WO2019225543A1 - 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 - Google Patents

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 Download PDF

Info

Publication number
WO2019225543A1
WO2019225543A1 PCT/JP2019/019909 JP2019019909W WO2019225543A1 WO 2019225543 A1 WO2019225543 A1 WO 2019225543A1 JP 2019019909 W JP2019019909 W JP 2019019909W WO 2019225543 A1 WO2019225543 A1 WO 2019225543A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
suspension mechanism
cylinder
damper
piston
damping force
Prior art date
Application number
PCT/JP2019/019909
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
藤田　悦則
杉本　栄治
小倉　由美
聡一 巻田
将大 増野
小島　重行
西田　篤史
順 福田
竜次 桑野
Original Assignee
デルタ工業株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from JP2018186177A external-priority patent/JP2019202749A/ja
Application filed by デルタ工業株式会社 filed Critical デルタ工業株式会社
Priority to EP19807459.3A priority Critical patent/EP3815967B1/en
Priority to US17/057,203 priority patent/US11440448B2/en
Priority to CN201980034736.1A priority patent/CN112203894B/zh
Publication of WO2019225543A1 publication Critical patent/WO2019225543A1/ja

Links

Images

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60N—SEATS SPECIALLY ADAPTED FOR VEHICLES; VEHICLE PASSENGER ACCOMMODATION NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • B60N2/00—Seats specially adapted for vehicles; Arrangement or mounting of seats in vehicles
    • B60N2/50—Seat suspension devices
    • B60N2/54—Seat suspension devices using mechanical springs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F7/00—Vibration-dampers; Shock-absorbers
    • F16F7/08—Vibration-dampers; Shock-absorbers with friction surfaces rectilinearly movable along each other
    • F16F7/09—Vibration-dampers; Shock-absorbers with friction surfaces rectilinearly movable along each other in dampers of the cylinder-and-piston type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F9/00—Springs, vibration-dampers, shock-absorbers, or similarly-constructed movement-dampers using a fluid or the equivalent as damping medium
    • F16F9/32—Details

Definitions

  • the present invention relates to a suspension mechanism, a multi-suspension mechanism and a damper suitable for supporting a vehicle seat.
  • 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 of the magnetic spring 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 characteristic that the restoring force of the magnetic spring in the same direction as the acting direction of the restoring force of the torsion bar decreases regardless of the increase of the displacement is called “negative spring characteristic (the spring constant at that time is“ negative spring constant ”)”
  • a combination of the magnetic spring and a torsion bar exhibiting a positive spring characteristic causes both to overlap in the predetermined displacement range.
  • Patent Literatures 1 and 2 are configured in a constant load region where the spring constant obtained by superimposing both of them is substantially zero due to the above-described configuration using the magnetic spring and the torsion bar for normal vibration of a predetermined frequency and amplitude. These vibrations are absorbed, and the energy generated by the impact vibration is absorbed by a damper spanned between the upper frame and the lower frame.
  • the present invention has been made in view of the above points, and it is an object of the present invention to provide a seat support suspension mechanism and a multi-suspension mechanism capable of exhibiting vibration absorption characteristics and shock absorption characteristics that can cope with various input vibrations. To do. It is another object of the present invention to provide a damper suitable for use in these suspension mechanisms and multi-suspension mechanisms.
  • the suspension mechanism of the present invention is: A suspension mechanism disposed between the vehicle body structure and the seat, A link mechanism that supports the upper frame attached to the seat side so as to be movable up and down with respect to the lower frame attached to the vehicle body structure side; A spring mechanism that elastically biases the upper frame against the lower frame; A damper that exhibits a damping force that absorbs energy when the upper frame moves up and down relative to the lower frame;
  • the damper is It is a telescopic type comprising a cylinder and a piston that relatively moves in the cylinder as the upper frame moves up and down relative to the lower frame, A plurality of the frames are spanned in parallel at different mounting angles between the upper frame and the lower frame.
  • At least one of the plurality of dampers has a movement section in the cylinder of the piston corresponding to a predetermined vertical movement range including an equilibrium point when the upper frame moves up and down with respect to the lower frame, It is preferable that it is an idle running section where the damping force does not act. It is preferable that the idling section is set to a plurality of the dampers, and the distance between the idling sections in at least two of the dampers is different.
  • the cylinder includes an outer fixed cylinder connected to one of the upper frame and the lower frame, and an inner movable cylinder movably provided in the outer fixed cylinder.
  • the piston is disposed in the inner movable cylinder and supported by a piston rod connected to the other of the upper frame and the lower frame,
  • a linear member that exerts a frictional damping force with the inner movable cylinder is wound around the outer peripheral surface of the piston, and a viscous fluid is attached to the linear member,
  • the linear member has a function in which the tension is changed by the relative movement of the piston in the cylinder, whereby the friction damping force between the linear member and the casing and the viscous damping force of the viscous fluid are changed.
  • the inner movable cylinder does not relatively move in the outer fixed cylinder and the damping force is exerted when the piston relatively moves in the inner movable cylinder.
  • the spring mechanism has a constant load with a change amount of a load value below a predetermined value within a predetermined vertical movement range including the equilibrium point. It is preferable to have the following characteristics.
  • the spring mechanism is A linear spring exhibiting linear characteristics; A fixed magnet; and a movable magnet whose relative position with respect to the fixed magnet is displaced as the upper frame moves up and down with respect to the lower frame, according to the relative position of the fixed magnet and the movable magnet.
  • a magnetic spring exhibiting a non-linear characteristic in which the spring constant changes,
  • the load-deflection characteristic that combines the linear spring and the magnetic spring has a characteristic that becomes the constant load in a displacement range corresponding to a predetermined vertical movement range including the equilibrium point of the upper frame. It is preferable.
  • a low repulsion material is provided in at least one of the portions where the upper frame and the lower frame are close to each other at the stroke end in the vertical movement direction. Moreover, it is preferable that a low repulsion material is provided at a stroke end in a relative movement direction between the cylinder and the piston.
  • the multi-suspension mechanism of the present invention includes the suspension mechanism, And another suspension mechanism stacked on the suspension mechanism.
  • the other suspension mechanism is also composed of the suspension mechanism.
  • the damper of the present invention is A telescopic damper comprising a cylinder and a piston that relatively moves the cylinder,
  • the cylinder includes an outer fixed cylinder coupled to one of the objects to be controlled, and an inner movable cylinder provided movably in the outer fixed cylinder;
  • the piston is disposed in the inner movable cylinder and supported by a piston rod connected to the other of the control objects,
  • a linear member that exerts a frictional damping force with the inner movable cylinder is wound around the outer peripheral surface of the piston, and a viscous fluid is attached to the linear member,
  • the linear member has a function in which a tension changes according to the relative motion, whereby a friction damping force between the linear member and the casing and a viscous damping force of the viscous fluid change,
  • the inner movable cylinder does not relatively move in the outer fixed cylinder, and exhibits a predetermined damping force when the piston relatively moves in the inner movable cylinder.
  • the inner movable cylinder has an axial length longer than the piston, The inner movable cylinder moves relative to the outer fixed cylinder together with the piston until each end of the inner movable cylinder comes into contact with one of the stopper portion on one end side and the stopper portion on the other end side of the outer fixed tube. It is preferable that the predetermined damping force acts when the piston relatively moves in the inner movable cylinder after contacting any one of the stopper portions. Moreover, it is preferable that a low repulsion material is provided at a stroke end in a relative movement direction between the cylinder and the piston.
  • a plurality of dampers are spanned in parallel between the upper frame and the lower frame at different mounting angles. Therefore, the damper with a smaller mounting angle has a smaller vertical component of the damping force, and the damping force acting on the upper and lower frames that move relative to each other is lower than when all dampers are arranged at the same mounting angle.
  • the effect will be smooth.
  • the use of a plurality of dampers makes it possible to exhibit a higher damping force than when a single damper is disposed, as in the case where a plurality of dampers are disposed at the same mounting angle. , A sense of incongruity caused by suddenly strong damping force is suppressed, vibration absorption characteristics and shock absorption characteristics are improved, and riding comfort is improved.
  • the damper of the present invention suitable for the above suspension mechanism corresponds to a predetermined vertical movement range including an equilibrium point when the upper frame that is one of the controlled objects moves up and down relative to the lower frame that is the other controlled object.
  • the moving section in the cylinder of the piston is an idle running section where no damping force acts. Thereby, in the vicinity of the equilibrium point, the damping force does not act on the predetermined input vibration, and the vibration absorption characteristic by the spring mechanism can be utilized.
  • the suspension mechanism or the multi-suspension mechanism of the present invention can have a structure corresponding to various input spectrum classes required by, for example, an earthworking machine.
  • FIG. 1 is a perspective view showing a suspension mechanism according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a plan view of FIG.
  • FIG. 3 is a side view of FIG.
  • FIG. 4 is a front view of FIG.
  • FIG. 5 is a view taken along line AA in FIG.
  • FIG. 6 is a view showing a seat structure including the suspension mechanism and a seat supported by the suspension mechanism.
  • FIG. 7 is a diagram showing examples of load-deflection characteristics of a torsion bar, a magnetic spring, and a spring mechanism including them.
  • FIG. 8 is a view showing an appearance of an example of the damper of the present invention used as the first and second dampers.
  • FIG. 9 is a view taken along the line BB in FIG. FIGS.
  • FIG. 10A and 10B are Lissajous figures showing an example of the characteristics of the damper.
  • FIG. 11 is a diagram showing the results of SEAT values of vibration experiments using EM6 and EM8.
  • FIG. 12 is a diagram illustrating vibration transmissibility in a state where a subject using EM6 is seated.
  • FIG. 13 is a diagram illustrating vibration transmissibility in a state where a subject using EM8 is seated.
  • FIG. 14 is a diagram showing an experimental result of vibration transmissibility measured by placing a 75 kg rubber weight on a sheet.
  • FIG. 15 is a diagram illustrating vibration transmissibility in a state where a subject using EM7 is seated.
  • FIG. 16 is a view showing an example of the multi-suspension mechanism of the present invention.
  • FIG. 17 is a diagram showing an experimental result of vibration transmissibility measured by placing a 75 kg rubber weight on the suspension mechanism without supporting the seat.
  • FIG. 18 shows an experimental result of vibration transmissibility measured by supporting a seat on a suspension mechanism in which the distance between the idle running sections of the first and second dampers is changed and placing a 75 kg rubber weight on the seat.
  • FIG. 19 is a side view showing a suspension mechanism according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 20 is a cross-sectional view for explaining the structure of a damper used in another embodiment of FIG.
  • FIG. 21 is a Lissajous figure of force and displacement showing the damping characteristics of the damper of FIG. FIG.
  • FIG. 22A is a view showing the load-deflection characteristic of the suspension mechanism according to another embodiment of FIG. 19, and FIG. 22B is the load-deflection characteristic of the standard type suspension mechanism according to the comparative example. It is the figure which showed an example.
  • FIG. 23 is a diagram showing the results of the vibration evaluation test.
  • FIG. 24 is a perspective view showing another example of the suspension mechanism of the present invention.
  • FIGS. 1 to 5 are views showing a suspension mechanism 1 according to the present embodiment
  • FIG. 6 is an application of the suspension mechanism 1 to support a seat 1000 for a vehicle such as a passenger car, a truck, a bus, and a forklift.
  • the seat 1000 has a seat suspension portion 2000 built in the lower portion of the seat cushion portion 1100, and the seat suspension portion 2000 of the seat 1000 is connected and supported on the upper portion of the suspension mechanism 1 of the present embodiment.
  • the suspension mechanism 1 has a substantially rectangular frame-shaped upper frame 120 supported so as to be movable up and down via a link mechanism 130 with respect to a lower frame 110 fixed to a vehicle body floor on the vehicle body structure side.
  • the upper surface of the upper frame 120 having a substantially rectangular frame shape can be covered with the upper plate 120a.
  • the link mechanism 130 includes a pair of left and right front links 131 and 131 and a pair of left and right rear links 132 and 132.
  • the front links 131 and 131 are pivotally supported so that the lower portions 131 a and 131 a are rotatable toward the front of the side edge portion 110 a of the lower frame 110, and the upper portions 131 b and 131 b are attached to the front frame 121 of the upper frame 120. It is connected.
  • the rear links 132, 132 are pivotally supported so that the lower portions 132 a, 132 a are rotatable toward the rear of the side edge portion 110 a of the lower frame 110, and the upper portions 132 b, 132 b are connected to the rear frame 122 of the upper frame 120. ing. Accordingly, the upper frame 120 can move up and down with respect to the lower frame 110.
  • the link mechanism 130 has a parallel link structure including the front links 131 and 131 and the rear links 132 and 132. It moves up and down along the rotation trajectories of the front links 131 and 131 and the rear links 132 and 132. That is, along the rotation direction of the front links 131 and 131 and the rear links 132 and 132 with the respective lower portions 131a, 131a, 132a and 132a as rotation centers, that is, the front links 131 and 131 and the rear links 132 and 132 are
  • the upper frame 120 moves up and down as it falls forward and displaces along the direction toward the lower limit position (counterclockwise in FIG. 3) and back to the upper limit position (clockwise direction in FIG. 3).
  • the front frame 121 and the rear frame 122 constituting the substantially rectangular frame-shaped upper frame 120 are both formed of a pipe material, and torsion bars 141 and 141 are inserted therein (FIG. 5). reference).
  • the torsion bars 141 and 141 are linear springs that exhibit linear characteristics that change almost linearly in the load-deflection characteristics (see FIG. 7).
  • a spring mechanism 140 having the characteristic of a constant load in the displacement range is configured.
  • One ends of the torsion bars 141, 141 are provided so as not to rotate relative to the front frame 121 and the rear frame 122, respectively.
  • the torsion bars 141, 141 are spaced apart from the upper frame 120 relative to the lower frame 110.
  • torsion bars 141 and 141 are connected to plate members 125c and 125d of the elastic force adjusting member 125, respectively (see FIG. 2).
  • the elastic force adjusting member 125 rotates the adjusting shaft 125a, and the rotation rotates the plate member 125c connected to the torsion bar 141 on the front links 131 and 131 side. Further, the plate member 125d connected to the torsion bar 141 on the side of the rear links 132 and 132 connected to the plate member 125c via the connecting plate 125e rotates. Accordingly, when the adjustment dial 125b is rotated, the torsion bars 141 and 141 are twisted in either direction, the initial elastic force of the torsion bars 141 and 141 is adjusted, and the upper frame 120 is moved according to the weight of the seated person. It can be adjusted to a predetermined position (for example, neutral position) in the vertical direction.
  • a predetermined position for example, neutral position
  • the torsion bars 141 and 141 are preferable as linear springs for biasing the upper frame 120 in the direction away from the lower frame 110.
  • the torsion bars 141 and 141 themselves become the center of the rotation shaft, and a predetermined spring force is exhibited by being twisted.
  • friction occurs at a portion where the coil spring is suspended and supported. .
  • the friction damping in the suspension mechanism 1 becomes a factor.
  • the magnetic spring 142 includes a fixed magnet unit 1420 and a movable magnet unit 1421 as shown in FIGS.
  • the fixed magnet unit 1420 includes a pair of fixed magnets 1420a and 1420a that are fixed to the lower frame 110 and arranged to face each other at a predetermined interval in the width direction of the lower frame 110.
  • Each of the opposing fixed magnets 1420a and 1420a uses a dipole magnet in which different poles are vertically adjacent to each other, and is disposed so that the same poles face each other.
  • the movable magnet unit 1421 includes a movable magnet 1421a disposed in a gap between fixed magnets 1420a and 1420a that are disposed to face each other with a predetermined interval.
  • the movable magnet 1421a is magnetized in the vertical direction and is supported by the support frame 1423, and support pieces 1423a and 1423a extending in the front and rear directions of the support frame 1423 are fixed to the upper frame 120 and attached to a bracket 1424 extending downward. It is connected. Therefore, when the upper frame 120 moves up and down relative to the lower frame 110, the movable magnet 1421a supported by the support frame 1423 is displaced up and down in the gap between the fixed magnets 1420a and 1420a.
  • the magnetic spring 142 In the magnetic spring 142, the spring characteristic exhibited when the movable magnet 1421a moves through the gap between the fixed magnets 1420a and 1420a changes depending on the relative position between the movable magnet 1421a and the fixed magnets 1420a and 1420a. Specifically, as shown in FIG. 7, the magnetic spring 142 has a load-deflection characteristic in which the action direction of the elastic force (restoring force) of the torsion bars 141 and 141 that are linear springs, that is, the upper frame 120 is changed to the lower frame.
  • a positive spring characteristic a negative spring characteristic (indicated by the broken line in the figure) in which the restoring force decreases in the predetermined displacement amount range. Characteristic).
  • the negative poles are negative in a predetermined range (a range from about ⁇ 9 mm to about +10 mm in the example of FIG. 7) near a position crossing the boundary between the north pole and the south pole of the two fixed magnets 1420a and 1420a adjacent to each other. Demonstrate spring characteristics.
  • the spring mechanism 140 according to this embodiment including the magnetic spring 142 and the torsion bars 141 and 141 described above has a range in which the negative spring characteristic of the magnetic spring 142 functions (in the example of FIG. 7, about ⁇ 9 mm). In the range of about +10 mm from the positive spring characteristic of the torsion bars 141 and 141 (positive spring constant) and the negative spring characteristic range of the magnetic spring 142 (negative spring constant) are almost equal.
  • the constant load region where the change amount of the load value becomes a predetermined value or less, that is, the spring constant is substantially zero (preferably, The spring constant is in the range of about ⁇ 10 N / mm to about 10 N / mm.
  • the movable magnet 1421a of the movable magnet unit 1421 at the neutral position of the vertical stroke of the upper frame 120 has a different position at the center. It is preferable to set the two fixed magnets 1420a and 1420a so as to substantially coincide with the boundary between them.
  • the magnetic spring 142 is installed in such a posture that the movable magnet 1421a moves in a substantially vertical direction between the fixed magnets 1420a and 1420a (vertically placed), but the support frame 1423 of the movable magnet 1421a is connected to the link mechanism.
  • the movable magnet 1421a and the fixed magnets 1420a and 1420a can be configured to be installed substantially horizontally (horizontal placement) by being connected to the upper frame 120 via (not shown).
  • a link mechanism (not shown) is required, so that a change in efficiency and frictional damping occur due to the movement of the link mechanism, but in the case of vertical installation, the influence is reduced.
  • the magnetic spring 142 can be made thin, and it is possible to select the magnetic spring 142 appropriately in consideration of the necessary stroke of the upper frame 120 and the difference in characteristics between the two. Is possible.
  • each of the first damper 150 and the second damper 160 is a telescopic type provided with cylinders 151, 161 and pistons 152, 162 that move relatively in the cylinders 151, 161. belongs to.
  • the first damper 150 and the second damper 160 are arranged in parallel on the left and right sides of the magnetic spring 142 as shown in FIGS. 1, 2, and 5 and are controlled objects. It is spanned between the lower frame 110 and the upper frame 120 at different attachment angles.
  • the first damper 150 is attached at an attachment angle of about 10 degrees (10.5 degrees in FIG. 5) at the neutral position in the vertical direction of the upper frame 120, and the second damper 160. Are attached at an attachment angle of about 20 degrees (21 degrees in FIG. 5).
  • the damper with a smaller mounting angle has a smaller vertical component of the damping force, and the damping force acting on the upper frame 120 and the lower frame 110 is compared with the case where all the dampers are arranged at the same mounting angle. Then, the effect becomes gentle.
  • a first lower bracket 115 is provided near the front of the lower frame 110 near one side of the lower frame 110 with the magnetic spring 142 interposed therebetween.
  • the rear end portion 151a of the cylinder 151 of the first damper 150 is pivotally supported at a position closer to the upper side than the bottom portion of the lower frame 110 in the bracket 115 (see FIGS. 4 and 5).
  • the rear frame 122 of the upper frame 120 is provided with a first upper bracket 122a so as to protrude substantially horizontally in front of it, and a piston 152 that relatively moves in the cylinder 151 with the first upper bracket 122a.
  • the tip 153a of the piston rod 153 protruding from the opening end of the cylinder 151 is pivotally supported (see FIGS. 1, 2 and 5).
  • a second lower bracket 116 is provided near the other side of the lower frame 110 with the magnetic spring 142 interposed therebetween, on the bottom near the front of the lower frame 110, and the lower frame of the second lower bracket 116 is provided.
  • the rear end 161a of the cylinder 161 of the second damper 160 is pivotally supported at a position near the bottom of 110 (see FIGS. 4 and 5).
  • the rear frame 122 of the upper frame 120 is provided with a second upper bracket 122b that protrudes obliquely upward and forward, and is connected to the piston 162 that relatively moves in the cylinder 161 with the second upper bracket 122b.
  • a tip 163a of a piston rod 163 protruding from the opening end of the cylinder 161 is pivotally supported (see FIGS. 1 to 5).
  • the mounting angle of the first damper 150 is made relatively small, and the mounting angle of the second damper 160 is made relatively large.
  • At least one of a plurality of dampers is an equilibrium point (the upper frame 120 moves up and down relative to the lower frame 110).
  • the positions of the pistons 152 and 162 corresponding to a predetermined vertical movement range including the position when the user is seated in a stationary state, including the position adjusted to the neutral position of the upper frame 120 as much as possible by the adjustment by the elastic force adjusting member 125.
  • the moving sections in the cylinders 151 and 161 are set to be idle running sections where no damping force acts. In the present embodiment, idle running sections are set for both the first damper 150 and the second damper 160, but it is more preferable to set idle running sections for all the dampers as in this embodiment.
  • the first and second dampers 150 and 160 of the present embodiment having such an idle running section have cylinders 151 and 161 arranged inside the outer fixed cylinders 1511 and 1611 and the inside thereof. It has a double cylinder structure including movable cylinders 1512 and 1612. The pistons 152 and 162 are slidably disposed in the inner movable cylinders 1512 and 1612. Stoppers 1511a, 1611a, 1511b, and 1611b are provided at the longitudinal ends of the outer fixed cylinders 1511 and 1611. The inner movable cylinders 1512 and 1612 are longer in the axial direction than the outer fixed cylinders 1511 and 1611.
  • the end portions 1512a, 1612a, 1512b, and 1612b in the longitudinal direction of the inner movable cylinders 1512 and 1612 are short and can move until they abut against the stopper portions 1511a, 1611a, 1511b, and 1611b.
  • the inner movable cylinders 1512 and 1612 are longer than the pistons 152 and 162, and the piston rods 153 and 163 are connected to the pistons 152 and 162, respectively.
  • the pistons 152 and 162 are provided with string portions 152c and 162c formed by winding a linear member such as a thread that exhibits a predetermined friction damping force between the pistons 152 and 162 with respect to the inner movable cylinders 1512 and 1612. .
  • a viscous fluid such as low-viscosity grease is attached to the string portions 152c and 162c.
  • the viscous fluid can be attached to a linear member such as a thread constituting the string portions 152c and 162c by impregnation or application.
  • the generated frictional force and viscous damping force are appropriately controlled by increasing / decreasing the number of windings of the yarn constituting the string portions 152c, 162c, the gap between adjacent portions of the yarn to be wound, the number of stacked yarns to be wound, and the like.
  • a frictional force between them is generated between the inner movable cylinders 1512 and 1612 and the pistons 152 and 162.
  • a rolling member or a sliding member is provided between the inner movable cylinders 1512 and 1612 and the outer fixed cylinders 1511 and 1611 so that the frictional force generated by the string portions 152c and 162c is relatively smaller.
  • Such low friction members 1513 and 1613 are interposed.
  • the inner movable cylinders 1512 and 1612 are stopper portions 1511a, 1611a. Until the contact with the inner movable cylinders 1512, 1611b, the inner movable cylinders 1512, 1612 and the pistons 152, 162, and the inner movable cylinders 1512, 1612 and the outer fixed cylinders 1511, 1611 are caused to have different frictional forces.
  • the inner movable cylinders 1512 and 1612 After the end portions 1512a, 1612a, 1512b, and 1612b of the inner movable cylinders 1512 and 1612 are in contact with any one of the stopper portions 1511a, 1611a, 1511b, and 1611b, the inner movable cylinders 1512 and 1612 cannot move.
  • the pistons 152 and 162 slide in the inner movable cylinders 1512 and 1612 independently. As a result, the friction damping force and the viscous damping force as described above act between the pistons 152 and 162 and the inner movable cylinders 1512 and 1612.
  • the range in which the inner movable cylinders 1512 and 1612 of the cylinders 151 and 161 are relatively moved in the outer fixed cylinders 1511 and 1611 is an idle running section where the damping force does not substantially act, and the distance of the idle running section is The difference between the axial lengths of the outer fixed cylinders 1511 and 1611 and the inner movable cylinders 1512 and 1612 corresponds to this.
  • the pistons 152 and 162 do not move relative to the inner movable cylinders 1512 and 1612, and a moving section where the damping force does not work is formed.
  • the damping force does not substantially act and vibration absorption is performed.
  • the function is mainly performed by the spring mechanism 140, and when a vibration with a large amplitude of a low frequency above a predetermined value is input, the damping force of the first damper 150 or the second damper 160 acts to help absorb the impact energy. .
  • the magnitude and frequency of the amplitude at which the damping force begins to act can be made different.
  • the dampers 150 and 160 that act on the damping force can be only one or both of them, and the vibration can be small and high frequency, large and low. Efficient vibration absorbing function and shock absorbing function can be exhibited for frequency vibration.
  • the mounting angle of the second damper 160 is larger than that of the first damper 150, it is preferable that the distance of the idling section is larger in the second damper 160 than in the first damper 150. This is because the displacement amount of the piston 162 and the inner movable cylinder 1612 of the second damper 160 having a large attachment angle is larger than the displacement amount of the piston 152 and the inner movable cylinder 1512 of the first damper 150. This is because the influence of the damping force of the second damper 160 becomes relatively large when the distances are equal.
  • the first and second dampers 150 and 160 have a plurality of dampers, and their mounting angles and idle running sections are different. As described above, if a plurality of dampers are provided at the same mounting angle, and the distance between the idle running sections is the same, all the timings at which the damping force of the plurality of dampers acts strongly are the same, and a large shock vibration is applied. The damping force acts rapidly and strongly, and the seated person feels a great sense of incongruity. However, according to the present embodiment, since both the attachment angle and the distance of the idling section are made different, the damping force acts gently and the feeling of the seated person is not abrupt. On the other hand, since the damping force of a plurality of dampers finally acts, a sufficient shock absorbing force can be obtained.
  • the pistons 152 and 162 can move until they come into contact with the stopper portions 1511a, 1611a, 1511b, and 1611b. It is preferable that it is made of a repulsive material. Examples of the low resilience material include flexible urethane foam, sponge, rubber, and gel. By using these, the bottom feeling at the stroke end is suppressed. In this case, instead of the stopper portions 1511a, 1611a, 1511b, and 1611b, a low repulsion material may be provided on the pistons 152 and 162 side together with the stopper portions 1511a, 1611a, 1511b, and 1611b.
  • the upper frame 120 and the lower frame 110 can be provided in at least one of the portions that are close to each other at the stroke end.
  • it can be provided on at least one of the opposing portions of the lower surface of the upper plate 120 a of the upper frame 120 and the fixed magnet unit 1420 of the magnetic spring 142.
  • the low repulsion material provided in the dampers 150 and 160 and the low repulsion material provided between the opposed portions of the upper frame 120 and the lower frame 110 may be either one or both.
  • the input spectrum class EM6 is a standard for “crawler tractor dozers of 50,000 kg or less”, and is excited at a dominant frequency of 7.6 Hz and a maximum PSD value of 0.34 (m / s 2 ) 2 / Hz.
  • the SEAT value is less than 0.7 and the vibration transmissibility at the resonance frequency in the vertical axis direction is less than 1.5.
  • the input spectrum class EM7 is a standard for a “compact damper”, which excites at a dominant frequency of 3.24 Hz, a maximum PSD value of 5.56 (m / s 2 ) 2 / Hz, and a SEAT value of less than 0.6,
  • the vibration transmissibility at the resonance frequency in the vertical axis direction is required to be less than 2.0.
  • the input spectrum class EM8 is a standard for a “compact loader of 4,500 kg or less”, which excites at a dominant frequency of 3.3 Hz and a maximum PSD value of 0.4 (m / s 2 ) 2 / Hz, and the SEAT value is The vibration transmissibility at a resonance frequency in the vertical axis direction of less than 0.8 is required to be less than 2.0.
  • the suspension mechanism 1 used in this experiment has a maximum vertical stroke (up and down) of 40 mm, and a vibration transmissibility of 75 kg of weight is used to determine the displacement of the vibration table of the vibration exciter.
  • a sine wave sweep waveform having a total amplitude of 16 mm corresponding to 40% of the maximum stroke length was loaded and evaluated.
  • the vibrator used was an electrodynamic triaxial vibrator (manufactured by IMV Corp., three-shaft vibrator TAS-1000-5, maximum excitation stroke 60 mm).
  • the sheet 1000 supported on the substrate was set.
  • the seat 1000 supported by the suspension mechanism 1 has a seat suspension portion 2000 built in a lower portion of the seat cushion portion 1100, and the maximum stroke in the vertical direction of the seat suspension portion 2000.
  • the amount was 40 mm.
  • the first damper 150 attachment angle of about 10 degrees (precisely 10.5 degrees)
  • the second damper 160 attachment angle of about 20 degrees (accurately 21 degrees)
  • the following two types (A type and B type) of suspension mechanisms 1 with different section distances were prepared, and an experiment was performed with a seat 1000 installed on each of them.
  • a type suspension mechanism 1 Distance of idle section of first damper 150: 5mm Distance of idle section of second damper 160: 10mm ⁇ (B type suspension mechanism 1) Distance of idle section of first damper 150: 5mm Distance of idle section of second damper 160: 15mm
  • the first damper 150 and the second damper 160 are both made of polyamide (PA6) as the string portions 152c and 162c, on the surface of a multifilament yarn having a wire diameter of 470 dtex, and made of polyamide (PA6.6).
  • PA6 polyamide
  • PA6.6 polyamide
  • a fiber in which short fibers having a diameter of 0.9 dtex and a length of 0.5 mm are used is used, and the outer periphery of the pistons 152 and 162 is inclined about 85 degrees in one direction with respect to the axial direction to make the first layer tightly wound.
  • the second layer is formed by closely winding the second layer at an angle of about 85 degrees so as to intersect the first layer.
  • the string portions 152c and 162c include grease as a viscous fluid, specifically, a trade name: Variant Grease R2 (Showa Shell Sekiyu Co., Ltd., thickener: lithium soap, base oil: synthetic oil (JIS K) 2283 kinematic viscosity (100 ° C.): 19.3, JIS K 2220 consistency 236 (immiscible), admixed (274)) is attached using a spatula. Felt was arranged.
  • Variant Grease R2 Showa Shell Sekiyu Co., Ltd., thickener: lithium soap
  • base oil synthetic oil (JIS K) 2283 kinematic viscosity (100 ° C.): 19.3, JIS K 2220 consistency 236 (immiscible), admixed (274)
  • the second damper 160 having a distance of 10 mm in the idling section was set on a servo pulser (Shimadzu Corporation), and the piston 162 was displaced relative to the cylinder 161 to examine the vibration characteristics.
  • the vibration frequency was 1 Hz and 2 Hz, and vibration was performed with an amplitude of ⁇ 20 mm.
  • the result is a Lissajous figure showing the relationship between the displacement (horizontal axis) and the damping force (vertical axis) in FIGS. 10 (a) and 10 (b).
  • EM6 is a vibration in a high frequency band with a dominant frequency of 7.6 Hz
  • EM8 is a vibration in a low frequency band with a dominant frequency of 3.3 Hz
  • these two test waveforms are evaluated.
  • vibration isolation performance in a wide frequency band can be confirmed.
  • EM6 has a SEAT value of less than 0.7 and a vibration transmissibility at a resonance frequency in the vertical axis direction of less than 1.5, regardless of whether the suspension mechanism 1 of either type A or B is used.
  • the EM8 standard of SEAT value less than 0.8
  • vibration transmissibility at the resonance frequency in the vertical axis direction less than 2.0 was also satisfied. Therefore, it can be seen that the suspension mechanism 1 of the present embodiment can exhibit high vibration isolation performance in a wide frequency band in both types A and B.
  • FIG. 14 shows an experimental result of vibration transmissibility measured by placing a 75 kg rubber weight on the seat cushion portion 1100 of the seat 1000. Note that the total amplitude of the input vibration is 16 mm as described above. Both A type and B type satisfy both EM6 and EM8 standards, but the resonance frequency is 1.1 Hz for A type, whereas the resonance frequency is 3.0 Hz for B type. It was. As described above, since there is a characteristic difference between the A type and the B type, it is preferable to select a more appropriate suspension mechanism 1 according to the input vibration that is expected through the vehicle body floor depending on the road surface, the place of use, and the like.
  • FIG. 15 is a diagram showing the vibration transmissibility of EM7 performed by seating a subject of JM67.
  • the input spectrum class EM7 is a random wave centered at 3 Hz.
  • the resonance frequency is about 1.8 Hz, and the vibration transmissibility at that time is about 2.5.
  • the resonance frequency was about 1.6 Hz, and the vibration transmissibility at that time was about 2.0.
  • the B type in the low frequency band, the B type tended to have a lower vibration transmission rate, and in the high frequency band of 6 Hz or higher, the A type tended to have a slightly lower vibration transmission rate.
  • the SEAT values were 0.833 for the A type and 0.827 for the B type, slightly exceeding the standards.
  • the suspension mechanism 1 of the present embodiment alone satisfies the standards of EM6 and EM8.
  • EM7 exceeds the standard, but it is still very small. Therefore, for example, as shown in FIG. 16, if the multi-suspension mechanism 10 is formed by laminating a plurality of suspension mechanisms 1, the vibration transmissibility of the resonance frequency is low, and the standard of EM 7 can be satisfied.
  • FIG. 17 shows an experimental result of the vibration transmissibility measured by placing a 75 kg rubber weight directly on the upper frame 120 of the suspension mechanism 1 without attaching the seat 1000 to the suspension mechanism 1 of the present embodiment.
  • the input vibration is a sine wave sweep waveform having a total amplitude of 16 mm as described above.
  • both the first damper 150 and the second damper 160 are idle running sections.
  • An experiment was also conducted on a suspension mechanism (C type) with a distance of 0 mm.
  • the suspension mechanism 1 of type A, type B and type C using two dampers 150 and 160 with different mounting angles is different from Comparative Examples 1 and 2 in that the vibration transmissibility at 1 Hz is 1 Has become less.
  • the resonance frequency of the A type is about 1.4 Hz
  • the vibration transmission rate at that time is about 1.2.
  • the resonance frequency of the B type is about 1.2 Hz, and the vibration transmission rate at that time is about 1.0 Hz. In both cases, the resonance frequency is close to a low frequency, the vibration transmissibility is low, and the vibration transmissibility in a frequency band of 2 Hz or higher is also extremely low.
  • the C type suspension mechanism 1 had a resonance frequency of about 1.8 Hz and was closer to a higher frequency than the A type and B type, but the vibration transmissibility at the time of resonance was low at about 1.1.
  • the vibration transmissibility in the frequency band exceeding 2 Hz is higher than the A type and B type, it is strict that the dominant frequency meets the standard of EM8 with 3.3 Hz, and a damper having an idling section was used.
  • a type and B type are more preferable.
  • the spring constant of the damper itself does not act in the idling section, and the spring mechanism 140 (the torsion bars 141, 141 and the magnetic spring 142) Since the influence of the natural frequency is large and the frequency is low, it is more preferable not only to use two dampers with different mounting angles but also to employ a damper having an idle running section. I understand that.
  • the resonance frequency was about 1.7.
  • the suspension mechanism 1 (A type, B type) using the two vibration dampers of this embodiment with a vibration transmissibility of about 1.7 at that time. , C type).
  • the vibration transmissibility did not decrease much even when the frequency band was 2.5 Hz or higher. From these facts, it was confirmed that the suspension mechanism 1 of the present embodiment is better in terms of vibration transmission characteristics.
  • the seat 1000 is attached to the suspension mechanism 1 manufactured by variously combining the distances of the idle running sections of the dampers 150 and 160 with the attachment angles of 10 degrees and 20 degrees, and a vibration test is performed by seating a subject weighing 63 kg. , The optimal combination of the distance of the free running section was confirmed.
  • the results are shown in Table 2.
  • the vertical column indicates the distance of the idle section of the first damper 150 with an attachment angle of 10 degrees from the top in the order of 5 mm, 10 mm, 15 mm, and 20 mm
  • the horizontal column indicates the second damper 160 with the attachment angle of 20 degrees.
  • the distance of the free running section is indicated by 5 mm, 10 mm, 15 mm, and 20 mm in order from the left.
  • the ones that satisfy the criteria of the SEAT values and vibration transmissibility of EM6 and EM8 are “the distance of the first damper 150 that is idle: 5 mm, and the second damper 160 that is idle.
  • the suspension mechanism 1 of the above-mentioned type A “the distance of the idle section of the first damper 150: 5 mm, the distance of the idle section of the second damper 160: 10 mm” and “the idle run of the first damper 150”
  • the one using the above-mentioned B-type suspension mechanism 1 with the section distance: 5 mm and the idle travel distance of the second damper 160 of 15 mm has the lowest vibration transmissibility in the resonance region and the best vibration characteristics. I understand that.
  • a suspension mechanism 1A having a different structure in the following points was manufactured (see FIG. 19), and its characteristics were evaluated. That is, in the suspension mechanism 1A of the present embodiment, first, the string portions 152c and 162c of the first damper 150 and the second damper 160 are configured differently from the above embodiments, and the resistance is increased. Specifically, the string portions 152c and 162c were wound in the same manner as in the above embodiment, but in the present embodiment, the adjacent portions were further brought into close contact with each other so as to obtain a high density.
  • the low friction members 1513 and 1613 loaded between the inner movable cylinders 1512 and 1612 and the outer fixed cylinders 1511 and 1611 are metal balls as shown in FIG.
  • FIG. 20 shows the first damper 150 having an idle running section of 5 mm, but the second damper 160 has the same structure.
  • the mounting angle of each of the dampers 150 and 160 is the same as that of the above embodiment, the mounting angle of the first damper 150 is 10 degrees (more precisely, 10.5 degrees), and the second The mounting angle of the damper 160 is 20 degrees (more precisely, 21 degrees).
  • the total vertical stroke is 40 mm.
  • Other configurations are the same as those of the B-type suspension mechanism 1.
  • FIG. 21 shows Lissajous figures of the first damper 150 having an idle running section of 5 mm and the second damper 160 having an idle running section of 15 mm used in the present embodiment. Measurement was performed with a sine wave having a speed of 0.2 m / s when the displacement amount was 0 mm. From the state in which the stroke speeds of the first damper 150 and the second damper 160 are 0 m / s, a free running section of 5 mm or 15 mm (indicated as “Free play” in the drawing) occurs in the tension direction or the compression direction. After passing the idling section, the damping force gradually rose and a damping force of about 300 N was generated.
  • the first damper 150 and the second damper 160 of this embodiment both have a greater damping force than the above embodiment.
  • the bottom is reduced by the first damper 150 having an attachment angle of 10 degrees, and the phase of the resonance region is controlled by the second damper 160 having an attachment angle of 20 degrees.
  • FIG. 22A shows the load-deflection characteristics of the suspension mechanism 1A of the present embodiment.
  • a dead zone region of about 15 mm is created by a combination of a high spring constant of the torsion bar 141 and a negative spring constant of the magnetic spring 142.
  • the spring constant was 8506 to 9305 N / m
  • the hysteresis loss was 112 to 161 N.
  • Hysteresis loss is more important as the load mass is smaller.
  • the hysteresis loss was 112 N in the case of 50 kg with the smallest load mass.
  • the gain of the resonance peak is 1.2 ⁇ 0.2, and the resonance frequency is 1. 4 Hz or less, near 2.0 Hz, the gain is less than 1.0, the gain of 3.0 to 7.0 Hz is less than 0.8, the gain after 7.0 Hz is less than 0.7,
  • 100N is the optimum value for the hysteresis loss in the load-deflection characteristic. The above 112N is sufficiently acceptable for this 100N.
  • FIG. 22 (b) shows a conventionally known standard type suspension mechanism that moves up and down by an X-link mechanism and has a vertical stroke of 60 mm in which a soft metal spring and an oil damper are disposed between the upper and lower members.
  • Example) shows the load-deflection characteristics.
  • the spring characteristics are linear and there is no dead zone region, and the damping force of the damper and a long stroke of 60 mm are used to attenuate the vibration.
  • the spring constant at the equilibrium point is 19214 to 24737 N / m.
  • the hysteresis loss was 159 to 250N.
  • vibration evaluation test based on the ISO 7096: 2000 standard was performed.
  • the excitation wave of the vibration evaluation test was a sine wave sweep waveform (0.5 to 4.0 Hz), and the input amplitude was a displacement amplitude ⁇ 8.0 mm corresponding to 40% of 40 mm of the total stroke amount of the suspension mechanism 1A.
  • a surface plate was assembled to the suspension mechanism 1A in place of the sheet, and a metal weight of 75 kg was installed thereon, and the SEAT value was also evaluated.
  • the excitation waveforms are EM6, EM8, and EM9, and the SEAT value is evaluated by three subjects (subject A: height 171 cm, weight 63 kg, subject B: height 173 cm, weight 55 kg, subject C: height 179 cm, weight 99 kg). went.
  • the mass of the surface plate + 8 kg was converted into the seat weight, and the subjects were selected.
  • the shaker used for the vibration evaluation test was a 6-axis shaker manufactured by Delta Touring, and a 3-axis shaker manufactured by IMV was used for measuring the SEAT value.
  • a vibration evaluation test was similarly performed for a standard type suspension mechanism (comparative example) having the load-deflection characteristic shown in FIG.
  • FIG. 23 shows the vibration transmissibility of the suspension mechanism 1A of this embodiment and the standard type suspension mechanism (comparative example) in the absence of a seat.
  • the resonance frequency of the standard type suspension mechanism (comparative example) is 2.2 Hz, and the gain of the resonance peak is 1.2, but the gain exceeds 1.0 up to 3.9 Hz. This shows a characteristic like a rigid body because the friction force of the standard type suspension mechanism (comparative example) is large.
  • the resonance frequency is 1.3 Hz
  • the gain of the resonance peak is 1.0
  • the gain at 1.8 Hz is less than 0.5.
  • the gain was below 1.0 between 0 and 1.3 Hz.
  • This phenomenon is caused by the synergistic effect of using the two dampers 150 and 160 having the characteristic difference having the idle running section and the suspension mechanism 1A having the dead zone region, and reaches the resonance point even at a low input acceleration.
  • the anti-vibration function has acted before the start.
  • the suspension mechanism 1A exhibits a vibration isolation function over the entire range from low input acceleration to high input acceleration, and it can be said that vibration control such as active control is performed in a passive state.
  • Table 3 shows SEAT values related to EM6 and EM8 of the subject A evaluated by installing a seat on the suspension mechanism 1A of the present embodiment and a conventionally known standard type suspension mechanism (comparative example).
  • Table 4 shows the evaluation regarding EM6, EM8, and EM9 of subjects B and C evaluated by installing a seat on the suspension mechanism 1A of the present embodiment.
  • both the first and second dampers 150 and 160 are provided within the range of the upper plate 120a that covers the upper surface of the upper frame 120 having a substantially rectangular frame shape.
  • a lower projecting frame portion 1101 projecting sideways is provided in front of the lower frame 110, and the rear portion of the rear frame 120 is also laterally moved.
  • a projecting upper projecting frame part 1201 may be provided, and the first damper 150 may be spanned between the lower projecting frame part 1101 and the upper projecting frame part 1201. These are appropriately determined in consideration of the arrangement space and the like.
  • the second damper 160 may be disposed at a position protruding to the opposite side. Of course it is possible.
  • the damper having the idle running section used as the first and second dampers 150 and 160 is not limited to the above, and can be used for absorbing energy during the operation of various control objects.
  • it can be disposed in an opening / closing mechanism such as a rear hatch or a door of an automobile and used to apply a damping force only within a predetermined range in the opening / closing operation range.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Seats For Vehicles (AREA)

Abstract

振動吸収特性、衝撃吸収特性を向上させる。本発明のサスペンション機構１は、第１及び第２ダンパー（１５０，１６０）が、取り付け角度を異ならせて、上部フレーム（１２０）及び下部フレーム（１１０）間に並列に掛け渡されている。このため、取り付け角度の小さなダンパーほど減衰力の垂直成分が小さくなり、相対的に上下動する上部フレーム（１２０）及び下部フレーム（１１０）に作用する減衰力は、全てのダンパーを同じ取り付け角度で配置した場合と比較して、効き方がなだらかになる。そのため、急激に強い減衰力が作用する違和感が抑制され、振動吸収特性、衝撃吸収特性が向上し、乗り心地の改善につながる。

Description

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
　本発明は、乗物のシートの支持に適するサスペンション機構、マルチサスペンション機構及びダンパーに関する。
　特許文献１，２には、下部フレームに対して上下動可能に設けられる上部フレームを磁気ばねとトーションバーとにより弾性的に支持したシートサスペンションが開示されている。トーションバーの復元力の作用方向と同方向の磁気ばねの復元力が変位量の増加に伴って増加する特性を「正のばね特性（その時のばね定数を「正のばね定数」）」とし、トーションバーの復元力の作用方向と同方向の磁気ばねの復元力が変位量の増加に拘わらず減少する特性を「負のばね特性（その時のばね定数を「負のばね定数」）」とした場合に、所定の変位範囲において該磁気ばねが負のばね特性を示すことを利用し、正のばね特性を示すトーションバーと該磁気ばねとの組み合わせにより、この所定の変位範囲において、両者を重畳した系全体の変位量に対する荷重値が略一定となる定荷重（ばね定数略ゼロ）の特性を示す領域を有するサスペンションが開示されている。
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／ｓ２）２／Ｈｚ）で励振し、ＳＥＡＴ値：０．７未満を満足する必要があり、「コンパクトローダ」の場合、入力スペクトルクラス：ＥＭ８（卓越周波数３．３Ｈｚ、ＰＳＤの最高値０．４（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚ）で励振し、ＳＥＡＴ値：０．８未満を満足する必要がある。また、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率は、ＥＭ６は１．５以下、ＥＭ８では２．０以下であることが求められる。
　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ことは困難であった。
　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るシート支持用のサスペンション機構及びマルチサスペンション機構を提供することを課題とする。また、本発明は、これらのサスペンション機構及びマルチサスペンション機構に用いるのに適するダンパーを提供することを課題とする。
　上記課題を解決するため、本発明のサスペンション機構は、
　車体構造とシートとの間に配置されるサスペンション機構であって、
　前記車体構造側に取り付けられる下部フレームに対し、前記シート側に取り付けられる上部フレームを上下動可能に支持するリンク機構と、
　前記上部フレームを前記下部フレームに対して弾性的に付勢するばね機構と、
　前記上部フレームが前記下部フレームに対して上下動する際のエネルギーを吸収する減衰力を発揮するダンパーと
を備え、
　前記ダンパーは、
　シリンダと、前記上部フレームの前記下部フレームに対する上下動に伴って前記シリンダ内を相対移動するピストンとを備えた伸縮式であり、
　前記上部フレーム及び前記下部フレーム間に、異なる取り付け角度で複数並列に掛け渡されていることを特徴とする。
　複数の前記ダンパーのうちの少なくとも一つは、前記上部フレームが前記下部フレームに対して上下動する際の平衡点を含む所定の上下動範囲に対応する前記ピストンの前記シリンダ内における移動区間が、前記減衰力の作用しない空走区間となっていることが好ましい。
　前記空走区間が複数の前記ダンパーに設定されていると共に、少なくとも２つの前記ダンパーにおける前記空走区間の距離が異なっていることが好ましい。
　前記シリンダが、前記上部フレーム及び前記下部フレームのうちの一方に連結される外側固定筒と、前記外側固定筒内に移動可能に設けられた内側可動筒とを有してなり、
　前記ピストンが、前記内側可動筒内に配設されると共に、前記上部フレーム及び前記下部フレームのうちの他方に連結されるピストンロッドに支持され、
　前記ピストンの外周面には、前記内側可動筒との間で摩擦減衰力を発揮する線状部材が巻き付けられていると共に、前記線状部材には粘性流体が付着されており、
　前記線状部材が、前記ピストンの前記シリンダ内の相対移動によって張力が変化し、それにより前記線状部材及び前記ケーシング間の摩擦減衰力と前記粘性流体の粘性減衰力とが変化する機能を有し、
　前記内側可動筒が前記外側固定筒内を相対移動せず、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動する際に前記減衰力を発揮する構成であることが好ましい。
　前記ばね機構は、前記上部フレームが前記下部フレームに対して上下動する際の荷重－たわみ特性として、前記平衡点を含む所定の上下動範囲において、荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を有していることが好ましい。
　前記ばね機構は、
　線形特性を示す線形ばねと、
　固定磁石と、前記上部フレームが前記下部フレームに対して上下動することに伴って前記固定磁石との相対位置が変位する可動磁石とを備え、前記固定磁石と前記可動磁石の相対位置に応じてばね定数が変化する非線形特性を示す磁気ばねと
を有し、
　前記線形ばねと前記磁気ばねとを合わせた荷重－たわみ特性が、前記上部フレームの前記平衡点を含む所定の上下動範囲に対応する変位範囲において、前記定荷重となる特性を備えた構成であることが好ましい。
　前記上部フレーム及び前記下部フレームが、上下動方向のストロークエンドで近接し合う部位のいずれか少なくとも一方に低反発素材が設けられていることが好ましい。
　また、前記シリンダ及び前記ピストン間の相対移動方向のストロークエンドに、低反発素材が設けられていることが好ましい。
　また、本発明のマルチサスペンション機構は、前記サスペンション機構と、
　前記サスペンション機構に積層された他のサスペンション機構と
を有することを特徴とする。
　この場合、前記他のサスペンション機構も、前記サスペンション機構から構成されることが好ましい。
　また、本発明のダンパーは、
　シリンダと、前記シリンダを相対運動するピストンとを備えた伸縮式のダンパーであって、
　前記シリンダが、制御対象の一方に連結される外側固定筒と、前記外側固定筒内に移動可能に設けられた内側可動筒とを有してなり、
　前記ピストンが、前記内側可動筒内に配設されると共に、前記制御対象の他方に連結されるピストンロッドに支持され、
　前記ピストンの外周面には、前記内側可動筒との間で摩擦減衰力を発揮する線状部材が巻き付けられていると共に、前記線状部材には粘性流体が付着されており、
　前記線状部材が、前記相対運動に応じて張力が変化し、それにより前記線状部材及び前記ケーシング間の摩擦減衰力と前記粘性流体の粘性減衰力とが変化する機能を有し、
　前記内側可動筒が前記外側固定筒内を相対移動せず、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動する場合に所定の減衰力を発揮することを特徴とする。
　前記内側可動筒は、軸方向長さが、前記ピストンよりも長くなっており、
　前記内側可動筒は、その各端部が、前記外側固定筒の一端側のストッパ部及び他端側のストッパ部のいずれかに当接するまでは、前記ピストンと共に前記外側固定筒内を相対移動し、前記ストッパ部のいずれかに当接した後、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動すると、前記所定の減衰力が作用することが好ましい。
　また、前記シリンダ及び前記ピストン間の相対移動方向のストロークエンドに、低反発素材が設けられていることが好ましい。
　本発明のサスペンション機構によれば、複数のダンパーが、取り付け角度を異ならせて、上部フレーム及び下部フレーム間に並列に掛け渡されている。このため、取り付け角度の小さなダンパーほど減衰力の垂直成分が小さくなり、相対的に上下動する上部フレーム及び下部フレームに作用する減衰力は、全てのダンパーを同じ取り付け角度で配置した場合と比較して、効き方がなだらかになる。その結果、複数のダンパーを用いることで、ダンパー１本を配設する場合よりも高い減衰力を発揮できる構造であるにも拘わらず、複数のダンパーを同じ取り付け角度で配設した場合のように、急激に強い減衰力が作用する違和感が抑制され、振動吸収特性、衝撃吸収特性が向上し、乗り心地の改善につながる。
　また、上記のサスペンション機構に適する本発明のダンパーは、制御対象の一方である上部フレームが制御対象の他方である下部フレームに対して上下動する際の平衡点を含む所定の上下動範囲に対応するピストンのシリンダ内における移動区間が、減衰力の作用しない空走区間となっている。これにより平衡点付近においては、所定の入力振動に対して減衰力が作用せず、ばね機構による振動吸収特性を生かすことができる。
　また、サスペンション機構における各ダンパーの取り付け角度の組み合わせや、各ダンパーにおける空走区間の距離の調整により、様々な入力振動に対応可能な振動吸収特性、衝撃吸収特性を発揮させることができる。それにより、本発明のサスペンション機構若しくはマルチサスペンション機構は、例えば土工機械で求められる種々の入力スペクトルクラスに対応した構造とすることが可能である。
図１は、本発明の一の実施形態に係るサスペンション機構を示す斜視図である。 図２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１の正面図である。 図５は、図２のＡ－Ａ線矢視図である。 図６は、上記サスペンション機構と該サスペンション機構に支持されたシートとを含んだシート構造を示した図である。 図７は、トーションバー、磁気ばね及びそれらを含んだばね機構の各荷重－たわみ特性の例を示した図である。 図８は、第１及び第２ダンパーとして用いられる本発明のダンパーの一例の外観を示した図である。 図９は、図８のＢ－Ｂ線矢視図である。 図１０（ａ），（ｂ）は、ダンパーの特性の一例を示したリサージュ図形である。 図１１は、ＥＭ６、ＥＭ８を用いた振動実験のＳＥＡＴ値の結果を示した図である。 図１２は、ＥＭ６を用いた被験者が着座した状態での振動伝達率を示した図である。 図１３は、ＥＭ８を用いた被験者が着座した状態での振動伝達率を示した図である。 図１４は、７５ｋｇのラバーウエイトをシートに載置して測定した振動伝達率の実験結果を示した図である。 図１５は、ＥＭ７を用いた被験者が着座した状態での振動伝達率を示した図である。 図１６は、本発明のマルチサスペンション機構の一例を示した図である。 図１７は、シートを支持させずに、サスペンション機構に７５ｋｇのラバーウエイトを載置して測定した振動伝達率の実験結果を示した図である。 図１８は、第１及び第２ダンパーの空走区間の距離を変化させて組み合わせたサスペンション機構にシートを支持し、該シートに７５ｋｇのラバーウエイトを載置して測定した振動伝達率の実験結果を示した図である。 図１９は、本発明の他の実施形態に係るサスペンション機構を示した側面図である。 図２０は、図１９の他の実施形態で用いたダンパーの構造を説明するための断面図である。 図２１は、図２０のダンパーの減衰特性を示す力と変位のリサージュ図形である。 図２２（ａ）は、図１９の他の実施形態に係るサスペンション機構の荷重－たわみ特性を示した図であり、図２２（ｂ）は比較例に係る標準タイプのサスペンション機構の荷重－たわみ特性の一例を示した図である。 図２３は、振動評価試験の結果を示した図である。 図２４は、本発明のサスペンション機構の他の例を示した斜視図である。
　以下、図面に示した実施形態に基づき、本発明をさらに詳細に説明する。図１～図５は、本実施形態に係るサスペンション機構１を示した図であり、図６は、サスペンション機構１を、乗用車、トラック、バス、フォークリフト等の乗物用のシート１０００の支持に適用した例を示したものである。なお、シート１０００は、シートクッション部１１００の下部にシートサスペンション部２０００を内蔵しており、本実施形態のサスペンション機構１の上部にシート１０００のシートサスペンション部２０００が連結支持されている。
　サスペンション機構１は、車体構造側である車体フロアに固定される下部フレーム１１０に対して、リンク機構１３０を介して上下動可能に支持される略方形枠状の上部フレーム１２０を有している。なお、本実施形態のように、略方形枠状の上部フレーム１２０の上面は、上部プレート１２０ａにより被覆することもできる。リンク機構１３０は、左右一対の前部リンク１３１，１３１と、左右一対の後部リンク１３２，１３２とを有してなる。前部リンク１３１，１３１は、各下部１３１ａ，１３１ａが、下部フレーム１１０の側縁部１１０ａの前方寄りに回転可能に軸支され、各上部１３１ｂ，１３１ｂが、上部フレーム１２０の前部フレーム１２１に連結されている。後部リンク１３２，１３２は、各下部１３２ａ，１３２ａが、下部フレーム１１０の側縁部１１０ａの後方寄りに回転可能に軸支され、各上部１３２ｂ，１３２ｂが、上部フレーム１２０の後部フレーム１２２に連結されている。これにより、上部フレーム１２０は、下部フレーム１１０に対して上下動可能に、より正確には、リンク機構１３０が前部リンク１３１，１３１と後部リンク１３２，１３２とを備えた平行リンク構造からなるため、前部リンク１３１，１３１及び後部リンク１３２，１３２の回転軌道に沿って上下動する。すなわち、各下部１３１ａ，１３１ａ，１３２ａ，１３２ａを回転中心とする前部リンク１３１，１３１及び後部リンク１３２，１３２の回転方向に沿って、つまり、前部リンク１３１，１３１及び後部リンク１３２，１３２が前方に倒れて下限位置に向かう方向（図３では反時計回り）とその反対に戻って上限位置に向かう方向（図３では時計回り方向）に沿って変位し、上部フレーム１２０は上下動する。
　略方形枠状の上部フレーム１２０を構成している前部フレーム１２１及び後部フレーム１２２は、本実施形態ではいずれもパイプ材から形成され、それぞれ、トーションバー１４１，１４１が挿入されている（図５参照）。本実施形態では、このトーションバー１４１，１４１が、荷重－たわみ特性においてほぼ線形に近い変化となる線形特性を示す線形ばねであり（図７参照）、後述する磁気ばね１４２と組み合わさり、所定の変位範囲において定荷重となる特性を備えたばね機構１４０を構成する。トーションバー１４１，１４１の一端は、前部フレーム１２１及び後部フレーム１２２に対してそれぞれ相対回転しないように設けられ、トーションバー１４１，１４１は、上部フレーム１２０を下部フレーム１１０に対して相対的に離間させる方向、すなわち、上方向に付勢する弾性力を発揮するように設定される。トーションバー１４１，１４１の他端は、弾性力調整部材１２５のプレート部材１２５ｃ，１２５ｄにそれぞれ接続されている(図２参照）。
　弾性力調整部材１２５は、調整用ダイヤル１２５ｂを回転させると、それによって調整用シャフト１２５ａが回転し、その回転によって、前部リンク１３１，１３１側のトーションバー１４１に接続されたプレート部材１２５ｃが回転し、さらに、このプレート部材１２５ｃに連結版１２５ｅを介して連結された後部リンク１３２，１３２側のトーションバー１４１に接続されたプレート部材１２５ｄが回転する。従って、調整用ダイヤル１２５ｂを回転操作すると、トーションバー１４１，１４１がいずれかの方向にねじられ、トーションバー１４１，１４１の初期弾性力が調整され、着座者の体重に応じて、上部フレーム１２０を上下方向の所定の位置（例えば中立位置）に調整できるようになっている。
　なお、上部フレーム１２０を下部フレーム１１０に対して相対的に離間する方向に付勢する線形ばねとしては、トーションバー１４１，１４１が好ましい。トーションバー１４１，１４１は、それ自身が回転軸の中心となり、捩られることで所定のばね力が発揮されるが、コイルスプリング等を用いる場合には、コイルスプリングを懸架支持する部位において摩擦が生じる。これにより、サスペンション機構１における摩擦減衰が高くなる要因となる。
　磁気ばね１４２は、図２及び図５に示したように、固定マグネットユニット１４２０と可動マグネットユニット１４２１とを備えてなる。固定マグネットユニット１４２０は、下部フレーム１１０に固定され、該下部フレーム１１０の幅方向に所定間隔をおいて対向して配設された一対の固定磁石１４２０ａ，１４２０ａを有している。対向する各固定磁石１４２０ａ，１４２０ａは、それぞれ異極同士が上下に隣接する二極磁石が用いられていると共に、同極同士が対面するように配設されている。可動マグネットユニット１４２１は、所定間隔をおいて対向配置される固定磁石１４２０ａ，１４２０ａの間隙に配置される可動磁石１４２１ａを備えてなる。可動磁石１４２１ａは、上下方向に着磁されていると共に、支持フレーム１４２３に支持されており、該支持フレーム１４２３の前後に延びる支持片１４２３ａ，１４２３ａが上部フレーム１２０に固定され下方に延びるブラケット１４２４に連結されている。このため、上部フレーム１２０が下部フレーム１１０に対して上下動すると、該支持フレーム１４２３に支持された可動磁石１４２１ａが、固定磁石１４２０ａ，１４２０ａ間の間隙内を上下に変位する。
　磁気ばね１４２は、可動磁石１４２１ａが固定磁石１４２０ａ，１４２０ａの間隙を移動することにより発揮されるばね特性が、可動磁石１４２１ａと固定磁石１４２０ａ，１４２０ａとの相対位置によって変化する。具体的には、図７に示したように、磁気ばね１４２は、荷重－たわみ特性において、線形ばねであるトーションバー１４１，１４１の弾性力（復元力）の作用方向すなわち上部フレーム１２０を下部フレーム１１０に対して離間させる方向に復元力が増加する特性を正のばね特性とした場合に、所定の変位量範囲では、当該方向への復元力が減少する負のばね特性（図中の破線の特性）を示す。すなわち、異極同士が隣接する２つの固定磁石１４２０ａ，１４２０ａのＮ極とＳ極の境界を横切る位置付近の所定の範囲（図７の例では、約－９ｍｍから約＋１０ｍｍの範囲）において負のばね特性を発揮する。
　この結果、磁気ばね１４２と上記したトーションバー１４１，１４１とを備えてなる本実施形態のばね機構１４０は、磁気ばね１４２における負のばね特性が機能する範囲（図７の例では、約－９ｍｍから約＋１０ｍｍの範囲）においては、トーションバー１４１，１４１の正のばね特性のばね定数（正のばね定数）と磁気ばね１４２の負のばね特性範囲のばね定数（負のばね定数）とがほぼ同じになるように調整することで、両者を重畳したばね機構１４０全体として、変位量が増加しても荷重値の変化量が所定以下となる定荷重領域すなわちばね定数が略ゼロ（好ましくは、ばね定数約－１０Ｎ／ｍｍ～約１０Ｎ／ｍｍの範囲）になる領域を有することになる。このばね定数が実質的に略ゼロになる領域をできるだけ有効利用するためには、上部フレーム１２０の上下方向ストロークの中立位置において、可動マグネットユニット１４２１の可動磁石１４２１ａは、その中央位置が、異極同士が隣接する２つの固定磁石１４２０ａ，１４２０ａの境界に略一致するようにセットされることが好ましい。
　なお、本実施形態では磁気ばね１４２を、可動磁石１４２１ａが固定磁石１４２０ａ，１４２０ａ間を略垂直方向に移動する姿勢（縦置き）で設置しているが、可動磁石１４２１ａの支持フレーム１４２３をリンク機構（図示せず）を介して上部フレーム１２０に連結することで、可動磁石１４２１ａ及び固定磁石１４２０ａ，１４２０ａを略水平に設置した構成（横置き）とすることもできる。横置きの場合、リンク機構（図示せず）が必要となるため、リンク機構の動きに伴う効率の変化や摩擦減衰が生じるが、縦置きの場合にはその影響が小さくなる。但し、横置きの場合には、磁気ばね１４２を薄型の構成とすることができるという利点があり、上部フレーム１２０の必要なストロークや両者の特性の違いを考慮して、適宜に選択することが可能である。
　下部フレーム１１０及び上部フレーム１２０間には、両者が相対的に上下動する際のエネルギーを吸収する減衰力を発揮するダンパーが複数設けられている。本実施形態では、第１ダンパー１５０と第２ダンパー１６０の２つを配設している。第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０は、図８及び図９に示したように、いずれも、シリンダ１５１，１６１と、該シリンダ１５１，１６１内を相対移動するピストン１５２，１６２を備えた伸縮式のものである。また、第１ダンパー１５０と第２ダンパー１６０は、図１、図２及び図５に示したように、上記の磁気ばね１４２を挟んだ左右に並列的に配設されると共に、制御対象である下部フレーム１１０及び上部フレーム１２０間に異なる取り付け角度で掛け渡されている。本実施形態では、図５に示したように、上部フレーム１２０の上下方向における中立位置において、第１ダンパー１５０を取り付け角度約１０度（図５では１０．５度）で取り付け、第２ダンパー１６０を取り付け角度約２０度（図５では２１度）で取り付けている。取り付け角度を異ならせることにより、取り付け角度の小さなダンパーほど減衰力の垂直成分が小さくなり、上部フレーム１２０及び下部フレーム１１０に作用する減衰力は、全てのダンパーを同じ取り付け角度で配置した場合と比較して、効き方がなだらかになる。
　具体的には、まず、下部フレーム１１０における磁気ばね１４２を挟んだ一方の側部寄りには、該下部フレーム１１０の前方寄りの底部に第１下部ブラケット１１５が設けられており、この第１下部ブラケット１１５における下部フレーム１１０の底部よりも上方寄りの位置に、第１ダンパー１５０のシリンダ１５１の後端部１５１ａが軸支されている（図４及び図５参照）。また、上部フレーム１２０の後部フレーム１２２には、その前方に略水平に突出するように第１上部ブラケット１２２ａが設けられており、この第１上部ブラケット１２２ａに、シリンダ１５１内を相対移動するピストン１５２に連結され、シリンダ１５１の開口端から突出するピストンロッド１５３の先端部１５３ａが軸支されている（図１、図２及び図５参照）。
　一方、下部フレーム１１０における磁気ばね１４２を挟んだ他方の側部寄りには、該下部フレーム１１０の前方寄りの底部に第２下部ブラケット１１６が設けられており、この第２下部ブラケット１１６における下部フレーム１１０の底部寄りの位置に、第２ダンパー１６０のシリンダ１６１の後端部１６１ａが軸支されている（図４及び図５参照）。また、上部フレーム１２０の後部フレーム１２２には、その斜め上前方に突出する第２上部ブラケット１２２ｂが設けられており、この第２上部ブラケット１２２ｂに、シリンダ１６１内を相対移動するピストン１６２に連結され、シリンダ１６１の開口端から突出するピストンロッド１６３の先端部１６３ａが軸支されている（図１～図５参照）。
　このように、第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０の各シリンダ１５１，１６１の後端部１５１ａ，１６１ａの下部フレーム１１０における取り付け高さ、並びに、各ピストンロッド１５３，１６３の先端部１５３ａ，１６３ａの上部フレーム１２０における取り付け高さを異ならせることで、第１ダンパー１５０の取り付け角度を相対的に小さくし、第２ダンパー１６０の取り付け角度を相対的に大きくしている。
　ここで、複数配設されるダンパー（本実施形態では第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０）のうちの少なくとも一つは、上部フレーム１２０が下部フレーム１１０に対して上下動する際の平衡点（静止状態で着座した際の位置であるが、上記の弾性力調整部材１２５による調整により、上部フレーム１２０の中立位置にできるだけ合わせた位置）を含む所定の上下動範囲に対応するピストン１５２，１６２のシリンダ１５１，１６１内における移動区間が、減衰力の作用しない空走区間となるように設定されていることが好ましい。本実施形態では、第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０のいずれにも空走区間を設定しているが、本実施形態のように全てのダンパーに空走区間を設定することがより好ましい。
　このような空走区間を有する本実施形態の第１及び第２ダンパー１５０，１６０は、図９に示したように、シリンダ１５１，１６１が外側固定筒１５１１，１６１１とその内側に配置される内側可動筒１５１２，１６１２とを備えた二重筒構造になっている。ピストン１５２，１６２は内側可動筒１５１２，１６１２内を摺動可能に配設される。外側固定筒１５１１，１６１１の長手方向各端部にはストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂが設けられており、内側可動筒１５１２，１６１２は、外側固定筒１５１１，１６１１よりも軸方向長さが短く、該内側可動筒１５１２，１６１２の長手方向の各端部１５１２ａ，１６１２ａ，１５１２ｂ，１６１２ｂが、ストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂに当接するまで移動可能となっている。ピストン１５２，１６２も同様であり、長手方向の各端部１５２ａ，１６２ａ，１５２ｂ，１６２ｂが、ストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂに当接するまで移動可能となっている。軸方向長さは、内側可動筒１５１２，１６１２がピストン１５２，１６２よりも長くなっており、ピストン１５２，１６２にピストンロッド１５３，１６３が連結されている。
　ピストン１５２，１６２には、その外周部に内側可動筒１５１２，１６１２との間で所定の摩擦減衰力を発揮する糸等の線状部材が巻き付けられてなるストリング部１５２ｃ，１６２ｃが設けられている。本実施形態では、このストリング部１５２ｃ，１６２ｃに低粘ちょう度のグリース等の粘性流体を付着させている。粘性流体は、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃを構成する糸等の線状部材に含浸や塗布により付着させることができる。よって、ピストン１５２，１６２が内側可動筒１５１２，１６１２に対して相対移動すると、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃを構成する線状部材の張力による摩擦減衰力と粘性流体による速度依存の粘性減衰力が作用する。すなわち、ピストン１５２，１６２の内側可動筒１５１２，１６１２に対する相対変位により、両者間の摩擦力はストリング部１５２ｃ，１６２ｃの張力に変換され、変位量の増加に伴って、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃを構成する糸が一体になって硬くなり摩擦係数が低くなる方向に変化して発熱が抑えられる。この変化が粘性減衰力を速度依存型にする。そのため、低速の入力では摩擦減衰力の作用が相対的に大きくなるが、速度が増すにつれ粘性減衰力が高くなる。なお、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃを構成する糸の巻き数の増減、巻き付けられる糸の隣接部分間のギャップ、巻き付ける糸の積層数等により、発生する摩擦力、粘性減衰力は適宜に制御される。
　一方、内側可動筒１５１２，１６１２の外周面と外側固定筒１５１１，１６１１の内周面との間には、両者間の摩擦力が、内側可動筒１５１２，１６１２とピストン１５２，１６２との間のストリング部１５２ｃ，１６２ｃにより生じる摩擦力よりも相対的に小さくなるように、本実施形態では、内側可動筒１５１２，１６１２及び外側固定筒１５１１，１６１１間に、転がり部材や摺動部材（例えばフェルト）等の低摩擦部材１５１３，１６１３を介在させている。
　これにより、制御対象としての上部フレーム１２０側に連結されるピストンロッド１５３，１６３の動きに追従してピストン１５２，１６２がシリンダ１５１，１６１内を相対移動する際、内側可動筒１５１２，１６１２の各端部１５１２ａ，１６１２ａ，１５１２ｂ，１６１２ｂがストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ．１５１１ｂ，１６１１ｂに当接するまでは、内側可動筒１５１２，１６１２及びピストン１５２，１６２間と、内側可動筒１５１２，１６１２及び外側固定筒１５１１，１６１１間との摩擦力の差により、内側可動筒１５１２，１６１２及びピストン１５２，１６２は、一緒に外側固定筒１５１１，１６１１内を移動する。このとき、内側可動筒１５１２，１６１２と外側固定筒１５１１，１６１１との間は低摩擦部材１５１３，１６１３により摩擦抵抗が極めて小さく、内側可動筒１５１２，１６１２は外側固定筒１５１１，１６１１内を実質的に空走することになり、減衰力はほとんど生じない。内側可動筒１５１２，１６１２の各端部１５１２ａ，１６１２ａ，１５１２ｂ，１６１２ｂが、いずれかのストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂに当接した後は、内側可動筒１５１２，１６１２が移動できなくなるため、ピストン１５２，１６２が単独で内側可動筒１５１２，１６１２内を摺動する。これにより、ピストン１５２，１６２と内側可動筒１５１２，１６１２との間で、上記のような摩擦減衰力及び粘性減衰力が作用する。
　従って、シリンダ１５１，１６１の内側可動筒１５１２，１６１２が外側固定筒１５１１，１６１１内を相対移動している範囲が、減衰力が実質的に作用しない空走区間となり、その空走区間の距離は、外側固定筒１５１１，１６１１と内側可動筒１５１２，１６１２の軸方向長さの差分が相当することになる。この結果、平衡点を含む所定の上下動範囲で、ピストン１５２，１６２が内側可動筒１５１２，１６１２に対して相対移動せず、減衰力が効かない移動区間が形成される。好ましくは、上部フレーム１２０が下部フレーム１１０に対して上下動する際の着座状態での平衡点（上下動可能な全ストロークの中立位置にできるだけ合うように調整した位置）において、内側可動筒１５１２，１６１２が外側固定筒１５１１，１６１１内の全移動範囲の略中間位置となるように設定する。これにより、平衡点を含む所定の上下動範囲が、平衡点を中心として上下に均等に形成される。
　走行中の振動入力によって相対的に上部フレーム１２０が振動した際、ダンパー１５０，１６０の作用が上記の空走区間に対応している場合には、減衰力が実質的に作用せず、振動吸収機能は主としてばね機構１４０によってなされ、所定以上の低周波の大きな振幅を伴う振動が入力された場合には、第１ダンパー１５０又は第２ダンパー１６０の減衰力が作用し、衝撃エネルギーの吸収に役立つ。このとき、２つダンパー１５０，１６０の空走区間の距離を異ならせることで、減衰力が作用し始める振幅の大きさや周波数を異ならせることができる。すなわち、入力される振動の振幅や周波数に応じて、減衰力を作用させるダンパー１５０，１６０をいずれか一方のみとしたり、両方としたりすることができ、小振幅かつ高周波の振動、大振幅かつ低周波の振動に対し、効率的な振動吸収機能、衝撃吸収機能を発揮することができる。本実施形態では、第１ダンパー１５０よりも第２ダンパー１６０の取り付け角度を大きくしているため、空走区間の距離は、第１ダンパー１５０よりも第２ダンパー１６０の方が大きいことが好ましい。これは、取り付け角度の大きい第２ダンパー１６０のピストン１６２及び内側可動筒１６１２の変位量が第１ダンパー１５０のピストン１５２及び内側可動筒１５１２の変位量よりも大きいため、仮に、両者の空走区間の距離が等しい場合には、第２ダンパー１６０の減衰力の影響が相対的に大きくなってしまうからである。
　以上のように、本実施形態によれば、第１及び第２ダンパー１５０，１６０という複数のダンパーを有する一方、それらの取り付け角度、空走区間を異ならせている。上記のように、仮に、複数のダンパーを同じ取り付け角度で設け、いずれも空走区間の距離が同じ場合には、複数のダンパーの減衰力が強く作用するタイミングが全て同じとなり、大きな衝撃振動に対する減衰力が急激に強く作用することになり、着座者が大きな違和感を抱く。しかしながら、本実施形態によれば、取り付け角度、空走区間の距離のいずれも異ならせているため、減衰力がなだらかに作用し、着座者の感じ方も急激ではなくなる。その一方、最終的には複数のダンパーの減衰力が作用するため、十分な衝撃吸収力を得られる。
　ここで、ピストン１５２，１６２は、ストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂに当接するまで移動可能であるが、相対移動方向のストロークエンドに配置されたストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂは、低反発素材から構成されていることが好ましい。低反発素材としては、軟質ウレタンフォーム、スポンジ、ゴム、ジェル等が挙げられる。これらを用いることで、ストロークエンドでの底付き感が抑制される。この場合、ストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂに代え、あるいは、ストッパ部１５１１ａ，１６１１ａ，１５１１ｂ，１６１１ｂと共に、ピストン１５２，１６２側に低反発素材を設けることもできる。
　底付き感を抑制するための低反発素材としては、上部フレーム１２０及び下部フレーム１１０が、ストロークエンドで近接し合う部位のいずれか少なくとも一方に設けることもできる。例えば、上部フレーム１２０の上部プレート１２０ａの下面と、磁気ばね１４２の固定マグネットユニット１４２０との対向部位のいずれか少なくとも一方に設けることができる。上記のダンパー１５０，１６０に設ける低反発素材と、上部フレーム１２０及び下部フレーム１１０の対向部位間に設ける低反発素材とは、いずれか一方であってもよいし、両方であってもよい。
（サスペンション機構１の振動特性に関する実験）
　本実施形態のサスペンション機構１に支持されたシート１０００(図６参照）に、被験者を着座させ、ＪＩＳ　Ａ　８３０４：２００１（ＩＳＯ　７０９６：２０００）に基づいた振動実験を行ってＳＥＡＴ値及び振動伝達率を求めた。振動実験は、入力スペクトルクラスＥＭ６、ＥＭ７、ＥＭ８を用いて行った。また、ＳＥＡＴ値を求める際の被験者は、ＪＩＳ　Ａ　８３０４：２００１（ＩＳＯ　７０９６：２０００）に従って、体重の軽い被験者（ＪＭ５５＝体重５５ｋｇ）と体重の重い被験者（ＪＭ９８＝体重９８ｋｇ）の２人を採用すると共に、本実験ではさらに、その間の体重の被験者（ＪＭ６７＝体重６７ｋｇ）も採用し、合計３人の被験者について評価した。
　なお、入力スペクトルクラスＥＭ６は、「５０，０００ｋｇ以下のクローラ式トラクタドーザ」用の規格であり、卓越周波数７．６Ｈｚ、ＰＳＤの最高値０．３４（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚで励振し、ＳＥＡＴ値は０．７未満、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率は１．５未満が求められる。入力スペクトルクラスＥＭ７は、「コンパクトダンパ」用の規格であり、卓越周波数３．２４Ｈｚ、ＰＳＤの最高値５．５６（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚで励振し、ＳＥＡＴ値は０．６未満、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率は２．０未満が求められる。入力スペクトルクラスＥＭ８は、「４，５００ｋｇ以下のコンパクトローダ」用の規格であり、卓越周波数３．３Ｈｚ、ＰＳＤの最高値０．４（ｍ／ｓ２）２／Ｈｚで励振し、ＳＥＡＴ値は０．８未満、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率は２．０未満が求められる。
　また、本実験で用いたサスペンション機構１は、垂直方向（上下方向）の最大ストローク量は４０ｍｍのものであり、振動伝達率は、７５ｋｇのウエイトを用いて、加振機の振動台の変位の全振幅を最大ストローク長の４０％に相当する１６ｍｍとした正弦波掃引波形を負荷して評価した。
　また、使用した加振機は、動電型３軸加振機（ＩＭＶ　Ｃｏｒｐ．製、３軸加振機ＴＡＳ－１０００－５、最大励振ストローク６０ｍｍ）であり、その振動台上にサスペンション機構１に支持されたシート１０００をセットして行った。
　また、サスペンション機構１に支持したシート１０００は、図６に示したように、シートクッション部１１００の下部にシートサスペンション部２０００が内蔵されているもので、このシートサスペンション部２０００の垂直方向の最大ストローク量は４０ｍｍであった。
　また、サスペンション機構１としては、第１ダンパー１５０（取り付け角度約１０度（正確には１０．５度））及び第２ダンパー１６０（取り付け角度約２０度（正確には２１度））の空走区間の距離を異ならせた次の２種類（Ａタイプ、Ｂタイプ）のサスペンション機構１を準備してそのそれぞれにシート１０００を設置して実験を行った。
・（Ａタイプのサスペンション機構１）
　第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ
　第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１０ｍｍ
・（Ｂタイプのサスペンション機構１）
　第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ
　第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１５ｍｍ
　また、第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０は、いずれも、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃとして、ポリアミド（ＰＡ６）製、線径４７０ｄｔｅｘのマルチフィラメントの糸の表面に、ポリアミド（ＰＡ６．６）製、線径０．９ｄｔｅｘ、長さ０．５ｍｍの短繊維を植毛したものが用いられ、ピストン１５２，１６２の外周に、軸方向に対して一方向に約８５度傾けて一層目を密巻きにすると共に、二層目を一層目と交差するように逆方向に約８５度傾けて密巻きして構成されている。また、ストリング部１５２ｃ，１６２ｃには、粘性流体としてのグリース、具体的には、商品名：バリアントグリースＲ２（昭和シェル石油（株）、増ちょう剤：リチウム石けん、基油：合成油（ＪＩＳ　Ｋ　２２８３の動粘度（１００℃）：１９．３、ＪＩＳ　Ｋ　２２２０のちょう度２３６（不混和）、混和（２７４））がへらを使って付着されている。また、低摩擦部材１５１３，１６１３としては、フェルトを配設した。
　一例として、空走区間の距離１０ｍｍとした第２ダンパー１６０をサーボパルサー（（株）島津製作所）にセットし、シリンダ１６１に対してピストン１６２を相対的に変位させ、振動特性を調べた。振動周波数は１Ｈｚ、２Ｈｚとし、振幅±２０ｍｍで振動させた。その結果が、図１０（ａ），（ｂ）の変位量（横軸）と減衰力（縦軸）の関係を示すリサージュ図形である。図１０（ａ），（ｂ）より、空走区間に相当する「－２０ｍｍ～－１０ｍｍ」及び「＋１０ｍｍ～＋２０ｍｍ」の範囲では、内側可動筒１６１２が外側固定筒１６１１に対して相対移動しているため、減衰力はほとんど発生していない。これに対し、上記以外の「－１０ｍｍ～＋１０ｍｍ」の範囲において、所定の減衰力が機能していることがわかる。このとき、いずれの周波数の場合も、「－１０ｍｍ付近」（図１０（ａ），（ｂ）のａ１，ｂ１の範囲）と「＋１０ｍｍ付近」（図１０（ａ），（ｂ）のａ２，ｂ２の範囲」において、斜めに変化する範囲が存在することがわかる。これは、ピストン１６２が内側可動筒１６１２内における動き始めを捉えており、動き始めにおいて、ストリング部１６２ｃの張力が徐々に変化することを示し、減衰力の効き始めのショックを和らげる作用を果たしている。また、１Ｈｚのａ１，ａ２の範囲と２Ｈｚのｂ１，ｂ２の範囲を比較すると、２Ｈｚの方が傾斜角度が急である。これは、小さな力に対してはストリング部１６２ｃの変形が緩やかであるが、より大きな力に対してはその変形が急で反力も大きくなることを示している。
　振動実験の結果は次表及び図１１～図１５に示したとおりであった。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　上記のように、ＥＭ６は卓越周波数が７．６Ｈｚの高周波数帯にある振動であり、ＥＭ８は卓越周波数が３．３Ｈｚの低周波数帯にある振動であり、この２つの試験波形で評価をすることで幅広い周波数帯での除振性能を確認することができる。表１から明らかなように、Ａ，Ｂいずれのタイプのサスペンション機構１を用いた場合でも、ＳＥＡＴ値：０．７未満、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率：１．５未満というＥＭ６の基準を満たすと共に、ＳＥＡＴ値：０．８未満、垂直軸方向の共振周波数における振動伝達率：２．０未満というＥＭ８の基準も満たしていた。従って、本実施形態のサスペンション機構１は、Ａ，Ｂいずれのタイプでも幅広い周波数帯で高い除振性能を発揮できることがわかる。
　ＥＭ６及びＥＭ８のＳＥＡＴ値をより詳細に確認すると、図１１に示したように、質量による振動抑制作用が最も小さいＪＭ５５の場合で、高周波数帯が中心のＥＭ６に関しては、第２ダンパー１６０の空走区間の距離の短いＡタイプの方がよい結果であり、低周波数帯が中心のＥＭ８に関しては、第２ダンパー１６０の空走区間の距離が長いＢタイプの方がよい結果であった。
　この点は被験者毎の振動伝達率を見ても同様の傾向が見られる。すなわち、各被験者をシート１０００に着座させた際のＥＭ６の振動伝達率を示した図１２を見ると、Ａタイプの振動伝達率がＢタイプよりも低い傾向にある一方、各被験者をシート１０００に着座させた際のＥＭ８の振動伝達率を示した図１３では、Ｂタイプの振動伝達率がＡタイプよりも低い傾向にあった。
　図１４は、７５ｋｇのラバーウエイトをシート１０００のシートクッション部１１００に載置して測定した振動伝達率の実験結果を示す。なお、入力振動の全振幅は上記のように１６ｍｍである。Ａタイプ及びＢタイプのいずれも、ＥＭ６，ＥＭ８の両方の基準を満たしているが、Ａタイプでは、共振周波数が１．１Ｈｚであるのに対し、Ｂタイプでは、共振周波数が３．０Ｈｚであった。このように、Ａタイプ及びＢタイプでは特性差があるため、路面や使用場所等によって予想される車体フロアを介しての入力振動に応じて、より適切なサスペンション機構１を選択することが好ましい。
　図１５は、ＪＭ６７の被験者を着座させて行ったＥＭ７の振動伝達率を示した図である。入力スペクトルクラスＥＭ７は３Ｈｚ中心のランダム波であるが、Ａタイプのサスペンション機構１の場合、共振周波数約１．８Ｈｚで、その時の振動伝達率が約２．５であり、Ｂタイプのサスペンション機構１の場合、共振周波数約１．６Ｈｚで、その時の振動伝達率が約２．０であった。ＥＭ７の場合には、低周波数帯においては、Ｂタイプの方が振動伝達率が低い傾向を示し、６Ｈｚ以上の高周波数帯ではＡタイプの方が若干振動伝達率が低い傾向を示した。また、ＳＥＡＴ値は、Ａタイプが０．８３３、Ｂタイプが０．８２７であり、基準を若干超えていた。
　一方、サスペンション機構１を複数積層すると、直列のばね機構となり、振動伝達率は一つの場合よりも低くなる。上記のように、本実施形態のサスペンション機構１は単体でも、ＥＭ６、ＥＭ８の基準を満たす。その一方、ＥＭ７に関しては基準を上回るが、それでも極めて僅かである。そこで、例えば、図１６に示したように、複数のサスペンション機構１を積層したマルチサスペンション機構１０とすれば、共振周波数の振動伝達率は低くなり、ＥＭ７の基準を満たすことは可能である。
　図１７は、本実施形態のサスペンション機構１にシート１０００を取り付けず、サスペンション機構１の上部フレーム１２０上に、直接７５ｋｇのラバーウエイトを載置して測定した振動伝達率の実験結果を示す。なお、入力振動は、上記と同様に全振幅１６ｍｍの正弦波掃引波形である。
　また、サスペンション機構１としては、上記の第２ダンパー１６０の空走区間の距離を異ならせたＡタイプ、Ｂタイプの２種類のほか、第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０のいずれも空走区間の距離を０ｍｍとしたサスペンション機構（Ｃタイプ）についても実験を行った。
　また、上記各ダンパー１５０，１６０と同じ構成の空走区間の距離５ｍｍのダンパーを取り付け角度２０度で１本のみ取り付けたサスペンション機構（比較例１）と、取り付け角度１０度でオイルダンパー（伸び側減衰力４００Ｎ、縮み側減衰力２００Ｎ）を１本のみ取り付けたサスペンション機構（比較例２）にも同様の実験を行った。
　図１７から、まず、ダンパー１５０，１６０を取り付け角度を異ならせて２本使用したＡタイプ、Ｂタイプ及びＣタイプのサスペンション機構１は、比較例１，２と異なり、１Ｈｚの振動伝達率が１未満になっている。これは、比較例１，２と比較して、位相のずれが生じていることを示すもので、これにより共振域においては逆位相となり、共振域の振動伝達率が低く抑えられることを示している。
　その結果、Ａタイプの共振周波数は約１．４Ｈｚで、その時の振動伝達率は約１．２であり、Ｂタイプの共振周波数は約１．２Ｈｚで、その時の振動伝達率は約１．０であり、いずれも共振周波数が低周波寄りで、振動伝達率が低く、２Ｈｚ以上の周波数帯での振動伝達率も極めて低くなっている。
　また、Ｃタイプのサスペンション機構１は、共振周波数が約１．８Ｈｚであり、Ａタイプ及びＢタイプと比較すると高周波寄りであったが、共振時の振動伝達率は約１．１と低かった。但し、２Ｈｚを超えた周波数帯での振動伝達率はＡタイプ、Ｂタイプと比べて高いため、卓越周波数が３．３ＨｚのＥＭ８の基準を満たすことが厳しく、空走区間を有するダンパーを用いたＡタイプ，Ｂタイプがより好ましい。
　すなわち、空走区間を有するダンパーを用いたＡタイプ及びＢタイプの場合、空走区間においては、ダンパー自体のばね定数が作用せず、ばね機構１４０（トーションバー１４１，１４１及び磁気ばね１４２）の固有振動数の影響が大きく、低周波寄りとなるものであり、このことから、取り付け角度の異なる２本のダンパーを用いるだけでなく、さらに、空走区間を有するダンパーを採用することがより好ましいことがわかる。
　また、比較例１の場合、共振周波数は約１．７であったが、その時の振動伝達率が約１．７と本実施形態のダンパーを２本用いたサスペンション機構１（Ａタイプ、Ｂタイプ、Ｃタイプ）のいずれよりも高かった。一方、オイルダンパーを用いた比較例２の場合は、共振峰は低いものの、２．５Ｈｚ以上の周波帯域になっても振動伝達率があまり下がらなかった。これらのことから、本実施形態のサスペンション機構１の方が振動伝達特性の点で良好であることが確認された。
　次に、取り付け角度１０度、２０度の各ダンパー１５０，１６０の空走区間の距離を様々に組み合わせて製作したサスペンション機構１にシート１０００を取り付け、体重６３ｋｇの被験者を着座させて振動実験を行い、空走区間の距離の最適な組み合わせを確認した。結果を表２に示す。なお、縦欄は、取り付け角度１０度の第１ダンパー１５０の空走区間の距離を上から順に、５ｍｍ、１０ｍｍ、１５ｍｍ、２０ｍｍで示し、横欄は、取り付け角度２０度の第２ダンパー１６０の空走区間の距離を左から順に、５ｍｍ、１０ｍｍ、１５ｍｍ、２０ｍｍで示している。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　表２から、本実験においても、ＥＭ６、ＥＭ８の各ＳＥＡＴ値及び振動伝達率の基準を満たしていたものは、「第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ、第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１０ｍｍ」の上記のＡタイプのサスペンション機構１と、「第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ、第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１５ｍｍ」の上記のＢタイプのサスペンション機構１のみであり、空走区間はこれらの距離の組み合わせが、最適であることが裏付けられた。
　また、表２の様々な組み合わせのダンパー１５０，１６０を有するサスペンション機構１に取り付けたシート１０００に７５ｋｇのラバーウエイトを載置し、全振幅１６ｍｍの正弦波掃引波形を用いて行った振動試験の結果を図１８に示す。
　この結果でも、「第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ、第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１０ｍｍ」の上記のＡタイプのサスペンション機構１と、「第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ、第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１５ｍｍ」の上記のＢタイプのサスペンション機構１を用いたものが共振域での振動伝達率が低く、振動特性が最も優れていることがわかる。
　次に、「第１ダンパー１５０の空走区間の距離：５ｍｍ、第２ダンパー１６０の空走区間の距離：１５ｍｍ」に設定している点で上記のＢタイプのサスペンション機構１と同様であるが、次の点で異なる構造を有するサスペンション機構１Ａを製作し（図１９参照）、その特性を評価した。すなわち、本実施形態のサスペンション機構１Ａは、まず、第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０の各ストリング部１５２ｃ，１６２ｃを上記実施形態と異ならせた構成とし、抵抗を大きくした。具体的には、各ストリング部１５２ｃ，１６２ｃは上記の実施形態と同じ糸を同様に巻き付けたが、本実施形態の方が隣接する部位同士をさらに密着させて高い密度となるように巻き付けた。次に、内側可動筒１５１２，１６１２と外側固定筒１５１１，１６１１の間に装填する低摩擦部材１５１３，１６１３は、図２０に示したように金属製のボールとした。なお、図２０は、空走区間が５ｍｍの第１ダンパー１５０を示しているが、第２ダンパー１６０も同様の構造である。また、図１９に示したように、各ダンパー１５０，１６０の取り付け角度は上記実施形態と同様で、第１ダンパー１５０の取り付け角度は１０度（正確には１０．５度）であり、第２ダンパー１６０の取り付け角度は２０度（正確には２１度）である。また、上下の総ストロークは４０ｍｍである。その他の構成も上記Ｂタイプのサスペンション機構１と同様である。
（ダンパーの減衰特性）
　本実施形態で用いた空走区間５ｍｍの第１ダンパー１５０、空走区間１５ｍｍの第２ダンパー１６０のリサージュ図形を図２１に示す。変位量０ｍｍ時に速度が０．２ｍ／ｓとなる正弦波で計測した。第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０のストローク速度が０ｍ／ｓの状態から引張方向又は圧縮方向で、５ｍｍ又は１５ｍｍの空走区間（図中、「Ｆｒｅｅ　ｐｌａｙ」と表示）が生じる。空走区間を過ぎると減衰力が緩やかに立ち上がり、約３００Ｎの減衰力が生じていた。従って、本実施形態の第１ダンパー１５０及び第２ダンパー１６０は、いずれも上記実施形態よりも減衰力が大きい。取り付け角度１０度の第１ダンパー１５０により底付きを軽減し、取り付け角度２０度の第２ダンパー１６０で共振域の位相を制御する。
（荷重－たわみ特性）
　図２２（ａ）は、本実施形態のサスペンション機構１Ａの荷重－たわみ特性である。上記実施形態と同様に、トーションバー１４１の高いばね定数と磁気ばね１４２の負のばね定数の組み合わせによって約１５ｍｍの不感帯領域が作られている。この不感帯領域のばね定数は８５０６～９３０５Ｎ／ｍ、ヒステリシスロスは１１２～１６１Ｎであった。ヒステリシスロスは負荷質量が小さいほど重要で、この例では負荷質量の最も小さい５０ｋｇの場合で１１２Ｎであった。
　なお、上記のＥＭ６、ＥＭ８、ＥＭ９のＳＥＡＴ値及びダンピング試験に合格するための共振特性として、本発明者の実験によると、共振峰のゲインは１．２±０．２、共振周波数は１．４Ｈｚ以下、２．０Ｈｚ近傍でゲインが１．０を下回ること、３．０～７．０Ｈｚのゲインが０．８未満であること、７．０Ｈｚ以降のゲインが０．７未満であること、が必要であるが、この特性を満たすためには、荷重－たわみ特性におけるヒステリシスロスとしては、１００Ｎが最適値である。この１００Ｎに対し、上記の１１２Ｎは十分許容範囲である。
　比較として、図２２（ｂ）に、Ｘリンク機構で上下動し、上下部材間に、柔らかい金属ばねとオイルダンパーを配設してなる上下ストロークが６０ｍｍの従来公知の標準タイプのサスペンション機構（比較例）の荷重－たわみ特性を示す。この図から明らかなように、ばね特性は線形で不感帯領域がなく、ダンパーの減衰力と６０ｍｍという長いストロークを活用して振動を減衰させるものであり、平衡点のばね定数は１９２１４～２４７３７Ｎ／ｍ、ヒステリシスロスは１５９～２５０Ｎであった。
（振動実験）
　サスペンション機構１Ａの共振点回りの振動吸収性能を確認するため、ＩＳＯ　７０９６：２０００の規格に基づいた振動評価試験を行った。振動評価試験の励振波は、正弦波掃引波形（０．５～４．０Ｈｚ）で、入力振幅は、サスペンション機構１Ａの総ストローク量の４０ｍｍの４０％にあたる変位振幅±８．０ｍｍとした。サスペンション機構１Ａに、シートの代わりに定盤を組み付け、その上に金属製の錘７５ｋｇを設置し、ＳＥＡＴ値の評価も行った。
　励振波形は、ＥＭ６、ＥＭ８、ＥＭ９であり、ＳＥＡＴ値の評価は３名の被験者（被験者Ａ：身長１７１ｃｍ、体重６３ｋｇ、被験者Ｂ：身長１７３ｃｍ、体重５５ｋｇ、被験者Ｃ：身長１７９ｃｍ、体重９９ｋｇ）で行った。なお、定盤の質量＋８ｋｇがシート重量と換算して被験者の選定を行った。振動評価試験に用いた加振機は、デルタツーリング社製６軸加振機であり、ＳＥＡＴ値の計測ではＩＭＶ社製３軸加振機を用いた。また、比較のため、図２２（ｂ）の荷重－たわみ特性を備えた標準タイプのサスペンション機構（比較例）についても同様に振動評価試験を行った。
　図２３は、シートの無い状態での本実施形態のサスペンション機構１Ａ及び標準タイプのサスペンション機構（比較例）の振動伝達率を示す。標準タイプのサスペンション機構（比較例）の共振周波数は２．２Ｈｚ、共振峰のゲインは１．２であるが、３．９Ｈｚまでゲインが１．０を越えている。これは標準タイプのサスペンション機構（比較例）の摩擦力が大きいため、剛体のような特性を示したものである。一方、本実施形態のサスペンション機構１Ａは、共振周波数が１．３Ｈｚで、共振峰のゲインが１．０であり、１．８Ｈｚのゲインは０．５を下回った。また、０～１．３Ｈｚ間では、ゲインが１．０を下回った。この現象は、空走区間を有する特性差のある２本のダンパー１５０，１６０を用いたことと、サスペンション機構１Ａが不感帯領域を有することとの相乗作用により、低入力加速度でも、共振点に到達する前から除振機能が作用したものである。サスペンション機構１Ａは、低入力加速度から高入力加速度の全域にわたって除振機能を発揮しており、アクティブコントロールのような振動制御がパッシブの状態で行われていると言える。
　表３は、本実施形態のサスペンション機構１Ａと従来公知の標準タイプのサスペンション機構（比較例）にシートを設置して評価した被験者ＡのＥＭ６，ＥＭ８に関するＳＥＡＴ値を示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　表３から、本実施形態のサスペンション機構１Ａは、ＥＭ６及びＥＭ８のいずれに関してもＳＥＡＴ値の基準を満たしていることがわかる。
　表４は、本実施形態のサスペンション機構１Ａにシートを設置して評価した被験者Ｂ，ＣのＥＭ６、ＥＭ８及びＥＭ９に関する評価を示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000004
　表４から、いずれの被験者もＳＥＡＴ値が基準を満たしており、かつ、振動伝達率も基準を満たしていることがわかる。
　よって、本実施形態のサスペンション機構１Ａによれば、１つの機構で、ＥＭ６、ＥＭ８及びＥＭ９のいずれについても基準を満足できる。
　また、上記実施形態では、第１及び第２ダンパー１５０，１６０のいずれも、略方形枠状の上部フレーム１２０の上面を被覆する上部プレート１２０ａの範囲内に設けているが、このようなレイアウトはあくまで一例であり、例えば、図２４に示したサスペンション機構１Ｂのように、下部フレーム１１０の前方に側方に突出する下部突出フレーム部１１０１を設けると共に、後部フレーム１２０の後部にも同じく側方に突出する上部突出フレーム部１２０１を設け、この下部突出フレーム部１１０１と上部突出フレーム部１２０１間に第１ダンパー１５０を掛け渡した構成とすることもできる。これらは、配置スペース等を考慮して適宜に決められ、第１ダンパー１５０に代え、あるいは、第１ダンパー１５０と共に、第２ダンパー１６０を反対側の側方に突出した位置に配設することももちろん可能である。
　また、第１及び第２ダンパー１５０，１６０として用いた空走区間を有するダンパーは、上記に限らず、種々の制御対象の動作時のエネルギーの吸収に用いることができる。例えば、自動車のリヤハッチ、ドアなどの開閉機構等に配設し、開閉動作範囲中、所定の範囲のみ減衰力を作用させるために用いることもできる。
　１，１Ａ，１Ｂ　サスペンション機構
　１０　マルチサスペンション機構
　１１０　下部フレーム
　１２０　上部フレーム
　１３０　リンク機構
　１３１　前部リンク
　１３２　後部リンク
　１４０　ばね機構
　１４１　トーションバー
　１４２　磁気ばね
　１５０　第１ダンパー
　１６０　第２ダンパー

Claims (13)

  1. 　車体構造とシートとの間に配置されるサスペンション機構であって、
    　前記車体構造側に取り付けられる下部フレームに対し、前記シート側に取り付けられる上部フレームを上下動可能に支持するリンク機構と、
    　前記上部フレームを前記下部フレームに対して弾性的に付勢するばね機構と、
    　前記上部フレームが前記下部フレームに対して上下動する際のエネルギーを吸収する減衰力を発揮するダンパーと
    を備え、
    　前記ダンパーは、
    　シリンダと、前記上部フレームの前記下部フレームに対する上下動に伴って前記シリンダ内を相対移動するピストンとを備えた伸縮式であり、
    　前記上部フレーム及び前記下部フレーム間に、異なる取り付け角度で複数並列に掛け渡されていることを特徴とするサスペンション機構。
  2. 　複数の前記ダンパーのうちの少なくとも一つは、前記上部フレームが前記下部フレームに対して上下動する際の平衡点を含む所定の上下動範囲に対応する前記ピストンの前記シリンダ内における移動区間が、前記減衰力の作用しない空走区間となっている請求項１記載のサスペンション機構。
  3. 　前記空走区間が複数の前記ダンパーに設定されていると共に、少なくとも２つの前記ダンパーにおける前記空走区間の距離が異なっている請求項２記載のサスペンション機構。
  4. 　前記シリンダが、前記上部フレーム及び前記下部フレームのうちの一方に連結される外側固定筒と、前記外側固定筒内に移動可能に設けられた内側可動筒とを有してなり、
    　前記ピストンが、前記内側可動筒内に配設されると共に、前記上部フレーム及び前記下部フレームのうちの他方に連結されるピストンロッドに支持され、
    　前記ピストンの外周面には、前記内側可動筒との間で摩擦減衰力を発揮する線状部材が巻き付けられていると共に、前記線状部材には粘性流体が付着されており、
    　前記線状部材が、前記ピストンの前記シリンダ内の相対移動によって張力が変化し、それにより前記線状部材及び前記ケーシング間の摩擦減衰力と前記粘性流体の粘性減衰力とが変化する機能を有し、
    　前記内側可動筒が前記外側固定筒内を相対移動せず、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動する際に前記減衰力を発揮する請求項３記載のサスペンション機構。
  5. 　前記ばね機構は、前記上部フレームが前記下部フレームに対して上下動する際の荷重－たわみ特性として、前記平衡点を含む所定の上下動範囲において、荷重値の変化量が所定以下の定荷重となる特性を有している請求項１～４のいずれか１に記載のサスペンション機構。
  6. 　前記ばね機構は、
    　線形特性を示す線形ばねと、
    　固定磁石と、前記上部フレームが前記下部フレームに対して上下動することに伴って前記固定磁石との相対位置が変位する可動磁石とを備え、前記固定磁石と前記可動磁石の相対位置に応じてばね定数が変化する非線形特性を示す磁気ばねと
    を有し、
    　前記線形ばねと前記磁気ばねとを合わせた荷重－たわみ特性が、前記上部フレームの前記平衡点を含む所定の上下動範囲に対応する変位範囲において、前記定荷重となる特性を備えた構成である請求項５記載のサスペンション機構。
  7. 　前記上部フレーム及び前記下部フレームが、上下動方向のストロークエンドで近接し合う部位のいずれか少なくとも一方に低反発素材が設けられている請求項５又は６記載のサスペンション機構。
  8. 　前記シリンダ及び前記ピストン間の相対移動方向のストロークエンドに、低反発素材が設けられている請求項１～７のいずれか１に記載のサスペンション機構。
  9. 　請求項１～８のいずれか１に記載の前記サスペンション機構と、
    　前記サスペンション機構に積層された他のサスペンション機構と
    を有することを特徴とするマルチサスペンション機構。
  10. 　前記他のサスペンション機構が、請求項１～８のいずれか１に記載の前記サスペンション機構である請求項９記載のマルチサスペンション機構。
  11. 　シリンダと、前記シリンダを相対運動するピストンとを備えた伸縮式のダンパーであって、
    　前記シリンダが、制御対象の一方に連結される外側固定筒と、前記外側固定筒内に移動可能に設けられた内側可動筒とを有してなり、
    　前記ピストンが、前記内側可動筒内に配設されると共に、前記制御対象の他方に連結されるピストンロッドに支持され、
    　前記ピストンの外周面には、前記内側可動筒との間で摩擦減衰力を発揮する線状部材が巻き付けられていると共に、前記線状部材には粘性流体が付着されており、
    　前記線状部材が、前記相対運動に応じて張力が変化し、それにより前記線状部材及び前記ケーシング間の摩擦減衰力と前記粘性流体の粘性減衰力とが変化する機能を有し、
    　前記内側可動筒が前記外側固定筒内を相対移動せず、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動する場合に所定の減衰力を発揮することを特徴とするダンパー。
  12. 　前記内側可動筒は、軸方向長さが、前記ピストンよりも長くなっており、
    　前記内側可動筒は、その各端部が、前記外側固定筒の一端側のストッパ部及び他端側のストッパ部のいずれかに当接するまでは、前記ピストンと共に前記外側固定筒内を相対移動し、前記ストッパ部のいずれかに当接した後、前記ピストンが前記内側可動筒内を相対移動すると、前記所定の減衰力が作用する請求項１１記載のダンパー。
  13. 　前記シリンダ及び前記ピストン間の相対移動方向のストロークエンドに、低反発素材が設けられている請求項１２記載のダンパー。
PCT/JP2019/019909 2018-05-22 2019-05-20 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 WO2019225543A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP19807459.3A EP3815967B1 (en) 2018-05-22 2019-05-20 Suspension mechanism, multi-suspension mechanism, and damper
US17/057,203 US11440448B2 (en) 2018-05-22 2019-05-20 Suspension mechanism, multi-suspension mechanism and damper
CN201980034736.1A CN112203894B (zh) 2018-05-22 2019-05-20 悬架机构及多悬架机构

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2018-098352 2018-05-22
JP2018098352 2018-05-22
JP2018-186177 2018-09-28
JP2018186177A JP2019202749A (ja) 2018-05-22 2018-09-28 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

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2019225543A1 true WO2019225543A1 (ja) 2019-11-28

Family

ID=68617371

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2019/019909 WO2019225543A1 (ja) 2018-05-22 2019-05-20 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

Country Status (1)

Country Link
WO (1) WO2019225543A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020241896A1 (ja) * 2019-05-31 2020-12-03 デルタ工業株式会社 ダンパー及びシートサスペンション機構

Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS4750938B1 (ja) * 1966-12-21 1972-12-21
JPH07223475A (ja) * 1993-12-27 1995-08-22 Nhk Spring Co Ltd シート用サスペンション装置
JPH10203221A (ja) * 1996-05-14 1998-08-04 Sears Mfg Co 車両シート用アクティブサスペンションシステム
WO2008117669A1 (ja) * 2007-03-23 2008-10-02 Komatsu Ltd. 防振装置
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
JP2014028698A (ja) * 2012-06-28 2014-02-13 Mitsubishi Electric Corp エレベータ用緩衝器およびその制御方法
WO2018025992A1 (ja) * 2016-08-04 2018-02-08 株式会社デルタツーリング ダンパー

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS4750938B1 (ja) * 1966-12-21 1972-12-21
JPH07223475A (ja) * 1993-12-27 1995-08-22 Nhk Spring Co Ltd シート用サスペンション装置
JPH10203221A (ja) * 1996-05-14 1998-08-04 Sears Mfg Co 車両シート用アクティブサスペンションシステム
WO2008117669A1 (ja) * 2007-03-23 2008-10-02 Komatsu Ltd. 防振装置
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
JP2014028698A (ja) * 2012-06-28 2014-02-13 Mitsubishi Electric Corp エレベータ用緩衝器およびその制御方法
WO2018025992A1 (ja) * 2016-08-04 2018-02-08 株式会社デルタツーリング ダンパー

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3815967A4 *

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020241896A1 (ja) * 2019-05-31 2020-12-03 デルタ工業株式会社 ダンパー及びシートサスペンション機構
JP2020197239A (ja) * 2019-05-31 2020-12-10 デルタ工業株式会社 ダンパー及びシートサスペンション機構

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP2019202749A (ja) 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
JP7352949B2 (ja) シートサスペンション機構
US6585240B1 (en) Vibration relief apparatus and magnetic damper mechanism therefor
JP6940849B2 (ja) サスペンション機構及びシート構造
KR100331934B1 (ko) 자기스프링을구비한진동기구
JP5382646B2 (ja) シートサスペンション
CN109563900B (zh) 减震器
EP3552872B1 (en) Suspension
WO2018221744A1 (ja) サスペンション機構
WO2019225543A1 (ja) 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
US20220228637A1 (en) Dampar and seat suspension mechanism
WO2021079943A1 (ja) シートサスペンション機構
WO2021079942A1 (ja) シートサスペンション機構
JP6883333B2 (ja) サスペンション

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 19807459

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2019807459

Country of ref document: EP

Effective date: 20201222