WO2018105713A1 - サスペンション - Google Patents

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WO2018105713A1
WO2018105713A1 PCT/JP2017/044103 JP2017044103W WO2018105713A1 WO 2018105713 A1 WO2018105713 A1 WO 2018105713A1 JP 2017044103 W JP2017044103 W JP 2017044103W WO 2018105713 A1 WO2018105713 A1 WO 2018105713A1
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WO
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spring
upper frame
frame
operating range
characteristic
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PCT/JP2017/044103
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藤田　悦則
大下　裕樹
Original Assignee
デルタ工業株式会社
株式会社デルタツーリング
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Publication date
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Priority to US16/467,743 priority patent/US20200070695A1/en
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    • F16F2222/00—Special physical effects, e.g. nature of damping effects
    • F16F2222/06—Magnetic or electromagnetic

Definitions

  • the present invention relates to a suspension.
  • Patent Documents 1 and 2 disclose a seat suspension in which an upper frame provided to be movable up and down with respect to a lower frame is elastically supported by a magnetic spring and a torsion bar.
  • the characteristic that the restoring force in the same direction as the acting direction of the restoring force of the torsion bar increases as the amount of displacement increases is called “positive spring characteristic (the spring constant at that time is“ positive spring constant ”)”.
  • the predetermined displacement By utilizing the fact that the magnetic spring exhibits negative spring characteristics in the range, the load value relative to the displacement amount of the entire system in which both are superimposed in a predetermined displacement range is substantially constant by combining with the torsion bar exhibiting positive spring characteristics.
  • a seat suspension having the characteristics of a constant load region (region where the spring constant is substantially zero) is disclosed.
  • the seat suspensions of Patent Documents 1 and 2 are configured in a constant load region where the spring constant obtained by superimposing both is substantially zero due to the configuration using the magnetic spring and the torsion bar with respect to vibrations of a predetermined frequency and amplitude. These vibrations are absorbed, and energy due to vibrations and shocks is absorbed by a damper spanned between the upper frame and the lower frame.
  • the magnetic spring includes a fixed magnet fixed to the lower frame and a movable magnet connected to the upper frame via a link and moving relative to the fixed magnet as the upper frame moves up and down. ing.
  • the constant load region that absorbs vibration corresponds to the displacement range showing the negative spring characteristics of the magnetic spring as described above.
  • the midpoint of the displacement range is aligned with the neutral position of the upper and lower strokes of the upper frame. Is set.
  • the positive spring characteristic is obtained, and the positive spring characteristic of the torsion bar is superimposed on it.
  • the positive spring constant of the whole spring mechanism including the torsion bar and the magnetic spring is rapidly increased.
  • a high positive spring constant near the upper limit position can be guided to the equilibrium point while supporting the body weight when sitting, and helps to provide a stable feeling of support, but sudden spring constant changes near the lower limit position. For this reason, the seated person may feel a feeling of bottoming relatively large.
  • using a damper having a high damping force is considered to be one of the factors that enhance the feeling of bottom of the seated person.
  • This invention is made in view of said point, and makes it a subject to provide the suspension which can suppress the feeling of bottoming in the lower limit position vicinity of an upper frame more.
  • the suspension of the present invention is A suspension having an upper frame and a lower frame supported so as to be relatively separable via a frame link mechanism, and having a spring mechanism for elastically urging the upper frame,
  • the spring mechanism is A linear spring exhibiting a linear characteristic for biasing the upper frame in a direction away from the lower frame;
  • a fixed magnet fixedly disposed on the lower frame or the upper frame, and supported by the upper frame or the lower frame via a magnet link, and a relative position of the fixed magnet is displaced as the upper frame is separated and attached.
  • the magnetic spring Comprising a combination of a magnetic spring having a non-linear characteristic in which a spring constant changes according to a relative position of the fixed magnet and the movable magnet
  • the magnetic spring has a displacement of the movable magnet in the lower operation range between the neutral position and the lower limit position of the upper frame, rather than a displacement amount of the movable magnet in the upper operation range between the neutral position and the upper limit position of the upper frame.
  • the spring constant of the magnetic spring acting in the lower operating range is smaller than the spring constant of the magnetic spring acting in the upper operating range when the amount is small and the upper frame is displaced relatively downward. It has a softening spring characteristic that decreases.
  • the magnetic spring is caused by relative displacement of the movable magnet with respect to the fixed magnet.
  • the upper operation range is defined as a first upper operation range, the upper limit position side as a second upper operation range, and a neutral position side between the neutral position and the upper limit position as a boundary.
  • the first upper operating range exhibits a negative spring characteristic
  • the second upper operating range shows a positive spring characteristic
  • the spring constant is smaller than the spring constant of the linear spring
  • the moving amount of the movable magnet in the lower operating range is 1 ⁇ 2 or less of the moving amount of the movable magnet in the upper operating range.
  • a damper that attenuates the energy at the time of the separation operation of the upper frame with respect to the lower frame. It is preferable that the damper has a lower damping force when the upper frame moves in the lower limit position direction than a damping force when the upper frame moves in the upper limit position direction. It is preferable that the damper is pivotally supported by a bracket that rotates with the vertical movement of the upper frame with respect to the upper frame.
  • the magnetic spring can move the movable magnet to a position outside the facing range beyond the facing range of the fixed magnet by the magnet link when the vertical displacement amount of the upper frame is equal to or greater than a predetermined value. It can be configured.
  • the equilibrium point when a load is applied to the upper frame changes corresponding to the position of the center of gravity of the seated person, input vibration, etc., and the attenuation ratio of the equilibrium point changes according to the position of the equilibrium point. It is preferable that it is the structure to perform. It is preferable that the initial position of the equilibrium point when the load is applied to the upper frame can be adjusted. It is preferable that the lower frame is fixed to a vehicle body side and used as a vehicle seat suspension in which a seat is supported by the upper frame.
  • the magnetic spring has a displacement amount of the movable magnet in the lower operation range between the neutral position and the lower limit position of the upper frame, rather than the displacement amount of the movable magnet in the upper operation range between the neutral position and the upper limit position of the upper frame.
  • the softening spring has a smaller spring constant of the magnetic spring acting in the lower operating range than the spring constant of the magnetic spring acting in the upper operating range when the upper frame is displaced relatively downward It is the structure which has a characteristic. In a magnetic spring, a region where a negative spring characteristic occurs is usually used to improve vibration absorption characteristics and reduce resonance frequency.
  • the present invention changes the spring constant in the upper operating range and the lower operating range, There is a difference in the attenuation coefficient between the upper operating range and the lower operating range. That is, due to the above-described softening spring characteristics, in the lower operating range where the elastic energy of the magnetic spring is smaller than the upper operating range, the overall spring characteristics superimposed with the linear spring are more likely to appear in the positive direction than the upper operating range. . As a result, when the upper limit frame is displaced from the neutral position toward the lower limit position, the elastic energy of the upper operating range and the lower operating range are set to be equal, and positive spring characteristics with a rapidly high spring constant are obtained. Compared with the conventional structure, vibration and impact are gradually relieved by the positive spring characteristic having a relatively low spring constant, so that the feeling of bottoming near the lower limit position is reduced.
  • FIG. 1 is a perspective view showing a seat suspension according to a first embodiment of the present invention.
  • 2A is a plan view of the seat suspension according to the first embodiment
  • FIG. 2B is a bottom view
  • FIG. 2C is a side view.
  • FIG. 3A is a perspective view of a state in which the damper is removed from the seat suspension according to the first embodiment
  • FIG. 3B is a side view thereof.
  • 4A to 4C are views for explaining the movement of the seat suspension according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a view for explaining the movement of the seat suspension according to the first embodiment.
  • FIG. 6 is a view showing a main part of the seat suspension of the first embodiment used in the test example.
  • FIG. 7 is a diagram showing the static load characteristics of the seat suspension of the test example.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating the static load characteristics of the seat suspensions according to the test example and the comparative example.
  • FIG. 9 is a diagram showing the damping ratio and the like of the seat suspension of the test example.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating vibration transmissibility of each seat suspension according to the test example and the comparative example.
  • FIGS. 11A and 11B are diagrams showing the results of impact vibration tests of seat suspensions according to test examples and comparative examples.
  • FIG. 12A is a diagram showing the evaluation result of the SEAT value of EM6 of each seat suspension according to the test example and the comparative example
  • FIG. 12B is a diagram of each seat suspension according to the test example and the comparative example.
  • FIG. 14A is a perspective view showing a seat suspension according to the second embodiment of the present invention
  • FIG. 14B is a view showing a mounting state of a magnetic spring and a damper.
  • C is the figure which showed the lower attachment plate which supports a magnetic spring and a damper.
  • FIG. 15A is a plan view of the seat suspension according to the second embodiment
  • FIG. 15B is a side view thereof.
  • 16A to 16E are views for explaining the movement of the seat suspension according to the second embodiment.
  • FIG. 17 is a diagram showing the static load characteristics of the seat suspension according to the second embodiment.
  • the seat suspension 1 for a vehicle such as a passenger car, a truck, a bus, and a forklift, which is a suspension according to a first embodiment of the present invention.
  • the seat suspension 1 according to this embodiment includes a substantially rectangular upper frame 10 and a lower frame 14, and parallel links each including a front link 21 and a rear link 22. It is connected via a frame link mechanism 20 having a structure.
  • the upper frame 10 supports a vehicle seat (not shown), and the lower frame 14 is fixed to the vehicle body side (for example, the floor (not shown)).
  • the upper portions of the pair of left and right front links 21 and 21 are connected to the upper front frame 11 disposed slightly rearward of the front edge portion 10b of the upper frame 10, and the upper portions of the pair of left and right rear links 22 and 22 are connected to each other.
  • the upper frame 10 is connected to the upper rear frame 12 disposed slightly forward of the rear edge 10c of the upper frame 10.
  • the upper frame 10 can move up and down with respect to the lower frame 14, more precisely, the frame link mechanism 20 has a parallel link structure including the front links 21 and 21 and the rear links 22 and 22. Therefore, along the rotation trajectories of the front links 21 and 21 and the rear links 22 and 22, the upper and lower positions are moved up and down between the upper and lower positions and the lower and lower positions (see FIGS. 4 and 5). reference).
  • the upper front frame 11 and the upper rear frame 12 are both made of pipe material, and the torsion bars 41 and 42 are inserted therein (see FIGS. 3B and 4).
  • the torsion bars 41 and 42 are linear springs that exhibit linear characteristics that change almost linearly in load-deflection characteristics, and constitute the spring mechanism 30 together with a magnetic spring 50 described later.
  • One ends of the torsion bars 41 and 42 are provided so as not to rotate relative to the upper front frame 11 and the upper rear frame 12, respectively, and the torsion bars 41 and 42 make the upper frame 10 relative to the lower frame 14. It is set so as to exert an elastic force that urges in the direction away from the other, that is, upward.
  • the other ends of the torsion bars 41 and 42 are connected to plate members 15c and 15d of the initial position adjusting member 15, respectively.
  • the adjustment dial 15b When the adjustment dial 15b is rotated, the initial position adjustment member 15 rotates the adjustment shaft 15a, and the rotation rotates the plate member 15c connected to the torsion bar 41 on the front links 21 and 21 side. Further, the plate member 15d connected to the torsion bar 42 on the side of the rear links 22 and 22 connected to the plate member 15c via the connecting plate 15e rotates. Accordingly, when the adjustment dial 15b is rotated, the torsion bars 41 and 42 are twisted in either direction, the initial elastic force of the torsion bars 41 and 42 is adjusted, and the upper frame 10 is moved regardless of the weight of the seated person.
  • the linear spring that urges the upper frame 10 in the direction relatively away from the lower frame 14 is not limited to the torsion bars 41 and 42, and a coil spring or the like can also be used. However, in order to obtain a positive spring constant with high linearity in a range where the stroke of the upper frame 10 is short, it is incorporated in the rotating shaft portions of the front links 21 and 21 and the rear links 22 and 22 as in this embodiment. It is preferable to use torsion bars 41 and 42 that can be used.
  • the magnetic spring 50 includes a fixed magnet unit 51 and a movable magnet unit 52 as shown in FIGS.
  • the fixed magnet unit 51 includes a fixed support frame 511 attached to the lower frame 14 and a pair of fixed magnets 512 and 512 supported by the fixed support frame 511 and attached at predetermined intervals in the vertical direction. Become.
  • the movable magnet unit 52 includes a movable magnet 521 disposed in a gap 513 between fixed magnets 512 and 512 disposed to face each other at a predetermined interval. At each end of the movable magnet 521, one end of a magnet link 522, 522 is pivotally supported. The other ends of the magnet links 522 and 522 are pivotally supported by a mounting bracket 523 provided on the rear edge portion 10 c of the upper frame 10.
  • a mounting bracket 523 provided on the rear edge portion 10 c of the upper frame 10.
  • the spring characteristic exhibited when the movable magnet 521 moves in the gap 513 between the fixed magnets 512 and 512 varies depending on the relative position between the movable magnet 521 and the fixed magnets 512 and 512, and the load-deflection characteristic. Indicates nonlinear characteristics. More specifically, the magnetic spring 50 has a load-deflection characteristic in which the elastic force (restoring force) of the torsion bars 41 and 42 that are linear springs acts, that is, the direction in which the upper frame 10 is separated from the lower frame 14.
  • the characteristic in which the restoring force increases is a positive spring characteristic
  • a negative spring characteristic in which the restoring force in the direction decreases in a predetermined displacement range.
  • the magnetic spring 50 exhibiting such characteristics, for example, two fixed magnets 512 and 512 opposed to each other are magnetized in the thickness direction, both along the moving direction of the movable magnet 521. While arranging the different poles adjacent to each other, the movable magnet 521 is configured such that the magnetization direction thereof is the same as the moving direction, so that the boundary between the two fixed magnets 512 and 512 adjacent to each other. It can be set as the structure which exhibits a negative spring characteristic near the position which crosses.
  • the spring mechanism 30 of the present embodiment including the magnetic spring 50 and the torsion bars 41 and 42 described above has a positive position of the torsion bars 41 and 42 within a range in which the negative spring characteristic of the magnetic spring 50 functions.
  • 30 as a whole has a constant load region in which the load does not change even if the amount of displacement increases, that is, a region in which the spring constant is substantially zero (preferably in a range of about ⁇ 10 N / mm to about 10 N / mm).
  • the movable magnet 521 of the movable magnet unit 52 has its central position adjacent to each other. It is preferably set so as to substantially coincide with the boundary between the two fixed magnets 512 and 512.
  • the upper operation range U is defined between the neutral position and the upper limit position of the upper frame 10
  • the lower operation range L is defined between the neutral position and the lower limit position of the upper frame 10
  • the upper operation range U is further included.
  • the middle position is a boundary
  • the first upper operation range U1 from the neutral position to the middle position is the first upper operation range U1
  • the second upper operation range U2 is the range from the middle position to the upper limit position.
  • the moving range MU1 of the movable magnet 521 corresponding to the range U1 adjustment is made so that a negative spring constant having substantially the same absolute value as the positive spring constant of the torsion bars 41 and 42 is generated (see FIG. 5).
  • the neutral position of the upper frame 10 is set so that the center position of the movable magnet 521 of the movable magnet unit 52 is substantially coincident with the boundary between the two fixed magnets 512 and 512 adjacent to each other
  • a negative spring constant is generated up to the moving position of the movable magnet 521 corresponding to the middle position of the lower operating range L in which the upper frame 10 operates from the neutral position toward the lower limit position
  • the first upper operation is performed.
  • the absolute value of the spring constant is smaller than the negative spring constant generated in the moving range MU1 corresponding to the range U1, that is, the movable magnet 521 moves relative to the fixed magnets 512 and 512.
  • the elastic energy due to the generated magnetic force is smaller in the moving range ML corresponding to the lower operating range L than in the moving range MU corresponding to the upper operating range U. It is provided to so that.
  • the movable magnet 521 moves the movement range ML corresponding to the lower operation range L of the upper frame 10 rather than the movement amount MU corresponding to the upper operation range U of the upper frame 10.
  • it is provided to be 1 ⁇ 2 or less so that is smaller.
  • the moving amount of the moving range MU of the movable magnet 521 corresponding to the upper operating range U is substantially the same as the upper operating range U.
  • the moving amount ML of the movable magnet 521 corresponding to the lower operation range L is set to be a shorter distance (for example, 10 mm or less).
  • the movable magnet 521 moves, for example, about 20 mm in the gap 513 between the fixed magnets 512 and 512. It acts in a one-to-one correspondence with the 20 mm stroke of the operating range.
  • the spring characteristics while the movable magnet 521 moves a shorter distance, for example, about 10 mm, are distributed and acted on the 20 mm stroke of the lower operation range.
  • the elastic energy of the magnetic spring 50 acting in the lower operating range L is smaller than the elastic energy of the magnetic spring 50 acting in the upper operating range M.
  • the magnetic spring 50 has its spring constant regardless of whether the spring characteristic caused by the movement in the movement range ML corresponding to the lower operation range L of the upper frame 10 is positive or negative.
  • the value (slope in the load-deflection characteristic) is smaller than the value of each negative spring characteristic and positive spring characteristic (slope in the load-deflection characteristic) in the moving range MU corresponding to the upper operating range U. . Therefore, when the positive spring constants of the torsion bars 41 and 42 are adjusted so as to substantially coincide with the negative spring constant of the magnetic spring 50, the first upper operating range U1 of the spring mechanism 30 as a whole is substantially equal to the spring constant.
  • the positive spring constants are superimposed on each other, and a positive spring constant having a higher inclination angle and a higher value is applied (high spring constant area). . Therefore, when a large downward load is applied during the sitting operation or due to impact vibration, the positive spring characteristic having a high value corresponding to the second upper operation range U2 is used to balance the weight while supporting the weight firmly. It can be guided to the point position.
  • the spring constant of the magnetic spring 50 is smaller than that of the upper operating range U. Therefore, the spring mechanism 30 as a whole with the positive spring constants of the torsion bars 41 and 42 superimposed thereon is a magnetic spring. If the spring constant of 50 is in the negative range, the positive spring constant value is smaller than the positive spring constant value of the torsion bars 41 and 42. Even if the spring constant of the magnetic spring 50 is in the positive range, the value of the spring constant is small. Therefore, the value of the entire spring mechanism 30 on which the positive spring characteristics of the torsion bars 41 and 42 are superimposed is also the second upper side operation. The value is smaller than the range U2.
  • the entire spring mechanism 30 is a region (low spring constant region) where a gentle positive spring constant acts in the entire stroke from the neutral position to the lower limit position of the upper frame 10.
  • a gentle positive spring constant acts in the entire stroke from the neutral position to the lower limit position of the upper frame 10.
  • the amount of movement of the moving range ML of the movable magnet 521 corresponding to the lower operating range L is set as the upper operating range.
  • the following configuration is adopted in the present embodiment.
  • the fixed magnets 512 and 512 are arranged in a direction orthogonal to the vertical movement direction of the upper frame 10 (the upper frame 10 moves up and down in a direction perpendicular to the floor of the vehicle body, and is thus parallel to the floor).
  • the moving direction of the movable magnet 521 is orthogonal to the moving direction of the upper frame 10 and is parallel to the floor.
  • An imaginary line viewed from the side surface connecting the shaft fulcrum of the movable magnet 521 and the shaft fulcrum of the upper frame 10 is set to be -10 to 10 degrees at the lower limit position with respect to the floor of the upper frame 10. It is preferable.
  • the imaginary line viewed from the side surface connecting the shaft fulcrum of the movable magnet 521 and the shaft fulcrum of the upper frame 10 is an angle with respect to the floor of the upper frame 10 and is 30 to 60 degrees at the upper limit position, it is further preferable.
  • the movable magnet 521 can also be moved by adjusting the longitudinal position of the fixed magnet unit 51 in the seat suspension 1 and adjusting the length from the pivot support position of the mounting bracket 523 of the magnet link 522 to the pivot support position of the movable magnet 521. It is possible to increase / decrease the maximum stroke of the lower operation range L and the upper operation range U with respect to the movement amount ML of the magnet 521 and the movement amount of the movement range MU.
  • the moving amount of the moving range MU and the moving amount of the moving range ML of the movable magnet 521 are preferably set in a range of 2: 1 to 5: 1 in a ratio of the moving amount of MU: the moving amount of ML.
  • the seat suspension 1 of the present embodiment is provided with a damper 60 for damping vibration.
  • the damper 60 used in this embodiment is a telescopic damper having a piston rod 61 and a cylinder 62 in which a piston attached to the piston rod 61 reciprocates.
  • the end 61a of the piston rod 61 is pivotally supported on the upper rear frame 12 spanned in the width direction toward the rear of the upper frame 10 via a bracket 61b and a shaft member 61c (FIGS. 1 and 2A).
  • the end 62a of the cylinder 62 is pivotally supported via a bracket 62b and a shaft member 62c on a lower front pipe 14a provided across the front of the lower frame 14 in the width direction.
  • the upper rear frame 12 is provided so as to rotate with respect to the torsion bar 42 as the upper frame 10 relatively moves up and down, and the bracket 61b is The upper rear frame 12 is provided so as to protrude forward. Accordingly, as the upper frame 10 moves up and down, the bracket 61b rotates up and down around the upper rear frame 12 as a rotation center.
  • the end portion 61a of the piston rod 61 is pivotally supported by the bracket 61b, as compared with a structure in which the end portion 61a of the piston rod 61 is directly pivotally supported by the side frame 10a of the upper frame 10, as shown in Patent Document 1, the end portion 61a rotates up and down.
  • the amount of reciprocation of the piston can be increased as much as the operation is performed, and the damping force by the damper 60 can be increased.
  • the vertical movement of the bracket 61b will be described in more detail in a second embodiment described later.
  • the spring mechanism 30 composed of the torsion bars 41 and 42 and the magnetic spring 50 constituting the linear spring
  • a gentle positive spring characteristic acts in the lower operating range L of the upper frame 10 and the upper side.
  • the first upper operating range U1 is a constant load region having a spring constant of substantially zero
  • the second upper operating range U2 is a region having a positive spring characteristic with a large spring constant.
  • the damping force of the damper 60 may be a damping force commensurate with it. That is, it is preferable to use a damper 60 having a high damping force on the expansion side when the upper frame 10 is displaced in the upper limit position direction and a low damping force on the contraction side when being displaced in the lower limit position direction.
  • the adjustment dial of the initial position adjustment member 15 is set so that the equilibrium point in a state where a person is seated coincides with the vicinity of the neutral position of the upper frame 10 (for example, between the upper limit position and the lower limit position). Operate 15b to adjust.
  • the upper frame 10 is moved to the lower frame 14 by the frame link mechanism 20 having a parallel link structure including the front links 21 and 21 and the rear links 22 and 22.
  • the front links 21 and 21 and the rear links 22 and 22 are moved up and down so as to make a circular motion with the lower ends thereof as fulcrums.
  • the entire spring mechanism 30 corresponds to the first upper operation range U1.
  • the vibration is isolated by a constant load region where the spring constant is substantially zero and a low spring constant region where the value of the spring constant in the lower operating range L is small.
  • the magnetic spring 50 has a characteristic of a negative spring constant although its absolute value is small. Even if the positive spring constants 41 and 42 are superimposed, the spring constant of the entire spring mechanism 30 combining these is smaller than the spring constant of the torsion bars 41 and 42. Therefore, the vibration is eliminated without generating a large reaction force.
  • the upper frame 10 When impact vibration is input due to large unevenness on the road surface, the upper frame 10 is displaced to near the upper limit position. At this time, a large damping force of the damper 60 acts, and the impact force is reduced and the ceiling is suppressed while being attenuated.
  • a gentle positive spring constant acts on the spring mechanism 30 as a whole from the neutral position to the lower limit position, and a weak damping force of the damper 60 also acts to reduce the impact.
  • the entire stroke of the side operation range L is gradually relaxed and attenuated to suppress bottoming. Therefore, as compared with the conventional structure, a feeling of bottoming due to a sudden increase in damping force is reduced.
  • the side edge 10a of the upper frame 10 is provided with a cushioning rubber member 70 for preventing bottoming. Therefore, when the bottoming is applied, the elasticity of the cushioning rubber member 70 acts to Gives an upward repulsive force and relieves the feeling of bottoming. Further, when the adjustment dial 15b of the initial position adjusting member 15 is operated to bring the equilibrium point in the seated state near the middle in the first upper operation range U1, the vertical displacement amount of the upper frame 10 is less than a predetermined amount. In this case, in the constant load region where the spring constant is substantially zero, not only the upward displacement but also the downward displacement can be isolated.
  • the seat suspension 1 according to the first embodiment was tested for static load characteristics, vibration transmission characteristics, and the like.
  • the static load characteristics of the spring mechanism 30 combining the torsion bars 41 and 42 and the magnetic spring 50 used in the seat suspension 1 according to the present embodiment the static load characteristics of the torsion bars 41 and 42, and the static load characteristics of the magnetic spring 50 are shown.
  • the horizontal axis is 0 mm is the neutral position of the upper frame 10
  • the positive value is the displacement of the lower operating range L from the neutral position (0 mm) to the lower limit position (+20 mm) of the upper frame 10.
  • a negative value indicates the amount of displacement of the upper operating range U from the neutral position (0 mm) to the upper limit position ( ⁇ 20 mm).
  • the movable magnet 521 of the magnetic spring 50 corresponds to the lower movement range L and the maximum movement amount 18.4 mm in the movement range MU corresponding to the upper movement range U of the upper frame 10.
  • the maximum movement amount is 8.9 mm.
  • the magnetic spring 50 of this test example has a point of about ⁇ 12 mm (in the middle of the upper operating range U) with the amount of displacement of the upper frame 10 in the load-deflection characteristic of FIG. Equivalent), and the slope is reversed between positive and negative. Therefore, in the seat suspension 1 of this test example, the range from 0 mm to about ⁇ 12 mm is the first upper operation range U1, and the range from about ⁇ 12 mm to ⁇ 20 mm (upper limit position) is the second upper operation range U2.
  • the torsion bars 41 and 42 are about +20 N / mm
  • the magnetic spring 50 is about ⁇ 14 N / mm
  • the combined spring mechanism 30 is about +6 N / mm. It is a constant load region in which the spring constant changes at an absolute value of 10 N / mm or less.
  • the torsion bars 41 and 42 are about +23 N / mm
  • the magnetic spring 50 is about +14 N / mm
  • the combined spring mechanism 30 is about +37 N / mm.
  • the positive spring constant is higher than that.
  • the spring constant of the magnetic spring 50 is in the range of ⁇ 4 N / mm to +1 N / mm, and both have a smaller absolute value than the spring constant of the torsion bars 41 and 42.
  • the spring constant of the magnetic spring 50 is the amount of displacement of the upper frame 10, and the slope is reversed with a positive / negative slope at a point of about +13 mm.
  • the torsion bars 41 and 42 are about +18 N / mm, and the magnetic spring 50 is about ⁇ 4 N / mm, and the total spring mechanism 30 including both is about +14 N / mm.
  • the torsion bars 41 and 42 are about +17 N / mm, the magnetic spring 50 is about +1 N / mm, and the total spring mechanism 30 including both is about +18 N / mm.
  • the damper 60 a damper having a damping force of 1370 N on the expansion side and 380 N on the contraction side at a piston speed of 0.3 m / s is used.
  • Test Example 1 the seat suspension 1 including the torsion bars 41 and 42, the magnetic spring 50, and the damper 60 is referred to as Test Example 1 (“torsion bar + magnetic spring + damper”), and the torsion bars 41, 42 and the magnetic spring 50 are left as they are.
  • Test Example 2 The structure in which the damper 60 is removed is referred to as Test Example 2 (“torsion bar + magnetic spring”), and the structure in which the magnetic spring 50 is removed without changing the torsion bars 41 and 42 and the damper 60 is compared with Comparative Example 1 (“torsion bar + Damper "), and the torsion bars 41 and 42 are left as they are, and the structure in which the magnetic spring 50 and the damper 60 are removed is referred to as Comparative Example 2 (“ torsion bar "), and a top plate is attached to the upper frame of each seat suspension.
  • the test was conducted with the subject sitting on the top.
  • the test subject was a healthy Japanese man in his 40s who weighed 76 kg and was 167 cm tall.
  • Test Example 1 The static load characteristics of Test Example 1, Test Example 2, Comparative Example 1 and Comparative Example 2 were as shown in FIG. Note that 0 mm, 20 mm, and 40 mm on the horizontal axis in FIG. 8 correspond to ⁇ 20 mm, 0 mm, and +20 mm on the horizontal axis in FIG. 7, respectively. Further, in the vibration test or the like, by adjusting the initial position adjusting member 15, the equilibrium point in a static state when the subject is seated is changed to the equilibrium point A (the horizontal axis in FIG. 8) that is the neutral position of the upper frame 10. 20 mm, the position of 0 mm on the horizontal axis in FIG. 7, and 15 mm on the horizontal axis in FIG.
  • the measurement was performed for the case where the position was adjusted to the equilibrium point B which is a position of ⁇ 5 mm on the axis. Further, for the seat suspension 1 of the test example, the damping ratios at the equilibrium point A and the equilibrium point B in FIG. 9 are respectively moved downward (from the upper limit position (top dead center) to the lower limit position (bottom dead center)). In this case, it was determined for the case of moving upward (lower limit position (bottom dead center) to upper limit position (top dead center)).
  • the damping coefficient of the seat suspension 1 for obtaining the damping ratio is that the damper 60 is attached at an angle of about 20 degrees with respect to the floor surface when the lower frame 14 is placed on the horizontal floor surface.
  • the component force of the damping force of the damper 60 is obtained at sin 20 degrees, and using the values of pip burst wave: 1.5 Hz, velocity: 0.00225 m / s, the expansion side: 469 Ns / m, the contraction side: 130 Ns / Calculated as m.
  • the value of the dynamic spring constant at the resonance frequency 2.6 Hz at the equilibrium point A: 15104 N / m is used, and the value of the dynamic spring constant at the resonance frequency 2.2 Hz at the equilibrium point B: 10845 N / m.
  • the damping ratio at the equilibrium point A was 0.071 downward and 0.055 upward, and at equilibrium point B downward 0.085 and upward 0.235.
  • the damping ratio when moving downward, the damping ratio is small, and the positive spring constant of the spring mechanism 30 acts and is gradually buffered by this, but when moving upward, It has a structure that can attenuate vibrations and shocks efficiently by applying a larger damping ratio than the downward direction.
  • the upward damping ratio is 0.255 at the equilibrium point A and 0.235 at the equilibrium point B, which is a value in the vicinity of 0.25 which is optimal for an automobile suspension.
  • the spring constant (static spring constant) in the vicinity of the equilibrium points A and B is about 6 N / mm to about 14 N / mm as described above, and the dynamic spring constant is also about 10 N / mm to about 15 N / mm.
  • the structure of the present embodiment has an input spectrum class EM6 (excitation center frequency 7.6, PSD maximum value 0.34 (m / s 2 ) 2 / Hz).
  • input spectrum class EM8 excitation center frequency 3.3, PSD maximum value 0.4 (m / s 2 ) 2 / Hz). It has been.
  • Test Example 2B, Comparative Example 1B, and Comparative Example 2B are data when the equilibrium point when the subject is seated is adjusted to “Equilibrium Point B” in FIG. 8.
  • the test examples 2A and 2B that do not include the damper 60 and are different depending on the presence or absence of the magnetic spring 50 are compared with the comparative examples 2A and 2B, the test examples 2A and 2B have the vibration transmissibility at the resonance point. Much lower.
  • the test examples 1A and 1B and the comparative examples 1A and 1B, which have the damper 60 but differ depending on the presence or absence of the magnetic spring 50 are compared, the test examples 1A and 1B have a slightly lower resonance frequency. Instead, the vibration transmissibility is remarkably low after 4 Hz. Therefore, it can be seen that the magnetic spring 50 contributes to the improvement of vibration transmission characteristics.
  • the SEAT value (Seat Effective Amplitude Transmissibility factor) was determined based on JIS A 8304: 2001 (ISO 7096: 2000). Assuming that the seat suspension is used for a driver's seat of a forklift, the input spectrum class EM6 (excitation center frequency 7.6, the maximum value of PSD is 0.00) which is the standard of “crawler tractor dozers of 50,000 kg or less”. The result of the test conducted at 34 (m / s 2 ) 2 / Hz) is shown in FIG. The obtained SEAT values were 0.55 for Test Example 1A, 0.58 for Test Example 1B, 0.58 for Comparative Example 1, and 0.69 for Comparative Example 1B.
  • Test Example 1A is better than Test Example 1B, and in EM8 having a dominant frequency in a relatively low frequency band of 3.3 Hz, a test example. 1B gave better results.
  • FIG. 13 is data showing, for each frequency, an equilibrium point in a static state when the subject is seated and a change amount of the equilibrium point in a dynamic state when the subject is vibrating. Comparative Example 1A shows almost no change, but Test Example 1A is around 3 mm, Test Example 1B is around 4 mm, and the equilibrium point is higher in the dynamic state than in the static state. This is thought to be due to the fact that the vibration absorption of the magnetic spring damping region (negative spring characteristic region) is improved by changing the friction of the frame link mechanism 20 from static friction to dynamic friction. When large, it shows a high effect.
  • test example 1B of the equilibrium point B has a smaller dynamic friction than the test example 1A of the equilibrium point A, and is suitable for vibration isolation for input vibrations in a relatively high frequency band. From this, it can be said that the seat suspension 1 of the present embodiment including Test Examples 1A and 1B is a vibration isolation mechanism that can cope with a wide range of input vibrations by changing the equilibrium point according to the input vibrations.
  • a seat suspension 100 according to a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
  • performs the same function as 1st Embodiment it shows with the same code
  • the seat suspension 100 of the present embodiment moves up and down with respect to the lower frame 14 of the upper frame 10 via the front links 21 and 21 and the rear links 22 and 22 having a parallel link structure.
  • This embodiment is the same as the first embodiment except that the vertical stroke amount is increased from that of the first embodiment (see FIG. 16).
  • the sizes of the fixed magnets 512 and 512 and the movable magnet 521 used in the magnetic spring 50 are the same as those in the first embodiment, and the relative positions of the movable magnet 521 and the fixed magnets 512 and 512 in the neutral position of the upper frame 10 are also described above. This is the same as in the first embodiment.
  • the fixed-side magnet support frame 511 supporting the fixed magnet 512 can move beyond the opposing range of the fixed magnets 512 and 512 when the movable magnet 521 moves in the movement range MU corresponding to the upper operation range U.
  • the length of the gap 513 serving as the passage of the movable magnet 521 is longer than that of the first embodiment behind the seat suspension 100.
  • the upper rear frame 12 is provided with an auxiliary frame 121 so as to protrude obliquely upward on the front side.
  • the auxiliary frame 121 is provided with a bracket (hereinafter referred to as “piston rod bracket”) 61b on which the end portion 61a of the piston rod 61 of the damper 60 is pivotally supported so as to protrude obliquely downward.
  • the end of the magnet link 522 that supports the movable magnet 521 is pivotally supported adjacent to the piston rod bracket 61b.
  • a bracket (hereinafter referred to as a magnet link bracket) 523 is provided in the auxiliary frame 121.
  • the auxiliary frame 121 attached to the upper rear frame 12 moves along with the rotation of the upper frame 10. As it goes from the upper limit position to the lower limit position, it rotates obliquely downward on the front side. Therefore, the piston rod bracket 61 b and the magnet link bracket 523 attached to the auxiliary frame 121 also rotate in the same direction as the auxiliary frame 121. Further, since the piston rod bracket 61b and the magnet link bracket 523 are attached not to the upper rear frame 12 but to the auxiliary frame 121 protruding obliquely forward and forward, the strokes of the damper 60 and the magnet link 522 are It can be made larger than the first embodiment.
  • a lower mounting plate 141 for mounting the end 62a of the cylinder 62 of the damper 60 and the fixed side magnet support frame 511 that supports the fixed magnets 512 and 512 of the magnetic spring 50 is fixed to the lower frame 14. Further, as shown in FIGS. 14B and 14C, the lower mounting plate 141 has a magnetic spring support portion 141a and a damper support portion 141b adjacent to each other in the width direction of the seat suspension 100. The height of the mounting surface of the portion 141b is slightly lower than the height of the mounting surface of the magnetic spring support portion 141a.
  • a bracket (hereinafter referred to as “cylinder bracket”) 62b that pivotally supports the end 62a of the cylinder 62 is provided at the front end of the damper support portion 141b.
  • the height of the cylinder bracket 62b is further increased. By arranging it lower, the stroke of the damper 60 can be made larger.
  • the magnet link bracket 523 is attached to the auxiliary frame 121 protruding forward and obliquely forward. Therefore, as shown in FIG. 16 (c), the movable magnet 521 of the movable magnet unit 52 is placed at the neutral position of the two fixed magnets 512 and 512 whose opposite positions are adjacent to each other at the neutral position of the upper frame 10. When set so as to substantially coincide with the boundary, the movable magnet 521 moves the upper frame 10 from the neutral position to the upper limit position (in this example, a position 29 mm above the neutral position (FIG. 16A)). The movement amount of the backward movement range MU corresponding to U is 43 mm at the maximum.
  • the movable magnet 521 is moved forward corresponding to the lower operating range L.
  • the maximum movement amount of the movement range ML is 10.6 mm.
  • the damper 60 is also provided between the auxiliary frame 121 projecting forward and obliquely forward and the damper support portion 141b having a lower mounting surface, and the auxiliary frame 121 is inclined frontward. It is the structure which rotates between the downward direction and back diagonally upward. Therefore, the vertical stroke amount of the upper frame 10 can be increased as compared with the first embodiment. That is, as described above, in the seat suspension 100 of the present embodiment, the stroke of the upper operation range U from the neutral position to the upper limit position is 29 mm, and the stroke of the lower operation range L from the neutral position to the lower limit position is 25.6 mm.
  • the total stroke from the upper limit position to the lower limit position is 54.6 mm in total, 20 mm above and below the neutral position as a reference, and the total stroke from the upper limit position to the lower limit position is 14.6 mm than in the first embodiment.
  • the stroke is long.
  • this embodiment uses the same size as the magnetic spring 50 and the damper 60 as in the first embodiment, the configuration described above allows the movable magnet 521 along the gap 513 between the fixed magnets 512 and 512. Since the amount of movement and the amount of movement of the piston supported by the piston rod 61 in the cylinder 62 are large, it is possible to cope with an increase in the amount of vertical stroke of the upper frame 10.
  • FIG. 17 shows the static load characteristics of the seat suspension 100 of the present embodiment.
  • the magnetic spring 50 switches the spring constant between positive and negative at the middle position of the upper operating range U, and the positive of the torsion bars 41 and 42 within the range of negative spring characteristics. Are superimposed on each other to form a constant load region having a spring constant of substantially zero.
  • the lower operating range L is compared with the upper operating range U.
  • the spring constant is small in absolute value, indicating a softened spring characteristic. Therefore, in the lower operating range L, the spring mechanism 30 as a whole functions as a gentle positive spring constant, and even if the stroke amount of the upper frame 10 relative to the lower frame 14 increases, the same as in the first embodiment.

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Abstract

従来よりも高い減衰力を作用させることができ、さらなる薄型化を図る。　ダンパー６０が、フレーム用リンク機構２０の前部リンク２１及び後部リンク２２の上部に支持される主振動体である上部フレーム１０側に、前部リンク２１及び後部リンク２２の回転運動によって生じる上部フレーム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設けられている。入力振動によって上部フレームが振動した際、ダンパー６０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１０の振動エネルギー、ダンパー６０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、振動体として設けられたダンパー６０自体を振動させるエネルギーとしても消費される。ダンパー６０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。

Description

サスペンション
　本発明は、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定荷重領域でこれらの振動を吸収し、振動や衝撃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。ところで、磁気ばねは、下部フレームに固定される固定磁石と上部フレームにリンクを介して連結され、該上部フレームの上下動に伴って固定磁石に対して相対移動する可動磁石とを備えて構成されている。振動を吸収する定荷重領域は、上記のように磁気ばねの負のばね特性を示す変位の範囲を対応させており、通常、その変位範囲の中間点を上部フレームの上下ストロークの中立位置に合わせて設定される。そして、この負のばね特性を示す範囲を超えて可動磁石が相対移動すると、正のばね特性となり、それにトーションバーの正のばね特性が重畳されるため、上部フレームの下限位置付近及び上限位置付近では、トーションバーと磁気ばねとを合わせたばね機構全体の正のばね定数が急激に高くなる。上限位置付近で正のばね定数が高いことは、着座時に体重を支えつつ平衡点に誘導でき、安定的な支持感を付与するのに役立つが、下限位置付近では、急激なばね定数の変化のために、着座者が底付き感を比較的大きく感じる場合もあった。また、上部フレームの底付きをより確実に抑制するため、ダンパーとして減衰力の高いものを用いることも、着座者の底付き感を強くする要因の一つと考えられる。
　本発明は、上記の点に鑑みなされたものであり、上部フレームの下限位置付近での底付き感をより抑制することができ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、
　フレーム用リンク機構を介して、相対的に離接動作可能に支持される上部フレーム及び下部フレームを有すると共に、前記上部フレームを弾性的に付勢するばね機構を有するサスペンションであって、
　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線形特性を示す線形ばねと、
　前記下部フレーム又は上部フレームに固定配置される固定磁石と、前記上部フレーム又は下部フレームに磁石用リンクを介して支持され、前記上部フレームの離接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
の組み合わせからなり、
　前記磁気ばねは、前記上部フレームの中立位置及び上限位置間の上側動作範囲における前記可動磁石の変位量よりも、前記上部フレームの中立位置及び下限位置間の下側動作範囲における前記可動磁石の変位量が小さく、前記上部フレームが相対的に下方向に変位する際に、前記上側動作範囲において作用する前記磁気ばねのばね定数に比べ、前記下側動作範囲において作用する前記磁気ばねのばね定数が小さくなる軟化ばね特性を有することを特徴とする。
　前記磁気ばねは、前記可動磁石の前記固定磁石に対する相対変位により、
　前記上側動作範囲を、前記中立位置と前記上限位置との間の中途位置を境として、前記中立位置側を第１上側動作範囲、前記上限位置側を第２上側動作範囲とし、前記線形ばねの復元力の作用方向と同方向への復元力が増加する特性を正のばね特性及び減少する特性を負のばね特性とした場合に、前記第１上側動作範囲では負のばね特性を示し、前記第２上側動作範囲では正のばね特性を示し、
　前記下側動作範囲では、前記線形ばねのばね定数よりも小さいばね定数を示し、
　前記線形ばねの正のばね特性と前記磁気ばねの前記各ばね特性が組み合わされた前記ばね機構の全体のばね特性として、
　前記第１上側動作範囲では前記線形ばねの正のばね特性が重畳されることによりばね定数がほぼ一定である定荷重領域となり、前記第２上側動作範囲では２つの正のばね特性が重畳されてより高いばね定数である高ばね定数領域となり、前記下側動作範囲では、前記下側動作範囲全体に亘り、前記高ばね定数領域よりも低いばね定数の正のばね特性となる低ばね定数領域となる構成であることが好ましい。
　前記磁気ばねは、前記上側動作範囲における前記可動磁石の移動量に対し、前記下側動作範囲における前記可動磁石の移動量が１／２以下であることが好ましい。
　さらに、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が設けられており、
　前記ダンパーは、前記上部フレームが下限位置方向に動作する際の減衰力が、上限位置方向に動作する際の減衰力よりも低いものであることが好ましい。
　前記ダンパーは、前記上部フレームに対して、前記上部フレームの上下動に伴って回転するブラケットに軸支されていることが好ましい。
　前記磁気ばねは、前記上部フレームの上下変位量が所定以上の場合に、前記可動磁石が、前記磁石用リンクにより、前記固定磁石との対向範囲を超えた対向範囲外方位置まで移動可能である構成とすることができる。
　前記上部フレームに負荷の荷重がかかった際の平衡点が、着座者の重心位置や入力振動等に対応して変化すると共に、前記平衡点の減衰比が、前記平衡点の位置に応じて変化する構成であることが好ましい。
　前記上部フレームに負荷の荷重がかかった際の平衡点の初期位置を調節可能であることが好ましい。
　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ことが好ましい。
　本発明では、磁気ばねが、上部フレームの中立位置及び上限位置間の上側動作範囲における可動磁石の変位量よりも、上部フレームの中立位置及び下限位置間の下側動作範囲における可動磁石の変位量が小さく、上部フレームが相対的に下方向に変位する際に、上側動作範囲において作用する前記磁気ばねのばね定数に比べ、下側動作範囲において作用する前記磁気ばねのばね定数が小さくなる軟化ばね特性を有する構成である。磁気ばねは、通常、負のばね特性が生じる領域が振動吸収特性の向上及び共振周波数を低減させるために使われる。そのため、従来、上側動作範囲と下側動作範囲とに跨がって均等に現れるように設定されるのが通常であるが、本発明は上側動作範囲と下側動作範囲でばね定数を変え、上側動作範囲と下側動作範囲とで減衰係数に差を設けている。すなわち、上記の軟化ばね特性により、上側動作範囲よりも磁気ばねの弾性エネルギーが小さい下側動作範囲では、線形ばねとの重畳した全体のばね特性は、上側動作範囲よりも、正方向に現れやすい。その結果、上限フレームが中立位置から下限位置方向へ変位する際には、上側動作範囲及び下側動作範囲の弾性エネルギーが等しくなるように設けられて急激に高いばね定数の正のばね特性となる従来の構造と比較して、相対的にばね定数の低い正のばね特性によって振動や衝撃が徐々に緩和されていくことになるため、下限位置付近での底付き感が軽減される。
　また、ばね機構全体のばね特性として、下側動作範囲の全ストロークに亘ってばね定数の値は低いものの正のばね特性が作用するため、ダンパーとしては、上部フレームが下限位置方向へ変位する際には、上限位置方向へ変位する際よりも減衰力が低くなるものを用いることができ、この点でも底付き感の低減に寄与できる。本発明は、フレーム用リンク機構を介して上部フレームが支持されているため、構造減衰が小さく、かつ構造系のばね定数が小さい。このような場合、振幅の大きい低周波の入力に対してはダンパーの粘性減衰がよく作用し、共振峰を低減するが、一般的に理想的な減衰比である０．２～０．４近辺に落ち着かせるようにするためには、本発明のように、伸び側と縮み側の減衰力が異なるダンパーに、ばね機構のばね定数が徐変する構造とを組み合わせることが好ましい。この構成により、上部フレームの中立位置付近となる平衡点において振幅の小さい高周波の入力がなされた場合には、ダンパーの減衰力の小さい下方向の変位に対しては正のばね定数が作用し、ダンパーの減衰力が大きくなる上方向の変位に対しては、下方向に変位する場合よりもばね定数の低い略ゼロの特性が作用して、振動を効率よく吸収することができる。
図１は、本発明の第１の実施形態に係るシートサスペンションを示す斜視図である。 図２（ａ）は、上記第１の実施形態に係るシートサスペンションの平面図であり、図２（ｂ）は、底面図であり、図２（ｃ）は、側面図である。 図３（ａ）は、上記第１の実施形態に係るシートサスペンションからダンパーを取り外した状態の斜視図であり、図３（ｂ）は、その側面図である。 図４（ａ）～（ｃ）は、上記第１の実施形態に係るシートサスペンションの動きを説明するための図である。 図５は、上記第１の実施形態に係るシートサスペンションの動きを説明するための図である。 図６は、試験例で用いた上記第１の実施形態のシートサスペンションの要部を示した図である。 図７は、試験例のシートサスペンションの静荷重特性を示した図である。 図８は、試験例、比較例に係る各シートサスペンションの静荷重特性を示した図である。 図９は、試験例のシートサスペンションの減衰比等を示した図である。 図１０は、試験例、比較例に係る各シートサスペンションの振動伝達率を示した図である。 図１１（ａ），（ｂ）は、試験例、比較例に係る各シートサスペンションの衝撃性振動試験の結果を示した図である。 図１２（ａ）は、試験例、比較例に係る各シートサスペンションのＥＭ６のＳＥＡＴ値の評価結果を示した図であり、図１２（ｂ）は、試験例、比較例に係る各シートサスペンションのＥＭ８のＳＥＡＴ値の評価結果を示した図である。 図１３は、試験例、比較例に係る各シートサスペンションについて、被験者が着座した際の静的な状態での平衡点と、振動している場合の動的な状態での平衡点の変化量を周波数別に示した図である。 図１４（ａ）は、本発明の第２の実施形態に係るシートサスペンションを示した斜視図であり、図１４（ｂ）は、磁気ばね及びダンパーの取り付け状態を示した図であり、図１４（ｃ）は、磁気ばね及びダンパーを支持する下部取付プレートを示した図である。 図１５（ａ）は、上記第２の実施形態に係るシートサスペンションの平面図であり、図１５（ｂ）は、その側面図である。 図１６（ａ）～（ｅ）は、上記第２の実施形態に係るシートサスペンションの動きを説明するための図である。 図１７は、上記第２の実施形態に係るシートサスペンションの静荷重特性を示した図である。
　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５は、本発明の第１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１４とを備え、前部リンク２１と後部リンク２２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２０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１４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２１，２１の各上部が、上部フレーム１０の前縁部１０ｂのやや後方に配置された上側前部フレーム１１に連結され、左右一対の後部リンク２２，２２の各上部が、上部フレーム１０の後縁部１０ｃのやや前方に配置された上側後部フレーム１２に連結されている。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の左右一対の側縁部１０ａ，１０ａに形成した取り付け孔に挿通され、前部リンク２１，２１及び後部リンク２２，２２が上部フレーム１０及び下部フレーム１４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１４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２０が前部リンク２１，２１と後部リンク２２，２２とを備えた平行リンク構造からなるため、前部リンク２１，２１及び後部リンク２２，２２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（図４及び図５参照）。
　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４１，４２が挿入されている（図３（ｂ）及び図４参照）。本実施形態では、このトーションバー４１，４２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、後述する磁気ばね５０と共にばね機構３０を構成する。トーションバー４１，４２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、トーションバー４１，４２は、上部フレーム１０を下部フレーム１４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４１，４２の他端は、初期位置調整部材１５のプレート部材１５ｃ，１５ｄにそれぞれ接続されている。初期位置調整部材１５は、調整用ダイヤル１５ｂを回転させると、それによって調整用シャフト１５ａが回転し、その回転によって、前部リンク２１，２１側のトーションバー４１に接続されたプレート部材１５ｃが回転し、さらに、このプレート部材１５ｃに連結版１５ｅを介して連結された後部リンク２２，２２側のトーションバー４２に接続されたプレート部材１５ｄが回転する。従って、調整用ダイヤル１５ｂを回転操作すると、トーションバー４１，４２がいずれかの方向にねじられ、トーションバー４１，４２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、上部フレーム１０を下部フレーム１４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４１，４２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２１，２１及び後部リンク２２，２２の回転軸部に組み込むことができるトーションバー４１，４２を用いることが好ましい。
　磁気ばね５０は、図３及び図４に示したように、固定マグネットユニット５１と可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１４に取り付けられる固定側支持フレーム５１１と、固定側支持フレーム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一対の固定磁石５１２，５１２とを備えてなる。
　可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磁石５１２，５１２間の間隙５１３に配置される可動磁石５２１を備えてなる。可動磁石５２１の各端部は、磁石用リンク５２２，５２２の一端が軸支される。磁石用リンク５２２，５２２の他端は、上部フレーム１０の後縁部１０ｃ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１４に接近する方向すなわち下方に変位した際には、磁石用リンク５２２，５２２を介して可動磁石５２１が、固定磁石５１２，５１２間の間隙５１３を前方（図４（ａ）の位置から図４（ｃ）の位置に向かう方向）に移動し、上部フレーム１０が下部フレーム１４から離間する方向すなわち上方に変位した際には、磁石用リンク５２２，５２２を介して可動磁石５２１が、固定磁石５１２，５１２間の間隙５１３を後方（図４（ｃ）の位置から図４（ａ）の位置に向かう方向）に移動する。
　磁気ばね５０は、可動磁石５２１が固定磁石５１２，５１２の間隙５１３を移動することにより発揮されるばね特性が、可動磁石５２１と固定磁石５１２，５１２との相対位置によって変化し、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５０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４１，４２の弾性力（復元力）の作用方向すなわち上部フレーム１０を下部フレーム１４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。
　このような特性を示す磁気ばね５０としては、例えば、対向配置される固定磁石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、いずれも可動磁石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、可動磁石５２１はその着磁方向がその移動方向と同じになるように構成することにより、異極同士が隣接する２つの固定磁石５１２，５１２の境界を横切る位置付近において負のばね特性を発揮する構造とすることができる。
　この結果、磁気ばね５０と上記したトーションバー４１，４２とを備えてなる本実施形態のばね機構３０は、磁気ばね５０における負のばね特性が機能する範囲においては、トーションバー４１，４２の正のばね特性のばね定数（正のばね定数）と磁気ばね５０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３０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、上部フレーム１０の中立位置において、可動マグネットユニット５２の可動磁石５２１は、その中央位置が、異極同士が隣接する２つの固定磁石５１２，５１２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。
　ここで、本実施形態では、上部フレーム１０の中立位置及び上限位置間を上側動作範囲Ｕとし、上部フレーム１０の中立位置及び下限位置間を下側動作範囲Ｌとし、さらに、上側動作範囲Ｕ内の中途位置を境として、中立位置から該中途位置までの間を第１上側動作範囲Ｕ１とし、該中途位置から上限位置までの範囲を第２上側動作範囲Ｕ２とした場合に、第１上側動作範囲Ｕ１に対応する可動磁石５２１の移動範囲ＭＵ１において、トーションバー４１，４２の正のばね定数とほぼ同じ絶対値の負のばね定数の生じるように調整する（図５参照）。上部フレーム１０の中立位置の際に、可動マグネットユニット５２の可動磁石５２１の中央位置が、異極同士が隣接する２つの固定磁石５１２，５１２の境界に略一致するようにセットされている場合、上部フレーム１０が中立位置から下限位置方向に動作する下側動作範囲Ｌの中途位置に対応する可動磁石５２１の移動位置までは、負のばね定数が生じるが、本実施形態では、第１上側動作範囲Ｕ１に対応する移動範囲ＭＵ１において発生する負のばね定数よりも、絶対値でばね定数が小さくなるように、すなわち、可動磁石５２１が固定磁石５１２，５１２に対して相対的に移動することにより発生する磁力による弾性エネルギーが、上側動作範囲Ｕに対応する移動範囲ＭＵよりも、下側動作範囲Ｌに対応する移動範囲ＭＬの方が小さくなるように設けられている。
　そのため、本実施形態では、可動磁石５２１が、上部フレーム１０の上側動作範囲Ｕに対応する移動範囲ＭＵの移動量よりも、上部フレーム１０の下側動作範囲Ｌに対応する移動範囲ＭＬの移動量の方が小さくなるように、好ましくは、１／２以下になるように設けられている。例えば、上部フレーム１０の上側動作範囲Ｕ及び下側動作範囲Ｌがともに同じ２０ｍｍである場合に、上側動作範囲Ｕに対応する可動磁石５２１の移動範囲ＭＵの移動量が上側動作範囲Ｕとほぼ同じ距離（例えば約２０ｍｍ）であったとしても、下側動作範囲Ｌに対応する可動磁石５２１の移動範囲ＭＬの移動量はそれよりも短い距離（例えば、１０ｍｍ以下）となるように設定する。それにより、上側動作範囲Ｕに対応する可動磁石５２１の移動範囲ＭＵでは、可動磁石５２１が固定磁石５１２，５１２間の間隙５１３を例えば約２０ｍｍ移動するため、その際に発生するばね特性が、上側動作範囲の２０ｍｍのストロークにほぼ１対１で対応して作用する。これに対し、下側動作範囲Ｌでは、可動磁石５２１がより短い距離例えば約１０ｍｍ移動する間のばね特性が、下側動作範囲の２０ｍｍのストロークに配分されて作用することになる。その結果、下側動作範囲Ｌにおいて作用する磁気ばね５０の弾性エネルギーは、上側動作範囲Ｍにおいて作用する磁気ばね５０の弾性エネルギーよりも小さくなる。
　すなわち、図７に示したように、磁気ばね５０は、上部フレーム１０の下側動作範囲Ｌに対応する移動範囲ＭＬでの移動によって生じるばね特性が、正負いずれであっても、そのばね定数の値（荷重－たわみ特性における傾き）は、上側動作範囲Ｕに対応する移動範囲ＭＵでの負のばね特性及び正のばね特性の各ばね定数の値（荷重－たわみ特性における傾き）よりも小さくなる。従って、トーションバー４１，４２の正のばね定数が、磁気ばね５０の負のばね定数とほぼ一致するように調整した場合、ばね機構３０全体では、第１上側動作範囲Ｕ１は、ばね定数が略ゼロの定荷重領域となり、第２上側動作範囲Ｕ２では、正のばね定数同士が重畳されて、より傾き角度のきついより値の高い正のばね定数が作用する領域（高ばね定数領域）となる。従って、着座動作時や衝撃性振動によって下方向への荷重が大きくかかった場合には、第２上側動作範囲Ｕ２に対応した高い値の正のばね特性により、体重をしっかりと支持しつつ、平衡点位置に誘導できる。
　これに対し、下側動作範囲Ｌでは、磁気ばね５０のばね定数が、上側動作範囲Ｕよりも小さいため、トーションバー４１，４２の正のばね定数を重畳したばね機構３０全体としては、磁気ばね５０のばね定数が負の範囲であれば、トーションバー４１，４２の正のばね定数の値よりも小さい正のばね定数値となる。磁気ばね５０のばね定数が正の範囲であっても、そのばね定数の値が小さいため、トーションバー４１，４２の正のばね特性が重畳されたばね機構３０全体の値も、上記第２上側動作範囲Ｕ２と比較して小さな値となる。すなわち、下側動作範囲Ｌでは、上部フレーム１０の中立位置から下限位置までの全ストロークにおいて、ばね機構３０全体として緩やかな正のばね定数が作用する領域（低ばね定数領域）となる。これにより、上部フレーム１０の中立位置から下限位置までの範囲では、ばね機構３０全体の緩やかな正のばね特性によって徐々に振動や衝撃を吸収するように作用し、底付き感を抑制することができる。
　上部フレーム１０の上側動作範囲Ｕ及び下側動作範囲Ｌの最大ストロークがほぼ同じであるにも拘わらず、下側動作範囲Ｌに対応した可動磁石５２１の移動範囲ＭＬの移動量を、上側動作範囲Ｕに対応した可動磁石５２１の移動範囲ＭＵの移動量よりも短くするため、本実施形態では、次のような構成を採用している。まず、固定磁石５１２，５１２を、上部フレーム１０の上下移動方向に直交する方向（上部フレーム１０は車体のフロアに垂直な方向に上下動するため、フロアに平行な方向）に配置し、可動磁石５２１の通路となる固定磁石５１２，５１２間の間隙５１３をフロアに平行となるように、固定側支持フレーム５１１を介して、上部フレーム１０の中立位置より下方の位置、好ましくは下部フレーム１４に取り付ける。これにより、可動磁石５２１の移動方向が、上部フレーム１０の移動方向に直交し、フロアに平行になる。可動磁石５２１の軸支点と上部フレーム１０との軸支点を結んだ側面から見た仮想線が、上部フレーム１０のフロアに対する角度で、下限位置において－１０～１０度となるように設定されていることが好ましい。また、可動磁石５２１の軸支点と上部フレーム１０との軸支点を結んだ側面から見た仮想線が、上部フレーム１０のフロアに対する角度で、上限位置においては３０～６０度となる範囲とするとさらに好ましい。また、固定マグネットユニット５１のシートサスペンション１における前後位置を調整して、磁石用リンク５２２の取り付けブラケット５２３の軸支位置から可動磁石５２１の軸支位置までの長さを調整することによっても、可動磁石５２１の移動範囲ＭＬの移動量及び移動範囲ＭＵの移動量に対する下側動作範囲Ｌ及び上側動作範囲Ｕの最大ストロークを増減することができる。なお、可動磁石５２１の移動範囲ＭＵの移動量及び移動範囲ＭＬの移動量は、ＭＵの移動量：ＭＬの移動量の比で２：１～５：１の範囲に設定されることが好ましい。
　また、本実施形態のシートサスペンション１は、振動を減衰させるためのダンパー６０が設けられている。本実施形態で用いたダンパー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が内部を往復動作するシリンダ６２とを有する伸縮式ダンパーである。ピストンロッド６１の端部６１ａは、上部フレーム１０の後方寄りに幅方向に掛け渡された上側後部フレーム１２に、ブラケット６１ｂ及び軸部材６１ｃを介して軸支され（図１及び図２（ａ），（ｂ）参照）、シリンダ６２の端部６２ａは、下部フレーム１４の前方寄りに幅方向に掛け渡して設けた下部前方パイプ１４ａに、ブラケット６２ｂ及び軸部材６２ｃを介して軸支されている（図２（ａ），（ｂ）参照）。これにより、上部フレーム１０が平行リンク構造からなるフレーム用リンク機構２０を介して下部フレーム１４に対して円弧運動するように離接動作すると、ピストンロッド６１に取り付けられたピストンがシリンダ６２内を直動して往復し、所定の減衰力を発揮する。
　ここで、本実施形態では、上側後部フレーム１２は、上部フレーム１０が相対的に上下動することに伴って、トーションバー４２に対して回転するように設けられており、また、ブラケット６１ｂは、上側後部フレーム１２に、前方に突出するように設けられている。従って、上部フレーム１０の上下動に伴って、ブラケット６１ｂは上側後部フレーム１２を回転中心として上下に回転運動を行う。ピストンロッド６１の端部６１ａは、このブラケット６１ｂに軸支されるため、特許文献１のように、上部フレーム１０の側部フレーム１０ａに直接軸支した構造と比較して、上下に回転運動を行う分、ピストンの往復動作量を増すことができ、ダンパー６０による減衰力を高めることができる。なお、このブラケット６１ｂの上下の回転運動については、後述する第２の実施形態においてさらに詳細に説明する。
　本実施形態では、線形ばねを構成するトーションバー４１，４２及び磁気ばね５０から構成されるばね機構３０として、上部フレーム１０の下側動作範囲Ｌでは、緩やかな正のばね特性が作用し、上側動作範囲Ｕのうち、第１上側動作範囲Ｕ１はばね定数略ゼロの定荷重領域となり、第２上側動作範囲Ｕ２ではばね定数が大きい正のばね特性の領域となっている。すなわち、上部フレーム１０が下限位置方向（底付き方向）に変位する場合には、中立位置よりも下限位置方向に向かう段階で緩やかな正のばね特性の力を受け、下側動作範囲Ｌの全てのストロークを使って緩やかに緩衝されていくが、上限位置方向（天付き方向）に変位する場合には、中立位置から中途位置の第１上側動作範囲Ｕ１を過ぎて上限位置に向かうに従って、正のばね特性が作用する。従って、ダンパー６０は、上限位置方向に動作する際には、強いばね特性の力を吸収して緩和するため、ダンパー６０の減衰力が強く作用するものが望ましく、逆に、下限位置方向に動作する際には、ばね機構３０の正のばね特性が緩やかに徐々に作用していくため、ダンパー６０の減衰力もそれに見合った減衰力であればよい。
　すなわち、ダンパー６０としては、上部フレーム１０が上限位置方向に変位する際の伸び側の減衰力が高く、下限位置方向に変位する際の縮み側の減衰力が低いものを用いることが好ましい。
　本実施形態によれば、人が着座した状態における平衡点を、上部フレーム１０の中立位置（例えば、上限位置と下限位置との中間）付近に一致するように初期位置調整部材１５の調整用ダイヤル１５ｂを操作して調整する。この状態で、路面の凹凸等によって振動が入力されると、上部フレーム１０は、前部リンク２１，２１及び後部リンク２２，２２からなる平行リンク構造からなるフレーム用リンク機構２０により、下部フレーム１４に対して、前部リンク２１，２１及び後部リンク２２，２２の各下端部を支点として、円弧運動するように上下動する。この振動による上部フレーム１０の振幅が所定以下の場合（上方向への変位量で第１上側動作範囲Ｕ１内に収まる場合）には、ばね機構３０全体では、第１上側動作範囲Ｕ１に対応したばね定数略ゼロの定荷重領域と下側動作範囲Ｌ内のばね定数の値が小さい低ばね定数領域によって除振される。下側動作範囲Ｌ内であっても、中立位置からの変位量が所定以下の場合には、磁気ばね５０は、絶対値が小さいながらも負のばね定数の特性となっているため、トーションバー４１，４２の正のばね定数が重畳されても、これらを組み合わせたばね機構３０全体のばね定数はトーションバー４１，４２のばね定数よりも小さい。そのため、大きな反力が生じることなく除振される。
　路面の大きな凹凸等によって衝撃性振動が入力された場合には、上部フレーム１０が上限位置近くにまで変位する。この際には、ダンパー６０の大きな減衰力が作用し、衝撃力を緩和、減衰しつつ天付きを抑制する。上部フレーム１０が下限位置近くまで変位する場合には、中立位置から下限位置までばね機構３０全体で緩やかな正のばね定数が作用すると共に、ダンパー６０の弱めの減衰力も作用して、衝撃を下側動作範囲Ｌの全ストロークを使って徐々に緩和、減衰して、底付きを抑制する。従って、従来の構造と比較して、急激に減衰力が大きくなることに伴う底付き感が軽減される。なお、上部フレーム１０の側縁部１０ａには、底付き防止用の緩衝用ゴム部材７０が設けられているため、底付き時には、この緩衝用ゴム部材７０の弾性が作用し、上部フレーム１０に上方向への反発力を付与し、底付き感を和らげる。
　また、初期位置調整部材１５の調整用ダイヤル１５ｂを操作して、着座状態での平衡点を、第１上側動作範囲Ｕ１内の中間付近にもっていくと、上部フレーム１０の上下変位量が所定以下の場合には、ばね定数略ゼロの定荷重領域で、上方向への変位だけでなく下方向の変位も除振できる。
（試験例）
　第１の実施形態に係るシートサスペンション１について、静荷重特性、振動伝達特性等に関する試験を行った。
　まず、本実施形態に係るシートサスペンション１において用いたトーションバー４１，４２と磁気ばね５０を組み合わせたばね機構３０の静荷重特性、トーションバー４１，４２の静荷重特性、磁気ばね５０の静荷重特性を、図７に示す。図７において、横軸は、０ｍｍが上部フレーム１０の中立位置であり、正の値が、上部フレーム１０の中立位置（０ｍｍ）から下限位置（＋２０ｍｍ）に至るまでの下側動作範囲Ｌの変位量を示し、負の値が、上部フレーム１０が中立位置（０ｍｍ）から上限位置（－２０ｍｍ）に至るまでの上側動作範囲Ｕの変位量を示す。
　なお、磁気ばね５０の可動磁石５２１は、図６に示したように、上部フレーム１０の上側動作範囲Ｕに対応する移動範囲ＭＵでは、最大移動量１８．４ｍｍ、下側動作範囲Ｌに対応する移動範囲ＭＬでは最大移動量８．９ｍｍになっている。
　このような設定になっているため、本試験例の磁気ばね５０は、図７の荷重－たわみ特性において、上部フレーム１０の変位量で、約－１２ｍｍのポイント（上側動作範囲Ｕの中途位置に相当）を境として傾きが正負で逆転する。従って、本試験例のシートサスペンション１は、０ｍｍから約－１２ｍｍまでの範囲が第１上側動作範囲Ｕ１、約－１２ｍｍから－２０ｍｍ（上限位置）までの範囲が第２上側動作範囲Ｕ２となる。この間のばね定数を比較すると、第１上側動作範囲Ｕ１では、トーションバー４１，４２は約＋２０Ｎ／ｍｍ、磁気ばね５０は約－１４Ｎ／ｍｍ、両者を合わせたばね機構３０全体で約＋６Ｎ／ｍｍとなっており、ばね定数が絶対値で１０Ｎ／ｍｍ以下で推移する定荷重領域となっている。第２上側動作範囲Ｕ２では、トーションバー４１，４２は約＋２３Ｎ／ｍｍ、磁気ばね５０は約＋１４Ｎ／ｍｍ、両者を合わせたばね機構３０全体で約＋３７Ｎ／ｍｍとなっており、トーションバー４１，４２よりも高い値の正のばね定数になっている。
　一方、下側動作範囲Ｌでは、磁気ばね５０のばね定数が－４Ｎ／ｍｍから＋１Ｎ／ｍｍの範囲となっており、いずれも、トーションバー４１，４２のばね定数よりも絶対値の小さい値となっており、両者を重畳したばね機構３０全体のばね定数でも、トーションバー４１，４２のばね定数をやや下回るかほぼ同程度の緩やかな正のばね定数となる。より厳密には、磁気ばね５０のばね定数が、上部フレーム１０の変位量で、約＋１３ｍｍのポイントを境として傾きが正負で逆転する。０ｍｍから＋１３ｍｍの範囲では、トーションバー４１，４２は約＋１８Ｎ／ｍｍ、磁気ばね５０は約－４Ｎ／ｍｍとなっており、両者を合わせたばね機構３０全体で約＋１４Ｎ／ｍｍとなっている。＋１３ｍｍから＋２０ｍｍ（下限位置）の範囲では、トーションバー４１，４２は約＋１７Ｎ／ｍｍ、磁気ばね５０は約＋１Ｎ／ｍｍとなっており、両者を合わせたばね機構３０全体で約＋１８Ｎ／ｍｍとなっている。
　ダンパー６０としては、ピストンスピード０．３ｍ／ｓでの減衰力が伸び側で１３７０Ｎ、縮み側で３８０Ｎのものを用いている。
　次に、トーションバー４１，４２、磁気ばね５０及びダンパー６０を備えたシートサスペンション１を試験例１（「トーションバー＋磁気ばね＋ダンパー」）とし、トーションバー４１，４２及び磁気ばね５０はそのままで、ダンパー６０を取り外した構造を試験例２（「トーションバー＋磁気ばね」）とし、トーションバー４１，４２及びダンパー６０はそのままで、磁気ばね５０を取り外した構造を比較例１（「トーションバー＋ダンパー」）とし、トーションバー４１，４２はそのままで、磁気ばね５０とダンパー６０を取り外した構造を比較例２（「トーションバー」）として、それぞれのシートサスペンションの上部フレームに天板を取り付け、その上に被験者を着座させて試験を行った。なお、被験者は、健常な４０歳代の日本人男性１名で、体重７６ｋｇ、身長１６７ｃｍであった。
　試験例１、試験例２、比較例１及び比較例２の静荷重特性は図８に示したとおりであった。なお、図８の横軸の０ｍｍ、２０ｍｍ、４０ｍｍは、それぞれ、図７の横軸の－２０ｍｍ、０ｍｍ、＋２０ｍｍに相当する。また、振動試験等は、初期位置調整部材１５の調整により、被験者が着座した際の静的な状態での平衡点を、上部フレーム１０の中立位置である平衡点Ａ（図８の横軸で２０ｍｍ、図７の横軸で０ｍｍの位置）に合わせた場合と、ばね定数が略ゼロの定荷重領域の中でも特にばね定数の値がゼロに近い図８の横軸で１５ｍｍ（図７の横軸で－５ｍｍ）の位置である平衡点Ｂに合わせた場合について測定した。
　また、試験例のシートサスペンション１について、図９の平衡点Ａ及び平衡点Ｂにおける減衰比を、それぞれ、下方向（上限位置（上死点）から下限位置（下死点）方向）に移動する場合、上方向（下限位置（下死点）から上限位置（上死点）方向）に移動する場合について求めた。減衰比を求める際のシートサスペンション１の減衰係数としては、ダンパー６０が、下部フレーム１４を水平の床面に載置したときに、床面に対して約２０度の角度で取り付けられていることから、ダンパー６０の上記減衰力の分力をｓｉｎ２０度で求め、ピップバースト波：１．５Ｈｚ、速度：０．００２２５ｍ／ｓの値を用いて、伸び側：４６９Ｎｓ／ｍ、縮み側：１３０Ｎｓ／ｍと算出した。ばね定数としては、平衡点Ａでは共振周波数２．６Ｈｚのときの動ばね定数：１５１０４Ｎ／ｍの値を用い、平衡点Ｂでは共振周波数２．２Ｈｚのときの動ばね定数：１０８４５Ｎ／ｍの値を用いた。
　その結果、減衰比は、平衡点Ａでは、下方向：０．０７１、上方向：０．２５５であり、平衡点Ｂでは、下方向：０．０８５、上方向：０．２３５であった。
　本実施形態では、下方向に移動する場合は、減衰比が小さく、ばね機構３０の正のばね定数が作用して、それにより徐々に緩衝されていくが、上方向に移動する場合には、下方向よりも大きな減衰比が作用し、振動、衝撃を効率よく減衰できる構造である。しかも、上方向の減衰比は、平衡点Ａで０．２５５、平衡点Ｂで０．２３５であり、自動車用サスペンションとして最適とされる０．２５付近の値となっている。
　また、上記の平衡点Ａ，Ｂ付近のばね定数（静ばね定数）は、上記のように約６Ｎ／ｍｍ～約１４Ｎ／ｍｍであり、上記の動ばね定数も約１０Ｎ／ｍｍ～約１５Ｎ／ｍｍと極めて低く、しかもシートサスペンション１のクーロン摩擦力も約１００Ｎと比較的小さいことから、姿勢の変化や入力振動等によって平衡点が変位しても、高い除振性能が期待できる。また、後述するＳＥＡＴ値の評価で示したように、本実施形態の構造は、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）と、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）という、異なる２つの規格に対して、そのいずれの基準も満たす結果が得られている。これは、シートサスペンション１のばね定数、減衰比を、上方向に変位する場合、下方向に変位する場合とで異ならせた構造とすることにより、着座者の重心位置や入力振動等に対応して変化する平衡点において、上記のように、異なる減衰比が作用することによる。
（振動試験）
　振動試験は、試験例及び比較例の各シートサスペンションを上下方向１軸加振機上にセットした上で、被験者を天板上に着座させ、振幅±１ｍｍの正弦波対数掃引波形（０．５～１５Ｈｚ）で加振して実施した。結果を図１０に示す。なお、図１０において、試験例１Ａ、試験例２Ａ、比較例１Ａ及び比較例２Ａは、被験者が着座したときの平衡点を図８の「平衡点Ａ」に調整した場合を、試験例１Ｂ、試験例２Ｂ、比較例１Ｂ及び比較例２Ｂは、被験者が着座したときの平衡点を図８の「平衡点Ｂ」に調整した場合のデータである。
　まず、ダンパー６０を備えておらず、磁気ばね５０の有無で違いのある試験例２Ａ，２Ｂと比較例２Ａ，２Ｂとを比較すると、試験例２Ａ，２Ｂの方が共振点における振動伝達率が遙かに低い。ダンパー６０を備えているものの、磁気ばね５０の有無で違いのある試験例１Ａ，１Ｂと比較例１Ａ，１Ｂとを比較した場合には、試験例１Ａ，１Ｂの方が共振周波数が若干低いだけでなく、４Ｈｚ以降では振動伝達率が顕著に低くなっている。従って、磁気ばね５０が振動伝達特性の改善に貢献していることがわかる。
（衝撃性試験）
　衝撃性振動の計測は、低周波数（１．５Ｈｚ）のピップバースト波形による大振幅（最大加速度０．２８Ｇの波形により評価した。なお、この試験では、ダンパー６０を取り外したものは被験者への負荷が大きくなるため、ダンパー６０を有する試験例１Ａ，１Ｂ及び比較例１Ａ，１Ｂについて実施した。図１１（ａ）は、試験例１Ａ，１Ｂの結果を示し、図１１（ｂ）は、比較例１Ａ，１Ｂの結果を示す。
　試験例１Ａと試験例１Ｂとを比較すると、平衡点Ｂの試験例１Ｂの加速度が若干が高く、比較例１Ａと比較例１Ｂとを比較した場合も、同じく平衡点Ｂの比較例１Ｂの加速度が若干高かった。なお、試験例１Ａと比較例１Ａ同士、試験例１Ｂと比較例１Ｂ同士とを比較したところでは、大きな差は認められなかったが、いずれにしても、上部フレーム１０のストロークエンドでの衝突の発生がなく、使用したダンパー６０が適正であることが示された。
（ＳＥＡＴ値の評価）
　ＪＩＳ　Ａ　８３０４：２００１（ＩＳＯ　７０９６：２０００）に基づいて、ＳＥＡＴ値（Seat Effective Amplitude Transmissibility factor）を求めた。シートサスペンションを、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／ｓ２）２／Ｈｚ）で行った試験の結果が図１２（ａ）である。得られたＳＥＡＴ値は、試験例１Ａが０．５５、試験例１Ｂが０．５８、比較例１が０．５８、比較例１Ｂが０．６９であった。ＥＭ６のＳＥＡＴ値の基準が０．７未満であるため、比較例１Ａ，１Ｂも基準を満たしていたが、試験例１Ａ，１Ｂの方がよい結果であった。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）で行った試験の結果が図１２（ｂ）である。得られたＳＥＡＴ値は、試験例１Ａが０．７６、試験例１Ｂが０．７２であり、それぞれ、比較例１の０．８４、比較例１Ｂの０．８５よりもよい結果であった。ＥＭ８のＳＥＡＴ値の基準が０．８未満であるため、試験例１Ａ，１Ｂは基準を満たしていた。
　また、７．６Ｈｚという比較的高い周波数帯に卓越周波数を持つＥＭ６では、試験例１Ａの方が試験例１Ｂよりもよく、３．３Ｈｚという比較的低い周波数帯に卓越周波数を持つＥＭ８では試験例１Ｂの方がよい結果が得られた。
（平衡点の変化量）
　図１３は、被験者が着座した際の静的な状態での平衡点と、振動している場合の動的な状態での平衡点の変化量を周波数別に示したデータである。
　比較例１Ａはほとんど変化が見られないが、試験例１Ａは３ｍｍ前後、試験例１Ｂは４ｍｍ前後、静的な状態よりも動的な状態の方の平衡点が上昇している。これは、フレーム用リンク機構２０の摩擦が静摩擦から動摩擦に変わることで、磁気ばねの減衰域（負のばね特性の領域）の振動吸収性が向上することによると考えられ、特に、入力加速度が大きい場合に高い効果を示す。また、平衡点Ｂの試験例１Ｂは、平衡点Ａの試験例１Ａと比較して、動摩擦がより小さく、比較的高い周波数帯の入力振動に除振に適している。このことから、試験例１Ａ，１Ｂを含む本実施形態のシートサスペンション１は、入力振動に応じて平衡点が変わることで、幅広い入力振動に対応可能な除振機構であると言える。
　次に、図１４～図１７に基づき、本発明の第２の実施形態に係るシートサスペンション１００について説明する。なお、第１の実施形態と同一の機能を果たす部材については、同一の符号で示す。本実施形態のシートサスペンション１００は、上部フレーム１０の下部フレーム１４に対して、平行リンク構造となっている前部リンク２１，２１及び後部リンク２２，２２を介して上下動する点で上記第１の実施形態と同様であるが、上下ストローク量を第１の実施形態よりも増加させている点で異なる（図１６参照）。磁気ばね５０に用いる固定磁石５１２，５１２及び可動磁石５２１のサイズは上記第１の実施形態と同じであり、上部フレーム１０の中立位置における可動磁石５２１と固定磁石５１２，５１２との相対位置も上記第１の実施形態と同様である。但し、固定磁石５１２を支持している固定側磁石支持フレーム５１１は、可動磁石５２１が上側動作範囲Ｕに対応する移動範囲ＭＵを移動する際、固定磁石５１２，５１２の対向範囲を超えて移動できるように、可動磁石５２１の通路となる間隙５１３の長さをシートサスペンション１００の後方に上記第１の実施形態よりも長くした構造となっている。
　また、図１４～図１５に示したように、上側後部フレーム１２には、前側斜め上方に突出するように補助フレーム１２１が設けられている。そして、この補助フレーム１２１に、斜め下方に突出するように、ダンパー６０のピストンロッド６１の端部６１ａが軸支されるブラケット（以下、「ピストンロッド用ブラケット」）６１ｂを 設けている。また、本実施形態では、図１４（ｂ）に示したように、補助フレーム１２１において、ピストンロッド用ブラケット６１ｂに隣接して、可動磁石５２１を支持する磁石用リンク５２２の端部が軸支されるブラケット（以下、磁石リンク用ブラケット」）５２３が設けられている。上側後部フレーム１２は、上記第１の実施形態と同様に、上部フレーム１０の上下動に伴って回転するため、上側後部フレーム１２に取り付けられた補助フレーム１２１がその回転に伴って、上部フレーム１０の上限位置から下限位置に向かうに従って前側斜め下方に回転する。そのため、この補助フレーム１２１に取り付けられたピストンロッド用ブラケット６１ｂと磁石リンク用ブラケット５２３も、補助フレーム１２１と同方向に回転する。
　また、ピストンロッド用ブラケット６１ｂと磁石リンク用ブラケット５２３が、上側後部フレーム１２ではなく、前側斜め前方に突出している補助フレーム１２１に取り付けられているため、ダンパー６０及び磁石用リンク５２２のストロークを、上記第１の実施形態よりも大きくとることができる。
　また、ダンパー６０のシリンダ６２の端部６２ａと磁気ばね５０の固定磁石５１２，５１２を支持する固定側磁石支持フレーム５１１とを取り付けるための下部取付プレート１４１が下部フレーム１４に固定されている。また、図１４（ｂ），（ｃ）に示したように、下部取付プレート１４１は、磁気ばね支持部１４１ａとダンパー支持部１４１ｂとがシートサスペンション１００の幅方向に隣接しているが、ダンパー支持部１４１ｂの取付面の高さは、磁気ばね支持部１４１ａの取付面の高さよりも若干下方になっている。ダンパー支持部１４１ｂの前方側端部には、シリンダ６２の端部６２ａを軸支するブラケット（以下、「シリンダ用ブラケット」）６２ｂが設けられているが、このシリンダ用ブラケット６２ｂの高さをより低めに配置することで、ダンパー６０のストロークをより大きくとることができる。
　本実施形態によれば、上記のように、磁石リンク用ブラケット５２３が、前側斜め前方に突出している補助フレーム１２１に取り付けられている。従って、図１６（ｃ）に示したように、上部フレーム１０の中立位置において、可動マグネットユニット５２の可動磁石５２１を、その中央位置が、異極同士が隣接する２つの固定磁石５１２，５１２の境界に略一致するようにセットした場合、可動磁石５２１は、上部フレーム１０の中立位置から上限位置（この例では、中立位置から２９ｍｍ上方の位置（図１６（ａ）））までの上側動作範囲Ｕに対応する後方への移動範囲ＭＵの移動量が、最大で４３ｍｍとなる。
　一方、上部フレーム１０の中立位置から下限位置（この例では、中立位置から２５．６ｍｍ下方の位置（図１６（ｅ）））までの下側動作範囲Ｌに対応する可動磁石５２１の前方への移動範囲ＭＬの移動量は、最大で１０．６ｍｍとなる。
　また、ダンパー６０も、上記のように、前側斜め前方に突出している補助フレーム１２１と、取付面の高さを低くしたダンパー支持部１４１ｂとの間に設けられ、かつ、補助フレーム１２１が前側斜め下方と後ろ側斜め上方との間で回転する構成である。従って、第１の実施形態よりも、上部フレーム１０の上下ストローク量を増加させることができる。
　すなわち、上記のように、本実施形態のシートサスペンション１００は、中立位置から上限位置までの上側動作範囲Ｕのストロークが２９ｍｍ、中立位置から下限位置までの下側動作範囲Ｌのストロークが２５．６ｍｍ、上限位置から下限位置までの全ストロークが合計５４．６ｍｍであり、中立位置を基準として上下にそれぞれ２０ｍｍ、上限位置から下限位置までの全ストロークが４０ｍｍの第１の実施形態よりも１４．６ｍｍ長いストロークになっている。本実施形態は、第１の実施形態と磁気ばね５０及びダンパ－６０として同じサイズのものを使用しているものの、上記の構成により、可動磁石５２１の固定磁石５１２，５１２間の間隙５１３に沿った移動量及びピストンロッド６１に支持されたピストンのシリンダ６２内の移動量が大きくなっているため、上部フレーム１０の上下ストローク量の増大に対応できている。
　図１７は、本実施形態のシートサスペンション１００の静荷重特性を示す。この図に示したように、本実施形態においても、磁気ばね５０は、上側動作範囲Ｕの中途位置を境にばね定数が正負で切り替わり、負のばね特性の範囲でトーションバー４１，４２の正のばね特性が重畳されて、ばね定数略ゼロの定荷重領域が形成されている。また、上側動作範囲Ｕに対応する可動磁石５２１の移動量よりも、下側動作範囲Ｌに対応する可動磁石５２１の移動量が小さいため、上側動作範囲Ｕとの対比で、下側動作範囲Ｌでは、ばね定数が絶対値で小さくなっており、軟化ばね特性を示している。従って、下側動作範囲Ｌでは、ばね機構３０全体として、緩やかな正のばね定数が機能し、上部フレーム１０の下部フレーム１４に対するストローク量が増大しても、上記第１の実施形態と同様の作用、効果を奏する。
　１，１００　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
　１４　下部フレーム
　１５　初期位置調整部材
　２０　フレーム用リンク機構
　２１　前部リンク
　２２　後部リンク
　３０　ばね機構
　４１，４２　トーションバー
　５０　磁気ばね
　５１　固定マグネットユニット
　５１２　固定磁石
　５２　可動マグネットユニット
　５２１　可動磁石
　６０　ダンパー
　６１　ピストンロッド
　６１ｂ　ブラケット（ピストンロッド用ブラケット）
　６２　シリンダ
　６２ｂ　ブラケット（シリンダ用ブラケット）

Claims (9)

  1. 　フレーム用リンク機構を介して、相対的に離接動作可能に支持される上部フレーム及び下部フレームを有すると共に、前記上部フレームを弾性的に付勢するばね機構を有するサスペンションであって、
    　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線形特性を示す線形ばねと、
    　前記下部フレーム又は上部フレームに固定配置される固定磁石と、前記上部フレーム又は下部フレームに磁石用リンクを介して支持され、前記上部フレームの離接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
    の組み合わせからなり、
    　前記磁気ばねは、前記上部フレームの中立位置及び上限位置間の上側動作範囲における前記可動磁石の変位量よりも、前記上部フレームの中立位置及び下限位置間の下側動作範囲における前記可動磁石の変位量が小さく、前記上部フレームが相対的に下方向に変位する際に、前記上側動作範囲において作用する前記磁気ばねのばね定数に比べ、前記下側動作範囲において作用する前記磁気ばねのばね定数が小さくなる軟化ばね特性を有することを特徴とするサスペンション。
  2. 　前記磁気ばねは、前記可動磁石の前記固定磁石に対する相対変位により、
    　前記上側動作範囲を、前記中立位置と前記上限位置との間の中途位置を境として、前記中立位置側を第１上側動作範囲、前記上限位置側を第２上側動作範囲とし、前記線形ばねの復元力の作用方向と同方向への復元力が増加する特性を正のばね特性及び減少する特性を負のばね特性とした場合に、前記第１上側動作範囲では負のばね特性を示し、前記第２上側動作範囲では正のばね特性を示し、
    　前記下側動作範囲では、前記線形ばねのばね定数よりも小さいばね定数を示し、
    　前記線形ばねの正のばね特性と前記磁気ばねの前記各ばね特性が組み合わされた前記ばね機構の全体のばね特性として、
    　前記第１上側動作範囲では前記線形ばねの正のばね特性が重畳されることによりばね定数がほぼ一定である定荷重領域となり、前記第２上側動作範囲では２つの正のばね特性が重畳されてより高いばね定数である高ばね定数領域となり、前記下側動作範囲では、前記下側動作範囲全体に亘り、前記高ばね定数領域よりも低いばね定数の正のばね特性となる低ばね定数領域となる請求項１記載のサスペンション。
  3. 　前記磁気ばねは、前記上側動作範囲における前記可動磁石の移動量に対し、前記下側動作範囲における前記可動磁石の移動量が１／２以下である請求項１又は２記載のサスペンション。
  4. 　さらに、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が設けられており、
    　前記ダンパーは、前記上部フレームが下限位置方向に動作する際の減衰力が、上限位置方向に動作する際の減衰力よりも低いものである請求項１～３のいずれか１に記載のサスペンション。
  5. 　前記ダンパーは、前記上部フレームに対して、前記上部フレームの上下動に伴って回転するブラケットに軸支されている請求項４記載のサスペンション。
  6. 　前記磁気ばねは、前記上部フレームの上下変位量が所定以上の場合に、前記可動磁石が、前記磁石用リンクにより、前記固定磁石との対向範囲を超えた対向範囲外方位置まで移動可能である請求項１～５のいずれか１に記載のサスペンション。
  7. 　前記上部フレームに負荷の荷重がかかった際の平衡点が、着座者の重心位置や入力振動等に対応して変化すると共に、前記平衡点の減衰比が、前記平衡点の位置に応じて変化する構成である請求項１～６のいずれか１に記載のサスペンション。
  8. 　前記上部フレームに負荷の荷重がかかった際の平衡点の初期位置を調節可能である請求項１～７のいずれか１に記載のサスペンション。
  9. 　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１～８のいずれか１に記載のサスペンション。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2022113828A1 (ja) * 2020-11-24 2022-06-02 Ｎｐｗ横浜株式会社 小型車両用シートの薄型サスペンション装置

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2019202749A (ja) * 2018-05-22 2019-11-28 デルタ工業株式会社 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
CN110001476B (zh) * 2019-04-27 2024-03-08 吉林大学 一种可调的座椅非线性悬架
JP7412733B2 (ja) * 2019-10-22 2024-01-15 デルタ工業株式会社 シートサスペンション機構
US11872916B2 (en) 2020-09-24 2024-01-16 Seats Incorporated Damper system for suspension of vehicle seat

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004353770A (ja) * 2003-05-29 2004-12-16 Delta Tooling Co Ltd サスペンションユニット
JP2010179719A (ja) 2009-02-03 2010-08-19 Delta Tooling Co Ltd シートサスペンション
JP2010179720A (ja) 2009-02-03 2010-08-19 Delta Tooling Co Ltd シートサスペンション

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000234649A (ja) * 1999-02-17 2000-08-29 Deruta Tsuuringu:Kk サスペンションユニット
JP2001349374A (ja) * 2000-06-02 2001-12-21 Delta Tooling Co Ltd 磁気バネ構造及び該磁気バネ構造を用いた除振機構
JP2002021922A (ja) * 2000-07-11 2002-01-23 Delta Tooling Co Ltd 磁気回路を利用した除振機構
JP4150228B2 (ja) * 2002-08-21 2008-09-17 株式会社デルタツーリング 車両用シートのフレーム構造

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004353770A (ja) * 2003-05-29 2004-12-16 Delta Tooling Co Ltd サスペンションユニット
JP2010179719A (ja) 2009-02-03 2010-08-19 Delta Tooling Co Ltd シートサスペンション
JP2010179720A (ja) 2009-02-03 2010-08-19 Delta Tooling Co Ltd シートサスペンション

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3552872A4

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2022113828A1 (ja) * 2020-11-24 2022-06-02 Ｎｐｗ横浜株式会社 小型車両用シートの薄型サスペンション装置

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