JP2008221981A - 産業車両のサスペンション装置及びリーチ型フォークリフト - Google Patents

Abstract

【課題】従動側支持手段と動力伝達手段の接触部位における異音の発生を抑制すること。
【解決手段】駆動操舵輪を支持する第１回転軸４０に連結されるスプリングアーム４６に第１突起５１ａを形成するとともに、キャスタ２０を支持するキャスタアーム４８に第２突起５１ｂを形成し、第１突起５１ａと第２突起５１ｂの接触によりスプリングアーム４６とキャスタアーム４８を連結する。そして、スプリングアーム４６（第１突起５１ａ）とキャスタアーム４８（第２突起５１ｂ）の接触点Ｓを、キャスタアーム４８を支持する第２回転軸４７の軸中心Ｒ１とスプリングアーム４６を支持する第１回転軸４０の軸中心Ｒ２とを結んだ直線Ｌ上に設定する。
【選択図】図６

Description

本発明は、駆動輪と従動輪が車体のロール方向の揺動を許容する状態で車体に上下変位可能に懸架されている産業車両のサスペンション装置及びリーチ型フォークリフトに関するものである。

例えばリーチ型フォークリフトには前二輪・後一輪の３輪車タイプで、後一輪である駆動操舵輪の車幅方向所定距離離れた隣にキャスタ輪を備えるものがある。駆動操舵輪とキャスタ輪はサスペンション装置を介して上下変位可能な状態で車体に懸架されている。そして、本出願人は、この種のリーチ型フォークリフトにおいて駆動操舵輪とキャスタ輪の路面追従性を高めるべく、特許文献１の発明を提案している。特許文献１の発明では、駆動操舵輪とキャスタ輪を連結する回転軸に対し、駆動操舵輪の輪重に基づく回転力とキャスタ輪の輪重に基づく回転力を逆向きに入力する構成を採用している。

図１０は、特許文献１で開示するサスペンション装置のキャスタ側構造を示す模式側面図である。特許文献１において、駆動操舵輪（図１０には図示しない）は、ドライブユニットサポート（図１０には図示しない）に回動可能に支持されており、ドライブユニットサポートは、回転軸としての第１回転軸４０に対して一体回動可能に固定されている。一方、キャスタ２０（キャスタ輪３５）は、第２回転軸４７を中心として上下に揺動可能なキャスタアーム４８に対して回動可能に支持されている。また、第１回転軸４０には、第１アーム部５０を有するスプリングアーム４６が固定されており、第１アーム部５０の後面から突起５１が上側斜め後方に突出している。そして、キャスタアーム４８は、第２アーム部５４を有し、当該第２アーム部５４の下面にて第１アーム部５０の突起５１と接触（当接）している。この構造により、キャスタアーム４８の回転力は、第２アーム部５４、突起５１及び第１アーム部５０を介することで第１回転軸４０に逆向きの回転力として伝達されるようになっている。
特開２００１−１９１８０５号公報

特許文献１の構成を採用すれば、第１回転軸４０のねじり反力を駆動操舵輪とキャスタ輪３５の付勢に利用できることから、両輪の路面追従性を高めることができる。しかしながら、特許文献１では、キャスタ輪３５の旋回時や前後進の切替え時、及び荷重が変化するリーチインやリーチアウトといった走行状態の時に、スプリングアーム４６の突起５１の先端とキャスタアーム４８の第２アーム部５４の下面とが接触する部位の擦れ（すべり）により異音が発生する場合があった。

本発明は、このような従来の技術に存在する問題点に着目してなされたものであり、その目的は、従動側支持手段と動力伝達手段の接触部位における異音の発生を抑制し得る産業車両のサスペンション装置及びリーチ型フォークリフトを提供することにある。

上記問題点を解決するために、請求項１に記載の発明は、駆動輪を有するドライブユニットと従動輪が車体のロール方向の揺動を許容するように車体に対して上下変位可能に懸架され、前記駆動輪と前記従動輪とを作動連結する回動軸には、前記ドライブユニットを支持する駆動側支持手段が連結されているとともに、前記従動輪を支持する従動側支持手段が支持軸に支持された状態で動力伝達手段を介して連結されており、前記回動軸の軸方向両側には、前記駆動側支持手段を介して前記駆動輪の輪重に基づき入力される回転力と、前記従動側支持手段を介して前記従動輪の輪重に基づき入力される回転力が互いに逆向きに入力され、前記２つの回転入力が釣り合うように前記回動軸が回動することにより前記駆動輪と前記従動輪が車体に対して上下逆向きに変位可能に構成された産業車両のサスペンション装置において、前記従動側支持手段と前記動力伝達手段は互いに接触した状態で配設され、前記従動側支持手段が変位したときの前記支持軸回りの回転力は、前記動力伝達手段を介して前記回動軸に対し逆向きの回転力として伝達されるようになっており、前記従動側支持手段と前記動力伝達手段の接触点を、前記従動側支持手段を支持する前記支持軸の軸中心と前記動力伝達手段を支持する前記回動軸の軸中心とを結んだ中心線のほぼ線上に設定したことを要旨とする。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の産業車両のサスペンション装置において、前記接触点は、前記従動側支持手段と前記動力伝達手段がそれぞれの軸回りに回転した時の前記従動側支持手段と前記動力伝達手段の相対変位量が零〜２ｍｍの範囲となるように設定されていることを要旨とする。

これによれば、従動側支持手段と動力伝達手段の接触点が、回転軸の軸中心と支持軸の軸中心を結んだ中心線のほぼ線上に存在することにより、駆動側支持手段（動力伝達手段）が回転軸回りに回転するとともに従動側支持手段が支持軸回りに回転する場合であっても、従動側支持手段と動力伝達手段の相対変位量を小さくすることができる。したがって、従動側支持手段と動力伝達手段の接触部位における異音発生を抑制することができる。

請求項３に記載の発明は、請求項１又は請求項２に記載の産業車両のサスペンション装置において、前記接触点は、前記中心線上に設定されていることを要旨とする。
これによれば、従動側支持手段と動力伝達手段の相対変位量が零に近い値を示すことになり、従動側支持手段と動力伝達手段の接触部位における異音発生を好適に抑制することができる。

請求項４に記載の発明は、荷役装置を車体に対して前後動させるためのリーチ用駆動装置が設けられたリーチ型フォークリフトにおいて、請求項１〜３のいずれか一項に記載のサスペンション装置を装備したことを要旨とする。

本発明によれば、従動側支持手段と動力伝達手段の接触部位における異音の発生を抑制することができる。

以下、本発明を具体化した一実施形態を図１〜図９に従って説明する。
図２，３に示すように、産業車両としてのリーチ型フォークリフト１０（以下、フォークリフトという）は、前二輪・後一輪の３輪車タイプである。車体１１の前部には左右一対のリーチレグ１２が前方へ延出している。車体１１の後部右部分には立席タイプの運転席（運転室）１３が設けられている。運転席１３の前側にあるインストルメントパネル１１Ａには荷役操作等のための操作レバー１４が設けられ、運転席１３の左隣に立設された収容ボックス１１Ｂの上面にはハンドル（ステアリングホイール）１５が設けられている。

車体１１にはマスト装置１６が左右一対のリーチレグ１２に沿って前後方向に移動可能に装備されている。マスト装置１６には車体１１の底部車幅方向中央に配設されたリーチ用駆動装置としてのリーチシリンダ（油圧シリンダ）１７のピストンロッド１７ａが連結されている。操作レバー１４のうちリーチレバーを操作することでオイルコントロールバルブ（図示せず）からリーチシリンダ１７に作動油が供給されてピストンロッド１７ａが伸縮駆動されることにより、マスト装置１６は所定ストローク範囲内で前後に移動する。

左右の前輪１８は従動輪で左右のリーチレグ１２の先端部にそれぞれ取付けられている。後側一輪が操舵輪を兼ねた駆動輪としての駆動操舵輪１９となっており、駆動操舵輪１９は車幅方向左寄りにオフセットされて位置し、所定距離離れたその右隣には駆動操舵輪１９と左右で対をなす従動輪としてのキャスタ２０が設けられている。

図１，４，６に示すように、車体１１を構成する車体フレーム２１は、車体本体前後に配置されたフロントフレーム部２２及びリアフレーム部２３と、両フレーム部２２，２３を車幅方向略中央位置にて前後に連結し、運転席１３と収容ボックス１１Ｂとの区画線に沿って延びる支持フレーム部２４とを有する。左右のリーチレグ１２の下面には両者を連結するボトムプレート２５が溶接されている。車体１１の側面および後面（背面）は車体フレーム２１に組付けられたパネル２６により覆われている。

図４に示すように、車体１１の前部下側にはバッテリ収容室２７が前面開口状態で凹設されている。バッテリ収容室２７の内部にはバッテリ２８が車幅方向ほぼ一杯に配置された状態で収容されている。

車体１１の後部にはサスペンション装置３０が装備されている。サスペンション装置３０は、車体１１のロール方向の揺動を許容する状態に駆動操舵輪１９とキャスタ２０を車体フレーム２１に対して上下変位可能に懸架している。

図１，４，５に示すように、サスペンション装置３０は、駆動操舵輪１９を下部に取り付けたドライブユニット３１とキャスタ２０とを、車体１１のロール方向の揺動を許容するように車体１１に対して上下変位可能な状態に作動連結する作動連結機構としてのサスペンション機構３０Ａを備えている。作動連結とは、一方の手段と他方の手段との間が、一方の手段から他方の手段へ動力伝達可能な状態で機構的に連結されていることをいう。

サスペンション機構３０Ａは、ドライブユニット３１を支持する駆動側支持手段及びアームとしてのドライブユニットサポート４１と、車体フレーム２１に対して回転可能に支持された回動軸としての第１回転軸４０と、支持軸としての第２回転軸４７と、キャスタ２０を支持する従動側支持手段を構成するキャスタアーム４８とを備える。第１回転軸４０は車幅の約１／２以上の長さで車幅中央に配置され、車体フレーム２１に取付けられた４つの軸受４２により、両端部と中寄り２箇所の計４箇所で支持されている。第２回転軸４７は第１回転軸４０の右側部分と対向する近接位置に第１回転軸４０と平行に配置され、車体フレーム２１に取付けられた２つの軸受５２により両端部で支持されている。なお、本例における軸受４２は、フレームに支持された軸受用ブラケットとその孔に挿着されたブッシュ（円筒）とからなる。

第１回転軸４０は運転席１３より前方にリーチシリンダ１７よりも高い位置に配置されている。このため、第１回転軸４０はリーチシリンダ１７を運転席１３の前方で交差している。第２回転軸４７は運転席１３の床板１３ａの下方に配置されている。

ドライブユニットサポート４１の基部（下端部）４３は第１回転軸４０に対してスプライン嵌合またはセレーション結合により一体回動可能に固定され、ドライブユニットサポート４１は第１回転軸４０を中心として車幅方向と直交する面内を揺動可能となっている。そして、本実施形態では、ドライブユニットサポート４１の基部４３と第１回転軸４０との連結固定部分が、ドライブユニットサポート４１の揺動運動の運動起点となる運動起点構造部分となっている。

図４に示すようにドライブユニットサポート４１は側面視略クランク形状で、基部４３から上方へ延びる腕部４４と、腕部４４の上端から略水平に後方へ延びる支持台部４５とを有する。ドライブユニット３１は支持台部４５に組付けられている。腕部４４はドライブユニット３１を前方から支持する状態にドライブユニット３１の前側に上下に延びる状態に位置している。

ドライブユニット３１は、支持台部４５の上面に組付けられたドライブモータ３２と、支持台部４５の下面に水平面内で回動可能に支持されたギヤハウジング３３とを備える。ギヤハウジング３３の下部に駆動操舵輪１９が回転可能に支持されている。ギヤハウジング３３の上部に固定されたギヤホイール３３ａは、ハンドル１５に対しユニバーサルジョイント（図示せず）によって連結されたステアリングシャフト下端のギヤ部（いずれも図示せず）と噛合しており、ハンドル１５の回転操作に応じて駆動操舵輪１９が操舵されるようになっている。

一方、図１，５，６に示すようにキャスタアーム４８の基部５３は第２回転軸４７に対してスプライン嵌合またはセレーション結合により一体回動可能に連結されている。そして、キャスタアーム４８は、第２回転軸４７の軸中心Ｒ１を中心として上下に揺動可能となっている。キャスタアーム４８は基部５３から後方右側へ湾曲するように延びており、その後端部にはベアリング３４を介してキャスタ２０が水平面内を回動可能に支持されている。キャスタ２０は１組のキャスタ輪３５を有している。また、キャスタアーム４８の基部５３寄りの根元部分からは、第２アーム部５４が上側斜め前方へ延出されている。そして、第２アーム部５４の前面には、左右一対の第２突起５１ｂが下側斜め前方へ突出されている。

第１回転軸４０の右側部分にはスプリングアーム（伝達アーム）４６の基部４９がスプライン嵌合またはセレーション結合により固定され、第１回転軸４０と一体回動可能に連結されている。スプリングアーム４６は、第１回転軸４０の軸中心Ｒ２を中心として回動（揺動）可能となっている。また、スプリングアーム４６の基部４９からはその回動半径方向下側に斜め後方へ第１アーム部５０が延びている。そして、第１アーム部５０の後面には、左右一対の第１突起５１ａが上側斜め後方に突出されている。第１突起５１ａは、第１アーム部５０の後面に一体成形された支持部５１ｃにストッパ部材５１ｄを嵌合して構成されている。各第１突起５１ａは、第１アーム部５０の後面と対向し、かつキャスタアーム４８の第２アーム部５４の前面から突出した各第２突起５１ｂとそれぞれが当接するようになっている。これにより、スプリングアーム４６とキャスタアーム４８は、一方の第１突起５１ａとその第１突起５１ａに対向する一方の第２突起５１ｂとの当接、及び他方の第１突起５１ａとその第１突起５１ａに対向する他方の第２突起５１ｂとの当接により、接触点Ｓにて接触し合う。また、第１アーム部５０（第１突起５１ａ）と第２アーム部５４（第２突起５１ｂ）との間には、スプリング部材５５が介装されている。このスプリング部材５５により、キャスタ２０（キャスタ輪３５）に路面から入力される細かな振動を吸収できるため、車体１１が細かく振動し難くなる。

そして、キャスタアーム４８の回転力は、第２アーム部５４，第１突起５１ａ、第２突起５１ｂ、及び第１アーム部５０を介することで第１回転軸４０に逆向きの回転力として伝達される。本実施形態では、第１アーム部５０に形成した第１突起５１ａを有するスプリングアーム４６により動力伝達手段が構成されるとともに、第２アーム部５４に形成した第２突起５１ｂを有するキャスタアーム４８により従動側支持手段が構成される。

駆動操舵輪１９とキャスタ輪３５が路面に接地する状態では、駆動操舵輪１９の輪重（正確には輪重により路面から受ける抗力）に基づく力が第１回転軸４０の左側部分に図６における時計回り方向の回転力として入力され、キャスタ輪３５の輪重に基づく力が第１回転軸４０の右側部分に同図反時計回り方向の回転力として入力される。つまり、第１回転軸４０にドライブユニットサポート４１を介してその左側部分に入力される回転力と、キャスタアーム４８から第２アーム部５４、第１突起５１ａ、第２突起５１ｂ、及び第１アーム部５０を介してその右側部分に入力される回転力とが互いに逆向きになるようになっている。

また、サスペンション装置３０は、フロントフレーム部２２の後面に設けられたブラケット５６と、ドライブユニットサポート４１の支持台部４５の上面に固定されたブラケット５７との間に介装された輪重調整用スプリング５８を備えている。輪重調整用スプリング５８は、ドライブユニットサポート４１の揺動軌跡の接線方向に軸線が平行となる斜めの姿勢で配設されており、その弾性力によりドライブユニットサポート４１を下方へ付勢している。

サスペンション機構３０Ａは、駆動操舵輪１９とキャスタ輪３５によって後二輪で支えられる車両後部荷重から輪重調整用スプリング５８の付勢力寄与分を差し引いた荷重を、駆動操舵輪１９とキャスタ２０とにほぼ等分に配分するリンク比に設定されている。すなわち、第２回転軸４７からキャスタ２０までの距離に、第１回転軸４０から接触点Ｓまでの距離を第２回転軸４７から接触点Ｓまでの距離で除した比を乗じた値が、第１回転軸４０から駆動操舵輪１９までの距離にほぼ等しくなるように設定されている。

サスペンション機構３０Ａを介した駆動操舵輪１９とキャスタ輪３５の輪重配分比率はほぼ等しいが、輪重調整用スプリング５８の付勢力分が駆動操舵輪１９の輪重として余分に加わるため、駆動操舵輪１９の輪重が常にキャスタ輪３５の輪重よりも一定値だけ大きくなるようになっている。

マスト装置１６が最大積載荷重で最前位置にリーチした状態では、車両後部荷重がかなり小さくなるが、輪重調整用スプリング５８の付勢力分の輪重が駆動操舵輪１９の方に余分に付与されるため、駆動操舵輪１９の輪重は常に必要最低限以上の値に確保される。そのため、駆動操舵輪１９のスリップが起き難くなっている。

また、マスト装置１６が空荷で最後退位置にある状態では、車両後部荷重が極めて大きくなるが、この後部荷重から輪重調整用スプリング５８の付勢力分の一定値を差し引いた値の荷重を両輪１９，２０にほぼ等分に配分することになるので、キャスタ２０の輪重配分比率が高まる。よって、駆動操舵輪１９に規定値を超える輪重が付与されることがなくなる。

第１回転軸４０はその左右両側に入力される駆動操舵輪１９の輪重に基づく回転力と、キャスタ２０の輪重に基づく回転力とが逆向きであることからねじれた状態に保持される。第１回転軸４０のねじり反力は駆動操舵輪１９およびキャスタ２０の各輪重と釣り合っている。

第１回転軸４０はその左右両側から入力される二入力（回転力）が釣り合うように回動し、駆動操舵輪１９とキャスタ２０を車体１１に対して上方変位することで、駆動操舵輪１９とキャスタ２０の各々の輪重を好適な輪重比率に配分する。

第１回転軸４０のねじれ量はその左右両側からの二入力の値が大きいほど大きく、そのねじれ量が大きいほど第１回転軸４０のねじり反力が大きくなる。両輪１９，２０は第１回転軸４０のねじり反力により路面を押圧するように付勢されている。なお、厳密にはドライブユニットサポート４１及びドライブユニット３１の重量も駆動操舵輪１９の輪重に寄与し、キャスタアーム４８の重量もキャスタ２０の輪重に寄与している。

駆動操舵輪１９とキャスタ２０は第１回転軸４０のねじり反力により路面に付勢されている。例えばフォークリフト走行時に、駆動操舵輪１９が凸部に乗り上げると、キャスタ２０及びキャスタアーム４８が慣性力のために静止し続けようとするものの、駆動操舵輪１９は第１回転軸４０が一瞬ねじれることで凸部に追従するように上方変位する。そして第１回転軸４０が余剰のねじれを開放しながらその左右両側の二入力が釣り合う位置まで回動することで、キャスタ２０が若干遅れて車体１１に対して下降変位し、キャスタ２０の輪重が増える。

また、駆動操舵輪１９が凹部に落ちたとき、キャスタ２０及びキャスタアーム４８が慣性力のために静止し続けようとするものの、駆動操舵輪１９を路面に押圧付勢する第１回転軸４０のねじれが開放されることで、駆動操舵輪１９は凹部に追従する。そして第１回転軸４０がねじれを復帰させながらその左右両側の二入力が釣り合う位置まで回動することで、キャスタ２０が若干遅れて車体１１に対して上方変位し、キャスタ２０の輪重が減る。

また、キャスタ２０が凸部に乗り上げたり凹部に落ちるときも同様で、第１回転軸４０がねじれたりねじれを開放することで、キャスタ２０の路面追従性が高まる。よって、駆動操舵輪１９とキャスタ２０の路面追従性が向上する。

このように構成した本実施形態のフォークリフト１０では、スプリングアーム４６（第１アーム部５０）の各第１突起５１ａとキャスタアーム４８（第２アーム部５４）の各第２突起５１ｂの各突出量が、次に説明するように設定されている。すなわち、前記突出量は、図６に示すように、第２回転軸４７の軸中心Ｒ１と第１回転軸４０の軸中心Ｒ２を直線Ｌで結んだ時に、その直線Ｌ上に第１突起５１ａと第２突起５１ｂの接触点Ｓが存在するように設定されている。図６に示す状態は、フォークリフト１０の組付け時の状態であり、この組付け時の状態はフォークリフト１０が平坦な路面上に接地されている場合や、走行中において凸部への乗り上げ（突き上げ）及び凹部への落ち込みが生じていない場合である。

そして、図７及び図８に示すように、第１突起５１ａと第２突起５１ｂの接触点Ｓは、第１回転軸４０及び第２回転軸４７に対して回転力が入力されると、図６の状態から変位する。図７は、駆動操舵輪１９の突き上げ時の状態を示し、この状態において第１回転軸４０には図７における時計回り方向の回転力が入力されるとともに、第２回転軸４７には図７における反時計回り方向の回転力が入力される。これにより、接触点Ｓは、第１回転軸４０の軸中心Ｒ２と第２回転軸４７の軸中心Ｒ１を結んだ直線Ｌ上から後方寄り（図７において左方）に変位する。

一方、図８は、キャスタ輪３５の突き上げ時の状態を示し、この状態において第１回転軸４０には図８における反時計回り方向の回転力が入力されるとともに、第２回転軸４７には図８における時計回り方向の回転力が入力される。これにより、接触点Ｓは、第１回転軸４０の軸中心Ｒ２と第２回転軸４７の軸中心Ｒ１を結んだ直線Ｌ上から前方寄り（図８において右方）に変位する。そして、図６の状態における接触点Ｓの位置は、第１回転軸４０の軸中心Ｒ２と接触点Ｓとの距離、及び第２回転軸４７の軸中心Ｒ１と接触点Ｓとの距離がそれぞれ最短距離となる位置に設定されている。すなわち、これらの距離は、図７の状態や図８の状態の時よりも短くなる。

以下、本実施形態の構造（以下、「本構造」と示す）と従来構造（図１０に示す）について、スプリングアーム４６とキャスタアーム４８が回転した時の両アーム４６，４８の相対変位量の比較結果を図９（ａ）〜（ｃ）にしたがって説明する。本実施形態のフォークリフト１０では、図７に示す駆動操舵輪１９の突き上げ時（以下、状態（１）と示す）と図８に示すキャスタ輪３５の突き上げ時（以下、状態（２）と示す）において接触点Ｓの変位量が最大値を示す。そして、本実施形態では、状態（１）から状態（２）に切替わった際のスプリングアーム４６側の接触点Ｓの変位量とキャスタアーム４８側の接触点Ｓの変位量をそれぞれ算出し、これらの変位量を減算して得た値をスプリングアーム４６とキャスタアーム４８の相対変位量として算出している。図９（ａ）〜（ｃ）に示す接触点Ｓの変位量の単位は「ｍｍ」であり、角度変位量の単位は「°」である。

図９（ａ）には、本構造において、状態（１）の時のスプリングアーム４６（第１突起５１ａ）側及びキャスタアーム４８（第２突起５１ｂ）側の各接触点Ｓの変位量Ｓ１，Ｓ２と、状態（２）の時のスプリングアーム４６側及びキャスタアーム４８側の各接触点Ｓの変位量Ｔ１，Ｔ２を示している。変位量Ｓ１，Ｓ２は、図７に示すように、図６の状態から駆動操舵輪１９が突き上げられた時の接触点Ｓの変位量を示す。一方、変位量Ｔ１，Ｔ２は、図８に示すように、図６の状態からキャスタ輪３５が突き上げられた時の接触点Ｓの変位量を示す。状態（１）における接触点Ｓの変位は、キャスタアーム４８が図７における反時計回り方向に回転し、その一方で、スプリングアーム４６が図７における時計回り方向に回転することによって生じる。また、状態（２）における接触点Ｓの変位は、キャスタアーム４８が図８における時計回り方向に回転し、その一方で、スプリングアーム４６が図８における反時計回り方向に回転することによって生じる。

また、図９（ａ）において、角度変位量Ａ１，Ａ２は、図７に示すように、図６の状態から駆動操舵輪１９が突き上げられた時のスプリングアーム４６及びキャスタアーム４８の各回転角度を示す。また、図９（ａ）において、角度変位量Ｂ１，Ｂ２は、図８に示すように、図６の状態からキャスタ輪３５が突き上げられた時のスプリングアーム４６及びキャスタアーム４８の各回転角度を示す。

図９（ｂ）には、図１０に示す従来構造において、状態（１）の時のスプリングアーム４６（突起５１）側とキャスタアーム４８（第２アーム部５４の下面）側の接触点の変位量Ｓ１，Ｓ２と、状態（２）の時のスプリングアーム４６側及びキャスタアーム４８側の接触点の変位量Ｔ１，Ｔ２を示している。図９（ｂ）に示す接触点の変位量Ｓ１，Ｓ２，Ｔ１，Ｔ２と角度変位量Ａ１，Ａ２，Ｂ１，Ｂ２は、図９（ａ）の本構造を用いて実験した時と同じ条件のもとで実験して得られた値である。なお、実験は、本構造及び従来構造において同じ条件で行ったが、構造上の違いによってキャスタアーム４８の角度変位量Ａ２，Ｂ２に若干の誤差が生じた。

図９（ａ），（ｂ）に示す実験結果からは、本構造及び従来構造において状態（１）及び状態（２）の時のスプリングアーム４６側の接触点Ｓの変位量Ｓ１，Ｔ１はほぼ同程度であることが分かる。一方、状態（１）及び状態（２）の時のキャスタアーム４８側の接触点Ｓの変位量Ｓ２，Ｔ２は、本構造と従来構造において変化していることが分かる。

そして、図９（ｃ）には、図９（ａ），（ｂ）の実験結果をもとに算出した本構造及び従来構造におけるスプリングアーム４６側の接触点Ｓの変位量とキャスタアーム４８側の接触点Ｓの変位量を示している。図９（ｃ）に示すスプリングアーム４６側の接触点Ｓの変位量は、状態（１）の時の接触点Ｓの変位量Ｓ１と状態（２）の時の接触点Ｓの変位量Ｔ１を加算して算出される。本実験では、従来構造においてスプリングアーム４６の接触点Ｓの変位量が「１５．８」となり、本構造においてスプリングアーム４６の接触点Ｓの変位量が「１５．６７」となった。これらの接触点Ｓの変位量は、状態（１）から状態（２）に切替わった際に、スプリングアーム４６側の接触点Ｓが変位する最大量を示している。

一方、キャスタアーム４８側の接触点Ｓの変位量は、状態（１）の時の接触点Ｓの変位量Ｓ２と状態（２）の時の接触点Ｓの変位量Ｔ２を加算して算出される。本実験では、従来構造においてキャスタアーム４８側の接触点Ｓの変位量が「７．３」となり、本構造においてキャスタアーム４８側の接触点Ｓの変位量が「１５．９９」となった。これらの接触点Ｓの変位量は、状態（１）から状態（２）に切替わった際に、キャスタアーム４８側の接触点Ｓが変位する最大量を示している。

そして、図９（ｃ）に示すように、従来構造及び本構造におけるスプリングアーム４６とキャスタアーム４８の相対変位量を算出すると、従来構造では相対変位量が「８．５」となり、本構造では相対変位量が「０．３２」となる。この結果、本構造では、スプリングアーム４６とキャスタアーム４８の相対変位量が従来構造に比べて極めて小さくなっていることが分かる。そして、本構造における相対変位量は、略「０（零）」に近い値を示す。これは、状態（１）及び状態（２）の時にスプリングアーム４６とキャスタアーム４８が回転（揺動）する際、第１突起５１ａと第２突起５１ｂとの間に擦れ（すべり）が殆ど生じないことを示す。その結果、本構造では、従来構造に比して接触部位（第１突起５１ａと第２突起５１ｂ）における異音発生が抑制されることになる。一方、従来構造では、相対変位量が大きくなっていることから、スプリングアーム４６とキャスタアーム４８が擦れ（すべり）易く、その擦れによって異音が発生し易くなっている。

したがって、本実施形態によれば、以下に示す効果を得ることができる。
（１）スプリングアーム４６（第１突起５１ａ）とキャスタアーム４８（第２突起５１ｂ）の接触点Ｓを、第１回転軸４０の軸中心Ｒ２と第２回転軸４７の軸中心Ｒ１を結んだ直線Ｌ上に設定した。このため、スプリングアーム４６が第１回転軸４０回りに回転し、かつキャスタアーム４８が第２回転軸４７回りに回転し、接触点Ｓが変位する場合であっても、スプリングアーム４６とキャスタアーム４８の相対変位量をほぼ０（零）の状態にすることができる。したがって、スプリングアーム４６の第１突起５１ａとキャスタアーム４８の第２突起５１ｂの接触部位において擦れ（すべり）が殆ど生じない。その結果、接触部位における異音発生を抑制することができる。

（２）駆動操舵輪１９とキャスタ２０が路面に接地した状態では第１回転軸４０がねじれた状態に保たれるため、第１回転軸４０のねじり反力により駆動操舵輪１９とキャスタ２０は路面に押しつけられる方向に付勢される。このため、フォークリフト１０が走行する際、駆動操舵輪１９とキャスタ２０の路面追従性を高めることができる。よって、従来に比べ凹凸路面走行時の走行安定性を高めることができる。そして、本実施形態では、第１回転軸４０が車幅方向に沿って延びるように配置された比較的長尺の軸でしかも軸長方向両側から逆向きの回転力が入力されてねじれ易いので、そのねじり反力を駆動操舵輪１９とキャスタ２０の付勢に好適に利用できる。

（３）サスペンション機構３０Ａが前方を迂回する平面視で略コ字形状に配置された構造で、ドライブユニットサポート４１の運動起点構造部分がドライブユニット３１の前方に位置する。よって、ドライブユニットサポート４１がドライブユニット３１を前方から支持するように配置され、ドライブユニットサポート４１の腕部４４がドライブユニット３１の前側を上下に延びる状態に配置されるので、運転席１３を車幅方向に広くすることができる。

（４）サスペンション機構３０Ａが前方を迂回する平面視で略コ字形状に配置された構造で、第１回転軸４０がリーチシリンダ１７と運転席１３よりも前方で交差している。従来はサスペンション装置の構成部品（ロアリンク等）が床面下に配置され、床面下でリーチシリンダと交差していたため、運転席１３の床面が高くなっていた。これに対し、本実施形態によれば、第１回転軸４０が床面下を通らず運転席１３の前方でリーチシリンダ１７と交差しているので、運転席１３の床面を低くすることができる。

（５）駆動操舵輪１９とキャスタ２０との間に平行リンク機構が介在せず、回転軸４０の回動を利用するサスペンション機構３０Ａを採用するので、平行リンク機構方式のものに比べ、従来同様に輪重配分機能を備える割にサスペンション装置３０を簡単な構造にすることができる。さらに駆動操舵輪１９とキャスタ２０を回動軸（第１回転軸４０）に対し同じ側に位置させた状態に回動軸を配置できることから、サスペンション装置３０をコンパクトにレイアウトすることができる。

（６）第１回転軸４０を中心として揺動するドライブユニットサポート４１により、ドライブユニット３１を前方から支持し、駆動操舵輪１９が車幅方向と直交する面内で揺動するようにしたので、直進走行時に駆動操舵輪１９が接地面に対して傾倒することがなく、駆動操舵輪１９のタイヤの偏摩耗を防ぎ易くすることができる。

なお、上記実施形態は以下のように変更してもよい。
○ 実施形態において、図６の状態における接触点Ｓの位置を直線Ｌから外れた位置に設定しても良い。具体的には、スプリングアーム４６とキャスタアーム４８の相対変位量が「０（零）〜２ｍｍ」の範囲の数値を示すように設定することが好ましく、実施形態のように直線Ｌ上に設定することがより好ましい。なお、相対変位量を「０（零）〜２ｍｍ」の範囲とするためには、接触点Ｓの位置を直線Ｌに対し直交する線上に沿って直線Ｌからおおよそ「−７ｍｍ〜７ｍｍ」の範囲で外れた位置に設定すれば良い。

○ サスペンション機構の車両後部荷重の配分比（リンク比）は略等分に限定されない。輪重調整用スプリングの付勢力を含め、車両重心が最も前方に位置するときに駆動輪（駆動操舵輪１９）に必要最低限以上の輪重が確保され、車両重心が最も後方に位置するときに駆動輪（駆動操舵輪１９）に規定値（許容値）を超える輪重がかからないように従動輪（キャスタ２０）の輪重を増やせられる適宜な配分比（リンク比）に設定できる。

○ 駆動輪は駆動操舵輪である必要はない。操舵輪を兼ねない駆動輪であってもよい。この場合、運転席の下方にはキャスタでない従動輪を配置する。
○ リーチ用駆動装置は油圧シリンダに限定されない。例えばモータを動力とするパワーシリンダでもよい。要するに荷役装置を前後動させることができる装置であれば足りる。

○ サスペンション装置を設ける産業車両は、左右前輪または左右後輪が駆動輪と従動輪で構成されるとともに従動輪の上方に運転席が設けられた産業車両であればよく、リーチ型フォークリフトに限定されない。例えば荷役装置が前後動する機能のないフォークリフトに採用することができる。また、フォークリフト以外の産業車両でもよい。

次に、上記実施形態及び別例から把握できる技術的思想を以下に追記する。
（イ）前記駆動側支持手段は、前記駆動輪が車幅方向と直交する面内を揺動可能な状態に前記ドライブユニットを支持し、前記回動軸と連動して揺動するアームである請求項１〜３のうちいずれか一項に記載の産業車両のサスペンション装置。

（ロ）前記従動輪の上方に運転席の床面が配置されるとともに運転席の床面と車幅方向に外れた位置に前記駆動輪が配置されており、前記ドライブユニットを支持する前記駆動側支持手段の変位運動の起点となる運動起点構造部分が、前記ドライブユニットの前側に位置している請求項１〜３、及び前記技術的思想（イ）のうちいずれか一項に記載の産業車両のサスペンション装置。

（ハ）産業車両には荷役装置を車体に対して前後動させるためのリーチ用駆動装置が設けられるとともに、前記従動輪の上方に運転席の床面が配置されており、前記駆動側支持手段と前記従動側支持手段との間を作動連結する少なくとも前記回動軸を含む作動連結機構は、前記運転席と前後方向に外れた位置において前記リーチ用駆動装置と交差している請求項１〜３、及び前記技術的思想（イ）のうちいずれか一項に記載の産業車両のサスペンション装置。

実施形態のサスペンション装置を示す一部破断模式平面図。 リーチ型フォークリフトの側面図。 リーチ型フォークリフトの平面図。 サスペンション装置を示す模式側面図。 サスペンション装置を示す模式背面図。 サスペンション装置のキャスタ側構造を示す模式側面図。 駆動操舵輪の突き上げ時における接触点の変位状態を示す模式図。 キャスタ輪の突き上げ時における接触点の変位状態を示す模式図。 （ａ）〜（ｃ）は、実施形態の構造と従来構造における接触点の変位状態を実験により求めた結果を示す説明図。 従来のサスペンション装置のキャスタ側構造を示す模式側面図。

符号の説明

１０…リーチ型フォークリフト、１１…車体、１３…運転席、１３ａ…床板、１６…マスト装置、１７…リーチシリンダ、１９…駆動操舵輪、２０…キャスタ、２１…車体フレーム、３０…サスペンション装置、３０Ａ…サスペンション機構、３１…ドライブユニット、４０…第１回動軸、４１…ドライブユニットサポート、４６…スプリングアーム、４７…第２回転軸、４８…キャスタアーム、５１ａ…第１突起、５１ｂ…第２突起、５４…第２アーム部、５８…輪重調整用スプリング、Ｓ…接触点、Ｒ１，Ｒ２…軸中心。

Claims (4)

1. 駆動輪を有するドライブユニットと従動輪が車体のロール方向の揺動を許容するように車体に対して上下変位可能に懸架され、前記駆動輪と前記従動輪とを作動連結する回動軸には、前記ドライブユニットを支持する駆動側支持手段が連結されているとともに、前記従動輪を支持する従動側支持手段が支持軸に支持された状態で動力伝達手段を介して連結されており、前記回動軸の軸方向両側には、前記駆動側支持手段を介して前記駆動輪の輪重に基づき入力される回転力と、前記従動側支持手段を介して前記従動輪の輪重に基づき入力される回転力が互いに逆向きに入力され、前記２つの回転入力が釣り合うように前記回動軸が回動することにより前記駆動輪と前記従動輪が車体に対して上下逆向きに変位可能に構成された産業車両のサスペンション装置において、
   前記従動側支持手段と前記動力伝達手段は互いに接触した状態で配設され、前記従動側支持手段が変位したときの前記支持軸回りの回転力は、前記動力伝達手段を介して前記回動軸に対し逆向きの回転力として伝達されるようになっており、
   前記従動側支持手段と前記動力伝達手段の接触点を、前記従動側支持手段を支持する前記支持軸の軸中心と前記動力伝達手段を支持する前記回動軸の軸中心とを結んだ中心線のほぼ線上に設定したことを特徴とする産業車両のサスペンション装置。
2. 前記接触点は、前記従動側支持手段と前記動力伝達手段がそれぞれの軸回りに回転した時の前記従動側支持手段と前記動力伝達手段の相対変位量が零〜２ｍｍの範囲となるように設定されていることを特徴とする請求項１に記載の産業車両のサスペンション装置。
3. 前記接触点は、前記中心線上に設定されていることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の産業車両のサスペンション装置。
4. 荷役装置を車体に対して前後動させるためのリーチ用駆動装置が設けられたリーチ型フォークリフトにおいて、
   請求項１〜３のいずれか一項に記載のサスペンション装置を装備したことを特徴とするリーチ型フォークリフト。

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