JP2708419B2 - 車両のサスペンション装置 - Google Patents
車両のサスペンション装置Info
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- JP2708419B2 JP2708419B2 JP62142768A JP14276887A JP2708419B2 JP 2708419 B2 JP2708419 B2 JP 2708419B2 JP 62142768 A JP62142768 A JP 62142768A JP 14276887 A JP14276887 A JP 14276887A JP 2708419 B2 JP2708419 B2 JP 2708419B2
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- Japan
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- damper
- vehicle
- vehicle body
- suspension device
- spring
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Classifications
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
- B60G13/00—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of vibration dampers
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
- B60G2202/00—Indexing codes relating to the type of spring, damper or actuator
- B60G2202/20—Type of damper
- B60G2202/21—Type of damper with two dampers per wheel, arranged before and after the wheel axis
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は、車両において車輪を車体に懸架するサスペ
ンション装置に関するものである。 （従来の技術） 一般に、自動車等の車両のサスペンション装置におい
ては、車体と車輪側のばね下部材との間にショックアブ
ソーバとしてのダンパを上下方向に配設し、車体がその
共振域で路面の不整等に起因してピッチングやローリン
グ等の振動を生じる際の振動を上記ダンパにより抑制な
いし減衰するようになされている。この場合、ダンパ
は、車体又はばね下部材に対してはラバーブッシュ等の
弾性体を介して連結されている（実開昭57-80748号公報
等参照）。 （発明が解決しようとする課題） ところで、上記ダンパの減衰係数は、車体の共振を抑
制して走行安定性を高める見地からは高く設定すること
が望ましいが、減衰係数を高くした場合には、中周波数
域（ばね上共振域（1.0〜1.3Hz）とばね下共振域（11〜
13Hz）の中間）でダンパを介する車輪側から車体への伝
達力が非常に大きくなり、乗心地が悪くなるという問題
がある。 ここで、ダンパの減衰係数と走行安定性及び乗心地と
の関係について詳しく説明するに、ダンパとばね（ダン
パと車体又はばね下部材との連結部に介在される弾性体
に相当）との直列系振動モデル（第２図参照）におい
て、ダンパの減衰係数をｃ、ばね定数をｋとし、加振点
での振動振幅がｘ＝１のときには、ばね力Ｋ、減衰力Ｃ
及び伝達力Ｆはそれぞれ Ｋ＝kc2ω２／（k2＋c2ω２） Ｃ＝k2ｃω／（k2＋c2ω２） Ｆ＝（K2＋C2）1/2 となる。但し、ωは振動の周波数である。 そして、ダンパの減衰係数ｃを高くした場合、減衰力
Ｃは、第３図において、細実線A1から一点鎖線A2に変化
し、ばね上共振域（1.0〜1.3Hz）たる低周波数域で大き
くなるので、車体の共振を抑制して走行安定性を高める
ことができる。しかし、この場合、伝達力Ｆは、第４図
において、細実線A1から一点鎖線A2に変化し、全周波数
域に亘って大幅に増大するので、特に中周波数域で車体
にゴツゴツした感じが伝わり、乗心地が悪くなる。 一方、ばね定数ｋを低くした場合には、減衰力Ｃは、
第３図に破線A3で示すように、低周波数域で大きく発生
し、中・高周波数域では殆ど生じない。また、伝達力Ｆ
は、第４図に破線A3で示すように、全周波数域に亘って
略一定でかつ小さい。 本発明は、このようなダンパとばねとの直列系におけ
るダンパ減衰係数ｃ及びばね定数ｋと減衰力Ｃ及び伝達
力Ｆとの相関関係に着目し、この相関関係を車両のサス
ペンション装置において有効に利用して、走行安定性及
び乗心地を共に高め得るようにすることを目的とする。 （課題を解決するための手段） 上記目的を達成するため、本発明の解決手段は、車体
と該車体に対し車輪を上下揺動可能に支持するサスペン
ション構成部材との間に亘り、車体上下方向の振動を緩
衝するよう略車体上下方向に延びる２本のダンパが配設
された車両のサスペンション装置において、上記各ダン
パを、車体又はサスペンション構成部材の少なくとも一
方に対してそれぞれ弾性体を介して連結し、一方のダン
パ側の弾性体の剛性を、他方のダンパ側の弾性体の剛性
よりも軟かく設定する構成としたものである。 （作用） 上記の構成により、２本のダンパによる減衰力の特性
線は、第３図において、通常の１本のダンパによる減衰
力の特性線（細実線）A1に対し、ばね定数の低い（剛性
の軟かい）弾性体と直列のダンパによる減衰力の特性線
（破線）A3を加えた太実線Ｂで示すようなものになり、
ばね上共振域（低周波数域）で減衰力が大幅に増大する
ので、ばね上たる車体の振動を効果的に抑制して走行安
定性を高めることができることになる。 一方、２本のダンパによる伝達力の特性線は、第４図
において、通常の１本のダンパによる伝達力の特性線
（細実線）A1に、ばね定数の低い弾性体と直列のダンパ
による伝達力の特性線（破線）A3を加えた太実線Ｂで示
すようなものになり、その伝達力は、通常の１本のダン
パの場合に比べて大きくなるものの、減衰係数の大きい
ダンパの場合（一点鎖線で示す特性線A2）よりも増大量
を全周波数域に亘って小さく抑えられるので、中周波数
域で車体にゴヅゴツ感等が伝わるのを少なくして乗心地
を高めることができる。 すなわち、弾性体の撓み範囲内にあるロードノイズ等
の小さな振動については、ダンパが作用せずにその振動
を弾性体が吸収し、振動が車体に伝達されず、車両のサ
スペンション装置における伝達力の増加を抑えながら、
ばね上共振域での減衰力を増大させて乗心地の向上を図
ることができる一方、弾性体の撓み範囲を越える車体の
ローリングやピッチング等の大きな振動については、ダ
ンパが作用して振動を低減し、そのローリング振動等を
効果的に抑制して走行安定性の向上を図ることができ
る。 （実施例） 以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 第１図は本発明の一実施例に係る車両のダブルウイッ
シュボン式サスペンション装置を示し、１と操舵輪たる
車輪（図示せず）を支持するナックル部材であって、該
ナックル部材１にはステアリング装置の構成部材たるタ
イロッド２が連結されている。３及び４は各々車幅方向
に延びるサスペンションアームとしてのアッパアーム及
びロアアームであって、該両アーム3,4の内端部は、そ
れぞれ前後２箇所でラバーブッシュ5,5を介して車体
（図示せず）に上下揺動可能に取り付けられているとと
もに、アッパアーム３の外端部は上記ナックル部材１の
上端部に、またロアアーム４の外端部はナックル部材１
の下端部にそれぞれボールジョイント6,6を介して連結
されている。 上記ナックル部材１、アッパ及びロアアーム3,4は、
車輪を上下揺動可能に支持するサスペンション構成部材
をなし、このサスペンション構成部材と車体との間に亘
り、略車体上下方向に延びる第１及び第２の２本のダン
パ7,10が車体上下方向の振動を緩衝するように配設され
ている。 上記第１ダンパ７は上下方向に配置されたショックア
ブソーバをなし、この第１ダンパ７の下端部は弾性体と
してのラバーブッシュ８を介して上記ロアアーム４に枢
着され、上端部は弾性体としてのラバーマウント９を介
して車体に取り付けられている。第１ダンパ７は、従来
公知の如くシリンダ7aに対しピストンロッド7bが伸縮動
する際にシリンダ7a内のオイル等の流体がピストンのオ
リフィス（図示せず）を通過するときの流通抵抗により
減衰力を発生するものであり、その減衰係数はピストン
のオリフィス径により特定される。この実施例では、ダ
ンパ７の減衰係数及びその両端のラバーブッシュ８とラ
バーマウント９の全体のばね定数は、車両のサスペンシ
ョン装置においてダンパを用いる際の一般的な場合と略
同じに設定され、このダンパ７とばね（ラバーブッシュ
８及びラバーマウント９）との直列系における減衰力及
び伝達力の各特性線は、それぞれ第３図及び第４図に細
実線A1で示すようなものになっている。 一方、第２ダンパ10は上記第１ダンパ７と略平行に上
下方向に延びており、この第２ダンパ10の下端部は弾性
体としてのラバーブッシュ11を介して上記アッパアーム
３に枢着され、上端部は車体に取り付けられている。上
記第２ダンパ10の減衰係数は上記第１ダンパ７の減衰係
数と略等しく設定されている一方、第２ダンパ10とアッ
パアーム３との連結部に介在されたラバーブッシュ11の
ばね定数は、第１ダンパ７両端の弾性体8,9全体のばね
定数よりもかなり小さく（つまり剛性が軟かく）設定さ
れている。そして、この第２ダンパ10とラバーブッシュ
11との直列系における減衰力及び伝達力の各特性線は、
それぞれ第３図及び第４図に破線A3で示すようなものに
なっている。 尚、12は第１ダンパ７の上部外周に配設されたコイル
スプリングである。このコイルスプリング12の車輪寄り
側つまりサスペンションアーム3,4やナックル部材１側
をばね下といい、車体側をばね上という。 したがって、上記実施例においては、ばね（ラバーブ
ッシュ８及びラバーマウント９）と直列の第１ダンパ７
における減衰力及び伝達力の各特性線は、それぞれ第３
図及び第４図に細実線A1で示すようなものであり、ま
た、ばね（ラバーブッシュ11）と直列の第２ダンパ10に
おける減衰力及び伝達力の各特性線は破線A3で示すよう
なものであるため、これらの全体における減衰力及び伝
達力の各特性線としては、上記両特性線A1,A3を加算し
た太実線Ｂで示すようなものになる。これにより、減衰
力はばね上共振域で大きく発揮されることになるので、
車体のローリングやピッチング振動を効果的に抑制して
走行安定性を高めることができる。また、伝達力は、減
衰係数が大きいダンパをばねと直列にした場合（その特
性線は一点鎖線A2）に比べて小さく抑えられるので、車
体に対し車輪側からダンパ7,10を通してゴツゴツした感
じが伝わるのを少なくすることができ、乗心地を良好に
することができる。 ここで、本発明のサスペンション装置全体を第５図に
示す如き振動モデルとして考え、この振動モデルにおい
て、ばね上（車体）の変位及び振動伝達力を計算した結
果の一例をそれぞれ第６図及び第７図に示す。この第６
図及び第７図において、第１比較例は、減衰係数の小さ
いダンパとばねとを直列にした１組のばね−ダンパ直列
系のみをばね上（車体）とばね下との間に配設したもの
であり、第２比較例は、減衰係数の大きいダンパとばね
との直列にした１組のばね−ダンパ直列系のみを同様に
配設したものである。 本発明例の場合、走行安定性に重要に関係するばね上
共振域でのばね上変化は、第６図から判るように、第１
比較例の場合よりも大幅に抑制され、第２比較例の場合
と同程度となる。また、乗心地に重要に関係する中周波
数域（ばね上共振域とばね下共振域との中間）での振動
伝達力は、第７図から判るように、第２比較例の場合よ
りも大幅に抑制される。したがって、走行安定性及び乗
心地の向上を共に図る上において本発明が非常に有効で
あることが判る。 （発明の効果） 効果的に抑制して走行安定性の向上を図ることができ
る。
ンション装置に関するものである。 （従来の技術） 一般に、自動車等の車両のサスペンション装置におい
ては、車体と車輪側のばね下部材との間にショックアブ
ソーバとしてのダンパを上下方向に配設し、車体がその
共振域で路面の不整等に起因してピッチングやローリン
グ等の振動を生じる際の振動を上記ダンパにより抑制な
いし減衰するようになされている。この場合、ダンパ
は、車体又はばね下部材に対してはラバーブッシュ等の
弾性体を介して連結されている（実開昭57-80748号公報
等参照）。 （発明が解決しようとする課題） ところで、上記ダンパの減衰係数は、車体の共振を抑
制して走行安定性を高める見地からは高く設定すること
が望ましいが、減衰係数を高くした場合には、中周波数
域（ばね上共振域（1.0〜1.3Hz）とばね下共振域（11〜
13Hz）の中間）でダンパを介する車輪側から車体への伝
達力が非常に大きくなり、乗心地が悪くなるという問題
がある。 ここで、ダンパの減衰係数と走行安定性及び乗心地と
の関係について詳しく説明するに、ダンパとばね（ダン
パと車体又はばね下部材との連結部に介在される弾性体
に相当）との直列系振動モデル（第２図参照）におい
て、ダンパの減衰係数をｃ、ばね定数をｋとし、加振点
での振動振幅がｘ＝１のときには、ばね力Ｋ、減衰力Ｃ
及び伝達力Ｆはそれぞれ Ｋ＝kc2ω２／（k2＋c2ω２） Ｃ＝k2ｃω／（k2＋c2ω２） Ｆ＝（K2＋C2）1/2 となる。但し、ωは振動の周波数である。 そして、ダンパの減衰係数ｃを高くした場合、減衰力
Ｃは、第３図において、細実線A1から一点鎖線A2に変化
し、ばね上共振域（1.0〜1.3Hz）たる低周波数域で大き
くなるので、車体の共振を抑制して走行安定性を高める
ことができる。しかし、この場合、伝達力Ｆは、第４図
において、細実線A1から一点鎖線A2に変化し、全周波数
域に亘って大幅に増大するので、特に中周波数域で車体
にゴツゴツした感じが伝わり、乗心地が悪くなる。 一方、ばね定数ｋを低くした場合には、減衰力Ｃは、
第３図に破線A3で示すように、低周波数域で大きく発生
し、中・高周波数域では殆ど生じない。また、伝達力Ｆ
は、第４図に破線A3で示すように、全周波数域に亘って
略一定でかつ小さい。 本発明は、このようなダンパとばねとの直列系におけ
るダンパ減衰係数ｃ及びばね定数ｋと減衰力Ｃ及び伝達
力Ｆとの相関関係に着目し、この相関関係を車両のサス
ペンション装置において有効に利用して、走行安定性及
び乗心地を共に高め得るようにすることを目的とする。 （課題を解決するための手段） 上記目的を達成するため、本発明の解決手段は、車体
と該車体に対し車輪を上下揺動可能に支持するサスペン
ション構成部材との間に亘り、車体上下方向の振動を緩
衝するよう略車体上下方向に延びる２本のダンパが配設
された車両のサスペンション装置において、上記各ダン
パを、車体又はサスペンション構成部材の少なくとも一
方に対してそれぞれ弾性体を介して連結し、一方のダン
パ側の弾性体の剛性を、他方のダンパ側の弾性体の剛性
よりも軟かく設定する構成としたものである。 （作用） 上記の構成により、２本のダンパによる減衰力の特性
線は、第３図において、通常の１本のダンパによる減衰
力の特性線（細実線）A1に対し、ばね定数の低い（剛性
の軟かい）弾性体と直列のダンパによる減衰力の特性線
（破線）A3を加えた太実線Ｂで示すようなものになり、
ばね上共振域（低周波数域）で減衰力が大幅に増大する
ので、ばね上たる車体の振動を効果的に抑制して走行安
定性を高めることができることになる。 一方、２本のダンパによる伝達力の特性線は、第４図
において、通常の１本のダンパによる伝達力の特性線
（細実線）A1に、ばね定数の低い弾性体と直列のダンパ
による伝達力の特性線（破線）A3を加えた太実線Ｂで示
すようなものになり、その伝達力は、通常の１本のダン
パの場合に比べて大きくなるものの、減衰係数の大きい
ダンパの場合（一点鎖線で示す特性線A2）よりも増大量
を全周波数域に亘って小さく抑えられるので、中周波数
域で車体にゴヅゴツ感等が伝わるのを少なくして乗心地
を高めることができる。 すなわち、弾性体の撓み範囲内にあるロードノイズ等
の小さな振動については、ダンパが作用せずにその振動
を弾性体が吸収し、振動が車体に伝達されず、車両のサ
スペンション装置における伝達力の増加を抑えながら、
ばね上共振域での減衰力を増大させて乗心地の向上を図
ることができる一方、弾性体の撓み範囲を越える車体の
ローリングやピッチング等の大きな振動については、ダ
ンパが作用して振動を低減し、そのローリング振動等を
効果的に抑制して走行安定性の向上を図ることができ
る。 （実施例） 以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 第１図は本発明の一実施例に係る車両のダブルウイッ
シュボン式サスペンション装置を示し、１と操舵輪たる
車輪（図示せず）を支持するナックル部材であって、該
ナックル部材１にはステアリング装置の構成部材たるタ
イロッド２が連結されている。３及び４は各々車幅方向
に延びるサスペンションアームとしてのアッパアーム及
びロアアームであって、該両アーム3,4の内端部は、そ
れぞれ前後２箇所でラバーブッシュ5,5を介して車体
（図示せず）に上下揺動可能に取り付けられているとと
もに、アッパアーム３の外端部は上記ナックル部材１の
上端部に、またロアアーム４の外端部はナックル部材１
の下端部にそれぞれボールジョイント6,6を介して連結
されている。 上記ナックル部材１、アッパ及びロアアーム3,4は、
車輪を上下揺動可能に支持するサスペンション構成部材
をなし、このサスペンション構成部材と車体との間に亘
り、略車体上下方向に延びる第１及び第２の２本のダン
パ7,10が車体上下方向の振動を緩衝するように配設され
ている。 上記第１ダンパ７は上下方向に配置されたショックア
ブソーバをなし、この第１ダンパ７の下端部は弾性体と
してのラバーブッシュ８を介して上記ロアアーム４に枢
着され、上端部は弾性体としてのラバーマウント９を介
して車体に取り付けられている。第１ダンパ７は、従来
公知の如くシリンダ7aに対しピストンロッド7bが伸縮動
する際にシリンダ7a内のオイル等の流体がピストンのオ
リフィス（図示せず）を通過するときの流通抵抗により
減衰力を発生するものであり、その減衰係数はピストン
のオリフィス径により特定される。この実施例では、ダ
ンパ７の減衰係数及びその両端のラバーブッシュ８とラ
バーマウント９の全体のばね定数は、車両のサスペンシ
ョン装置においてダンパを用いる際の一般的な場合と略
同じに設定され、このダンパ７とばね（ラバーブッシュ
８及びラバーマウント９）との直列系における減衰力及
び伝達力の各特性線は、それぞれ第３図及び第４図に細
実線A1で示すようなものになっている。 一方、第２ダンパ10は上記第１ダンパ７と略平行に上
下方向に延びており、この第２ダンパ10の下端部は弾性
体としてのラバーブッシュ11を介して上記アッパアーム
３に枢着され、上端部は車体に取り付けられている。上
記第２ダンパ10の減衰係数は上記第１ダンパ７の減衰係
数と略等しく設定されている一方、第２ダンパ10とアッ
パアーム３との連結部に介在されたラバーブッシュ11の
ばね定数は、第１ダンパ７両端の弾性体8,9全体のばね
定数よりもかなり小さく（つまり剛性が軟かく）設定さ
れている。そして、この第２ダンパ10とラバーブッシュ
11との直列系における減衰力及び伝達力の各特性線は、
それぞれ第３図及び第４図に破線A3で示すようなものに
なっている。 尚、12は第１ダンパ７の上部外周に配設されたコイル
スプリングである。このコイルスプリング12の車輪寄り
側つまりサスペンションアーム3,4やナックル部材１側
をばね下といい、車体側をばね上という。 したがって、上記実施例においては、ばね（ラバーブ
ッシュ８及びラバーマウント９）と直列の第１ダンパ７
における減衰力及び伝達力の各特性線は、それぞれ第３
図及び第４図に細実線A1で示すようなものであり、ま
た、ばね（ラバーブッシュ11）と直列の第２ダンパ10に
おける減衰力及び伝達力の各特性線は破線A3で示すよう
なものであるため、これらの全体における減衰力及び伝
達力の各特性線としては、上記両特性線A1,A3を加算し
た太実線Ｂで示すようなものになる。これにより、減衰
力はばね上共振域で大きく発揮されることになるので、
車体のローリングやピッチング振動を効果的に抑制して
走行安定性を高めることができる。また、伝達力は、減
衰係数が大きいダンパをばねと直列にした場合（その特
性線は一点鎖線A2）に比べて小さく抑えられるので、車
体に対し車輪側からダンパ7,10を通してゴツゴツした感
じが伝わるのを少なくすることができ、乗心地を良好に
することができる。 ここで、本発明のサスペンション装置全体を第５図に
示す如き振動モデルとして考え、この振動モデルにおい
て、ばね上（車体）の変位及び振動伝達力を計算した結
果の一例をそれぞれ第６図及び第７図に示す。この第６
図及び第７図において、第１比較例は、減衰係数の小さ
いダンパとばねとを直列にした１組のばね−ダンパ直列
系のみをばね上（車体）とばね下との間に配設したもの
であり、第２比較例は、減衰係数の大きいダンパとばね
との直列にした１組のばね−ダンパ直列系のみを同様に
配設したものである。 本発明例の場合、走行安定性に重要に関係するばね上
共振域でのばね上変化は、第６図から判るように、第１
比較例の場合よりも大幅に抑制され、第２比較例の場合
と同程度となる。また、乗心地に重要に関係する中周波
数域（ばね上共振域とばね下共振域との中間）での振動
伝達力は、第７図から判るように、第２比較例の場合よ
りも大幅に抑制される。したがって、走行安定性及び乗
心地の向上を共に図る上において本発明が非常に有効で
あることが判る。 （発明の効果） 効果的に抑制して走行安定性の向上を図ることができ
る。
【図面の簡単な説明】
第１図は本発明の実施例に係る車両のサスペンション装
置の斜視図であり、第２図はダンパとばねとの直列系振
動モデルを示す模式図、第３図及び第４図はそれぞれ同
振動モデルにおける減衰力及び伝達力の特性図である。
第５図はサスペンション装置全体の振動モデルを示す模
式図、第６図及び第７図はそれぞれ同振動モデルにおけ
るばね上の変位及び振動伝達力の計算結果を示すグラフ
である。 ３……アッパアーム、４……ロアアーム、７……第１ダ
ンパ、8,11……ラバーブッシュ（弾性体）、９……ラバ
ーマウント（弾性体）、10……第２ダンパ。
置の斜視図であり、第２図はダンパとばねとの直列系振
動モデルを示す模式図、第３図及び第４図はそれぞれ同
振動モデルにおける減衰力及び伝達力の特性図である。
第５図はサスペンション装置全体の振動モデルを示す模
式図、第６図及び第７図はそれぞれ同振動モデルにおけ
るばね上の変位及び振動伝達力の計算結果を示すグラフ
である。 ３……アッパアーム、４……ロアアーム、７……第１ダ
ンパ、8,11……ラバーブッシュ（弾性体）、９……ラバ
ーマウント（弾性体）、10……第２ダンパ。
フロントページの続き
(56)参考文献 特開 昭63−97412（ＪＰ，Ａ)
実開 昭61−91412（ＪＰ，Ｕ)
実開 昭55−81412（ＪＰ，Ｕ)
実公 昭61−26083（ＪＰ，Ｙ２)
Claims (1)
- (57)【特許請求の範囲】 １．車体と該車体に対し車輪を上下揺動可能に支持する
サスペンション構成部材との間に亘り、車体上下方向の
振動を緩衝するよう略車体上下方向に延びる２本のダン
パが配設された車両のサスペンション装置において、 上記各ダンパは、車体又はサスペンション構成部材の少
なくとも一方に対してそれぞれ弾性体を介して連結され
ており、 一方のダンパ側の弾性体の剛性は、他方のダンパ側の弾
性体の剛性よりも軟かく設定されていることを特徴とす
る車両のサスペンション装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62142768A JP2708419B2 (ja) | 1987-06-08 | 1987-06-08 | 車両のサスペンション装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62142768A JP2708419B2 (ja) | 1987-06-08 | 1987-06-08 | 車両のサスペンション装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS63306910A JPS63306910A (ja) | 1988-12-14 |
| JP2708419B2 true JP2708419B2 (ja) | 1998-02-04 |
Family
ID=15323134
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP62142768A Expired - Fee Related JP2708419B2 (ja) | 1987-06-08 | 1987-06-08 | 車両のサスペンション装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2708419B2 (ja) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP3018340B2 (ja) * | 1989-02-10 | 2000-03-13 | トヨタ自動車株式会社 | 車両のサスペンション |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6191412U (ja) * | 1984-11-21 | 1986-06-13 |
-
1987
- 1987-06-08 JP JP62142768A patent/JP2708419B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS63306910A (ja) | 1988-12-14 |
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