CN112203894A - 悬架机构、多悬架机构及减震器 - Google Patents

Abstract

使振动吸收特性、冲击吸收特性提高。本发明的悬架机构(1)的第一及第二减震器(150、160)以安装角度不同的方式并列地架设于上部框架(120)与下部框架(110)之间。因此，安装角度越小的减震器则衰减力的垂直分量越小，且与以相同的安装角度配置全部减震器的情况相比，作用于相对上下移动的上部框架(120)及下部框架(110)衰减力的生效方式更平稳。因此，抑制强衰减力急剧起作用的不适感，并提高振动吸收特性、冲击吸收特性，改善乘坐舒适性。

Description

悬架机构、多悬架机构及减震器

技术领域

本发明涉及适于交通工具的座椅的支承的悬架机构、多悬架机构及减震器。

背景技术

在专利文献1、2中公开了通过磁弹簧和扭力杆而弹性地对设置成能够相对于下部框架上下移动的上部框架进行支承的座椅悬架。公开有一种具有如下区域的悬架：在将与扭力杆的复原力的作用方向相同方向的磁弹簧的复原力随着位移量的增加而增加的特性设为“正弹簧特性(此时的弹簧常数为‘正的弹簧常数’)”、将与扭力杆的复原力的作用方向相同方向的磁弹簧的复原力与位移量的增加无关地减少的特性设为“负弹簧特性(此时的弹簧常数为‘负的弹簧常数’)”的情况下，利用该磁弹簧在规定的位移范围内显现负弹簧特性的情况，通过该磁弹簧与显现正弹簧特性的扭力杆的组合，该区域内显现在该规定的位移范围内相对于将两者重叠的***整体的位移量的载荷值为大致一定的恒定载荷(弹簧常数大致为零)的特性。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2010－179719号公报

专利文献2：日本特开2010－179720号公报

发明内容

发明要解决的课题

专利文献1、2的悬架构成为，对于规定的频率及振幅的通常振动，通过使用上述的磁弹簧和扭力杆的结构，在重叠两者后的弹簧常数大致为零的恒定载荷区域内吸收这些振动，并通过架设于上部框架与下部框架之间的减震器吸收由冲击性振动产生的能量。

然而，在土方工程机械的驾驶席的情况下，由于在具有大的凹凸的路面行驶的机会多，因此需要重视针对振幅更大的冲击性振动的对策，并且以在基于ISO 7096：2000的JIS A 8304：2001“土方工程机械—驾驶员的座位的振动评价测试”中规定的、根据机械的种类确定的输入频谱等级(ISO 10326-1)进行激励，并需要满足各个SEAT值(座位的振幅有效值传递系数(Seat Effective Amplitude Transmissibility factor))。例如，在“履带式推土拖拉机≤50，000kg、履带式装载机及履带式崎岖地运输车”的情况下，以输入频谱等级：EM6(主要频率为7.6Hz、PSD的最高值为0.34(m/s²)²/Hz)进行激励，需要满足SEAT值小于0.7，在“紧凑型装载机”的情况下，以输入频谱等级：EM8(主要频率为3.3Hz、PSD的最高值为0.4(m/s²)²/Hz)进行激励，需要满足SEAT值小于0.8。另外，对于垂直轴方向的谐振频率下的振动传递率，要求EM6的为1.5以下且EM8的为2.0以下。

但是，例如，为了使EM6所要求的振动传递率为1.5以下，本来可以通过采用重视衰减性的结构来实现，但为了降低EM6的主要频率7.6Hz这样的高频带的振动传递率，需要采用增强弹簧性而产生相反相位的结构。同样地，为了使EM8所要求的振动传递率为2.0以下，本来可以通过采用弹簧性强的结构来实现，但为了降低主要频率3.3Hz这样的低频带的振动传递率，也需要增强衰减性。

这样，为了满足与土方工程机械所要求的输入频谱等级对应的SEAT值、振动传递率的基准，必须充分考虑弹簧性与衰减性的平衡。然而，难以由组装了弹簧与减震器的单自由度系的悬架单体来实现这一点。

本发明是鉴于上述情况而完成的，其课题在于提供一种能够发挥能够对应各种输入振动的振动吸收特性、冲击吸收特性的座椅支承用的悬架机构及多悬架机构。另外，本发明的课题在于提供一种适用于该悬架机构及多悬架机构的减震器。

用于解决课题的方案

为了解决上述课题，本发明的悬架机构是配置于车身结构与座椅之间的悬架机构，所述悬架机构的特征在于，

所述悬架机构具备：

连杆机构，其将安装于所述座椅侧的上部框架支承为能够相对于安装于所述车身结构侧的下部框架上下移动；

弹簧机构，其相对于所述下部框架弹性地对所述上部框架施力；以及

减震器，其发挥吸收所述上部框架相对于所述下部框架上下移动时的能量的衰减力，

所述减震器为伸缩式的，并具备缸体、以及随着所述上部框架相对于所述下部框架的上下移动而在所述缸体内相对移动的活塞，

所述减震器在所述上部框架与所述下部框架之间以不同的安装角度并列地架设有多个。

优选为，在多个所述减震器中的至少一个减震器中，与包含所述上部框架相对于所述下部框架上下移动时的平衡点的规定的上下移动范围对应的所述活塞在所述缸体内的移动区间成为不作用所述衰减力的空走区间。

优选为，所述空走区间设定于多个所述减震器，并且至少两个所述减震器中的所述空走区间的距离不同。

优选构成为，

所述缸体具有与所述上部框架和所述下部框架中的一方连结的外侧固定筒以及能够移动地设置于所述外侧固定筒内的内侧可动筒，

所述活塞配设在所述内侧可动筒内，并且由与所述上部框架和所述下部框架中的另一方连结的活塞杆支承，

在所述活塞的外周面卷绕有在与所述内侧可动筒之间发挥摩擦衰减力的线状构件，并且在所述线状构件附着有粘性流体，

所述线状构件具有由于所述活塞在所述缸体内的相对移动而使得张力变化，由此使得所述线状构件与所述外壳之间的摩擦衰减力和所述粘性流体的粘性衰减力变化的功能，

构成为在所述内侧可动筒不在所述外侧固定筒内相对移动且所述活塞在所述内侧可动筒内相对移动时发挥所述衰减力。

优选为，作为所述上部框架相对于所述下部框架上下移动时的载荷、挠曲特性，所述弹簧机构具有在包含所述平衡点的规定的上下移动范围内载荷值的变化量成为规定以下的恒定载荷的特性。

优选为，

所述弹簧机构具有：

线性弹簧，其示出线性特性；以及

磁弹簧，其其具备固定磁铁以及随着所述上部框架相对于所述下部框架上下移动而与所述固定磁铁的相对位置发生位移的可动磁铁，所述磁弹簧示出根据所述固定磁铁与所述可动磁铁的相对位置而使得弹簧常数变化的非线性特性，

所述弹簧机构构成为，所述线性弹簧与所述磁弹簧合并而成的载荷、挠曲特性具备在与包含所述上部框架的所述平衡点的规定的上下移动范围对应的位移范围内成为所述恒定载荷的特性。

优选为，所述上部框架和所述下部框架在上下移动方向的行程末端相互接近的部位中的至少一方设置有低回弹材料。

另外，优选为，在所述缸体与所述活塞之间的相对移动方向的行程末端设置有低回弹材料。

另外，本发明的多悬架机构的特征在于，

所述多悬架机构具有：所述悬架机构；以及

其他悬架机构，其层叠于所述悬架机构。

在该情况下优选为，所述其他悬架机构也由所述悬架机构构成。

另外，本发明的减震器是具备缸体和在所述缸体相对运动的活塞的伸缩式减震器，所述减震器的特征在于，

所述缸体具有与控制对象的一方连结的外侧固定筒以及能够移动地设置于所述外侧固定筒内的内侧可动筒，

所述活塞配设于所述内侧可动筒内，并且由与所述控制对象的另一方连结的活塞杆支承，

在所述活塞的外周面卷绕有在与所述内侧可动筒之间发挥摩擦衰减力的线状构件，并且在所述线状构件附着有粘性流体，

所述线状构件具有张力根据所述相对运动而变化，由此使得所述线状构件与所述外壳之间的摩擦衰减力和所述粘性流体的粘性衰减力变化的功能，

在所述内侧可动筒不在所述外侧固定筒内相对移动且所述活塞在所述内侧可动筒内相对移动的情况下发挥规定的衰减力。

优选为，

所述内侧可动筒的轴向长度比所述活塞长，

所述内侧可动筒与所述活塞一起在所述外侧固定筒内相对移动，直到所述内侧可动筒的各端部与所述外侧固定筒一端侧的限位器部及另一端侧的限位器部中的任一方抵接为止，在与所述限位器部中的任一方抵接后，当所述活塞在所述内侧可动筒内相对移动时，作用所述规定的衰减力。

另外，优选为，在所述缸体与所述活塞之间的相对移动方向的行程末端设置有低回弹材料。

发明效果

根据本发明的悬架机构，多个减震器以安装角度不同的方式并列地架设于上部框架与下部框架之间。因此，安装角度越小的减震器则衰减力的垂直分量越小，且与以相同的安装角度配置全部减震器的情况相比，作用于相对上下移动的上部框架及下部框架的衰减力的生效方式更平稳。其结果是，通过使用多个减震器，虽然成为能够比配设一根减震器的情况发挥更高的衰减力的结构，但像以相同的安装角度配设多个减震器的情况那样，还抑制强衰减力急剧起作用的不适感，并提高振动吸收特性、冲击吸收特性，改善乘坐舒适性。

另外，在本发明的适于上述悬架机构的减震器中，与包含作为控制对象一方的上部框架相对于作为控制对象另一方的下部框架上下移动时的平衡点的规定的上下移动范围对应的活塞在缸体内的移动区间成为衰减力不起作用的空走区间。由此，能够在平衡点附近，使得衰减力不对规定的输入振动起作用，并通过弹簧机构产生振动吸收特性。

另外，通过悬架机构中的各减震器的安装角度的组合、各减震器中的空走区间的距离的调整，能够发挥能够对应各种输入振动的振动吸收特性、冲击吸收特性。由此，本发明的悬架机构或多悬架机构例如能够采用与土方工程机械所要求的各种的输入频谱等级对应的结构。

附图说明

图1是示出本发明的一个实施方式的悬架机构的立体图。

图2是图1的俯视图。

图3是图1的侧视图。

图4是图1的主视图。

图5是图2的A-A线向视图。

图6是示出包含上述悬架机构和支承于该悬架机构的座椅的座椅结构的图。

图7是示出扭力杆、磁弹簧以及包含它们的弹簧机构的各载荷—挠曲特性的例子的图。

图8是示出本发明的用作第一及第二减震器的减震器的一例的外观的图。

图9是图8的B-B线向视图。

图10的(a)、(b)是示出减震器的特性的一例的利萨如图形。

图11是示出使用EM6、EM8的振动实验的SEAT值的结果的图。

图12是示出使用EM6的被实验者就座的状态下的振动传递率的图。

图13是示出使用EM8的被实验者就座的状态下的振动传递率的图。

图14是示出将75kg的橡胶配重载置于座椅而测定出的振动传递率的实验结果的图。

图15是示出使用EM7的被实验者就座的状态下的振动传递率的图。

图16是示出本发明的多悬架机构的一例的图。

图17是示出不对座椅进行支承而在悬架机构载置75kg的橡胶配重而测定出的振动传递率的实验结果的图。

图18是示出在使第一及第二减震器的空走区间的距离变化而组合得到的悬架机构上支承座椅，并在该座椅载置75kg的橡胶配重而测定出的振动传递率的实验结果的图。

图19是示出本发明的其他实施方式的悬架机构的侧视图。

图20是用于对在图19的其他实施方式中使用的减震器的结构进行说明的剖视图。

图21是示出图20的减震器的衰减特性的力和位移的利萨如图形。

图22的(a)是示出图19的其他实施方式的悬架机构的载荷—挠曲特性的图，图22的(b)是示出比较例的标准类型的悬架机构的载荷—挠曲特性的一例的图。

图23是示出振动评价测试的结果的图。

图24是示出本发明的悬架机构的其他例子的立体图。

具体实施方式

以下，基于附图所示的实施方式对本发明更详细地进行说明。图1～图5是示出本实施方式的悬架机构1的图，图6是示出将悬架机构1应用于乘用车辆、卡车、公共汽车、叉车等交通工具用的座椅1000的支承的例子的图。需要说明的是，座椅1000在座椅坐垫部1100的下部内置有座椅悬架部2000，在本实施方式的悬架机构1的上部连结支承有座椅1000的座椅悬架部2000。

悬架机构1具有大致方形框状的上部框架120，该上部框架120经由连杆机构130被支承为能够相对于固定在作为车身结构侧的车身地板的下部框架110上下移动。需要说明的是，如本实施方式那样，大致方形框状的上部框架120的上表面也能够由上部板120a覆盖。连杆机构130具有左右一对前部连杆131、131和左右一对后部连杆132、132。前部连杆131、131的各下部131a、131a在下部框架110的侧缘部110a的靠前方被轴支承为能够旋转，各上部131b、131b与上部框架120的前部框架121连结。后部连杆132、132的各下部132a、132a在下部框架110的侧缘部110a的靠后方被轴支承为能够旋转，各上部132b、132b与上部框架120的后部框架122连结。由此，上部框架120能够相对于下部框架110上下移动，更准确而言，由于连杆机构130由具备前部连杆131、131和后部连杆132、132的平行连杆结构构成，因此上部框架120沿着前部连杆131、131及后部连杆132、132的旋转轨道上下移动。即，上部框架120沿着以各下部131a、131a、132a、132a为旋转中心的前部连杆131、131及后部连杆132、132的旋转方向，也就是沿着前部连杆131、131及后部连杆132、132向前方倾倒而朝向下限位置的方向(在图3中为逆时针方向)、以及与此相反地返回而朝向上限位置的方向(在图3中为顺时针方向)进行位移并且上部框架120上下移动。

构成大致方形框状的上部框架120的前部框架121和后部框架122在本实施方式中都由管材形成，分别***有扭力杆141、141(参照图5)。在本实施方式中，该扭力杆141、141是在载荷—挠曲特性中显现呈大致接近线性变化的线性特性的线性弹簧(参照图7)，并与后述的磁弹簧142组合而构成具备在规定的位移范围内成为恒定载荷的特性的弹簧机构140。扭力杆141、141的一端设置成分别不相对于前部框架121及后部框架122相对旋转，扭力杆141、141设定成发挥对上部框架120向相对于下部框架110相对分离的方向、即上方向施力的弹力。扭力杆141、141的另一端分别与弹力调整构件125的板构件125c、125d连接(参照图2)。

对于弹力调整构件125，当使调整用刻度盘125b旋转时，由此使得调整用轴125a旋转，通过该旋转，使得与前部连杆131、131侧的扭力杆141连接的板构件125c旋转，进一步使得与经由连结板125e连接于该板构件125c的后部连杆132、132侧的扭力杆141连接的板构件125d旋转。因此，当对调整用刻度盘125b进行旋转操作时，能够使扭力杆141、141向任一方向扭转，并调整扭力杆141、141的初始弹力，从而根据就座者的体重将上部框架120调整到上下方向的规定的位置(例如中立位置)。

需要说明的是，作为对上部框架120向相对于下部框架110相对分离的方向施力的线性弹簧，优选扭力杆141、141。扭力杆141、141通过自身成为旋转轴的中心并扭转而发挥规定的弹簧力，但在使用线圈弹簧等的情况下，在对线圈弹簧进行悬架支承的部位产生摩擦。由此，成为悬架机构1的摩擦衰减变高的主要原因。

如图2及图5所示，磁弹簧142具备固定磁单元1420和可动磁单元1421。固定磁单元1420固定于下部框架110，且具有在该下部框架110的宽度方向隔开规定间隔而相对配设的一对固定磁铁1420a、1420a。对置的各固定磁铁1420a、1420a分别使用异极彼此上下相邻的两极磁铁，并且同极彼此以相向的方式配设。可动磁单元1421具备在隔开规定间隔而相对配置的固定磁铁1420a、1420a之间的间隙配置的可动磁铁1421a。可动磁铁1421a在上下方向上磁化，并且被支承框架1423支承，在该支承框架1423的前后延伸的支承片1423a、1423a被固定于上部框架120且与向下方延伸的托架1424连结。因此，当上部框架120相对于下部框架110上下移动时，支承于该支承框架1423的可动磁铁1421a在固定磁铁1420a、1420a之间的间隙内上下位移。

磁弹簧142的、通过可动磁铁1421a在固定磁铁1420a、1420a之间的间隙移动而发挥的弹簧特性，根据可动磁铁1421a与固定磁铁1420a、1420a的相对位置而变化。具体而言，如图7所示，对于磁弹簧142，在载荷—挠曲特性中，在将复原力向作为线性弹簧的扭力杆141、141的弹力(复原力)的作用方向、即向使上部框架120相对于下部框架110分离的方向增加的特性作为正弹簧特性的情况下，在规定的位移量范围内，显现向该方向的复原力减少的负弹簧特性(图中的虚线的特性)。即，在异极彼此相邻的两个固定磁铁1420a、1420a的横穿N极和S极的边界的位置附近的规定的范围(在图7的例中，为约－9mm至约+10mm的范围)内发挥负弹簧特性。

其结果是，本实施方式的具备磁弹簧142和上述扭力杆141、141的弹簧机构140在磁弹簧142的由负弹簧特性发挥功能的范围(在图7的例中，约－9mm～约+10mm的范围)内，通过将扭力杆141、141的正弹簧特性的弹簧常数(正的弹簧常数)与磁弹簧142的负弹簧特性范围的弹簧常数(负的弹簧常数)调整成大致相同，从而作为重叠扭力杆和磁弹簧两者而成的弹簧机构140整体具有即使位移量增加，载荷值的变化量也为规定以下的恒定载荷区域、即弹簧常数大致为零(优选为，弹簧常数为约－10N/mm～约10N/mm的范围)的区域。为了尽可能地有效利用该弹簧常数实质上大致为零的区域，优选为，在上部框架120的上下方向行程的中立位置处，可动磁单元1421的可动磁铁1421a以其中央位置与异极彼此相邻的两个固定磁铁1420a、1420a的边界大致一致的方式进行设置。

需要说明的是，在本实施方式中，虽以可动磁铁1421a在固定磁铁1420a、1420a之间沿大致垂直方向移动的姿态(纵置)设置磁弹簧142，但通过将可动磁铁1421a的支承框架1423经由连杆机构(未图示)与上部框架120连结，磁弹簧142也能够成为将可动磁铁1421a及固定磁铁1420a、1420a设置成大致水平的结构(横置)。在横置的情况下，由于需要连杆机构(未图示)，因此产生随着连杆机构的动作的效率的变化、摩擦衰减，但在纵置的情况下其影响变小。但是，在横置的情况下具有能够使磁弹簧142成为薄型结构的优点，能够考虑上部框架120所需的行程、两者特性的差异而适当地进行选择。

在下部框架110与上部框架120之间设置有多个减震器，该多个减震器发挥吸收两者相对上下移动时的能量的衰减力。在本实施方式中，配设有第一减震器150和第二减震器160这两个减震器。如图8及图9所示，第一减震器150及第二减震器160都是具备缸体151、161和在该缸体151、161内相对移动的活塞152、162的伸缩式减震器。另外，如图1、图2及图5所示，第一减震器150和第二减震器160夹着上述磁弹簧142并列地配设在左右，并且以不同的安装角度架设在作为控制对象的下部框架110与上部框架120之间。在本实施方式中，如图5所示，在上部框架120的上下方向的中立位置处，以安装角度约10度(在图5中为10.5度)安装有第一减震器150，以安装角度约20度(在图5中为21度)安装有第二减震器160。通过使安装角度不同，安装角度越小的减震器则衰减力的垂直分量越小，且与以相同的安装角度配置全部减震器的情况相比，作用于上部框架120及下部框架110的衰减力的生效方式更平稳。

具体而言，首先，在下部框架110的夹着磁弹簧142的一方的侧部附近，在该下部框架110的靠前方的底部设置有第一下部托架115，在该第一下部托架115的比下部框架110的底部靠上方的位置轴支承有第一减震器150的缸体151的后端部151a(参照图4及图5)。另外，在上部框架120的后部框架122以向其前方大致水平突出的方式设置有第一上部托架122a，在该第一上部托架122a轴支承有活塞杆153的前端部153a，该活塞杆153的前端部153a与在缸体151内相对移动的活塞152连结且从缸体151的开口端突出(参照图1、图2及图5)。

另一方面，在下部框架110的夹着磁弹簧142的另一方的侧部附近，在该下部框架110的靠前方的底部设置有第二下部托架116，在该第二下部托架116的靠下部框架110的底部的位置轴支承有第二减震器160的缸体161的后端部161a(参照图4及图5)。另外，在上部框架120的后部框架122设置有向其斜上前方突出的第二上部托架122b，在该第二上部托架122b轴支承有活塞杆163的前端部163a，该活塞杆163的前端部163a与在缸体161内相对移动的活塞162连结且从缸体161的开口端突出(参照图1～图5)。

这样，通过使第一减震器150及第二减震器160的各缸体151、161的后端部151a、161a在下部框架110的安装高度、以及各活塞杆153、163的前端部153a、163a在上部框架120的安装高度不同，从而使第一减震器150的安装角度相对减小，使第二减震器160的安装角度相对增大。

在此，优选为，配设有多个减震器(在本实施方式中为第一减震器150及第二减震器160)中的至少一个减震器被设定为，与包含上部框架120相对于下部框架110上下移动时的平衡点(即在静止状态下就座的位置，但通过上述弹力调整构件125的调整，尽可能是与上部框架120的中立位置对准而得到的位置)的规定的上下移动范围对应的活塞152、162在缸体151、161内的移动区间成为衰减力不起作用的空走区间。在本实施方式中，在第一减震器150及第二减震器160中任一个都设定有空走区间，但更优选如本实施方式那样在全部减震器设定空走区间。

如图9所示，本实施方式的具有这样的空走区间的第一及第二减震器150、160成为缸体151、161具备外侧固定筒1511、1611和配置于其内侧的内侧可动筒1512、1612的双重筒结构。活塞152、162配设成能够在内侧可动筒1512、1612内滑动。在外侧固定筒1511、1611的长度方向的各端部设置有限位器部1511a、1611a、1511b、1611b，内侧可动筒1512、1612的轴向长度比外侧固定筒1511、1611短，该内侧可动筒1512、1612的长度方向的各端部1512a、1612a、1512b、1612b能够移动到与限位器部1511a、1611a、1511b、1611b抵接为止。对于活塞152、162也同样，长度方向的各端部152a、162a、152b、162b能够移动到与限位器部1511a、1611a、1511b、1611b抵接为止。对于轴向长度，内侧可动筒1512、1612比活塞152、162长，活塞杆153、163与活塞152、162连结。

在活塞152、162设置有串部152c、162c，该串部152c、162c在其外周部卷绕有在与内侧可动筒1512、1612之间发挥规定的摩擦衰减力的线等线状构件。在本实施方式中，使低粘稠度的润滑脂等粘性流体附着于该串部152c、162c。粘性流体能够通过浸入、涂敷而附着于构成串部152c、162c的线等线状构件。因此，当活塞152、162相对于内侧可动筒1512、1612相对移动时，作用有由构成串部152c、162c的线状构件的张力引起的摩擦衰减力和由粘性流体引起的取决于速度的粘性衰减力。即，通过活塞152、162相对于内侧可动筒1512、1612的相对位移，两者间的摩擦力转换为串部152c、162c的张力，随着位移量的增加，而使得构成串部152c、162c的线成为一体且***，并使得摩擦系数向变低的方向变化，从而抑制发热。该变化使粘性衰减力取决于速度。因此，在低速的输入下，摩擦衰减力的作用相对变大，但随着速度增加而使得粘性衰减力变高。需要说明的是，通过构成串部152c、162c的线的匝数的增减、卷绕的线的相邻部分间的间隙、卷绕的线的层叠数等来适当地控制产生的摩擦力、粘性衰减力。

另一方面，为了在内侧可动筒1512、1612的外周面与外侧固定筒1511、1611的内周面之间，使得两者间的摩擦力与由内侧可动筒1512、1612比活塞152、162之间的串部152c、162c产生的摩擦力相对减小，在本实施方式中，在内侧可动筒1512、1612与外侧固定筒1511、1611之间夹设有滚动构件、滑动构件(例如毛毡)等低摩擦构件1513、1613。

由此，在活塞152、162追随与作为控制对象的上部框架120侧连结的活塞杆153、163的动作而在缸体151、161内相对移动时，内侧可动筒1512、1612及活塞152、162通过内侧可动筒1512、1612与活塞152、162之间的摩擦力和内侧可动筒1512、1612与外侧固定筒1511、1611之间的摩擦力之差，一同在外侧固定筒1511、1611内移动，直到内侧可动筒1512、1612的各端部1512a、1612a、1512b、1612b与限位器部1511a、1611a、1511b、1611b抵接为止。此时，内侧可动筒1512、1612与外侧固定筒1511、1611之间由于低摩擦构件1513、1613而摩擦阻力极小，内侧可动筒1512、1612实质上在外侧固定筒1511、1611内空走，几乎不产生衰减力。在内侧可动筒1512、1612的各端部1512a、1612a、1512b、1612b与限位器部1511a、1611a、1511b、1611b中任一个抵接后，由于内侧可动筒1512、1612无法移动，因此活塞152、162单独在内侧可动筒1512、1612内滑动。由此，如上所述的摩擦衰减力及粘性衰减力在活塞152、162与内侧可动筒1512、1612之间起作用。

因此，缸体151、161的内侧可动筒1512、1612在外侧固定筒1511、1611内相对移动的范围成为衰减力实质上不起作用的空走区间，该空走区间的距离相当于外侧固定筒1511、1611与内侧可动筒1512、1612的轴向长度的差量。其结果是，在包含平衡点的规定的上下移动范围内，活塞152、162相对于内侧可动筒1512、1612不相对移动而形成衰减力不起作用的移动区间。优选为，在上部框架120相对于下部框架110上下移动时的就座状态下的平衡点(以尽可能地与能够上下移动的全行程的中立位置对准的方式调整出的位置)处，将内侧可动筒1512、1612以成为在外侧固定筒1511、1611内的全移动范围的大致中间位置的方式进行设定。由此，包含平衡点的规定的上下移动范围以平衡点为中心上下均衡地形成。

在通过行驶中的振动输入而使得上部框架120相对振动时，在减震器150、160的作用对应于上述的空走区间的情况下，衰减力实质上不起作用，振动吸收功能主要由弹簧机构140实现，在输入了伴随有规定以上的低频的大振幅的振动的情况下，第一减震器150或第二减震器160的衰减力起作用，有助于冲击能量的吸收。此时，通过使两个减震器150、160的空走区间的距离不同，能够使衰减力开始作用的振幅的大小、频率不同。即，根据所输入的振动的振幅、频率，能够使得减震器150、160中仅一方使衰减力起作用，或者双方都使衰减力起作用，并能够相对于小振幅且高频的振动、大振幅且低频的振动，发挥高效的振动吸收功能、冲击吸收功能。在本实施方式中，由于使第二减震器160的安装角度比第一减震器150大，因此对于空走区间的距离，优选第二减震器160比第一减震器150大。这是因为，由于安装角度大的第二减震器160的活塞162与内侧可动筒1612的位移量比第一减震器150的活塞152与内侧可动筒1512的位移量大，因此，假设在两者的空走区间的距离相等的情况下，则第二减震器160的衰减力的影响相对变大。

如上所述，根据本实施方式，具有第一及第二减震器150、160这样的多个减震器，另一方面，使它们的安装角度、空走区间不同。如上所述，假设在以相同的安装角度设置多个减震器且任一个空走区间的距离都相同的情况下，则多个减震器的衰减力强烈地起作用的时机全部相同，且对大的冲击振动的衰减力急剧强烈地起作用，使得就座者产生大的不适感。然而，根据本实施方式，由于使安装角度、空走区间的距离都不同，因此衰减力平稳地起作用，就座者的感觉方式也不急剧。另一方面，由于最终多个减震器的衰减力起作用，因此能够得到充分的冲击吸收力。

在此，活塞152、162能够移动到与限位器部1511a、1611a、1511b、1611b抵接为止，在相对移动方向的行程末端配置的限位器部1511a、1611a、1511b、1611b优选由低回弹材料构成。作为低回弹材料，可以列举软质聚氨酯泡沫、海绵、橡胶、凝胶等。通过使用这些材料来抑制行程末端的触底感。在该情况下，也可以代替限位器部1511a、1611a、1511b、1611b，或者与限位器部1511a、1611a、1511b、1611b一起在活塞152、162侧设置低回弹材料。

作为抑制触底感的低回弹材料，也可以设置于上部框架120和下部框架110的在行程末端相互接近的部位中的至少一方。例如，能够设置于上部框架120的上部板120a的下表面和磁弹簧142的固定磁单元1420的相对部位中的至少一方。可以是设置于上述减震器150、160的低回弹材料和设置于上部框架120及下部框架110的相对部位之间的低回弹材料中的任一方，也可以是它们双方。

(关于悬架机构1的振动特性的实验)

使被实验者在支承于本实施方式的悬架机构1的座椅1000(参照图6)就座，并进行基于JIS A 8304：2001(ISO 7096：2000)的振动实验而求出SEAT值及振动传递率。振动实验使用输入频谱等级EM6、EM7、EM8来进行。另外，求出SEAT值时的被实验者按照JIS A 8304：2001(ISO 7096：2000)，采用体重轻的被实验者(JM55＝体重55kg)和体重重的被实验者(JM98＝体重98kg)这两人，并且在本实验中还进一步采用这两人之间体重的被实验者(JM67＝体重67kg)，对合计3人的被实验者进行了评价。

需要说明的是，输入频谱等级EM6是“50000kg以下的履带式推土拖拉机”用的规格，且以主要频率7.6Hz、PSD的最高值0.34(m/s²)²/Hz进行激励，要求SEAT值小于0.7、垂直轴方向的谐振频率下的振动传递率小于1.5。输入频谱等级EM7是“紧凑型自卸车”用的规格，且以主要频率3.24Hz、PSD的最高值5.56(m/s²)²/Hz进行激励，要求SEAT值小于0.6、垂直轴方向的谐振频率下的振动传递率小于2.0。输入频谱等级EM8是“4500kg以下的紧凑型装载机”用的规格，且以主要频率3.3Hz、PSD的最高值0.4(m/s²)²/Hz进行激励，要求SEAT值小于0.8、垂直轴方向的谐振频率下的振动传递率小于2.0。

另外，在本实验中使用的悬架机构1的垂直方向(上下方向)的最大行程量为40mm，振动传递率使用75kg的配重且施加将励振器的振动台的位移全振幅设为与最大行程长的40％相当的16mm的正弦波扫描波形来进行评价。

另外，所使用的励振器是电动型三轴励振器(IMV Corp.制，三轴励振器TAS-1000-5，最大激励行程60mm)，在其振动台上设置支承于悬架机构1的座椅1000而进行。

另外，如图6所示，支承于悬架机构1的座椅1000在座椅坐垫部1100的下部内置有座椅悬架部2000，该座椅悬架部2000的垂直方向的最大行程量为40mm。

另外，作为悬架机构1，准备使第一减震器150(安装角度约10度(准确来说是10.5度))与第二减震器160(安装角度约20度(准确来说是21度))的空走区间的距离不同的以下两种(A类型、B类型)悬架机构1，并在每个悬架机构1设置座椅1000来进行实验。

·(A类型的悬架机构1)

第一减震器150的空走区间的距离：5mm

第二减震器160的空走区间的距离：10mm

·(B类型的悬架机构1)

第一减震器150的空走区间的距离：5mm

第二减震器160的空走区间的距离：15mm

另外，第一减震器150和第二减震器160中任一个都构成为，作为串部152c、162c，使用在聚酰胺(PA6)制、线径470dtex的复丝的线的表面植入聚酰胺(PA6.6)制、线径0.9dtex、长度0.5mm的短纤维而成的串部，并在活塞152、162的外周将第一层相对于轴向向某一方向倾斜约85度紧密卷绕，将第二层以与第一层交叉的方式向相反方向倾斜约85度紧密卷绕。另外，使用刮刀在串部152c、162c附着作为粘性流体的润滑脂，具体而言，商品名为变体润滑脂R2(昭和壳牌石油(株式会社)，增稠剂：锂皂，原油：合成油(JIS K 2283的动粘度(100℃)：19.3，JIS K 2220的稠度236(不混和)、混和(274))。另外，配设毛毡作为低摩擦构件1513、1613。

作为一例，将空走区间的距离为10mm的第二减震器160设置于伺服脉冲发生器((株式会社)岛津制作所)，使活塞162相对于缸体161相对位移，检查振动特性。振动频率设为1Hz、2Hz，以振幅±20mm振动。其结果是，图10的(a)、(b)的示出位移量(横轴)和衰减力(纵轴)的关系的利萨如图形。根据图10的(a)、(b)，在相当于空走区间的“－20mm～－10mm”以及“+10mm～+20mm”的范围内，由于内侧可动筒1612相对于外侧固定筒1611相对移动，因此几乎不产生衰减力。与此相对，可知在上述以外的“－10mm～+10mm”的范围内，规定的衰减力发挥功能。此时，可知在任何频率的情况下，在“－10mm附近”(图10的(a)、(b)的a1、b1的范围)和“+10mm附近”(图10的(a)、(b)的a2、b2的范围)都存在倾斜变化的范围。这表示活塞162捕捉内侧可动筒1612内的动作开始，并在动作开始时，串部162c的张力逐渐变化，起到缓和衰减力的生效开始的冲击的作用。另外，当比较1Hz的a1、a2的范围与2Hz的b1、b2的范围时，2Hz的倾斜角度陡。这表示相对于小的力，串部162c的变形缓慢，但相对于更大的力，其变形急剧且反作用力也变大。

振动实验的结果如下表及图11～图15所示。

[表1]

如上所述，EM6是主要频率处于7.6Hz的高频带的振动，EM8是主要频率处于3.3Hz的低频带的振动，通过用该两个测试波形进行评价，能够确认在幅度宽的频带中的除振性能。如表1表明的那样，不管是使用A、B中哪一种类型的悬架机构1的情况，都满足SEAT值小于0.7、垂直轴方向的谐振频率下的振动传递率小于1.5的EM6的基准，并且也满足SEAT值小于0.8、垂直轴方向的谐振频率下的振动传递率小于2.0的EM8的基准。因此，可知本实施方式的悬架机构1不管是A、B中哪一种类型，都能够在幅度宽的频带中发挥高的除振性能。

若更详细地确认EM6及EM8的SEAT值，则如图11所示，在基于质量的振动抑制作用最小的JM55的情况下，关于中心为高频带的EM6，第二减震器160的空走区间的距离短的A类型呈现较好的结果，关于中心为低频带的EM8，第二减震器160的空走区间的距离长的B类型呈现较好的结果。

在这一方面即使观察每个被实验者的振动传递率也能看到同样的倾向。即，当观察示出使各被实验者就座于座椅1000时的EM6的振动传递率的图12时，A类型的振动传递率处于比B类型低的倾向，另一方面，在示出使各被实验者就座于座椅1000时的EM8的振动传递率的图13中，B类型的振动传递率处于比A类型低的倾向。

图14示出将75kg的橡胶配重载置于座椅1000的座椅坐垫部1100而测定出的振动传递率的实验结果。需要说明的是，输入振动的全振幅如上所述为16mm。A类型和B类型中任一个都满足EM6、EM8双方的基准，在A类型中，谐振频率为1.1Hz，与此相对，在B类型中，谐振频率为3.0Hz。这样，由于A类型与B类型存在特性差，因此优选为，与经由根据路面、使用场所等预想的车身地板的输入振动相对应，选择更适当的悬架机构1。

图15是示出使JM67的被实验者就座而进行的EM7的振动传递率的图。输入频谱等级EM7是以3Hz为中心的随机波，但在A类型的悬架机构1的情况，谐振频率为约1.8Hz，此时的振动传递率为约2.5，在B类型的悬架机构1的情况下，谐振频率为约1.6Hz，此时的振动传递率为约2.0。在EM7的情况下，在低频带中，B类型示出振动传递率较低的倾向，在6Hz以上的高频带中，A类型示出少许振动传递率较低的倾向。另外，对于SEAT值，A类型为0.833，B类型为0.827，均稍微超过了基准。

另一方面，若层叠多个悬架机构1，则成为串联的弹簧机构，且振动传递率比一个悬架机构的情况低。如上所述，本实施方式的悬架机构1即使是单体也满足EM6、EM8的基准。另一方面，关于EM7，虽然高于基准，但即便如此也是极小的。因此，例如如图16所示，若采用层叠有多个悬架机构1的多悬架机构10，则谐振频率的振动传递率变低，能够满足EM7的基准。

图17示出本实施方式的不在悬架机构1安装座椅1000，而在悬架机构1的上部框架120上直接载置75kg的橡胶配重而测定出的振动传递率的实验结果。需要说明的是，输入振动是与上述同样为全振幅16mm的正弦波扫描波形。

另外，作为悬架机构1，除了上述使第二减震器160的空走区间的距离不同的A类型、B类型这两种之外，还对将第一减震器150和第二减震器160中任一个的空走区间的距离设为0mm的悬架机构(C类型)进行了实验。

另外，也对将与上述各减震器150、160结构相同的空走区间的距离为5mm的减震器以安装角度20度仅安装了一根的悬架机构(比较例1)、以及将油压减震器(拉伸侧衰减力为400N、压缩侧衰减力为200N)以安装角度10度仅安装了一根的悬架机构(比较例2)进行了同样的实验。

根据图17，首先，减震器150、160的安装角度不同且使用有两根减震器150、160的A类型、B类型以及C类型的悬架机构1与比较例1、2不同，1Hz的振动传递率小于1。这表示与比较例1、2相比，产生了相位的偏移，由此表示在谐振区域中成为相反相位，谐振区域的振动传递率被抑制得较低。

其结果是，A类型的谐振频率为约1.4Hz，此时的振动传递率为约1.2、B类型的谐振频率为约1.2Hz，此时的振动传递率为约1.0，A类型和B类型中任一个谐振频率都靠近低频，振动传递率低，在2Hz以上的频带中的振动传递率变得极低。

另外，C类型的悬架机构1的谐振频率为约1.8Hz，虽然与A类型及B类型相比靠近高频，但谐振时的振动传递率低至约1.1。但是，由于在超过2Hz的频带中的振动传递率比A类型、B类型高，因此严格满足主要频率为3.3Hz的EM8的基准，更优选使用具有空走区间的减震器的A类型、B类型。

即，在使用具有空走区间的减震器的A类型及B类型的情况下，在空走区间中，减震器本身的弹簧常数不起作用，弹簧机构140(扭力杆141、141及磁弹簧142)的固有振动频率的影响变大，从而靠近低频，由此可知，更优选为不仅使用安装角度不同的两根减震器，而且采用具有空走区间的减震器。

另外，在比较例1的情况下，谐振频率为约1.7，但此时的振动传递率比约1.7和本实施方式的使用两根减震器的悬架机构1(A类型、B类型、C类型)的振动传递率中任一个都高。另一方面，在使用油压减震器的比较例2的情况下，虽然谐振峰低，但即使为2.5Hz以上的频带，振动传递率也不会下降很多。由此确认了本实施方式的悬架机构1在振动传递特性方面良好。

接下来，在将安装角度为10度、20度的各减震器150、160的空走区间的距离进行各种组合而制作成的悬架机构1安装座椅1000，且使体重63kg的被实验者就座而进行振动实验，并确认出空走区间的距离的最佳组合。在表2示出结果。需要说明的是，在纵栏中，从上开始依次用5mm、10mm、15mm、20mm示出安装角度为10度的第一减震器150的空走区间的距离。在横栏中，从左开始依次用5mm、10mm、15mm、20mm示出安装角度为20度的第二减震器160的空走区间的距离。

[表2]

被实验者：JM63

SEAT值：EM6＜0.7 减震测试：EM6＜1.5

EM7＜0.6 EM7，EM8＜2.0

EM8＜0.8

根据表2，在本实验中，也满足EM6、EM8的各SEAT值及振动传递率的基准的悬架机构仅有“第一减震器150的空走区间的距离为5mm，第二减震器160的空走区间的距离为10mm”的上述A类型的悬架机构1、以及“第一减震器150的空走区间的距离为5mm，第二减震器160的空走区间的距离为15mm”的上述B类型的悬架机构1，证实了空走区间最佳即为这些距离的组合。

另外，在图18示出在具有表2的各种组合的减震器150、160的悬架机构1安装的座椅1000载置75kg的橡胶配重，并使用全振幅16mm的正弦波扫描波形而进行的振动测试的结果。

在该结果中也可知，使用“第一减震器150的空走区间的距离为5mm，第二减震器160的空走区间的距离为10mm”的上述A类型的悬架机构1、以及“第一减震器150的空走区间的距离为5mm，第二减震器160的空走区间的距离为15mm”的上述B类型的悬架机构1的机构在谐振区域中的振动传递率低，振动特性最优良。

接下来，制作在设定为“第一减震器150的空走区间的距离为5mm，第二减震器160的空走区间的距离为15mm”的方面与上述B类型的悬架机构1相同，但在以下方面具有不同结构的悬架机构1A(参照图19)，并评价其特性。即，本实施方式的悬架机构1A首先采用第一减震器150及第二减震器160的各串部152c、162c与上述实施方式不同的结构，并增大了阻力。具体而言，各串部152c、162c与上述的实施方式同样卷绕有相同的线，但在本实施方式中，以使相邻的部位彼此更紧密接触而成为高密度的方式进行卷绕。接下来，如图20所示，在内侧可动筒1512、1612与外侧固定筒1511、1611之间装填的低摩擦构件1513、1613为金属制的球。需要说明的是，图20示出空走区间为5mm的第一减震器150，但第二减震器160也是同样的结构。另外，如图19所示，各减震器150、160的安装角度与上述实施方式相同，第一减震器150的安装角度为10度(准确来说是10.5度)，第二减震器160的安装角度为20度(准确来说是21度)。另外，上下的总行程为40mm。其他结构也与上述B类型的悬架机构1相同。

(减震器的衰减特性)

在图21中示出本实施方式所使用的空走区间为5mm的第一减震器150、空走区间为15mm的第二减震器160的利萨如图形。在位移量为0mm时，以速度为0.2m/s的正弦波进行计测。从第一减震器150和第二减震器160的行程速度为0m/s的状态，在拉伸方向或压缩方向上产生5mm或15mm的空走区间(图中显示为“Free play”)。若超过空走区间，则衰减力缓慢上升，产生约300N的衰减力。因此，本实施方式的第一减震器150和第二减震器160中任一个的衰减力都比上述实施方式大。通过安装角度为10度的第一减震器150来减轻触底，并用安装角度为20度的第二减震器160来控制谐振区域的相位。

(载荷—挠曲特性)

图22的(a)是本实施方式的悬架机构1A的载荷—挠曲特性。与上述实施方式同样，通过扭力杆141的高的弹簧常数与磁弹簧142的负的弹簧常数的组合来形成约15mm的死区区域。该死区区域的弹簧常数为8506～9305N/m，磁滞损耗为112～161N。负荷质量越小则磁滞损耗越重要，在该例中，在负荷质量最小的50kg的情况下，磁滞损耗为112N。

需要说明的是，作为用于在上述EM6、EM8、EM9的SEAT值及减震测试中合格的谐振特性，根据本发明者的实验，需要谐振峰的增益为1.2±0.2、谐振频率为1.4Hz以下、在2.0Hz附近增益低于1.0、3.0～7.0Hz的增益小于0.8、以及7.0Hz以下的增益小于0.7，但为了满足这些特性，作为载荷—挠曲特性中的磁滞损耗，100N为最佳值。相对于该100N，上述112N在充分允许范围内。

作为比较，在图22的(b)中示出利用X连杆机构上下移动，在上下构件之间配设柔软的金属弹簧和油压减震器而成的上下行程为60mm的现有公知的标准类型的悬架机构(比较例)的载荷—挠曲特性。如该图表明的那样，弹簧特性是线性且没有死区区域，并利用减震器的衰减力和60mm长的行程而使振动衰减的特性，平衡点的弹簧常数为19214～24737N/m，磁滞损耗为159～250N。

(振动实验)

为了确认悬架机构1A的谐振点周围的振动吸收性能，进行基于ISO7096：2000的规格的振动评价测试。振动评价测试的激励波是正弦波扫描波形(0.5～4.0Hz)，输入振幅设为相当于悬架机构1A的总行程量40mm的40％的位移振幅±8.0mm。在悬架机构1A代替座椅而组装平台，并在平台上设置金属制的75kg的锤，也进行SEAT值的评价。

激励波形为EM6、EM8、EM9，SEAT值的评价通过3名的被实验者(被实验者A：身长171cm、体重63kg，被实验者B：身长173cm、体重55kg，被实验者C：身长179cm、体重99kg)进行。需要说明的是，将平台的质量+8kg换算为座椅重量而进行了被实验者的选定。用于振动评价测试的励振器是Delta Touring公司制六轴励振器，在SEAT值的计测中使用IMV公司制三轴励振器。另外，为了比较，对具备图22的(b)的载荷—挠曲特性的标准类型的悬架机构(比较例)也同样地进行振动评价测试。

图23示出本实施方式的悬架机构1A及标准类型的悬架机构(比较例)在无座椅的状态下的振动传递率。标准类型的悬架机构(比较例)的谐振频率为2.2Hz，谐振峰的增益为1.2，直到3.9Hz为止增益都超过1.0。这是由于标准类型的悬架机构(比较例)的摩擦力大，因此显现出像刚体那样的特性。另一方面，对于本实施方式的悬架机构1A，谐振频率为1.3Hz，谐振峰的增益为1.0，1.8Hz的增益低于0.5。另外，增益在0～1.3Hz之间低于1.0。该现象是通过使用存在具有空走区间的特性差的两根减震器150、160、和悬架机构1A具有死区区域的相乘作用，从而即使在低输入加速度下也会在到达谐振点之前使得除振功能起作用而形成的。可以说悬架机构1A在从低输入加速度到高输入加速度的整个区域的范围内发挥除振功能，并在被动状态下进行了如主动控制那样的振动控制。

表3示出在本实施方式的悬架机构1A和现有公知的标准类型的悬架机构(比较例)设置座椅而评价出的与被实验者A的EM6、EM8相关的SEAT值。

[表3]

根据表3可知，在本实施方式的悬架机构1A中，相关于EM6和EM8中任一个都满足SEAT值的基准。

表4示出在本实施方式的悬架机构1A设置座椅而评价出的与被实验者B、C的EM6、EM8及EM9相关的评价。

[表4]

根据表4可知，对于任一个被实验者，SEAT值都满足基准且振动传递率也满足基准。

因此，根据本实施方式的悬架机构1A，能够通过一个机构使得EM6、EM8及EM9中任一个都满足基准。

另外，在上述实施方式中，第一及第二减震器150、160中任一个都设置在将大致方形框状的上部框架120的上表面覆盖的上部板120a的范围内，但这样的布局只不过是一例，例如，也可以如图24所示的悬架机构1B那样构成为，在下部框架110的前方设置向侧方突出的下部突出框架部1101，且在后部框架120的后部也设置向相同侧方突出的上部突出框架部1201，并在该下部突出框架部1101与上部突出框架部1201之间架设第一减震器150。这些结构通过考虑配置空间等而适当地决定，当然也可以代替第一减震器150或者与第一减震器150一起将第二减震器160配设于向相反侧的侧方突出的位置。

另外，用作第一及第二减震器150、160的具有空走区间的减震器并不限于上述，能够用于各种控制对象动作时的能量的吸收。例如，也能够配设于机动车的后舱口、门等开闭机构等，用于在开闭动作范围中，仅在规定的范围使衰减力起作用。

附图标记说明：

1、1A、1B 悬架机构

10 多悬架机构

110 下部框架

120 上部框架

130 连杆机构

131 前部连杆

132 后部连杆

140 弹簧机构

141 扭力杆

142 磁弹簧

150 第一减震器

160 第二减震器。

Claims (13)

1.一种悬架机构，其是配置于车身结构与座椅之间的悬架机构，

所述悬架机构的特征在于，

所述悬架机构具备：

连杆机构，其将安装于所述座椅侧的上部框架支承为能够相对于安装于所述车身结构侧的下部框架上下移动；

弹簧机构，其相对于所述下部框架弹性地对所述上部框架施力；以及

减震器，其发挥吸收所述上部框架相对于所述下部框架上下移动时的能量的衰减力，

所述减震器为伸缩式的，并具备缸体、以及随着所述上部框架相对于所述下部框架的上下移动而在所述缸体内相对移动的活塞，

所述减震器在所述上部框架与所述下部框架之间以不同的安装角度并列地架设有多个。

2.根据权利要求1所述的悬架机构，其特征在于，

在多个所述减震器中的至少一个减震器中，与包含所述上部框架相对于所述下部框架上下移动时的平衡点的规定的上下移动范围对应的所述活塞在所述缸体内的移动区间成为不作用所述衰减力的空走区间。

3.根据权利要求2所述的悬架机构，其特征在于，

所述空走区间设定于多个所述减震器，并且至少两个所述减震器中的所述空走区间的距离不同。

4.根据权利要求3所述的悬架机构，其特征在于，

所述缸体具有与所述上部框架和所述下部框架中的一方连结的外侧固定筒以及能够移动地设置于所述外侧固定筒内的内侧可动筒，

所述活塞配设在所述内侧可动筒内，并且由与所述上部框架和所述下部框架中的另一方连结的活塞杆支承，

在所述活塞的外周面卷绕有在与所述内侧可动筒之间发挥摩擦衰减力的线状构件，并且在所述线状构件附着有粘性流体，

所述线状构件具有由于所述活塞在所述缸体内的相对移动而使得张力变化，由此使得所述线状构件与所述外壳之间的摩擦衰减力和所述粘性流体的粘性衰减力变化的功能，

在所述内侧可动筒不在所述外侧固定筒内相对移动且所述活塞在所述内侧可动筒内相对移动时发挥所述衰减力。

5.根据权利要求1至4中任一项所述的悬架机构，其特征在于，

作为所述上部框架相对于所述下部框架上下移动时的载荷、挠曲特性，所述弹簧机构具有在包含所述平衡点的规定的上下移动范围内载荷值的变化量成为规定以下的恒定载荷的特性。

6.根据权利要求5所述的悬架机构，其特征在于，

所述弹簧机构具有：

线性弹簧，其示出线性特性；以及

磁弹簧，其具备固定磁铁以及随着所述上部框架相对于所述下部框架上下移动而与所述固定磁铁的相对位置发生位移的可动磁铁，所述磁弹簧示出根据所述固定磁铁与所述可动磁铁的相对位置而使得弹簧常数变化的非线性特性，

所述弹簧机构构成为，所述线性弹簧与所述磁弹簧合并而成的载荷、挠曲特性具备在与包含所述上部框架的所述平衡点的规定的上下移动范围对应的位移范围内成为所述恒定载荷的特性。

7.根据权利要求5或6所述的悬架机构，其特征在于，

所述上部框架和所述下部框架在上下移动方向的行程末端相互接近的部位中的至少一方设置有低回弹材料。

8.根据权利要求1至7中任一项所述的悬架机构，其特征在于，

在所述缸体与所述活塞之间的相对移动方向的行程末端设置有低回弹材料。

9.一种多悬架机构，其特征在于，

所述多悬架机构具有：

权利要求1至8中任一项所述的悬架机构；以及

其他悬架机构，其层叠于所述悬架机构。

10.根据权利要求9所述的多悬架机构，其特征在于，

所述其他悬架机构是权利要求1至8中任一项所述的悬架机构。

11.一种减震器，其是具备缸体和在所述缸体相对运动的活塞的伸缩式减震器，

所述减震器的特征在于，

所述缸体具有与控制对象的一方连结的外侧固定筒以及能够移动地设置于所述外侧固定筒内的内侧可动筒，

所述活塞配设于所述内侧可动筒内，并且由与所述控制对象的另一方连结的活塞杆支承，

在所述活塞的外周面卷绕有在与所述内侧可动筒之间发挥摩擦衰减力的线状构件，并且在所述线状构件附着有粘性流体，

所述线状构件具有张力根据所述相对运动而变化，由此使得所述线状构件与所述外壳之间的摩擦衰减力和所述粘性流体的粘性衰减力变化的功能，

在所述内侧可动筒不在所述外侧固定筒内相对移动且所述活塞在所述内侧可动筒内相对移动的情况下发挥规定的衰减力。

12.根据权利要求11所述的减震器，其特征在于，

所述内侧可动筒的轴向长度比所述活塞长，

所述内侧可动筒与所述活塞一起在所述外侧固定筒内相对移动，直到所述内侧可动筒的各端部与所述外侧固定筒一端侧的限位器部及另一端侧的限位器部中的任一方抵接为止，在与所述限位器部中的任一方抵接后，当所述活塞在所述内侧可动筒内相对移动时，作用所述规定的衰减力。

13.根据权利要求12所述的减震器，其特征在于，

在所述缸体与所述活塞之间的相对移动方向的行程末端设置有低回弹材料。

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