種々調整することにより、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。特に、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。また、積層数や使用するダンパーやばね機構の種類の選定により、異なる種類の入力スペクトルクラスに求められる基準を一つのサスペンション機構で満たすことができる。

また、ばね−ダンパー付きサスペンション部として、静荷重特性における荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を有する定荷重ばね機構を備えたものを上下に複数積層した構成とすることが好ましい。これにより、ばね−ダンパー付きサスペンション部同士の運動の位相差がより顕著になり、振動吸収特性が向上する。また、定荷重となる特性を示す領域が２箇所になると共に、両者間において荷重値が高くなる変化を示す堰を有し、かつ、両者に荷重差がある一方、その荷重差が２つの定荷重領域のヒステリシスロスの範囲内に収まった特性を有するため、両者をあわせた定荷重領域の範囲が広く、このことが振動吸収特性の向上に貢献する。

図１は、本発明の第１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は、図１の平面図である。 図３は、図１の側面図である。 図４は、図２のＡ−Ａ線矢視図である。 図５は、第１の実施形態に係るサスペンション機構の作用を説明するための図である。 図６は、第１の実施形態に係るサスペンション機構で用いた下層ばね−ダンパー付きサスペンション部を示す斜視図である。 図７（ａ）は、図６に示した下層ばね−ダンパー付きサスペンション部における磁気ばねの構成を説明するため、第１のダンパーを取り外して示した斜視図であり、図７（ｂ）は、図７（ａ）の断面図である。 図８は、第１の実施形態に係る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（第１の実施形態に係るシート構造）を示した図である。 図９は、図８のシート構造で用いたシートサスペンション部を示す斜視図である。 図１０は、トーションバー、磁気ばね及びそれらを含んだ定荷重ばね機構の各荷重−たわみ特性の例を示した図であり、（ａ）は縦置きの磁気ばねを採用した際の特性を示し、（ｂ）は横置きの磁気ばねを採用した際の特性を示す。 図１１は、速度０．３ｍ／ｓ時の各種ダンパー（符号Ａ−１、Ａ−２、Ｂ−１、Ｂ−２、Ｂ−３、Ｃ−１、Ｄ−１、Ｄ−２はいずれもオイルダンパーであり、符号Ｆ−１、Ｆ−２はいずれも摩擦ダンパーである）の減衰力を示した図である。 図１２は、図８のサスペンション機構を含まない状態における、シートサスペンション部に支持されたシートクッション部の荷重−たわみ特性を示した図である。 図１３（ａ）は、被験者ＡのＥＭ６、ＥＭ８に関するＳＥＡＴ値を測定場所別に示し、図１３（ｂ）は、被験者ＢのＥＭ６、ＥＭ８に関するＳＥＡＴ値を測定場所別に示した図である。 図１４は、本発明の第２の実施形態に係るシート構造を示した図である。 図１５は、本発明の第３の実施形態に係るサスペンション機構を用いたシート構造（第３の実施形態に係るシート構造）を示した図である。 図１６は、第３の実施形態に係るサスペンション機構を示す側面図である。 図１７は、第３の実施形態に係るサスペンション機構で用いた下層ばね−ダンパー付きサスペンション部を示した断面図である。 図１８は、中立位置の負荷質量を図に示したように設定して測定した第３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る。 図１９は、図１８中、中立位置の負荷質量１２０ｋｇ、７０ｋｇ及び５０ｋｇの荷重−たわみ特性を抜粋し、第１の実施形態に係るサスペンション機構の荷重−たわみ特性と比較した図である。 図２０（ａ）は図１９のＡ部拡大図（負荷質量１２０ｋｇの特性）であり、図２０（ｂ）は図１９のＢ部拡大図（負荷質量７０ｋｇの特性）であり、図２０（ｃ）は図１９のＣ部拡大図（負荷質量５０ｋｇの特性）である。 図２１は、図１５に示した第３の実施形態に係るシート構造の荷重−たわみ特性を示した図である。 図２２は、第３の実施形態に係る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。 図２３（ａ）は、第１の実施形態に係るシート構造に被験者Ａ，Ｂを着座させて行ったＥＭ６に関する振動伝達率の試験結果を示した図であり、図２３（ｂ）は、第３の実施形態に係るシート構造に被験者Ａ，Ｂを着座させて行ったＥＭ７に関する振動伝達率の試験結果を示した図であり、図２３（ｃ）は第１の実施形態に係るシート構造に被験者Ａ，Ｂを着座させて行ったＥＭ８に関する振動伝達率の試験結果を示した図であり、図２３（ｄ）は、第１及び第３の実施形態に係る各シート構造に質量７５ｋｇのラバーウエイトを載置してＥＭ７に関して測定した際の振動伝達率を示した図である。 図２４は、第３の実施形態に係るシート構造に被験者Ｃを着座させ、加速度を変えて励振した際の振動伝達率を示した図である。 図２５は、第３の実施形態に係るシート構造の振動実験において、加振機の載置台と、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部の上側連結部との間の変位を時系列に示した図である。 図２６は、第１及び第３の実施形態に係る各シート構造と、Ｘリンクサスペンションによって支持されたシートについて、ＥＭ７で励振した際の振動伝達率を示した図である。 図２７は、第２の実施形態に係るシート構造と参考例のシートに着座した被験者の生体情報の測定結果を示した図であり、（ａ）及び（ｂ）は心拍数を、（ｃ）及び（ｄ）は、交感神経の指標であるＬＦ／ＨＦを、（ｅ）及び（ｆ）は、副交感神経の指標であるＨＦ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。
（第１の実施形態）
図１〜図７は、本発明の第１の実施形態に係るサスペンション機構１Ａを示した図であり、図８は、サスペンション機構１Ａ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、シートサスペンション部２０００を内蔵しており、図９は、当該シートサスペンション部２０００の斜視図である。本実施形態のサスペンション機構１は、図１〜図７に示したように、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００と、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００の上下２層のばね−ダンパー付きサスペンション部を有して構成されている。

下層ばね−ダンパー付きサスペンション部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、定荷重ばね機構１２０及び第１のダンパー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。従って、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００においては、固定部１０１と可動支持部１４０が、請求項で規定した「リンク機構を介して相対的に上下動する上下一対のフレーム部」を構成する。

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４，図８参照）。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１０参照）、後述する磁気ばね１２２と共に定荷重ばね機構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、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、図６及び図７参照）。

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が好ましい。

トーションバー１２１，１２１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、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００における摩擦減衰が高くなり、荷重−たわみ特性（静荷重特性）におけるヒステリシスロスを大きくする要因となる。ここで、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００及び後述の上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００は、両者間での動きに位相差が生じるようにするため、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００と上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００とを組み合わせた積層構造全体として、中立位置での負荷荷重を５０〜１２０ｋｇの範囲に設定したときの負荷時と除荷時のヒステリシスロスが１５０Ｎ以下となるように調整されていることが好ましい。より好ましくは１２０Ｎ以下であり、さらに好ましくは１００Ｎ以下である。ヒステリシスロスの下限値は特に制限されないが通常１０〜３０Ｎの範囲内である。

磁気ばね１２２は、図４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、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００の略上下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。

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、後端が、可動支持部１４０に軸支された可動磁石支持用リンクプレート１２２１ｃの先端に支持され、可動支持部１４０の上下動に伴って、固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂ間の隙間を前後に略水平に移動する構成である。なお、可動磁石１２２１ｂは、この前後動方向に沿って着磁されている。

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する。具体的には、図１０（ｂ）に示したように、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範囲（図１０（ｂ）の例では、約−１１ｍｍから約＋１０ｍｍの範囲）において負のばね特性を発揮する。

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定荷重ばね機構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１０（ｂ）の例では、約−１１ｍｍから約＋１０ｍｍ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、両者を重畳した定荷重ばね機構１２０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、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。

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間を略水平方向に移動する姿勢（横置き）で設置している。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。その一方、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り、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効率の変化や摩擦減衰が生じる。そのため、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）は、図１０（ｂ）に示したように、若干非線形に推移している。図１０（ｂ）の例では、約−１１ｍｍ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絶対値でばね定数になっており、トーションバー１２１，１２１のばね定数と重畳すると、約−１１ｍｍから０ｍｍまでの範囲の方が、０ｍｍから約＋１０ｍｍまでの範囲よりもより低いばね定数となっている。

これに対し、後述の第３の実施形態の上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００で採用している磁気ばね３２２は、可動磁石１２２１ｂを固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂ間で上下方向に変位する構造（縦置き）にしている。縦置きにした場合、可動磁石１２２１ｂを、上下に変位するフレーム部である上側連結部３４０に固定するだけで支持でき、動作方向を変換するリンク機構を設ける必要がなく、その分、効率の変化や摩擦減衰の影響がない。そのため、ばね特性は、例えば、図１０（ａ）に示したように、約−９ｍｍから約＋１０ｍｍの範囲において、磁気ばね３２２が負のばね特性を示すが、図１０（ｂ）の横置きの場合よりも、線形性が高い。よって、トーションバー３２１，３２１のばね定数と重畳すると、約−９ｍｍから＋１０ｍｍまでの範囲で、図１０（ｂ）の場合よりも変化が小さい定荷重領域が形成される特性を有する。このことから明らかなように、磁気ばね１２２，３２２として縦置きを用いるか、横置きを用いるかによって、各ばね−ダンパー付きサスペンション部１００，３００のばね特性が変化する。

次に、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００で用いられる第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４参照）。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。

また、第１のダンパー１３０のピストンロッド１３１の端部を支持する後部フレーム１４２に取り付けられた取り付けブラケット１３１ｂの突出方向が、図４に示したように、ほぼ前方に向かって突出するように設けられており、本実施形態対では、第１のダンパー１３０の取り付け角度は、水平面に対して約１０度に設定されている。なお、この取り付けブラケット１３１ｂの突出方向を例えば斜め上方とすることにより、第１のダンパー１３０の取り付け角度を例えば２０度といったように調整できる。従って、ダンパーの取り付け角度により、減衰特性を調整することも可能である。

第１のダンパー１３０としては、土工機械の運転席支持用としては、土工機械が受ける大振幅の入力に対する衝撃にも対応できるようにするため、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８００〜１５００Ｎの範囲のものである。例えば、図１１において、「Ａ−１」、「Ａ−２」、「Ｂ−１」、「Ｂ−２」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、下層に配置される第１のダンパー１３０として、例えば縮み側の減衰力が１０００Ｎ以上のものを採用した場合（例えば、図１１の「Ｄ−１」のダンパー）には、底付き感が大きくなってしまい好ましくない。しかし、上記の条件の第１のダンパー１３０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、定荷重ばね機構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。第１のダンパー１３０は、オイルダンパーが好ましいが、上記の条件を満たすものであれば、摩擦ダンパー等であってもよい。但し、オイルダンパーは、速度依存性を有するため、衝撃エネルギーの吸収だけでなく、特に低周波帯域における位相制御への貢献度が高い。

上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００は、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００から磁気ばねを取り除いた構成であり、ばね機構としては、定荷重ばね機構ではなく、トーションバー３２１のみから構成される線形ばね機構３２０を採用している。

上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００は、下側連結部３０１が、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００の可動支持部１４０上に連結され、上側連結部３４０上に、取り付け台３４３を介して、スライダ２５０のロアレール２５１が固定され、スライダ２５０は、上側連結部３４０と共に上下動する。

上側連結部３４０は、下側連結部３０１に対して第２のリンク機構３１０を介して支持されている。第２のリンク機構３１０の構成は、第１のリンク機構１１０と同様に、左右一対の前部リンク３１１，３１１と、左右一対の後部リンク３１２，３１２とを有してなる。下側連結部３０１の前方には、幅方向に沿って前部フレーム３０１ａが配設され、後方には、幅方向に沿って後部フレーム３０１ｂが配設されている。前部フレーム３０１ａ及び後部フレーム３０１ｂはいずれもパイプ材から形成され、その内部に、線形ばね機構３２０を構成するトーションバー３２１，３２１が配設されている。トーションバー３２１，３２１の一端は、前部フレーム３０１ａ及び後部フレーム３０１ｂに相対回転しないように設けられ、他端は後述する弾性力調整部材３２５のプレート部材３２５ｃ，３２５ｃに接続されている。

前部リンク３１１，３１１の各下部３１１ａ，３１１ａは、下側連結部３０１の前部フレーム３０１ａに連結され、各上部３１１ｂ，３１１ｂが、上側連結部３４０に回転可能に軸支されている。後部リンク３１２，３１２の各下部３１２ａ，３１２ａは、下側連結部３０１の後部フレーム３０１ｂに連結され、各上部３１２ｂ，３１２ｂが、上側連結部３４０に回転可能に軸支されている。前部リンク３１１，３１１の回転方向及び後部リンク３１２，３１２の回転方向は、いずれも、第１のリンク機構１１０の前部リンク１１１，１１１及び後部リンク１１２，１１２の回転方向とは逆方向となるように設定される。すなわち、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００の可動支持部１４０は、第１のリンク機構１１０により、図５（ａ）の最上端位置から図５（ｃ）の最下端位置に向かうに従って、前方に変位しつつ下方に移動していくが、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００は、それ単体では、上側連結部３４０が、後方に変位しつつ下方に移動していくように設けられている。よって、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００と上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００とを積層した状態においては、上側連結部３４０は、ほぼ垂直方向に上下動することになる。これにより、着座者の着座位置は上下動が伴っても前後変位が少なくなり安定する。上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００においては、下側連結部３０１と上側連結部３４０が、請求項で規定した「リンク機構を介して相対的に上下動する上下一対のフレーム部」を構成する。

ここで、トーションバー３２１，３２１の他端が連結される弾性力調整部材３２５は、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００における弾性力調整部材１２５と全く同様の構成であり、調整用ダイヤル３２５ｂを操作することで、トーションバー３２１，３２１のねじり量を調整することができる。本実施形態では、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００における弾性力調整部材１２５は、着座者の体重に合わせて、定荷重ばね機構１２０の磁気ばね１２２が中立位置（固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂ間の前後方向中間位置に、可動磁石１２２１ｂの前後方向中央部を合わせた位置）になるように設定して着座者を所定の平衡点位置で支持するために用いられる。もちろんそれにより着座者の目線の高さも調整される。また、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００の弾性力調整部材３２５は、トーションバー３２１，３２１のねじり量を調整することで主に着座者の目線の高さを調整するために用いられる。本実施形態によれば、弾性力調整部材１２５，３２５を二組備えており、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００のトーションバー１２１，１２１及び上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００のトーションバー３２１，３２１の両者の初期弾性力をそれぞれ調整可能であり、着座者の目線高さの調整範囲が大きく、これによりリフターとしての機能を兼ねさせることができる。

上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００に用いられる第２のダンパー３３０は、下側連結部３０１の後部フレーム３０１ｂから下方に突出するように設けた取り付けブラケット３３２ｂにシリンダ３３２の端部が軸支され、上側連結部３４０の前部フレーム３４１に後方に突出するように設けた取り付けブラケット３３１ｂにピストンロッド３３１の端部が軸支されて配設されている。第２のダンパー３３０は、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００が、本実施形態のように線形ばね機構３２０を採用した場合、下方への力に対する復元力が高いため、第１のダンパー１３０と同様に、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８００〜１５００Ｎの範囲のものであり、第１のダンパー１３０と同様のものを用いることができる。

但し、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００と上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００とは、減衰特性又はばね特性とが異なるようにする。本実施形態では、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００において磁気ばね１２２を備えた定荷重ばね機構１２０を採用し、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００では定荷重ばね機構を採用していない。よって、その違いにより、ばね特性に差が生じるため、第１のダンパー１３０及び第２のダンパー３３０は、同等の特性を有するものを用いてもよい。しかしながら、２つのダンパー１３０，３３０として異なる減衰力のものを採用したり、取り付け角度を異ならせたりして、減衰特性も異なる構造とすることが好ましい。このような構成とすることにより、入力される振動によって上下に振動する各ばね−ダンパー付きサスペンション部１００，３００の振動波形の周期の位置すなわち位相に差が生じることになる。このような位相差が大きいほど、すなわち逆位相に近いほど、振動吸収特性が優れるため好ましい。好ましくは、ＩＳＯ ７０９６：２０００に基づくＪＩＳ Ａ ８３０４：２００１で規定されているた入力スペクトルクラス（ＥＭ６，ＥＭ７，ＥＭ８，ＥＭ９）で励振した際の共振点の周波数帯域が２Ｈｚ以下で、この共振点が含まれる２Ｈｚ以下の周波数帯域において、各ばね−ダンパー付きサスペンション部１００，３００の相互間の振動波形の位相差が１２０度以上である。より好ましくは振動波形が逆位相となることが好ましい。

各ばね−ダンパー付きサスペンション部１００，３００の位相差によってより顕著に振動吸収特性を向上させるためには、サスペンション機構１Ａの荷重−たわみ特性における負荷時と除荷時のヒステリシスロスが小さいほど好ましい。それにより、動的ばね定数を低く抑えることができ、共振点をより低い周波数帯域に出現させ、入力振動差に伴う各ばね−ダンパー付きサスペンション部１００，３００の個別運動による位相差を生じやすくできる。サスペンション機構１Ａの荷重−たわみ特性におけるヒステリシスロスは、中立位置での負荷荷重を５０〜１２０ｋｇの範囲に設定したとき１５０Ｎ以下であることが好ましい。また、２０〜１５０Ｎの範囲であることがより好ましい。

シートサスペンション部２０００は、図８に示したように、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００の上側連結部３４０に対して、シートサスペンション部リンク機構２１００、線形ばね機構２２００及びシートサスペンション部ダンパー２３００を介して上下動可能に支持されるシート支持部２４００を備えてなる。

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２４００を構成しており、サイドフレーム２４１０，２４１０、前縁フレーム２４２０、後縁フレーム２４３０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２４００は、スライダ２５００のアッパーレール２５２０に支持される。ロアレール２５１０が上側連結部３４０に取り付け台３４３を介して固定されており、スライダ２５０は、上側連結部３４０と共に上下動する。なお、サイドフレーム２４１０，２４１０、前縁フレーム２４２０、後縁フレーム２４３０には、クッション部材としての例えば三次元立体編物が張設されている。

シート支持部２４００は、図８及び図９に示したように、アッパーレール２５２０に、シートサスペンション部リンク機構２１００を介して支持される。シートサスペンション部リンク機構２１００は、左右一対の前部リンク２１１０，２１１０と、左右一対の後部リンク２１２０，２１２０と、左右それぞれにおいて、前部リンク２１１０及び後部リンク２１２０同士を連結する連結リンク２１３０，２１３０とを有してなる。

前部リンク２１１０，２１１０は、略台形に形成され（図９参照）、前端付近の上部が、アッパーレール２５２０の前部ブラケット２５２０ａに軸部材２１１０ａにより軸支され、後端付近の上部がシート支持部２４００のサイドフレーム２４１０，２４１０間において、図９に示したように平面視で軸部材２１１０ａより後方に掛け渡した前部側補強パイプ２４４０に相対回転可能に連結されている。

後部リンク２１２０，２１２０は、図９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２５２０の後部ブラケット２５２０ｂに軸部材２１２０ａにより軸支され、後端付近の上部がシート支持部２４００のサイドフレーム２４１０，２４１０間において、平面視で軸部材２１２０ａより後方に掛け渡した後部側補強パイプ２４５０に相対回転可能に連結されている。従って、シートサスペンション部リンク機構２１００の前部リンク２１１０，２１１０及び後部リンク２１２０，２１２０は、それぞれ軸部材２１１０ａ，２１２０ａを回転中心として回転し、シート支持部２４００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。

シートサスペンション部２０００の線形ばね機構２２００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のみを備えて構成される。具体的には、前部側補強パイプ２４４０及び後部側補強パイプ２４５０にそれぞれ挿通された線形ばねとしてのトーションバー２２１０，２２１０を有して構成される（図８及び図９参照）。各トーションバー２２１０，２２１０は、一端が一方のサイドフレーム２４１０に固定され、他端が他方のサイドフレーム２４１０を貫通して自由端となっており、シート支持部２４０を０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２４００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。

シートサスペンション部ダンパー２３００は、ピストンロッド２３１０の先端を前部側補強パイプ２４４０に係合させ、シリンダ２３２０の底部をスライダ２５００のアッパーレール２５２０，２５２０間に掛け渡した後部側下部パイプ２５３０に係合させて配置されている（図８及び図９等参照）。

シートサスペンション部ダンパー２３００は、第１のダンパー１３０及び第２のダンパー３３０と比較して、減衰力が同等以下のものを用いることが好ましい。シートサスペンション部２０００は、上記２層のサスペンション部１００，３００からなるサスペンション機構１Ａとシートクッション部１１００との間に設けられる。サスペンション機構１Ａに直接シート１０００を支持する場合よりも、共振点の振動伝達率をより低く抑える目的で設けられるが、サスペンション機構１Ａによって十分減衰され、またシートクッション部１１００の減衰も作用するため、シートサスペンション部２０００では、第１のダンパー１３０や第２のダンパー２３０よりも減衰力の小さいものが採用される。例えば、図１１の「Ｂ−３」のオイルダンパーを用いることができる。なお、シートサスペンション部２０００及びシートクッション部１１００（三次元立体編物等のクッション材を含む）を含んだ荷重−たわみ特性は、サスペンション機構１Ａよりもヒステリシスロスが大きく、図１２に示したように、２００Ｎ以上のヒステリシスロスとなっている。

ここで、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００及びシートサスペンション部２０００は、上下ストロークがそれぞれ略同一となるように設定することが好ましい。それにより、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。なお、上下ストロークの調整は、第１のリンク機構１１０、第リンク機構３１０及びシートサスペンション部リンク機構２１００の長さの調整、ダンパー１３０，３３０，２３００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。

本実施形態によれば、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００では定荷重ばね機構１２０を採用し、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００では備えていない線形ばね機構３１０を採用しており、それぞれ個別にダンパー１３０，３３０が取り付けられている。そのため、各ばね−ダンパー付きサスペンション部１００，３００は入力振動に対する減衰特性又はばね特性に差があり、入力振動に対する下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００の振動波形と、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００の振動波形とに位相差が生じる。積層構造であるため、所定のストロークを有していることも相俟って、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。そのため、特に土工機械の運転席用のサスペンション機構として適している。

（サスペンション機構１Ａ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１Ａに支持されたシート１０００に被験者Ａ（身長１７３ｃｍ、体重５４．８ｋｇ）と被験者Ｂ（身長１７９ｃｍ、体重９９ｋｇ）を着座させた場合について、ＪＩＳ Ａ ８３０４：２００１（ＩＳＯ ７０９６：２０００）に基づいたＳＥＡＴ値を求めた。振動実験は、入力スペクトルクラスＥＭ６、ＥＭ７、ＥＭ８及びＥＭ９を用いて行った。

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／ｓ^２）^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／ｓ^２）^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／ｓ^２）^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。入力スペクトルクラスＥＭ９は、「コンパクトローダ（スキップドステア式）」用の規格であり、卓越周波数４．０Ｈｚ、ＰＳＤの最高値０．７８（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚで励振し、ＳＥＡＴ値は０．９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。振動伝達率は、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。

また、実験は、出願人の一人であるデルタ工業株式会社の研究施設（広島県安芸郡府中町新地１番１４号）と、イタリアの国際研究機関に属する「Institute for Agricultural and Earthmoving Machinery （ＩＭＡＭＯＴＥＲ）」の研究施設との２箇所において行った。

デルタ工業株式会社の研究施設では、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）を用いて、ＥＭ６、ＥＭ８及びＥＭ９に関する実験を行い、ＩＭＡＭＯＴＥＲの研究施設では、１軸加振機を用いて、ＥＭ６、ＥＭ７、ＥＭ８及びＥＭ９に関する実験を行った。

本実験で用いたサスペンション機構１Ａを構成する下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００及び上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００の垂直方向の最大ストローク量はそれぞれ４０ｍｍで、合計８０ｍｍであった。また、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も４０ｍｍとし、サスペンション機構１Ａとシートサスペンション部２０００とを合わせた最大励振ストロークは１２０ｍｍであった。なお、図５では、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００及び上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００との組合せからなるサスペンション機構１Ａの動きを示しているが、それぞれの最大ストローク量４０ｍｍとした場合の寸法の変化の例も合わせて示している。

下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００に組み込まれた第１のダンパー１３０は、図１１に示した「Ａ−１」のオイルダンパー（伸び側減衰力１３７０Ｎ、縮み側減衰力３８０Ｎ）を採用し、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００に組み込まれた第２のダンパー３３０は、図１１に示した「Ｂ−１」のオイルダンパー（伸び側減衰力１３７０Ｎ、縮み側減衰力７６０Ｎ）を採用した。シートサスペンション部２０００に組み込まれたシートサスペンション部ダンパー２３００は、図１１に示した「Ｂ−３」のオイルダンパー（伸び側減衰力４００Ｎ、縮み側減衰力２００Ｎ）を採用した。

振動実験の結果は次表のとおりであった。

表１及び図１３から明らかなように、いずれの研究施設で行った実験でも、ＥＭ６、ＥＭ８及びＥＭ９で求められる条件を満たしていた。

（第２の実施形態）
本実施形態では、第１の実施形態と同じサスペンション機構１Ａに、図１４に示したように、第１の実施形態のシートサスペンション部２０００からシートサスペンション部ダンパー２３００を取り除いた構造のサスペンション部（以下、「ばねサスペンション部」）２０００Ａを採用している。すなわち、ばね機構は、トーションバー２２１０，２２１０のみを備えた線形ばね機構２２００のみからなる。

体重５４ｋｇ、体重５７ｋｇ、体重９９ｋｇの被験者を第２の実施形態のシート１０００に着座させ、ＥＭ６、ＥＭ８に関する実験を行った。その結果を次表に示す。

表２から、第２の実施形態でも、ＥＭ６、ＥＭ８のＳＥＡＴ値に関しては基準を満たしていた。但し、共振点の振動伝達率は１．５９３であり、ＥＭ８の基準は満たしていたものの、ＥＭ６の基準は僅かに上回っていた。

上記の結果から、第１の実施形態及び第２の実施形態のいずれも、共振周波数が２Ｈｚ以下と低く、また、振動伝達率も低く抑えられており、２Ｈｚ以下の周波数帯域において、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００と上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００との間で位相差が生じていることがわかる。

なお、比較のため、シートサスペンション部２０００において、第１の実施形態の「Ｂ−３」のオイルダンパー（伸び側減衰力４００Ｎ、縮み側減衰力２００Ｎ）に代え、「Ａ−１」のオイルダンパー（伸び側減衰力１３７０Ｎ、縮み側減衰力３８０Ｎ）を採用した構成について、体重５４ｋｇ、体重５７ｋｇ、体重９９ｋｇの被験者に関し、ＥＭ６及びＥＭ８に関する実験を行った。

その結果、ＥＭ６については、ＳＥＡＴ値が、それぞれ０．６０、０．５９、０．４２であり、基準を満たしていたが、ＥＭ８については基準を満たさなかった。また、ＥＭ６、ＥＭ８のいずれの場合も、振動伝達率の基準を満たすことができなかった。このことから、シートサスペンション部２０００においては、減衰力が伸び側で１０００Ｎ以下、好ましくは５００Ｎ以下、より好ましくは上記のように３００〜５００Ｎの小さいものを採用することが好ましいと言える。

（第３の実施形態）
次に、図１５〜図１７に基づき、本発明の第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃについて説明する。第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃは、第１の実施形態に係るサスペンション機構１Ａとは、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａの構成が異なる。本実施形態では、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａも、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００と同様に、定荷重ばね機構３２０Ａを有する構造としている。すなわち、所定の変位範囲において負のばね特性を示す磁気ばね３２２Ａを配設しており、線形ばね特性を示すトーションバー３２１，３２１と組み合わされることにより、定荷重ばね機構３２０Ａを構成している。

但し、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００の定荷重ばね機構１２０を構成する磁気ばね１２２は、第１の実施形態と同様に、固定磁石１２２０ｂ，１２２０ｂを略水平姿勢（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しているが、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａでは、定荷重ばね機構３２０Ａを構成する磁気ばね３２２Ａは、可動マグネットユニット３２２Ａ１の可動磁石３２２Ａ１１が固定マグネットユニット３２２Ａ２の固定磁石３２２Ａ２１間を上下方向に移動する姿勢（縦置き）で設置している。なお、縦置きと横置きを比較した場合、縦置きでは、横置きのように、可動支持部である上側連結部３４０の上下方向の動きを可動磁石３２２Ａ１１の略水平方向の動きに変換するためのリンク機構を必要としないことから、摩擦減衰が小さく、図１０（ａ）に示した特性を有している。この点は上記のとおりである。

その他の構成は、シートサスペンション部２０００の構成も含め、上記第１の実施形態と同様であり、同じ部材については同じ符号で示している。但し、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００に配設される第１のダンパー１３０及び上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａに配設される第２のダンパー３３０の取り付け角度は、いずれも水平面に対して約１０度とした。これにより、取り付け角度を約２０度に設定する場合と比較した場合、各ダンパー１３０，３３０の減衰力に対し、相対的に、磁気ばね及びトーションバーのばね特性が強く作用する。これは、ＪＩＳ Ａ ８３０４：２００１「土工機械−運転員の座席の振動評価試験」における「コンパクトダンパ」の入力スペクトルクラス：ＥＭ７のように、卓越周波数３．２４Ｈｚ、ＰＳＤの最高値５．５６（ｍ／ｓ^２）^２／Ｈｚというような、ＥＭ６等の他の規格よりも大きな入力エネルギーに対応する構造とするためである。なお、ＥＭ７のＳＥＡＴ値は０．７未満を満足する必要があり、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率は２．０以下であることが求められる。

（振動特性）
図１８は、第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃについて、中立位置（変位量４０ｍｍ）の負荷質量を異ならせて測定した静荷重特性を示した図であり、このうち、負荷質量５０ｋｇ、７０ｋｇ、１２０ｋｇを支持したときに中立位置となるように設定して測定したデータが図１９の符号「Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ」で示した曲線である。なお、図１９では、第１の実施形態に係るサスペンション機構１Ａについて、負荷質量５０ｋｇ、７０ｋｇ、１２０ｋｇを支持したときに中立位置となるように設定して測定したデータを符号Ｓ−ＶＳＵＭ，Ａ」として併せて示している。図２０は、図１９の符号「Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ」で示した曲線のＡ部，Ｂ部，Ｃ部の拡大図である。図２１は、第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃに、図１２で示した特性を有するシートサスペンション部２０００を内蔵したシート１０００を支持して測定した静荷重特性を示し、中立位置での負荷質量２０ｋｇ、３０ｋｇ、５０ｋｇ、７０ｋｇ及び９０ｋｇの場合のデータである。

なお、下層の第１のダンパー１３０として、図１１に示した「Ａ−２」のオイルダンパー（伸び側減衰力９００Ｎ、縮み側減衰力２５０Ｎ）を用い、上層の第２のダンパー３３０として、「Ｄ−２」のオイルダンパー（伸び側減衰力４４６Ｎ、縮み側減衰力８２０Ｎ）を用いている。また、シートサスペンション部ダンパー２３０として、「Ｂ−３」のオイルダンパー（伸び側減衰力４００Ｎ、縮み側減衰力２００Ｎ）を用いている。各種ダンパーで測定したところ、この組合せが、体重５４．８ｋｇ、体重９９ｋｇのいずれの被験者も後述するＥＭ７の基準を満たした。このうち、上層の第２のダンパー３３０（Ｄ−２）として、縮み側減衰力が伸び側減衰力よりも大きいものを採用している点が他の実施形態と異なる。これは、本実施形態が上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａにおいても定荷重ばね機構３２０Ａを採用したためであり、縮み側減衰力が小さいと、大振幅の入力によって、この上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａの変位が大きくなりやすいことから、それを抑制すべく、縮み側減衰力の高いものを採用したものである。また、本実施形態で採用したオイルダンパー「Ａ−２」及び「Ｄ−２」のように減衰力に大きな差があるものを用いることにより、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００及び上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａの位相差をより大きく、逆位相近くにすることができ、振動吸収特性、衝撃吸収特性を向上させることができる。

図１８〜図２０に示したように、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００及び上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａの上下２層の定荷重ばね機構を備えた本実施形態のサスペンション機構１Ｃは、中立位置の変位量４０ｍｍ付近の若干ばね定数が高くなった堰となる部分を挟んだ両側領域の２箇所で定荷重領域を示す特性を示している。変位量３０ｍｍ付近から４０ｍｍ付近では、磁気ばねが横置きになっている下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００の定荷重ばね機構１２０の作用が相対的に大きく機能し、４０ｍｍ付近から５０ｍｍ付近では磁気ばねが縦置きになっている上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａの定荷重ばね機構３２０Ａの作用が相対的に大きく機能する。また、４０ｍｍ付近の堰となる部分により、２つの定荷重領域では２０〜５０Ｎ程度の荷重差があるが、それらはヒステリシスロスの範囲に収まっており、２つの定荷重領域は、両者をあわせて実質的に２０ｍｍ〜２５ｍｍの一つの定荷重領域（不感帯）が確保された特性となっている。

よって、人が着座した際の平衡点を中立位置４０ｍｍ付近に合わせた場合には、振幅の小さな振動は、４０〜５０ｍｍ付近の定荷重領域で除振機能が発揮され、振幅が大きくなって上方に変位した場合でも３０〜４０ｍｍ付近の定荷重領域の特性で除振される。これら上下２層の定荷重ばね機構を備えた構造が振動吸収特性の改善に寄与することがわかる。

（ＥＭ７に関する試験）
次に、第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃによって支持されたシート１０００に、第１の実施形態と同様に、被験者Ａ（身長１７３ｃｍ、体重５４．８ｋｇ）及び被験者Ｂ（身長１７９ｃｍ、体重９９ｋｇ）を着座させ、ＥＭ７に関する実験を行った。その結果を次表に示す。なお、表３中、共振点の振動伝達率は、加振機上に設置した第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃに負荷質量７５ｋｇを載置し、ピーク間振幅４８ｍｍ、正弦波掃引波形で加振した際の値であり、図２２に示したデータから採用した。なお、測定は、デルタ工業株式会社の研究施設に設置した６軸加振機（（株）デルタツーリング製、最大励振ストローク１０００ｍｍ）を用いて実施した。

表３から、第３の実施形態の構成によれば、ＥＭ７のＳＥＡＴ値の基準を満たしていた。また、表３及び図２２から、共振点の振動伝達率は１．３３であり、ＥＭ７の基準は満たしていた。

図２２のグラフにおいて、０．９Ｈｚ付近、１．２Ｈｚ付近、１．５Ｈｚ付近に変曲点が出現するが、例えば、本実施形態のように下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００と上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａとを積層した構造ではなく、一般に採用されている一つのＸリンクを使用したシートサスペンションの場合、このような変曲点は出現せずに、０．９Ｈｚ付近から１．５Ｈｚ付近まで、それらのほぼ中間が頂部となる一つの山型の曲線となり、共振点の振動伝達率がより高くなる。しかし、本実施形態では、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００と上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａとの積層構造であり、各サスペンション部１００，３００のＡ減衰特性、ばね特性が異なるため、入力振動に対してそれぞれ独立して作用し、両者の動きに位相差が生じる。この位相差が、共振点が出現する２Ｈｚ以下の周波帯域における振動伝達率の低減に寄与する。この作用は、上記第１及び第２の実施形態に係るサスペンション機構１Ａ，１Ｂでも同様である。振動伝達率の低減のため、位相差は大きいほど、すなわち逆位相に近いほど好ましい。逆位相にならない場合でも２Ｈｚ以下の入力振動で１２０度以上の位相差が生じるように、減衰特性、ばね特性を調整することが好ましい。

なお、図２２の０．９Ｈｚ付近では、下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００の定荷重ばね機構１２０及び上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００の定荷重ばね機構３２０Ａの両者が働いて除振し、１．２Ｈｚ付近では、磁気ばねが縦置きになっている上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００の定荷重ばね機構３２０Ａの作用が相対的に大きく機能して除振し、１．５Ｈｚ付近では、磁気ばねが横置きになっている下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００の定荷重ばね機構１２０の作用が相対的に大きく機能して除振しているものと考えられる。

ここで、図２３（ａ），（ｃ）は、第１の実施形態に係るサスペンション機構１Ａ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ａ）に、シートサスペンション部２０００を内蔵したシート１０００を支持させ、このシート１０００に被験者Ａ，Ｂを着座させてＥＭ６、ＥＭ８に関する試験を行った際の振動伝達率を示す。図２３（ｂ）は、第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ）に、シートサスペンション部２０００を内蔵したシート１０００を支持させ、このシート１０００に被験者Ａ，Ｂを着座させてＥＭ７に関する試験を行った際の振動伝達率を示す。また、図２３（ｄ）は、第１の実施形態に係るサスペンション機構１Ａ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ａ）と、第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ）に、それぞれシートサスペンション部２０００を内蔵したシート１０００を支持させ、このシート１０００に質量７５ｋｇのラバーウエイトを載置してＥＭ７に関して測定した際の振動伝達率を示すものである。

図２３（ｄ）から、第１の実施形態に係るサスペンション機構１Ａ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ａ）は、共振周波数が１．７Ｈｚであったが、第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ）は共振周波数が１．５Ｈｚになっており、さらに、３．２４Ｈｚの振動伝達率が、第１の実施形態に係るサスペンション機構１Ａ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ａ）が０．５３であるのに対し、第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ）は０．４３であり低くなっていることがわかる。この点が、ＥＭ７に関し、第３の実施形態に係るサスペンション機構１ＣのＳＥＡＴ値が、第１の実施形態に係るサスペンション機構１ＡのＳＥＡＴ値よりも良好となる大きな要因と考えられる。

次に、加振機上に設置した第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃによって支持されたシート１０００に、身長１７１ｃｍ、体重６３ｋｇの被験者Ｃを着座させ、加速度一定の正弦波掃引波形で、±０．０１５Ｇ、±０．０２５Ｇ、±０．０５Ｇで励振した際の振動伝達率を図２４に示す。図２４から、入力加速度に応じて共振峰が変化していることがわかるが、振動伝達率はいずれも極めて低い。これは、サスペンション機構１Ｃが、図２０に示したような不感帯を有するため、２つのサスペンション部１００，３００Ａの動きに位相差が生じやすく、それにより振動吸収がなされているものである。特に、±０．０２５Ｇの入力に対しては共振峰が消滅し、剛体のような特性を示しているが、これは２つのサスペンション部１００，３００Ａの動きがほぼ逆位相になっているためである。

図２５は、加振機上に設置した第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ）によって支持されたシート１０００に、被験者Ｃを着座させて実施した振動実験において、加振機の載置台と、上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００Ａの上側連結部３４０との間の変位を時系列に示した図である。変位の測定はレーザー変位計を用いた。比較のため、第１の実施形態に係るサスペンション機構１Ａとほぼ同等の固有振動数と共振特性を持つ一方、一般的に用いられるＸリンク構造の一層のサスペンションを用いた場合についても同様の測定を行った。なお、図中、矢印で示した部分はレーザー変位計の計測範囲を超えたため、フラットな波形になっているものである。

すなわち、図２５は、不感帯を有し、１．０〜１．５Ｈｚの範囲に共振点を有している第３の実施形態のサスペンション機構１Ｃ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ）と、不感帯を有しておらず共振点が１．０Ｈｚ近傍のＸリンクサスペンションとの共振点回りの挙動の差を示すものである。励振振幅±１６ｍｍに対し、第３の実施形態のサスペンション機構１Ｃ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ）の変位量は５０ｍｍであり、変位伝達率は５０ｍｍ／３２ｍｍより約１．５であった。これに対し、Ｘリンクサスペンションの場合、変位伝達率は７０ｍｍ／３２ｍｍより約２．１であった。従って、一般に用いられているＸリンクサスペンでは、ＥＭ７の規格を満たすことは難しい。

図２６は、第１の実施形態に係るサスペンション機構１Ａ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ａ）、第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ）、上記のＸリンクサスペンションによって支持されたシート１０００に被験者Ｃを着座させ、ＥＭ７で励振した場合の振動伝達率を示している。共振点回りの挙動は、図２５の変位伝達率と一致し、ほぼ一致していることがわかる。Ｘリンクサスペンションに比較して、第１の実施形態に係るサスペンション機構１Ａ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ａ）、第３の実施形態に係るサスペンション機構１Ｃ（Ｓ−ＶＳＵＭ，Ｂ）は、いずれもパッシブ制御でありながら、共振点の振動伝達率が低減されており、積層構造のサスペンション部の動きの位相差が大きく貢献していることがわかる。

以上のように、本発明によれば、積層するサスペンション部の減衰特性又はばね特性を異ならせることにより、入力に応じて主として作用するサスペンション部が異なることになって位相差が生じ、様々な入力振動、衝撃に対応できるサスペンション機構を提供できる。

ここで、図２７は、第２の実施形態に係るシート１０００（サスペンション機構１Ａとシートサスペンション部ダンパー２３００を取り除いた構造のシートサスペンション部２０００Ａとによって支持されたシート１０００）と参考例に係るシートに被験者を着座させ、ＥＭ８の規格に従った波形で１５分間加振させた動的状態で、心拍数（ＨＲ）、交感神経の指標であるＬＦ／ＨＦ、副交感神経の指標であるＨＦを求めたものである。なお、参考例のシートは、第１の実施形態に係るシートから上層ばね−ダンパー付きサスペンション部３００を取り除いた構造、すなわち、磁気ばね１２２を備えた下層ばね−ダンパー付きサスペンション部１００に直接線形ばね機構２２０を備えたシートサスペンション部２００からなる機構を支持させたシートである。

図２７（ａ），（ｂ）の心拍数をみると、第２の実施形態のシート１０００の方が心拍数が低いと共に、変化も小さく、収束傾向となり、安定化の傾向にある。図２７（ｃ），（ｄ）の交感神経活動の指標では、参考例のシートは値が大きく変化量も大きいのに対し、第２の実施形態のシート１０００は安定している。図２７（ｅ），（ｆ）の副交感神経活動の各指標では、第２の実施形態のシート１０００の方が値が大きく、安定傾向にある。

これらの結果から、積層構造のサスペンション部を備えたサスペンション機構１Ａによって支持された第２の実施形態のシート１０００は、人を安静状態、すなわち、圧覚によるストレスがなくなり、リラックスさせるような状態に導く傾向が高い特性を有する。

１Ａ，１Ｃ サスペンション機構
１００ 下層ばね−ダンパー付きサスペンション部
１０１ 固定部
１１０ リンク機構
１１１ 前部リンク
１１２ 後部リンク
１２０ 定荷重ばね機構
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
２０００，２０００Ａ シートサスペンション部
２１００ リンク機構
２１１０ 前部リンク
２１２０ 後部リンク
２２００ 線形ばね機構
２２１０ トーションバー
２３００ シートサスペンション部ダンパー
２４００ シート支持部
３００，３００Ａ 上層ばね−ダンパー付きサスペンション部
３１０ 第２のリンク機構
３２０ 線形ばね機構
３２１ トーションバー
３３０ 第２のダンパー
３２０Ａ 定荷重ばね機構
３２２Ａ 磁気ばね

Claims (14)

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、
   リンク機構を介して相対的に上下動する上下一対のフレーム部と、
   前記上下一対のフレーム部を弾性的に付勢するばね機構と、
   前記上下一対のフレーム部が相対的に上下動する際の力を減衰させるダンパーと
   を備えたばね−ダンパー付きサスペンション部が、上下に複数積層されて構成され、
   前記複数積層されたばね−ダンパー付きサスペンション部のうち、一部の層のばね−ダンパー付きサスペンション部の減衰特性又はばね特性を、他の層のばね−ダンパー付きサスペンション部の減衰特性又はばね特性とは異ならせることにより、各ばね−ダンパー付きサスペンション部の動きに位相差を生じさせることができる構成であると共に、
   負荷質量５０〜１２０ｋｇを支持したときに中立位置となるよう設定して測定した荷重−たわみ特性として、負荷時と除荷時のヒステリシスロスが１５０Ｎ以下であることを特徴とするサスペンション機構。
2. 前記各ばね−ダンパー付きサスペンション部の相互間の動きの位相差が、周波数２Ｈｚ以下の共振点が含まれる周波数帯域において１２０度以上である請求項１記載のサスペンション機構。
3. 前記一部の層のばね−ダンパー付きサスペンション部の前記ダンパーは、前記他の層のばね−ダンパー付きサスペンション部の前記ダンパーとは減衰力の異なるものが用いられている請求項１又は２記載のサスペンション機構。
4. 前記複数積層されたばね−ダンパー付きサスペンション部のうち、
   少なくとも一つの層のばね−ダンパー付きサスペンション部のばね機構は、荷重−たわみ特性における所定の変位範囲において、荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を備えた定荷重ばね機構が採用され、
   前記定荷重ばね機構が、
   線形特性を示す線形ばねと、
   固定磁石と、前記上下一対のフレーム部の相対的な上下動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−たわみ特性が所定の変位範囲において、荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を備えた構成である請求項１〜３のいずれか１に記載のサスペンション機構。
5. 前記定荷重ばね機構が採用されないばね−ダンパー付きサスペンション部を有する場合、当該ばね−ダンパー付きサスペンション部のばね機構は、荷重−たわみ特性が線形に変化する線形ばね機構が採用されている請求項４記載のサスペンション機構。
6. 前記ばね−ダンパー付きサスペンション部が２層からなり、
   下層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部が、前記定荷重ばね機構を有する構成であり、
   上層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部が、前記線形ばね機構を有する構成である請求項５記載のサスペンション機構。
7. 前記ばね−ダンパー付きサスペンション部が２層からなり、
   下層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部及び上層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部のいずれもが、前記定荷重ばね機構を有する構成である請求項４記載のサスペンション機構。
8. 下層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部の前記定荷重ばね機構と、上層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部の前記定荷重ばね機構とのうち、一方の前記定荷重ばね機構を構成する前記磁気ばねは、その可動磁石が、前記フレーム部の上下動に伴って略水平方向に変位するように設けられ、他方の前記定荷重ばね機構を構成する前記磁気ばねは、その可動磁石が、前記フレーム部の上下動に伴って上下方向に変位するように設けられている請求項７記載のサスペンション機構。
9. 下層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部、及び、上層に配置される前記ばね−ダンパー付きサスペンション部の積層構造が、２組の前記定荷重ばね機構により、荷重−たわみ特性において、荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を変位位置の異なる２箇所で発揮する特性を有している請求項８記載のサスペンション機構。
10. 前記荷重−たわみ特性において、前記定荷重となる特性を示す２箇所の領域は、両者間において荷重値が高くなる変化を示す堰を挟んで設けられ、両者に荷重差がある一方、その荷重差が２つの定荷重領域のヒステリシスロスの範囲内である請求項９記載のサスペンション機構。
11. 各層の前記ばね−ダンパー付きサスペンション部は、それぞれの前記定荷重ばね機構又は前記各線形ばね機構に採用さている線形ばねの弾性力を調整する弾性力調整部材が設けられており、２つの弾性力調整部材が、着座者の目線位置を調整するリフターとしての機能を果たす請求項４〜１０のいずれか１に記載のサスペンション機構。
12. 前記定荷重ばね機構又は前記各線形ばね機構に採用さている線形ばねが、トーションバーである請求項４〜１１のいずれか１に記載のサスペンション機構。
13. 土工機械のシートの支持に用いられる請求項１〜１２のいずれか１に記載のサスペンション機構。
14. 請求項１〜１３のいずれか１に記載のサスペンション機構と、前記サスペンション機構に支持されるシートとを備えたシート構造であって、
    前記サスペンション機構とシートクッション部との間に、共振点の振動伝達率を低減するためのシートサスペンション部がさらに介在されていることを特徴とするシート構造。

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