特開 2024-173526 シートサスペンション機構

(19)【発行国】日本国特許庁(JP)

(12)【公報種別】公開特許公報(A)

(11)【公開番号】P2024173526

(43)【公開日】2024-12-12

(54)【発明の名称】シートサスペンション機構

(51)【国際特許分類】

   B60N 2/54 20060101AFI20241205BHJP

【ＦＩ】

B60N2/54

【審査請求】未請求

【請求項の数】4

【出願形態】ＯＬ

(21)【出願番号】P 2023092003

(22)【出願日】2023-06-02

(71)【出願人】

【識別番号】594176202

【氏名又は名称】株式会社デルタツーリング

(74)【代理人】

【識別番号】100101742

【弁理士】

【氏名又は名称】麦島 隆

(72)【発明者】

【氏名】元家 達也

(72)【発明者】

【氏名】増野 将大

(72)【発明者】

【氏名】巻田 聡一

(72)【発明者】

【氏名】杉本 栄治

(72)【発明者】

【氏名】小倉 由美

(72)【発明者】

【氏名】藤田 悦則

【テーマコード（参考）】

3B087

【Ｆターム（参考）】

3B087DB03

3B087DB04

3B087DD02

3B087DD13

3B087DD17

3B087DD19

(57)【要約】

【課題】振動吸収特性、衝撃吸収特性を向上させる。
【解決手段】本発明のシートサスペンション機構１は、ベースフレーム１０及びシート側フレーム２０に対するリンク機構４０の回転軸が全てトーションバー６１～６４であるため、摺動抵抗型ダンパー３８，３９を備えることによってシートサスペンション機構１全体のフリクションを高くしても、上下方向の振動入力の励振力をトリガーとして、トーションバー６１～６４のばね力及び磁気ばね５２０のばね力との組み合わせで動摩擦係数が適用できる振動環境を生じさせることができる。同時に本発明では、シートサスペンション機構１全体のフリクションを所定以上とする摺動抵抗型ダンパー３８，３９を採用しているため、土工機械分野の規格で要求される低周波域・大変位振幅の衝撃性振動を効果的に吸収し、底付きや天付きを抑制する。
【選択図】 図１

【特許請求の範囲】

【請求項1】

車体構造とシートとの間に配置されるシートサスペンション機構であって、
前記車体構造側に配置されるベースフレームと、
前記シート側に配置されるシート側フレームと、
前記ベースフレーム及び前記シート側フレーム間に配置される中間フレームと、
前記ベースフレーム及び前記シート側フレームの上下方向への相対変位に伴って前記中間フレームを前後方向に変位させつつ、前記シート側フレームを前記ベースフレームに対して上下方向に並進運動可能に支持するリンク機構と
を有し、
前記リンク機構が、前側に配置される前側リンク機構と後側に配置される後側リンク機構とを有して構成され、
前記前側リンク機構及び前記後側リンク機構は、それぞれ、
一端が前記中間フレームに軸支されていると共に、他端が前記ベースフレームに軸支される下側リンクと、
一端が前記中間フレームに軸支されると共に、他端が前記シート側フレームに軸支される上側リンクと
を有し、
前記前側リンク機構及び前記後側リンク機構における前記各下側リンクの他端を前記ベースフレームに軸支する回転軸がいずれもトーションバーであり、
前記前側リンク機構及び前記後側リンク機構における前記各上側リンクの他端を前記シート側フレームに軸支する回転軸がいずれもトーションバーであり、
かつ、
所定の変位範囲で負のばね特性が機能する磁気ばねと、
前記中間フレームの前後方向に対して、所定の摺動抵抗を発揮する摺動抵抗型ダンパーと
を有するシートサスペンション機構。

【請求項2】

前記摺動抵抗型ダンパーは、前記中間フレームに前後方向に沿って配置される固定レールと、前記固定レールに対して摺動する摺動体とを備え、前記摺動対が前記固定レールに対して摺動する際の抵抗力を利用するダンパーである
請求項１記載のシートサスペンション機構。

【請求項3】

前記中間フレームの構造材としてのサイドフレームが、前記固定レールとして用いられている
請求項２記載のシートサスペンション機構。

【請求項4】

前記ベースフレームに軸支されるトーションバーのねじり角及び前記シート側フレームに軸支されるトーションバーのねじり角を調整するための調整機構がそれぞれ設けられている
請求項１記載のシートサスペンション機構。

【発明の詳細な説明】

【技術分野】

【0001】

本発明は、乗物のシートの支持に用いられるシートサスペンション機構に関する。

【背景技術】

【0002】

特許文献１，２には、ベースフレームに対して上下動可能に設けられるシート側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機構が開示されている。このシートサスペンション機構は、荷重－変位特性において、変位量の増加に伴って荷重（復元力）が増加する「正のばね特性（その時のばね定数を「正のばね定数」という）」を有するトーションバーと、荷重－変位特性において、トーションバーと同様の正のばね特性を示すだけでなく、所定の変位範囲において、変位量の増加に拘わらず荷重（復元力）が減少するすなわち逆方向に復元力が作用する「負のばね特性（その時のばね定数を「負のばね定数」という）」を示す磁気ばねとを併用し、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ほぼ一定となる定荷重の特性、すなわち、その変位範囲におけるばね定数が略ゼロとなる特性を有している。

【0003】

特許文献１，２のシートサスペンション機構は、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シート側フレーム及びベース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。

【0004】

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への対策を重視する必要がある。この点に鑑み、特許文献３では、ばね－ダンパー付きサスペンション部を複数積層された構造のシートサスペンション機構を提案している。しかし、特許文献３のシートサスペンション機構は、各層において、ばね機構とダンパー機構を備えている。そのため、高い振動吸収特性及び衝撃吸収特性を発揮できるという特徴を有しているが、構造が複雑で、重量が嵩み、軽量化の点で改良の余地がある。

【0005】

そこで、本発明者らは、特許文献４として、トーションバー、磁気ばねに加え、フリープレイ領域を有する２本のダンパーをベースフレーム及びシート側フレーム間に取り付け角度を異ならせて取り付けることにより、４０ｍｍのストロークでありながら土工機械用の振動吸収、衝撃吸収の要件を満たすシートサスペンション機構を提案している。

【先行技術文献】

【特許文献】

【0006】

【特許文献1】特開２０１０－１７９７１９号公報

【特許文献2】特開２０１０－１７９７２０号公報

【特許文献3】特開２０１９－４８４８９号公報

【特許文献4】特開２０１９－２０２７４９号公報

【発明の概要】

【発明が解決しようとする課題】

【0007】

上記のシートサスペンション機構は、いずれもベースフレーム及びシート側フレーム間に配設されるリンク機構により、４節回転連鎖機構として、並進運動と回転自由度を持つように筐体が設計されている。入力振動に対するシート側フレームの相対的な変位量が小さい場合には線形振動とみなすことができるが、変位量が大きくなると、リンク機構の回転運動が並進運動に干渉し、それに起因する振動が発生するという問題がある。

【0008】

また、特許文献３に開示のシートサスペンション機構は、上記のように、土工機械分野の規格（ＩＳＯ７０９６：２０２０）で評価される振動吸収特性及び衝撃吸収特性を満足できるものであったが、構造が複雑で、重量が嵩み、軽量化の点で改良の余地があり、その改良として提案された特許文献４のシートサスペンション機構も、２本のダンパーの取り付け角度の調整が十分でない場合には底付きや天付きを発生する低周波域・大変位振幅の衝撃性振動の軽減に対して十分な効果を発揮できない場合があった。

【0009】

本発明は、上記に鑑みなされたものであり、リンク機構における回転運動が並進運動に干渉することにより生じる振動を抑制できると共に、高周波域の微小振動から所定以上の振幅を伴う低周波域の衝撃性振動まで対応でき、特に土工機械に求められる振動吸収及び衝撃吸収の要件を満足することができるシートサスペンション機構を提供することを課題とする。

【課題を解決するための手段】

【0010】

上記課題を解決するため、本発明のシート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シートサスペンション機構であって、
前記車体構造側に配置されるベースフレームと、
前記シート側に配置されるシート側フレームと、
前記ベースフレーム及び前記シート側フレーム間に配置される中間フレームと、
前記ベースフレーム及び前記シート側フレームの上下方向への相対変位に伴って前記中間フレームを前後方向に変位させつつ、前記シート側フレームを前記ベースフレームに対して上下方向に並進運動可能に支持するリンク機構と
を有し、
前記リンク機構が、前側に配置される前側リンク機構と後側に配置される後側リンク機構とを有して構成され、
前記前側リンク機構及び前記後側リンク機構は、それぞれ、
一端が前記中間フレームに軸支されていると共に、他端が前記ベースフレームに軸支される下側リンクと、
一端が前記中間フレームに軸支されると共に、他端が前記シート側フレームに軸支される上側リンクと
を有し、
前記前側リンク機構及び前記後側リンク機構における前記各下側リンクの他端を前記ベースフレームに軸支する回転軸がいずれもトーションバーであり、
前記前側リンク機構及び前記後側リンク機構における前記各上側リンクの他端を前記シート側フレームに軸支する回転軸がいずれもトーションバーであり、
かつ、
所定の変位範囲で負のばね特性が機能する磁気ばねと、
前記中間フレームの前後方向に対して、所定の摺動抵抗を発揮する摺動抵抗型ダンパーと
を有する。

【0011】

前記摺動抵抗型ダンパーは、前記中間フレームに前後方向に沿って配置される固定レールと、前記固定レールに対して摺動する摺動体とを備え、前記摺動対が前記固定レールに対して摺動する際の抵抗力を利用するダンパーであることが好ましい。
前記中間フレームの構造材としてのサイドフレームが、前記固定レールとして用いられていることが好ましい。

【0012】

前記ベースフレームに軸支されるトーションバーのねじり角及び前記シート側フレームに軸支されるトーションバーのねじり角を調整するための調整機構がそれぞれ設けられていることが好ましい。

【発明の効果】

【0013】

本発明のシートサスペンション機構は、前側リンク機構及び後側リンク機構の各下側リンクとベースフレームとを連結する回転軸、並びに、前側リンク機構及び後側リンク機構の各上側リンクとシート側フレームとを連結する回転軸のいずれもがトーションバーから構成されている。そして、この正のばね特性を有するトーションバーに負のばね特性を有する磁気ばねを組み合わせた構成とすることで、所定の変位領域（着座状態での平衡点を中心とした範囲）におけるシートサスペンション機構全体のばね定数をゼロ付近に調整している。リンク機構のうちベースフレーム及びシート側フレームに連結される全ての回転軸がトーションバーから構成されるため、この平衡点付近では、高周波域の微小振動に対して感度よく反応し、振動を吸収することができる。

【0014】

一方、平衡点付近を脱するような変位範囲となる低周波域・大変位振幅の入力振動に対応するには、ダンパーによる減衰力を高くする必要があるが、その場合には、高周波域の微小振動への感度が低下するのが通常である。しかし、本発明では、リンク機構とシート側フレーム及びベースフレームとの回転軸が全てトーションバーから構成されるため、減衰力の高い摺動抵抗型ダンパーを採用してシートサスペンション機構全体のフリクションを高くしても、入力振動の励振力をトリガーとしてトーションバーのばね力と磁気ばねのばね力が作用することにより、動摩擦係数が適用できる振動環境が作られ、振動の吸収性能を高く保つことができる。同時に本発明では、シートサスペンション機構全体のフリクションを所定以上とする摺動抵抗型ダンパーを採用しているため、土工機械分野の規格で要求される低周波域・大変位振幅の衝撃性振動を効果的に吸収し、底付きや天付きを抑制する。

【0015】

また、シート側フレーム及びベースフレーム間に中間フレームを介在させてリンク機構によりシート側フレーム及びベースフレームを並進運動可能に支持すると共に、リンク機構の回転運動を、中間フレームを含む質量体の略水平方向の運動にも変換させている。これにより、リンク機構の回転運動がシート側フレームのベースフレームに対する並進運動に干渉することがなく、振動吸収特性、衝撃吸収特性を向上させる。

【図面の簡単な説明】

【0016】

【図1】図１（ａ）、本発明の一の実施形態に係るシートサスペンション機構を示す斜視図であり、図１（ｂ）は、第４パイプ、ダンパー用リンク及び磁気ばね用リンクの構造を説明するための斜視図であり、図１（ｃ）は、第２パイプ及びダンパー用リンクの構造を説明するための斜視図である。

【図2】図２は、図１（ａ）のシートサスペンション機構の平面図である。

【図3】図３（ａ）は、図１（ａ）のシートサスペンション機構の側面図であり、図３（ｂ）は、ベースフレーム、中間フレーム及びシート側フレームの位置関係と、前側リンク機構、後側リンク機構、前側に配置されるダンパー用リンク、後側に配置されるダンパー用リンクの位置関係を示した図である。

【図4】図４（ａ）は、図２のＡ－Ａ線断面図であり、図４（ｂ）は、図２のＢ－Ｂ線断面図である。

【図5】図５は、図２のＣ－Ｃ線に沿った切断部端面図である。

【図6】図６（ａ）は、図３（ａ）のＤ－Ｄ線に沿った切断部端面図であり、図６（ｂ）は、図３（ａ）のＥ－Ｅ線に沿った切断部端面図である。

【図7】図７は、最上端、中立位置及び最下端におけるベースフレーム、シート側フレーム、中間フレーム及びリンク機構の動きを説明するための図である。

【図8】図８は、中間フレーム及びリンク機構の運動軌跡を示した図である。

【図9】図９（ａ）～（ｃ）は、磁気ばね及びリンク機構の最上端、中立位置及び最下端における動きを説明するための図であり、図９（ｄ）～（ｆ）は、外側磁石と内側磁石の位置関係を説明するための図であり、図９（ｄ）は図９（ａ）のＡ部拡大図、図９（ｅ）は図９（ｂ）のＢ部拡大図、図９（ｆ）は図９（ｃ）のＣ部拡大図である。

【図10】図１０は、実験例で使用した本実施形態のシートサスペンション機構であるサスペンションユニットＢと、比較例のサスペンションユニットＡの静荷重特性を示したグラフである。

【図11】図１１は、両振幅変位２４ｍｍｐ－ｐで励振した振動実験における本実施形態のサスペンションユニットＢと、比較例のサスペンションユニットＡの振動伝達率を示したグラフである。

【図12】図１２は、両振幅変位１６ｍｍｐ－ｐで励振した振動実験における本実施形態のサスペンションユニットＢと、比較例のサスペンションユニットＡの振動伝達率を示したグラフである。

【図13】図１３は、４本のトーションバーと筐体によるサスペンションユニットＢの荷重－変位特性を示したグラフである。

【図14】図１４は、磁気ばねと筐体によるサスペンションユニットＢの荷重－変位特性を示したグラフである。

【図15】図１５は、振動・衝撃性振動の振動実験の解析結果を示したグラフである。

【発明を実施するための形態】

【0017】

以下、図面に示した実施形態に基づき、本発明をさらに詳細に説明する。図１～図６は、本実施形態に係るシートサスペンション機構１の構成を示した図である。このシートサスペンション機構１は、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を支持するが、振幅の大きな衝撃性振動が入力される機会の多い土工機械の運転席のシート用として適している。図１に示したように、シートサスペンション機構１は、車体構造側（フロア側）に支持されるベースフレーム１０と、シート側に取り付けられ、ベースフレーム１０の上方に配置されるシート側フレーム２０と、ベースフレーム１０及びシート側フレーム２０間に配置される中間フレーム３０とを有して構成される。

【0018】

ベースフレーム１０は、平面視で略方形に形成され、前後に所定間隔をおいて配置された前部フレーム１１及び後部フレーム１２の一端同士及び他端同士をそれぞれ結び前後方向に延びる一対のサイドフレーム１３，１３を有している。シート側フレーム２０もベースフレーム１０と同様であり、平面視で略方形に形成され、前部フレーム２１、後部フレーム２２、左右一対のサイドフレーム２３，２３を有している。中間フレーム３０もベースフレーム１０及びシート側フレーム２０と同様であり、平面視で略方形に形成され、前部フレーム３１、後部フレーム３２、左右一対のサイドフレーム３３，３３を有している。

【0019】

車体構造側から上方に向かって順に、ベースフレーム１０、中間フレーム３０及びシート側フレーム２０と配置されるが、これらはリンク機構４０により連係されている。リンク機構４０は、前部フレーム１１，２１，３１寄りに設けられ、左右一対配設される前側リンク機構４１と、後部フレーム１２，２２，３２寄りに設けられ、左右一対配設される後側リンク機構４２とを有している。

【0020】

前側リンク機構４１は、下側リンク４１１及び上側リンク４１２を有して構成される。下側リンク４１１は、一端４１１ａが中間フレーム３０に軸支され、他端４１１ｂがベースフレーム１０に軸支される（図３（ｂ）参照）。下側リンク４１１は、２枚のリンク板４１１１，４１１１を備えている（図２参照）。

【0021】

ここで、各サイドフレーム１３，２３，３３は、左右のそれぞれにおいて、所定間隔をおいて平行に配置された外側サイドフレーム１３１，２３１，３３１と内側サイドフレーム１３２，２３２，３３２を備えている（図６（ａ），（ｂ）参照）。中間フレーム３０の外側サイドフレーム３３１と内側サイドフレーム３３２との間に軸部材３３３が掛け渡されており、下側リンク４１１の一端４１１ａ（２枚のリンク板４１１１，４１１１の各一端）が、それぞれ外側サイドフレーム３３１寄り及び内側サイドフレーム３３２寄りに位置するように、軸部材３３３に軸支される。

【0022】

下側リンク４１１の他端４１１ｂ（２枚のリンク板４１１１，４１１１の各他端）は、それぞれ、ベースフレーム１０に軸支される。この時、図３（ｂ）に示したように、側面視で、下側リンク４１１の他端４１１ｂ（２枚のリンク板４１１１，４１１１の各他端）が、下側リンク４１１の一端４１１ａ（２枚のリンク板４１１１，４１１１の各一端）よりも前方に位置するように係合される。

【0023】

前側リンク機構４１の上側リンク４１２は、一端４１２ａが中間フレーム３０に軸支され、他端４１２ｂがシート側フレーム２０に軸支される。上側リンク４１２は、下側リンク４１１と同様に、それぞれ外側サイドフレーム３３１寄り及び内側サイドフレーム３３２寄りに位置する２枚のリンク板４１２１，４１２１を備え、その一端４１２ａ（２枚のリンク板４１２１，４１２１の各一端）が、下側リンク４１１の一端４１１ａと共に、軸部材３３３に軸支される。

【0024】

上側リンク４１２の他端４１２ｂ（２枚のリンク板４１２１，４１２１の各他端）は、それぞれ、シート側フレーム２０に軸支されるが、図３（ｂ）に示したように、側面視で、上側リンク４１２の他端４１２ｂ（２枚のリンク板４１２１，４１２１の各他端）が、上側リンク４１２の一端４１２ａ（２枚のリンク板４１２１，４１２１の各一端）よりも前方に位置するように係合される。

【0025】

下側リンク４１１の他端４１１ｂ（２枚のリンク板４１１１，４１１１の各他端）のベースフレーム１０への軸支位置と、上側リンク４１２の他端４１２ｂ（２枚のリンク板４１２１，４１２１の各他端）の軸支位置とは、上下方向に延びる同一直線上に設定される（図３（ｂ）、図７及び図８参照）。よって、下側リンク４１１及び上側リンク４１２は、各一端４１１ａ，４１２ａが軸支される軸部材３３３を中心とし、軸部材３３３よりも側面視で前方に位置する、下側リンク４１１及び上側リンク４１２の各他端４１１ｂ，４１２ｂを開き側端部とするＶ字状に配置される。

【0026】

後側リンク機構４２は、下側リンク４２１及び上側リンク４２２を有して構成される。下側リンク４２１は、一端４２１ａが中間フレーム３０に軸支され、他端４２１ｂがベースフレーム１０に軸支される。下側リンク４２１は、２枚のリンク板４２１１，４２１１を備えており、下側リンク４２１の一端４２１ａ（２枚のリンク板４２１１，４２１１の各一端）が、それぞれ外側サイドフレーム３３１寄り及び内側サイドフレーム３３２寄りに位置するように、軸部材３３４に軸支される。

【0027】

下側リンク４２１の他端４２１ｂ（２枚のリンク板４２１１，４２１１の各他端）は、それぞれ、ベースフレーム１０に軸支される。この時、図３（ｂ）に示したように、側面視で、下側リンク４２１の他端４２１ｂ（２枚のリンク板４２１１，４２１１の各他端）が、下側リンク４２１の一端４２１ａ（２枚のリンク板４２１１，４２１１の各一端）よりも前方に位置するように係合される。
後側リンク機構４２の上側リンク４２２は、一端４２２ａが中間フレーム３０に軸支され、他端４２２ｂがシート側フレーム２０に軸支される。上側リンク４２２は、下側リンク４２１と同様に、それぞれ外側サイドフレーム３３１寄り及び内側サイドフレーム３３２寄りに位置する２枚のリンク板４２２１，４２２１を備え、その一端４２２ａ（２枚のリンク板４２２１，４２２１の各一端）が、下側リンク４２１の一端４２１ａと共に、軸部材３３４に軸支される。

【0028】

上側リンク４２２の他端４２２ｂ（２枚のリンク板４２２１，４２２１の各他端）は、それぞれ、シート側フレーム２０に軸支されるが、図３（ｂ）に示したように、側面視で、上側リンク４２２の他端４２２ｂ（２枚のリンク板４２２１，４２２１の各他端）が、上側リンク４２２の一端４２２ａ（２枚のリンク板４２２１，４２２１の各一端）よりも前方に位置するように係合される。

【0029】

なお、下側リンク４２１の他端４２１ｂ（２枚のリンク板４２１１，４２１１の各他端）のベースフレーム１０への軸支位置と、上側リンク４２２の他端４２２ｂ（２枚のリンク板４２２１，４２２１の各他端）の軸支位置とは、上下方向に延びる同一直線上に設定される（図３（ｂ）、図７及び図８参照）。よって、下側リンク４２１及び上側リンク４２２は、各一端４２１ａ，４２２ａが軸支される軸部材３３４を中心とし、軸部材３３４よりも側面視で前方に位置する、下側リンク４２１及び上側リンク４２２の各他端４２１ｂ，４２２ｂを開き側端部とするＶ字状に配置される。

【0030】

前側リンク機構４１及び後側リンク機構４２は、上記のように構成され、いずれも、後方寄りに配置される軸部材３３３，３３４を中心として、前方寄りに配置される、前側リンク機構４１の下側リンク４１１及び上側リンク４１２の各他端４１１ｂ，４１２ｂ、並びに、後側リンク機構４２の下側リンク４２１及び上側リンク４２２の各他端４２１ｂ，４２２ｂが、それぞれ上下方向に同一直線上に設定されている。よって、シート側フレーム２０がベースフレーム１０に対して相対変位に伴って前側リンク機構４１及び後側リンク機構４２が回転運動を行う際、図７及び図８に示すように、前側リンク機構４１の各他端４１１ｂ，４１２ｂ、並びに、後側リンク機構４２の各他端４２１ｂ，４２２ｂは、上下方向に一直線上に変位する運動軌跡となる。これにより、シート側フレーム２０は、ベースフレーム１０に対して垂直方向に並進運動する。

【0031】

前側リンク機構４１及び後側リンク機構４２の同じ方向への回転運動に対し、前側リンク機構４１の各他端４１１ｂ，４１２ｂ、並びに、後側リンク機構４２の各他端４２１ｂ，４１２ｂの運動軌跡が上下方向に一直線上であるため、中間フレーム３０に軸支されている、前側リンク機構４１の各一端４１１ａ，４１２ａ、並びに、後側リンク機構４２の各一端４２１ａ，４２２ａは、図８に示すように、略水平方向に円弧を描く軌道で変位する。具体的には、中間フレーム３０が中立位置より下方に変位すると斜め下後方に円弧状に変位し、上方に変位すると斜め上前方に円弧状に変位する。

【0032】

本実施形態によれば、図７及び図８の運動軌跡に示したように、シート側フレーム２０は、ベースフレーム１０に対して垂直方向に並進運動するため、後述のトーションバー６１～６４により付勢される前側リンク機構４１及び後側リンク機構４２の回転力が、中間フレーム３０を含む質量体の略水平方向に円弧を描くような運動に変換される。これにより、リンク機構４０の回転運動がシート側フレーム２０のベースフレーム１０に対する並進運動に干渉することがなく、振動吸収特性、衝撃吸収特性を向上させることができる。

【0033】

ここで、図１、図３、図４及び図５に示したように、左右一対配設される前側リンク機構４１，４１の左右の下側リンク４１１，４１１の各他端４１１ｂ，４１１ｂ間には、第１トーションバー６１が掛け渡されており、左右の上側リンク４１２，４１２の各他端４１２ｂ，４１２ｂ間には、第２トーションバー６２が掛け渡されている。第１トーションバー６１及び第２トーションバー６２は、下側リンク４１１，４１１及び上側リンク４１２，４１２の回転運動によってそれぞれねじられ、所定の弾性力を発揮する。

【0034】

また、左右一対配設される後側リンク機構４２，４２の左右の下側リンク４２１，４２１の各他端４２１ｂ，４２１ｂには、第３トーションバー６３が掛け渡されており、左右の上側リンク４２２，４２２の各他端４２２ｂ，４２２ｂには、第４トーションバー６４が掛け渡されている。第３トーションバー６３及び第４トーションバー６４は、下側リンク４２１，４２１及び上側リンク４２２，４２２の回転運動によってそれぞれねじられ、所定の弾性力を発揮する。

【0035】

よって、ベースフレーム１０に対しては、前側リンク機構４１，４１の下側リンク４１１，４１１の各他端４１１ｂ，４１１ｂ間に配設される第１トーションバー６１、並びに、後側リンク機構４２，４２の下側リンク４２１，４２１の各他端４２１ｂ，４２１ｂ間に配設される第３トーションバー６３が回転軸となる。シート側フレーム２０に対しては、前側リンク機構４１，４１の上側リンク４１２，４１２の各他端４１２ｂ，４１２ｂ間に配設される第２トーションバー６２、並びに、後側リンク機構４２，４２の上側リンク４２２，４２２の各他端４２２ｂ，４２２ｂ間に配設される第４トーションバー６４が回転軸となる。

【0036】

このように、本実施形態では、前側リンク機構４１，４１及び後側リンク機構４２，４２が、ベースフレーム１０に対しては第１及び第３トーションバー６１，６３を、シート側フレーム２０に対しては第２及び第４トーションバー６２，６４をそれぞれ回転軸として連結されている。すなわち、リンク機構４０のうち、ベースフレーム１０及びシート側フレーム２０に軸支される部位は、全てトーションバー６１～６４を介して軸支されることになり、振動が入力されると速やかにそれらのばね力が作用する。このため、シートサスペンション機構１全体のフリクションが高い構成であっても、ベースフレーム１０及びシート側フレーム２０に連結される全ての回転軸がトーションバー６１～６４から構成されるため、それらのばね力により、高周波域の小振幅の振動にも反応する。

【0037】

また、第１トーションバー６１は、前側リンク機構４１，４１の下側リンク４１１，４１１の各他端４１１ｂ，４１１ｂ間に配設される第１パイプ１５内に挿通され、第２トーションバー６２は、前側リンク機構４１，４１の上側リンク４１２，４１２の各他端４１２ｂ，４１２ｂ間に配設される第２パイプ２５内に挿通されている。第１パイプ１５の各端部は、下側リンク４１１，４１１の各他端４１１ｂ，４１１ｂに連結され、第２パイプ２５の各端部は、上側リンク４１２，４１２の各他端４１２ｂ，４１２ｂに連結されており、それぞれ下側リンク４１１，４１１及び上側リンク４１２，４１２と共に動き、下側リンク４１１，４１１及び上側リンク４１２，４１２の回転運動に伴って回転する。

【0038】

第３トーションバー６３は、後側リンク機構４２，４２の下側リンク４２１，４２１の各他端４２１ｂ，４２１ｂ間に配設される第３パイプ１６内に挿通され、第４トーションバー６４は、後側リンク機構４２，４２の上側リンク４２２，４２２の各他端４２２ｂ，４２２ｂ間に配設される第４パイプ２６内に挿通されている。第３パイプ１６の各端部は、下側リンク４２１，４２１の各他端４２１ｂ，４２１ｂに連結され、第４パイプ２６の各端部は、上側リンク４２２，４２２の各他端４２２ｂ，４２２ｂに連結されており、それぞれ下側リンク４２１，４２１及び上側リンク４２２，４２２と共に動き、下側リンク４２１，４２１及び上側リンク４２２，４２２の回転運動に伴って回転する。

【0039】

各トーションバー６１～６４には、それらのねじり角を調整する調整機構８０が設けられている。本実施形態では、ベースフレーム１０側に第１トーションバー６１及び第３トーションバー６３が軸支され、シート側フレーム２０に第２トーションバー６２及び第４トーションバー６４が軸支されているため、ベース側フレーム１０に設けられる第１調整機構８００とシート側フレーム２０に設けられる第２調整機構８１０を備えている（図１、図２及び図３（ａ）参照）。

【0040】

第１調整機構８００は、第１トーションバー６１及び第３トーションバー６３の一端にそれぞれ連結される調整板８０１，８０２を備えている。ベースフレーム１０の前方部には、第１調整用ダイヤル８０６が設けられ、第１調整用ダイヤル８０６を回転させると回転する調整シャフト８０３が設けられている。調整シャフト８０３の端部と第１トーションバー６１に連結された調整板８０１との間には、前後方向に延びる前側調整用長尺部材８０４が配設され、さらに、調整板８０１と第３トーションバー６３に連結された調整板８０２の間に後側調整用長尺部材８０５が掛け渡されている。第１調整用ダイヤル８０６を回転させると、調整シャフト８０３が回転し、前側調整用長尺部材８０４及び後側調整用長尺部材８０５が前後方向に変位する。これにより、調整板８０１，８０２が所定角度回転し、これらに連結された第１トーションバー６１及び第３トーションバー６３の初期のねじり角度が調整される。

【0041】

第２調整機構８１０の構成は第１調整機構８００全く同様であり、第２トーションバー６２及び第３トーションバー６４の一端に調整板８１１，８１２が連結され、シート側フレーム２０の前方部に設けた第２調整用ダイヤル８１６を回転させることで、第２トーションバー６２及び第３トーションバー６４のねじり角度が調整される。第２調整用ダイヤル８１６によって回転する調整シャフト８１３が設けられ、調整シャフト８１３の端部と第２トーションバー６２に連結された調整板８１１との間に前側調整用長尺部材８１４が配設され、さらに、調整板８１１と第４トーションバー６４に連結された調整板８１２の間に後側調整用長尺部材８１５が掛け渡され、第２調整用ダイヤル８１６の回転が伝達される構成となっている。

【0042】

第１パイプ１５及び第２パイプ１６には、それぞれの各端部付近にダンパー用リンク１５１，１５１，１６１，１６１が溶接され、第３パイプ２５及び第４パイプ２６には、それぞれの各端部付近にダンパー用リンク２５１，２５１，２６１，２６１が溶接されている（図１（ｂ），（ｃ）、図３及び図４参照）。第１パイプ１５のダンパー用リンク１５１，１５１の先端部及び第２パイプ１６のダンパー用リンク１６１，１６１の先端部同士は、ダンパー連結軸１７，１７に回転可能に連結されている。第３パイプ２５のダンパー用リンク２５１，２５１の先端部及び第４パイプ２６のダンパー用リンク２６１，２６１の先端部同士は、ダンパー連結軸２７，２７に回転可能に連結されている（図４及び図６参照）。ダンパー連結軸１７，２７は、次述する摺動抵抗型ダンパー３８，３９を構成する摺動体３８１，３９１に連結される。

【0043】

本実施形態の摺動抵抗型ダンパー３８，３９は、図４及び図６に示したように、摺動体３８１，３９１を固定レールに対して摺動させる際の摺動抵抗を利用するダンパーであり、摺動体３８１，３９１は長尺に形成され、本実施形態では、この摺動体３８１，３９１を摺動させる固定レールとして、中間フレーム３０の内側サイドフレーム３３２，３３２を利用している。すなわち、図６（ａ），（ｂ）に示したように、内側サイドフレーム３３２，３３２は断面略コ字状に形成され、その開放側を内側に向けて設けられるが、開放側をさらに内側サイドフレーム３３２，３３２の中心方向に折り曲げた折り曲げ片３３２ａ，３３２ａを有する形状に形成している。この折り曲げ片３３２ａ，３３２ａの内側に、断面略山形に加工した所定長さの摺動体３８１，３９１を挿入配設する。折り曲げ片３３２ａ，３３２ａの隙間から突出する摺動体３８１，３９１の頂部３８１ａ，３９１ａに、ダンパー連結軸１７，２７を連結する。一方のダンパー連結軸１７は、摺動体３８１，３９１の前端寄りに連結され、他方のダンパー連結軸２７は摺動体３８１，３９１の後端寄りに連結される。なお、摺動体３８１，３９１と内側サイドフレーム３３２，３３２との間には本実施形態でグリスを塗布している。

【0044】

ダンパー連結軸１７，２７は、ダンパー用リンク１５１，１６１の各先端部並びにダンパー用リンク２５１，２６１の各先端部に連結されており、シート側フレーム２０がベースフレーム１０に対して相対的に上下運動し、前側リンク機構４１，４１及び後側リンク機構４２，４２が回転運動すると、第１パイプ１５及び第２パイプ１６、並びに、第３パイプ２５及び第４パイプ２６が同期して回転する。その結果、ダンパー用リンク１５１，１６及びダンパー用リンク２５１，２６１は回転運動し、それらの先端部に位置するダンパー連結軸１７，２７が前後方向に動作する。ダンパー連結軸１７，２７に連結された摺動体３８１，３９１は、内側サイドフレーム３３２，３３２に沿って前後に摺動し、その際の摺動抵抗によって減衰力が作用する。

【0045】

本実施形態の摺動抵抗型ダンパー３８，３９は、中間フレーム３０のサイドフレーム３３の内側サイドフレーム３３２，３３２を摺動体３８１，３９１を摺動させる固定レールとして利用している。すなわち、中間フレーム３０の構造材の一部をダンパーの部材として用いており、構造材とは別にダンパーを配設する構成と比較し、構造が簡易であり、軽量化を図ることができる。

【0046】

図１、図２及び図５に示したように、中間フレーム３０の一対の内側サイドフレーム３３２，３３２間において後方寄りに掛け渡された第１補助フレーム３４１の長手方向略中央部に後側取り付けブラケット３４１ａが溶接されており、第１補助フレーム３４１に対して前方に所定間隔をおいた位置に第１補助フレーム３４１と平行に第２補助フレーム３４２が掛け渡され、第２補助フレーム３４２の長手方向略中央部に前側取り付けブラケット３４２ａが溶接されている。そして、磁気ばね５２０の平面視で略長方形の第１磁石支持フレーム５２１の後端部５２１ａが後側取り付けブラケット３４１ａに溶接固定され、前端部５２１ｂが前側取り付けブラケット３４２ａにボルト５２１ｃにより固定されている。

【0047】

磁気ばね５２０は、互いの磁界内を相対移動する２組の磁石を有し、相対移動に伴って磁界が変化し、それに伴いばね力が変化する。本実施形態では、上記の第１磁石支持フレーム５２１に、上下に所定間隔をおいて対向配置された２個の外側磁石５２２，５２２が配設されている。この２個の外側磁石５２２，５２２間に内側磁石５２３が配置され、これら２組の磁石が相対移動する。内側磁石５２３は、第２磁石支持フレーム５２４に支持されている。第２磁石支持フレーム５２４は、図６（ｂ）に示したように、中央部において内側磁石５２３を保持すると共に、第１磁石支持フレーム５２１の両側部から外方に突出する磁石連結軸５２４ａ，５２４ａを有している。

【0048】

第３パイプ２５及び第４パイプ２６には、上記のようにそれぞれの各端部付近にダンパー用リンク２５１，２５１，２６１，２６１が溶接されているが、第３パイプ２５及び第４パイプ２６の各長手方向中央付近には、第１磁石支持フレーム５２１の幅よりやや広めの幅のコ字状取り付けブラケット２５２，２６２が、第３パイプ２５においては斜め下方に向かって、第４パイプ２６においては斜め上方に向かって、それぞれ第１磁石支持フレーム５２１方向に延びるように溶接されている（図１、図２及び図５参照）。各コ字状取り付けブラケット２５２，２６２の各側面に、磁石用リンク２５３，２５３，２６３，２６３がボルト連結されている。第３パイプ２５側の磁石用リンク２５３，２５３の先端部及び第４パイプ２６側の磁石用リンク２６３，２６３の先端部は、いずれも、第２磁石支持フレーム５２４において、第１磁石支持フレーム５２１の両側部から外方に突出する磁石連結軸５２４ａ，５２４ａに軸支される。

【0049】

第３パイプ２５及び第４パイプ２６は、上記のように、シート側フレーム２０がベースフレーム１０に対して相対的に上下運動することに伴って回転し、それに伴って、磁石連結軸５２４ａ，５２４ａを中心とした場合の第３パイプ２５側の磁石用リンク２５３，２５３と第４パイプ２６側の磁石用リンク２６３，２６３とがなす角が変化する。図９に示したように、シート側フレーム２０がベースフレーム１０に対して中立位置から下降していくと、第２磁石支持フレーム５２４に保持された内側磁石５２３が、外側磁石５２２，５２２間を前方に移動し、その状態からシートフレーム２０が上昇すると内側磁石５２３は外側磁石５２２，５２２間を後方に移動する。その間に内側磁石５２３及び外側磁石５２２，５２２により作られる磁界が変化し、磁気ばね５２０のばね特性が変化する。

【0050】

磁気ばね５２０は、後述の実験例のものを例にとると、図１４に示したような荷重－変位特性を有する。内側磁石５２３が外側磁石５２２，５２２によっていずれの方向にも付勢されない変位量２５ｍｍの位置を中立位置とすると、その位置から±約１３ｍｍの範囲において、－１２ｍｍから＋３８ｍｍの位置に移動する際のばね特性は、負のばね特性となる。よって、このグラフにおいて、変位量２５ｍｍの位置にシート側フレーム２０の平衡点を合わせるようにセットすると、平衡点付近においては磁気ばねの負のばね特性と、トーションバー６１～６４の正のばね特性が重畳され、ばね定数略ゼロとなる特性が作られる。

【0051】

本実施形態によれば、着座時において、シート側フレーム２０が中立位置（平衡点）となるように、第１調整用ダイヤル８００及び第２調整用ダイヤル８１０を回転させて、各トーションバー６１～６４の初期ねじり角度を調整する。シート側フレーム２０が中立位置（図７（ｂ）の位置）にセットされると、磁気ばね５２０もその中立位置（図９（ｂ），（ｅ）の位置）が対応するようにセットされる。

【0052】

ベースフレーム１０及びシート側フレーム２０とリンク機構４０との連結部における回転軸として、全てトーションバー６１～６４を用いている。このため、高周波域の小振幅の振動が入力された場合には、シートサスペンション機構１の筐体のフリクションは、４本のトーションバー６１～６４のばね力により、回転軸としてトーションバーを用いない場合、あるいは、本実施形態よりも少ない数のトーションバーしか用いない場合と比較して、小さくなる。このため、高周波域の小振幅の振動に対して、摺動抵抗型ダンパー３８，３９及びシートサスペンション機構１の構造減衰が大きく作用する前に、４本のトーションバー６１～６４のばね力が速やかに作用する。その結果、高周波域の小振幅の振動に対応している間、シートサスペンション機構１全体としてはフリクションは低く抑えられ、トーションバー６１～６４の正のばね特性と磁気ばね５２０の負のばね特性とにより作られるばね定数略ゼロの領域において振動吸収がなされる。回転軸としてトーションバーを用いない場合、あるいは、本実施形態よりも少ない数のトーションバーしか用いない場合には、筐体のフリクションが高くなるため、高周波域の小振幅の振動吸収機能が低下する。これに対応しようとすれば、シートサスペンション機構１全体のフリクションを低下させる他の手段を採用する必要がある。例えば、微小振動に対しては、ダンパーの減衰力が作用しないような構成とすることが考えられるが、その場合にはダンパーの構成が複雑となり、サスペンションユニットの重量も嵩む。

【0053】

一方、低周波域、大変位振幅の衝撃性振動が入力された際には、摺動抵抗型ダンパー３８，３９の減衰力が作用し、減衰することができる。上記のように、摺動抵抗型ダンパー３８，３９の減衰力を高くしても、ベースフレーム１０及びシート側フレーム２０に対する回転軸を全てトーションバー６１～６４とすることにより、高周波域、小振幅の振動も吸収できる。よって、摺動抵抗型ダンパー３８，３９として減衰力の高いものを用いることが可能であり、低周波域、大変位振幅の衝撃性振動も効果的に吸収できる。

【0054】

（実験例）
本実施形態のシートサスペンション機構１について、振動実験を行うと共に、本実施形態の第３トーションバー６３及び第４トーションバー６４を備えておらず、第３トーションバー６３及び第４トーションバー６４に代えて、金属製の棒状部材からなる軸部材を採用し、かつ、ダンパーを有していない比較例のサスペンションユニットについても振動実験を行った。なお、以下において、本実施形態のシートサスペンション機構１を「サスペンションユニットＢ」（図においては「Suspension unit B」）、比較例のサスペンションユニットを「サスペンションユニットＡ」（図においては「Suspension unit A」）と称する。
・サスペンションユニットＡ，Ｂの静荷重特性（図１０参照）

【0055】

（株）島津製作所製のオートグラフＡＧＸｐｌｕｓ（登録商標）を用いて荷重－変位特性を測定した。本実施形態のサスペンションユニットＢは、全体のフリクションが２５３Ｎであり、比較例のサスペンションユニットＡは、全体のフリクションが７３～８３Ｎであった。

【0056】

・励振条件
ＩＳＯ７０９６：２０２０に基づき、サスペンションユニットＡ，Ｂの全ストローク（６０ｍｍ）の４０％とし、両振幅変位は２４ｍｍｐ－ｐとした。励振周波数は、共振周波数の０．５倍から２倍とした。なお、比較例のサスペンションユニットＡの共振周波数は１．３４Ｈｚであり、本実施形態のサスペンションユニットＢの共振周波数は１．７５Ｈｚであった。このため、対数掃引波形を０．５～４．０Ｈｚまでとした。なお、衝撃性振動ではなく、通常の振動吸収特性の評価のために、両振幅変位１６ｍｍｐ－ｐについての実験も行った。

【0057】

加振機は、（株）デルタツーリング製の６軸加振機を用い、サスペンションユニットの特性を調べるために、負荷質量として７５ｋｇの鉄製の錘をサスペンションユニットの最上部（シート側フレーム２０）にベルトを用いて直付けした。
振動・衝撃性振動の解析では、線形ばね特性を有する振動モデルである次式を使用した。

【0058】

【数1】

【0059】

解析ソフトはＭＡＴＴＬＡＢ／Ｓｉｍｕｌｉｎｋ（登録商標）を用いて行い、加速度の振動伝達率を算出した。励振周波数は、１．０～４．０Ｈｚとし、０．５Ｈｚ毎に解析した。解析条件を表１に示す。

【0060】

【表1】

【0061】

・実験結果
図１１は、入力振動２４ｍｍｐ－ｐのときの比較例のサスペンションユニットＡ及び本実施形態のサスペンションユニットＢの振動伝達率を示したグラフである。

【0062】

比較例のサスペンションユニットＡはダンパーが付いていないため、１．４Ｈｚ近傍から底付き、天付きが生じ、衝突振動に対して共振が生じており、それが３つの共振峰となって出現し、大きな加速度が生じた。本実施形態のサスペンションユニットＢは、摺動抵抗型ダンパー３８，３９の作用により減衰が生じ、加速度も抑えられていた。
ＩＳＯ７０９６：２０２０に規定されるダンピング試験により本実施形態のサスペンションユニットＢを評価したところ、ゲインが１．１であり、当該規格の合格条件である共振峰のゲイン（１．５未満）を達成できた。

【0063】

図１２は、入力振動１６ｍｍｐ－ｐのときの比較例のサスペンションユニットＡ及び本実施形態のサスペンションユニットＢの振動伝達率を示したグラフである。サスペンションユニットＡ，Ｂ共にストローク内で振動し、いずれも底付き、天付きが生じていない。比較例のサスペンションユニットＡは、１．３Ｈｚまでの入力に対しては、サスペンションユニットＡ全体のフリクション（７３～８３Ｎ）により剛体としての振動特性を示しているが、本実施形態のサスペンションユニットＢの場合には、サスペンションユニットＢ全体として２５３Ｎのフリクションを有するため、２．３Ｈｚまでの入力に対して剛体としての振動特性を示した。よって、本実施形態のサスペンションユニットＢは、２．３Ｈｚまでの周波数帯域において構造減衰による高い減衰力を発揮する。

【0064】

一方、本実施形態のサスペンションユニットＢは、ベースフレーム１０及びシート側フレーム２０に対する回転軸が全てトーションバー６１～６４であるため、筐体に発生するフリクションが振動入力により変化するため、高周波域、小振幅の振動に対する吸収性能も高い。よって、本実施形態のサスペンションユニットＢは、高周波域・小振幅の振動吸収性と低周波・大変位振幅の衝撃性振動の吸収性の両立がとれた構造であると言える。

【0065】

図１３は、磁気ばね５２０を除いた本実施形態のサスペンションユニットＢの上下方向の荷重－変位特性、すなわち、４本のトーションバー６１～６４のばね力と筐体の構造減衰とが機能する際の系全体の荷重－変位特性を示したグラフである。第１調整用ダイヤル８００及び第２調整用ダイヤル８１０を用いて、中立位置に調整した場合（Weight adjustment: MID）、系全体のばね定数はｋ＝８９５０Ｎ／ｍとなり、変位量３０ｍｍにおけるヒステリシスロスはＦ＝２０１Ｎであった。計算により求められる動的ばね定数はｋ＝１６００１Ｎ／ｍであった。

【0066】

図１４は、４本のトーションバー６１～６４を除いた本実施形態のサスペンションユニットＢの上下方向の荷重－変位特性、すなわち、磁気ばね５２０のばね力と筐体の構造減衰とが機能する際の系全体の荷重－変位特性を示したグラフである。この荷重－変位特性から求められる負のばね特性が機能する範囲のばね定数はｋ＝－８４００Ｎ／ｍであり、変位量３０ｍｍにおけるヒステリシスロスはＦ＝８３Ｎであった。
図１３及び図１４の荷重－変位特性と ＭＡＴＴＬＡＢ／Ｓｉｍｕｌｉｎｋ（登録商標）を用い、サスペンションユニットＡ，Ｂについて振動解析を行った。図１５はその解析結果を示す。図１５に示したように、全体のフリクションが２５３Ｎの本実施形態のサスペンションユニットＢの場合も、共振周波数以降は、比較例のサスペンションユニットＡと同様にゲインが小さくなっている。破線で示した励振振幅１６ｍｍｐ－ｐと実線で示した２４ｍｍｐ－ｐのいずれの場合も同様の傾向を示した。

【0067】

ゲインが１．０を上回る１．０Ｈｚ近傍の特性に着目すると、２４ｍｍｐ－ｐで励振した際のサスペンションユニットＡのゲインが最も高くなった。これはサスペンションユニットＡの静的ばね定数で求められる共振周波数が０．９５Ｈｚで、減衰比が他の条件と比較して最も低い１．０４であることによる。

【0068】

本実施形態のサスペンションユニットＢは、上記のように、ベースフレーム１０及びシート側フレーム２０に対するリンク機構４０の回転軸が全てトーションバー６１～６４であるため、摺動抵抗型ダンパー３８，３９を備えることによってサスペンションユニットＢ全体のフリクションが２５３Ｎと高いにも拘わらず、上下方向の振動入力の励振力をトリガーとして、トーションバー６１～６４のばね力及び磁気ばね５２０のばね力との組み合わせで動摩擦係数が適用できる振動環境を生じさせることができる。すなわち、摺動抵抗型ダンパー３８，３９の摺動抵抗を励振力に応じて任意に変化させることができる。これにより、振動エネルギーの小さい２．３Ｈｚ以下においてはフリクションの作用が優勢となる一方で、トリガーとなる励振力が付加される２．３Ｈｚを超えると動摩擦係数により構造減衰が小さくなり、入力振動に対して９０度以上の位相差により振動を吸収できる。

【符号の説明】

【0069】

１ シートサスペンション機構
１０ ベースフレーム
２０ シート側フレーム
３０ 中間フレーム
３８，３９ 摺動抵抗型ダンパー
４０ リンク機構
４１ 前側リンク機構
４２ 後側リンク機構
５２０ 磁気ばね
６１，６２，６３，６４ トーションバー
８０ 調整機構

【図1】

【図2】

【図3】

【図4】

【図5】

【図6】

【図7】

【図8】

【図9】

【図10】

【図11】

【図12】

【図13】

【図14】

【図15】