JPH01197108A - フロントサスペンション - Google Patents
フロントサスペンションInfo
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- JPH01197108A JPH01197108A JP63022601A JP2260188A JPH01197108A JP H01197108 A JPH01197108 A JP H01197108A JP 63022601 A JP63022601 A JP 63022601A JP 2260188 A JP2260188 A JP 2260188A JP H01197108 A JPH01197108 A JP H01197108A
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- 239000012212 insulator Substances 0.000 claims abstract description 42
- 239000006096 absorbing agent Substances 0.000 claims abstract description 25
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- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 6
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- 230000000694 effects Effects 0.000 description 2
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- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
- B60G15/00—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of combined spring and vibration damper, e.g. telescopic type
- B60G15/02—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of combined spring and vibration damper, e.g. telescopic type having mechanical spring
- B60G15/06—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of combined spring and vibration damper, e.g. telescopic type having mechanical spring and fluid damper
- B60G15/067—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of combined spring and vibration damper, e.g. telescopic type having mechanical spring and fluid damper characterised by the mounting on the vehicle body or chassis of the spring and damper unit
- B60G15/068—Resilient suspensions characterised by arrangement, location or type of combined spring and vibration damper, e.g. telescopic type having mechanical spring and fluid damper characterised by the mounting on the vehicle body or chassis of the spring and damper unit specially adapted for MacPherson strut-type suspension
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- Mechanical Engineering (AREA)
- Vibration Prevention Devices (AREA)
- Arrangement Or Mounting Of Propulsion Units For Vehicles (AREA)
- Vehicle Body Suspensions (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
(産業上の利用分野)
本発明はストラットタイプのフロントサスペンションに
係り、詳しくはストラットアッパーのマウントインシュ
レータを工夫することによりエンジンからのロール入力
に対する車両のロール共振特性を最適化し、車両の振動
を低減させたフロントサスペンションに関する。
係り、詳しくはストラットアッパーのマウントインシュ
レータを工夫することによりエンジンからのロール入力
に対する車両のロール共振特性を最適化し、車両の振動
を低減させたフロントサスペンションに関する。
(従来の技術)
従来、この種のフロントサスペンションとしては、例え
ば第4図に示すようなものが知られている(昭和58年
IO月、日産自動車株式会社発行のサービス周報第49
1号■−22頁等参照)。
ば第4図に示すようなものが知られている(昭和58年
IO月、日産自動車株式会社発行のサービス周報第49
1号■−22頁等参照)。
第4図において、1はストラットを構成するショックア
ブソーバであり、ショックアブソーバ1は図中下方の下
端部で図示しない車輪支持部材に連結された外筒2およ
びこの外筒2から上方に向かって摺動可能に突出するピ
ストンロッド3等からなる。ショックアブソーバlのピ
ストンロッド3は上端部でボールベアリング4の内輪4
aに固定され、このボールベアリング4を介してボール
ヘアリング4の外輪4bに嵌着されたマウントインシュ
レータ5の内環部材5aに軸方向一体に連結されている
。マウントインシュレータ5は、内環部材5a、ブラケ
ット6を介して図示しない車体に固定された外環部材5
bおよび両部材間に装填されたゴム等の弾性部材5cか
らなり、車両走行中に内環部材5aおよび外環部材5b
に加わる振動および衝撃により弾性部材5Cが剪断方向
に弾性変形するようになっている。なお、7はショック
アブソーバ1の外筒2とマウントインシュレータ5の間
に介装されたスプリングである。
ブソーバであり、ショックアブソーバ1は図中下方の下
端部で図示しない車輪支持部材に連結された外筒2およ
びこの外筒2から上方に向かって摺動可能に突出するピ
ストンロッド3等からなる。ショックアブソーバlのピ
ストンロッド3は上端部でボールベアリング4の内輪4
aに固定され、このボールベアリング4を介してボール
ヘアリング4の外輪4bに嵌着されたマウントインシュ
レータ5の内環部材5aに軸方向一体に連結されている
。マウントインシュレータ5は、内環部材5a、ブラケ
ット6を介して図示しない車体に固定された外環部材5
bおよび両部材間に装填されたゴム等の弾性部材5cか
らなり、車両走行中に内環部材5aおよび外環部材5b
に加わる振動および衝撃により弾性部材5Cが剪断方向
に弾性変形するようになっている。なお、7はショック
アブソーバ1の外筒2とマウントインシュレータ5の間
に介装されたスプリングである。
(発明が解決しようとする課題)
しかしながら、このような従来のフロントサスペンショ
ンにあっては、ショックアブソーバ1のピストンロッド
3とマウントインシュレータ5の内環部材5aとが軸方
向一体に連結される構成となっていたため、アイドル時
のエンジンの不II焼に起因するエンジン回転数0.5
次成分の起振力により車両の振動レベルが著しく悪化す
るという問題点があった。
ンにあっては、ショックアブソーバ1のピストンロッド
3とマウントインシュレータ5の内環部材5aとが軸方
向一体に連結される構成となっていたため、アイドル時
のエンジンの不II焼に起因するエンジン回転数0.5
次成分の起振力により車両の振動レベルが著しく悪化す
るという問題点があった。
すなわち、特にディーゼル車等においては、エンジンの
各気筒の燃焼圧力が流入空気量や燃料噴射量の変動によ
り異なり、第5.6図に示すように各気筒の有効圧力に
ばらつきが生じ、クランクシャフトが2回転する間を一
周期とする1−ルク変動により起振力(エンジン回転数
0.5次成分の起振力)が発生する。この起振力は第7
図に示すエンジンEからのロール人力Tとなり、特に、
アイドル時に5〜5Hzの振動周波数でエンジンマウン
トKHを介して車体Bをロール方向であるθ方向に振動
させる。一方、ショックアブソーバ1は約5〜10 H
zの微小振動時にステイクし、このとき第8図に示すよ
うにエンジンEからのし1−少入力Tに対する支持ばね
力がマウントインシュレータ5のばね定数に、とタイヤ
の縦ばね定数に3の大小関係(K3 <)(、)により
略に3に等しく一義的に決定されるため、車体Bのロー
ル共振周波数が前記0.5次成分の起振力周波数と一致
して車両の振動レベルが大幅に増大していた(第9.1
0図参照)。
各気筒の燃焼圧力が流入空気量や燃料噴射量の変動によ
り異なり、第5.6図に示すように各気筒の有効圧力に
ばらつきが生じ、クランクシャフトが2回転する間を一
周期とする1−ルク変動により起振力(エンジン回転数
0.5次成分の起振力)が発生する。この起振力は第7
図に示すエンジンEからのロール人力Tとなり、特に、
アイドル時に5〜5Hzの振動周波数でエンジンマウン
トKHを介して車体Bをロール方向であるθ方向に振動
させる。一方、ショックアブソーバ1は約5〜10 H
zの微小振動時にステイクし、このとき第8図に示すよ
うにエンジンEからのし1−少入力Tに対する支持ばね
力がマウントインシュレータ5のばね定数に、とタイヤ
の縦ばね定数に3の大小関係(K3 <)(、)により
略に3に等しく一義的に決定されるため、車体Bのロー
ル共振周波数が前記0.5次成分の起振力周波数と一致
して車両の振動レベルが大幅に増大していた(第9.1
0図参照)。
(発明の目的)
そこで本発明は、マウントインシュレータとショックア
ブソーバ上端部の連結構造を工夫することにより、車両
のロール共振周波数がエンジン回転0.5次成分の起振
力の周波数と一致しないよう車両のロール共振特性を最
適化して、アイドル時等の車両の振動レベルを低減する
ことを目的としている。
ブソーバ上端部の連結構造を工夫することにより、車両
のロール共振周波数がエンジン回転0.5次成分の起振
力の周波数と一致しないよう車両のロール共振特性を最
適化して、アイドル時等の車両の振動レベルを低減する
ことを目的としている。
(課題を解決するための手段)
本発明は、上記の目的を達成するために、車輪を支持す
る車輪支持部材と、車輪支持部材に連結された下端側部
材および該下端側部材に摺動可能に装着され、マウント
インシュレータを介して車体に連結された上端側部材を
有するショックアブソーバと、下端側部材およびマウン
トインシュレータの間に介装されたスプリングと、を備
えたフロントサスペンションにおいて、前記マウントイ
ンシュレータとショックアブソーバの上端側部材が軸方
向に相対変位できるようショックアブソーバの上端側部
材をマウントインシュレータに係合させる係合手段を設
けている。
る車輪支持部材と、車輪支持部材に連結された下端側部
材および該下端側部材に摺動可能に装着され、マウント
インシュレータを介して車体に連結された上端側部材を
有するショックアブソーバと、下端側部材およびマウン
トインシュレータの間に介装されたスプリングと、を備
えたフロントサスペンションにおいて、前記マウントイ
ンシュレータとショックアブソーバの上端側部材が軸方
向に相対変位できるようショックアブソーバの上端側部
材をマウントインシュレータに係合させる係合手段を設
けている。
(作用)
本発明では、係合手段により、ショックアブソーバの上
端側部材が軸方向に相対変位できるようマウントインシ
ュレータに係合される。したがって、剛性の高いゴム等
からなるマウントインシュレータとショックアブソーバ
の上端側部材が軸方向一体に連結されず、エンジンから
のロール入力を受けてマウントインシュレータと上端側
部材の相対変位が促されるために車両の支持ばね力がタ
イヤの縦ばね定数によって一義的に決定されない。
端側部材が軸方向に相対変位できるようマウントインシ
ュレータに係合される。したがって、剛性の高いゴム等
からなるマウントインシュレータとショックアブソーバ
の上端側部材が軸方向一体に連結されず、エンジンから
のロール入力を受けてマウントインシュレータと上端側
部材の相対変位が促されるために車両の支持ばね力がタ
イヤの縦ばね定数によって一義的に決定されない。
このため、下端側部材の軸方向変位を促す比較的ばね定
数が小さいスプリングによって車両のロール共振周波数
が下げられ、エンジン回転0.5次成分の起振力の周波
数と一致しないよう車両のロール共振特性が最適化され
てアイドル時等の車両の振動レベルが低減される。
数が小さいスプリングによって車両のロール共振周波数
が下げられ、エンジン回転0.5次成分の起振力の周波
数と一致しないよう車両のロール共振特性が最適化され
てアイドル時等の車両の振動レベルが低減される。
(実施例)
以下、本発明の一実施例を、図面に基づいて具体的に説
明する。
明する。
第1図において、11はストラットを構成するショック
アブソーバであり、ショックアブソーバ11は図中下方
でナックルスピンドル等の車輪支持部材(図示していな
い)に連結された外筒12(下端側部材)と、マウント
インシュレータ13およびブラケット14を介して車体
15に連結されたピストンロッ)’16 (上端側部材
)とを存する。ピストンロット16は外筒12から上方
に向かって摺動可能に突出しており、外筒12およびピ
ストンロット16は軸方向の相対移動に際して減衰力を
発揮し、外筒12およびマウントインシュレータ13間
に介装されたスプリング17と共に車輪支持部材からの
突上げ荷重等を減衰するようになっている。マウントイ
ンシュレータI3は、内環部材13a、ブラケット14
に固着された外環部材13bおよび両部材間に装填され
たゴム等の弾性部材13cからなり、マウントインシュ
レータ13の内環部材13a内にピストンロット16の
上端がベアリング18を介して同軸に挿入されている。
アブソーバであり、ショックアブソーバ11は図中下方
でナックルスピンドル等の車輪支持部材(図示していな
い)に連結された外筒12(下端側部材)と、マウント
インシュレータ13およびブラケット14を介して車体
15に連結されたピストンロッ)’16 (上端側部材
)とを存する。ピストンロット16は外筒12から上方
に向かって摺動可能に突出しており、外筒12およびピ
ストンロット16は軸方向の相対移動に際して減衰力を
発揮し、外筒12およびマウントインシュレータ13間
に介装されたスプリング17と共に車輪支持部材からの
突上げ荷重等を減衰するようになっている。マウントイ
ンシュレータI3は、内環部材13a、ブラケット14
に固着された外環部材13bおよび両部材間に装填され
たゴム等の弾性部材13cからなり、マウントインシュ
レータ13の内環部材13a内にピストンロット16の
上端がベアリング18を介して同軸に挿入されている。
また、ピストンロット16の上端にはボルト19によっ
てフランジ部材21が取り付けられており、ピストンロ
ット16およびフランジ部材21によって比較的低ばね
定数の仮ばね材からなる平板部材22が挟持されている
。平板部材22は内周部でピストンロット16の軸方向
一体に挟持され、外周部でマウントインシュレータ13
の内環部材13aに軸方向−体に係合しており、平板部
材22はマウントインシュレータ13の内環部材13a
あるいはピストンロフト16から加わる比較的小さい軸
方向荷重によって容易に撓み、マウントインシュレータ
13とピストンロッド16が軸方向に相対変位できるよ
うになっている。一方、ピストンロット16からの突上
げ荷重等の大荷重によってマウントインシュレータ13
およびピストンロット16の相対変位が所定量に達した
とき、ショックアブソーバ11の減衰機能を発揮させる
ためにフランジ部材21がマウントインシュレータ13
の内環部材13aに固着されたストッパー23に衝止さ
れ、あるいは環状弾性体24を介して平板部材22の外
周部で内環部材L3aに衝止されるようにしている。す
なわち、マウントインシュレータ13の内環部材13a
、フランジ部材21、平板部材22、ストッパー23お
よび環状弾性体24により、マウントインシュレータ1
3とピストンロット16とが軸方向に相対変位できるよ
うピストンロッド16をマウントインシュレータ13に
係合させる係合手段25が構成されている。なお、第2
図は本実施例の概略構成をモデル化したものであり、本
実施例が、ばね定数に、 (r<+ =60〜70
kgf/龍)のマウントインシュレータ13と、減衰係
数Cのショックアブソーバ11と、ばね定数Kg(Kz
=2〜3kgf/mm)のスプリング17と、縦ばね係
数に3(K3 =20〜40 kgf/鶴)のタイヤ(
車輪)を有することを示す。
てフランジ部材21が取り付けられており、ピストンロ
ット16およびフランジ部材21によって比較的低ばね
定数の仮ばね材からなる平板部材22が挟持されている
。平板部材22は内周部でピストンロット16の軸方向
一体に挟持され、外周部でマウントインシュレータ13
の内環部材13aに軸方向−体に係合しており、平板部
材22はマウントインシュレータ13の内環部材13a
あるいはピストンロフト16から加わる比較的小さい軸
方向荷重によって容易に撓み、マウントインシュレータ
13とピストンロッド16が軸方向に相対変位できるよ
うになっている。一方、ピストンロット16からの突上
げ荷重等の大荷重によってマウントインシュレータ13
およびピストンロット16の相対変位が所定量に達した
とき、ショックアブソーバ11の減衰機能を発揮させる
ためにフランジ部材21がマウントインシュレータ13
の内環部材13aに固着されたストッパー23に衝止さ
れ、あるいは環状弾性体24を介して平板部材22の外
周部で内環部材L3aに衝止されるようにしている。す
なわち、マウントインシュレータ13の内環部材13a
、フランジ部材21、平板部材22、ストッパー23お
よび環状弾性体24により、マウントインシュレータ1
3とピストンロット16とが軸方向に相対変位できるよ
うピストンロッド16をマウントインシュレータ13に
係合させる係合手段25が構成されている。なお、第2
図は本実施例の概略構成をモデル化したものであり、本
実施例が、ばね定数に、 (r<+ =60〜70
kgf/龍)のマウントインシュレータ13と、減衰係
数Cのショックアブソーバ11と、ばね定数Kg(Kz
=2〜3kgf/mm)のスプリング17と、縦ばね係
数に3(K3 =20〜40 kgf/鶴)のタイヤ(
車輪)を有することを示す。
次に、作用を説明する。
第7.9図に示したように、アイドル時の不整燃焼等に
よりエンジンEにエンジン回転数0.5次成分の起振力
が発生し、この起振力がロール人力Tとして車体15(
車体Bに相当するもの)に加わると、車体15が5〜6
tlzの振動周波数で第7図のθ方向に加振される。こ
のとき、ショックアブソーバ11のピストンロッド16
がスティック状態となるために第2図に示した力学モデ
ルは第3図のように置き換えられ、また、係合手段25
によってマウントインシュレータ13およびピストンロ
ット16が相対変位可能に係合しているので、サスペン
ション全体の支持ばね定数には各ばね定数に、 、 K
2、K8の大小関係(K r > K y > K z
)がらスプリング17のばね定数に2と略等しくなる
。したがって、マウントインシュレータ13およびピス
トンロッド16が軸方向一体に連結されている場合(第
8図参照)のようにタイヤの縦ばね定数に3によって車
両の支持ばね力が一義的に決定されることはなく、比較
的小さいばね定数に2のスプリング17によってマウン
トインシュレータ13およびピストンロット16の相対
変位が促され、車両のロール共振周波数かばね定数に!
、K3の比(K3/Kt=5〜10)に基づいて従来の
共振周波数5〜6Hzから最適周波数2〜311zに下
げられる。このため、エンジン回転数0.5次成分の起
振力の振動周波数(5〜6Hz)と車両のロール共振周
波数(2〜3Hz)とが一致せず、アイドル時のエンジ
ン不整燃焼に起因する起振力によって車両の振動レベル
が増大するのが抑制される。
よりエンジンEにエンジン回転数0.5次成分の起振力
が発生し、この起振力がロール人力Tとして車体15(
車体Bに相当するもの)に加わると、車体15が5〜6
tlzの振動周波数で第7図のθ方向に加振される。こ
のとき、ショックアブソーバ11のピストンロッド16
がスティック状態となるために第2図に示した力学モデ
ルは第3図のように置き換えられ、また、係合手段25
によってマウントインシュレータ13およびピストンロ
ット16が相対変位可能に係合しているので、サスペン
ション全体の支持ばね定数には各ばね定数に、 、 K
2、K8の大小関係(K r > K y > K z
)がらスプリング17のばね定数に2と略等しくなる
。したがって、マウントインシュレータ13およびピス
トンロッド16が軸方向一体に連結されている場合(第
8図参照)のようにタイヤの縦ばね定数に3によって車
両の支持ばね力が一義的に決定されることはなく、比較
的小さいばね定数に2のスプリング17によってマウン
トインシュレータ13およびピストンロット16の相対
変位が促され、車両のロール共振周波数かばね定数に!
、K3の比(K3/Kt=5〜10)に基づいて従来の
共振周波数5〜6Hzから最適周波数2〜311zに下
げられる。このため、エンジン回転数0.5次成分の起
振力の振動周波数(5〜6Hz)と車両のロール共振周
波数(2〜3Hz)とが一致せず、アイドル時のエンジ
ン不整燃焼に起因する起振力によって車両の振動レベル
が増大するのが抑制される。
このように、本実施例においては、係合手段25によっ
てばね定数の大きいマウントインシュレータ13とピス
トンロッド16が軸方向に変位可能に係合され、エンジ
ンからのロール入力を受けてマウントインシュレータ1
3とピストンロッド16の軸方向変位する際、比較的ば
ね定数の小さいスプリング17によって車両のロール共
振周波数が下げられ、エンジン回転0.5次成分の起振
力周波数と一致しないよう車両のロール共振特性が最適
化される。
てばね定数の大きいマウントインシュレータ13とピス
トンロッド16が軸方向に変位可能に係合され、エンジ
ンからのロール入力を受けてマウントインシュレータ1
3とピストンロッド16の軸方向変位する際、比較的ば
ね定数の小さいスプリング17によって車両のロール共
振周波数が下げられ、エンジン回転0.5次成分の起振
力周波数と一致しないよう車両のロール共振特性が最適
化される。
この結果、アイドル時等の車両振動レベルが低減される
。
。
なお、本実施例においては係合手段25に平板部材22
を設けているが、スプリング17の初期状態の長さを考
慮して平板部材22をなくし、いわゆる、がたを持たせ
てもよい。
を設けているが、スプリング17の初期状態の長さを考
慮して平板部材22をなくし、いわゆる、がたを持たせ
てもよい。
(効果)
本発明によれば、係合手段により、ショックアブソーバ
の上端側部材を軸方向に相対変位できるようマウントイ
ンシュレータに係合させているので、エンジンからのロ
ール人力に対して高剛性のマウントインシュレータとシ
ョックアブソーバの上端側部材を相対変位させることが
でき、該相対変位を促す比較的ばね定数の小さいスプリ
ングによって車両のロール共振周波数をエンジン回転0
゜5次成分の起振力の周波数と一致しないよう下げるこ
とができる。この結果、車両のロール共振特性を最適化
してアイドル時等の車両の振動レベルを低減させること
ができる。
の上端側部材を軸方向に相対変位できるようマウントイ
ンシュレータに係合させているので、エンジンからのロ
ール人力に対して高剛性のマウントインシュレータとシ
ョックアブソーバの上端側部材を相対変位させることが
でき、該相対変位を促す比較的ばね定数の小さいスプリ
ングによって車両のロール共振周波数をエンジン回転0
゜5次成分の起振力の周波数と一致しないよう下げるこ
とができる。この結果、車両のロール共振特性を最適化
してアイドル時等の車両の振動レベルを低減させること
ができる。
第1〜3図は本発明に係るフロントサスペンションの一
実施例を示す図であり、第1図はその要部断面図、第2
.3図はそれぞれそのフロン1−サスペンションの力学
モデル図、第4〜10図は従来例を示す図であり、第4
図はその要部断面図、第5.6図はそれぞれエンジン回
転数0.5次成分の起振力発生要因を表すグラフ、第7
図は車両全体の力学モデル図、第8図は従来例のロール
共振時の力学モデル図、第9.10図はそれぞれその車
両振動を表すグラフである。 11・・・・・・ショックアブソーバ、12・・・・・
・外筒(下端側部材)、13・・・・・・マウントイン
シュレータ、16・・・・・・ピストンロッド(上端側
部材)、17・・・・・・スプリング、 25・・・・・・係合手段。
実施例を示す図であり、第1図はその要部断面図、第2
.3図はそれぞれそのフロン1−サスペンションの力学
モデル図、第4〜10図は従来例を示す図であり、第4
図はその要部断面図、第5.6図はそれぞれエンジン回
転数0.5次成分の起振力発生要因を表すグラフ、第7
図は車両全体の力学モデル図、第8図は従来例のロール
共振時の力学モデル図、第9.10図はそれぞれその車
両振動を表すグラフである。 11・・・・・・ショックアブソーバ、12・・・・・
・外筒(下端側部材)、13・・・・・・マウントイン
シュレータ、16・・・・・・ピストンロッド(上端側
部材)、17・・・・・・スプリング、 25・・・・・・係合手段。
Claims (1)
- 車輪を支持する車輪支持部材と、車輪支持部材に連結さ
れた下端側部材および該下端側部材に摺動可能に装着さ
れ、マウントインシュレータを介して車体に連結された
上端側部材を有するショックアブソーバと、下端側部材
およびマウントインシュレータの間に介装されたスプリ
ングと、を備えたフロントサスペンションにおいて、前
記マウントインシュレータとショックアブソーバの上端
側部材が軸方向に相対変位できるようショックアブソー
バの上端側部材をマウントインシュレータに係合させる
係合手段を設けたことを特徴とするフロントサスペンシ
ョン。
Priority Applications (4)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP63022601A JPH01197108A (ja) | 1988-02-02 | 1988-02-02 | フロントサスペンション |
US07/304,077 US4934730A (en) | 1988-02-02 | 1989-01-31 | Front suspension for a wheeled motor vehicle |
DE3903143A DE3903143C2 (de) | 1988-02-02 | 1989-02-02 | Vorderradaufhängung für Kraftfahrzeuge mit Frontmotor |
GB8902301A GB2215683B (en) | 1988-02-02 | 1989-02-02 | Front suspension for wheeled motor vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP63022601A JPH01197108A (ja) | 1988-02-02 | 1988-02-02 | フロントサスペンション |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH01197108A true JPH01197108A (ja) | 1989-08-08 |
Family
ID=12087359
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP63022601A Pending JPH01197108A (ja) | 1988-02-02 | 1988-02-02 | フロントサスペンション |
Country Status (4)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US4934730A (ja) |
JP (1) | JPH01197108A (ja) |
DE (1) | DE3903143C2 (ja) |
GB (1) | GB2215683B (ja) |
Families Citing this family (22)
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US5342029A (en) * | 1993-09-30 | 1994-08-30 | Chrysler Corporation | Suspension strut upper mount |
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DE102008010541B4 (de) | 2008-02-22 | 2012-10-25 | Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft | Federbein- oder Schwingungsdämpferabstützung für ein Fahrzeugrad |
DE102008010542A1 (de) | 2008-02-22 | 2009-08-27 | Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft | Federbeinabstützung eines Fahrzeugrads |
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DE102013218033B4 (de) | 2012-09-13 | 2022-06-02 | GM Global Technology Operations LLC (n. d. Gesetzen des Staates Delaware) | Elastisches oder elastomeres Hochleistungs-Hauptelement einer oberen Halterung |
DE102013226574A1 (de) | 2013-12-19 | 2015-06-25 | Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft | Schwingungsdämpfer- oder Federbeinabstützung für ein Kraftfahrzeugrad |
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Citations (2)
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Family Cites Families (4)
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-
1988
- 1988-02-02 JP JP63022601A patent/JPH01197108A/ja active Pending
-
1989
- 1989-01-31 US US07/304,077 patent/US4934730A/en not_active Expired - Fee Related
- 1989-02-02 DE DE3903143A patent/DE3903143C2/de not_active Expired - Fee Related
- 1989-02-02 GB GB8902301A patent/GB2215683B/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (2)
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Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
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GB2215683A (en) | 1989-09-27 |
GB2215683B (en) | 1991-12-18 |
GB8902301D0 (en) | 1989-03-22 |
DE3903143A1 (de) | 1989-08-10 |
DE3903143C2 (de) | 1994-05-26 |
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