JPH0542812A - Suspension of vehicle - Google Patents
Suspension of vehicleInfo
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- JPH0542812A JPH0542812A JP22476091A JP22476091A JPH0542812A JP H0542812 A JPH0542812 A JP H0542812A JP 22476091 A JP22476091 A JP 22476091A JP 22476091 A JP22476091 A JP 22476091A JP H0542812 A JPH0542812 A JP H0542812A
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【産業上の利用分野】この発明は、減衰係数が振動周波
数に応じて変化する周波数依存形のショックアブソーバ
を有する車両の懸架装置に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle suspension system having a frequency-dependent shock absorber whose damping coefficient changes in accordance with the vibration frequency.
【0002】[0002]
【従来の技術】従来の車両の懸架装置を、車輪一輪分の
振動系をモデル化して示すと、図9に示すようになる。2. Description of the Related Art A conventional vehicle suspension system is shown in FIG. 9 by modeling a vibration system for one wheel.
【0003】即ち、1は車体に対応するばね上質量、2
はタイヤに対応するばね下質量、3はこれらのばね上質
量1およびばね下質量2との間に介在されて、ばね上質
量1を支持する懸架ばね、4は同様にして設けられた制
振作用を有するショックアブソーバ、5はばね下質量2
と路面との間に設けられたタイヤのばねである。That is, 1 is a sprung mass corresponding to the vehicle body, 2
Is an unsprung mass corresponding to the tire, 3 is a suspension spring which is interposed between the unsprung mass 1 and unsprung mass 2, and 4 is a suspension spring which supports the unsprung mass 1 and is similarly provided Shock absorber having action, 5 is unsprung mass 2
Is a spring of a tire provided between the road surface and the road surface.
【0004】このようなモデルでは、減衰力と振動速度
との比である減衰係数が振動周波数に応じて、図10中
の実線で示すように変化する特性を持った周波数依存系
のショックアブソーバを用いた場合には、路面からばね
上質量1に伝わる振動伝達率の周波数特性は、図11中
の実線で示すようになる。In such a model, a shock absorber of a frequency-dependent system having a characteristic that the damping coefficient, which is the ratio of the damping force and the vibration velocity, changes according to the vibration frequency as shown by the solid line in FIG. When used, the frequency characteristic of the vibration transmissibility transmitted from the road surface to the sprung mass 1 is as shown by the solid line in FIG.
【0005】これに対して、減衰係数が振動周波数依存
性を持たない従来のショックアブソーバの特性は、図1
0および図11の破線で示すようになる。On the other hand, the characteristic of the conventional shock absorber whose damping coefficient does not have vibration frequency dependence is shown in FIG.
0 and the broken line in FIG.
【0006】ところで、図11において、ばね上共振点
とばね下共振点の間の中間周波数域は、人間が振動を感
じ易い領域であり、この領域の振動伝達率が低い程乗心
地がよいとされ、また、ばね下共振点付近での振動伝達
率が低い程タイヤの接地性がよく、操縦安定性がよいと
されている。By the way, in FIG. 11, the intermediate frequency range between the sprung resonance point and the unsprung resonance point is a region where humans easily feel vibration, and the lower the vibration transmissibility in this region, the better the riding comfort. Further, it is said that the lower the vibration transmissibility near the unsprung resonance point, the better the ground contact of the tire and the better the steering stability.
【0007】そこで、周波数依存系のショックアブソー
バと従来の振動伝達率を比較すると、中間周波数域では
周波数依存形のショックアブソーバの方が低く、乗心地
がよいのに対し、ばね下共振点付近では逆に従来のショ
ックアブソーバより高くなり、タイヤの接地性が低下し
ている。Therefore, comparing the frequency-dependent shock absorber with the conventional vibration transmissibility, the frequency-dependent shock absorber is lower in the intermediate frequency range and has a better riding comfort, whereas the unsprung resonance point is near. On the contrary, it is higher than the conventional shock absorber, and the ground contact of the tire is reduced.
【0008】[0008]
【発明が解決しようとする課題】従来の周波数依存形の
ショックアブソーバは以上のように構成されているの
で、ばね下共振点付近における振動伝達率が高いため
に、タイヤの路面に対する接地性が低下してしまうとと
もに、操縦安定性が従来のショックアブソーバに比べて
劣るという重大な問題点があった。Since the conventional frequency dependent shock absorber is constructed as described above, the vibration transmissibility near the unsprung resonance point is high, so that the ground contact property of the tire with respect to the road surface is deteriorated. In addition, there is a serious problem that the steering stability is inferior to the conventional shock absorber.
【0009】この発明は上記のような従来の問題点に着
目してなされたものであり、周波数依存形のショックア
ブソーバによるばね下共振点付近の振動伝達率を低下さ
せて、路面に対する接地性および操縦安全性を十分に確
保することができる車両の懸架装置を提供することを目
的とする。The present invention has been made by paying attention to the above-mentioned conventional problems, and lowers the vibration transmissibility in the vicinity of the unsprung resonance point by the frequency-dependent shock absorber to reduce the ground contact and An object of the present invention is to provide a suspension system for a vehicle that can ensure sufficient driving safety.
【0010】[0010]
【課題を解決するための手段】この発明に係る車両の懸
架装置は、ばね上質量およびばね下質量間に懸架ばねと
ともに介在されて、減衰係数が振動周波数に応じて変化
する周波数依存形のショックアブソーバと、上記ばね下
質量の振動加速度を検出する加速度検出手段と、該加速
度検出手段が検出した振動加速度を演算処理して、上記
ばね下質量の振動を抑制するための目標制御力指令を出
力するコントローラとを有し、制御力発生手段に、該コ
ントローラからの目標制御力指令を受けて、これに対応
する制御力を上記ばね下質量に作用させるようにしたも
のである。SUMMARY OF THE INVENTION A vehicle suspension system according to the present invention is a frequency-dependent shock in which a damping coefficient is interposed between an unsprung mass and an unsprung mass together with a suspension spring so that the damping coefficient changes according to the vibration frequency. An absorber, an acceleration detecting means for detecting the vibration acceleration of the unsprung mass, and a vibration acceleration detected by the acceleration detecting means are arithmetically processed to output a target control force command for suppressing the vibration of the unsprung mass. The control force generating means receives a target control force command from the controller and causes the control force corresponding thereto to act on the unsprung mass.
【0011】[0011]
【作用】この発明におけるコントローラは、加速度検出
手段が検出した振動加速度にもとづき、ばね下質量の振
動を抑制するための目標制御力指令を求め、この指令に
従って制御力発生手段が所定の制御力をばね下質量に作
用させ、ばね下共振点付近の振動伝達率を低下させるよ
うに機能する。In the controller according to the present invention, the target control force command for suppressing the vibration of the unsprung mass is obtained based on the vibration acceleration detected by the acceleration detecting means, and the control force generating means applies the predetermined control force in accordance with this command. It acts on the unsprung mass and functions to reduce the vibration transmissibility near the unsprung resonance point.
【0012】[0012]
【実施例】以下、この発明の一実施例を図について説明
するが、図1はこの発明の車両の懸架装置を示す基本構
成図であり、図9のモデル図と対応させて示してある。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 is a basic configuration diagram showing a vehicle suspension system of the present invention, which is shown in correspondence with the model diagram of FIG.
【0013】図1において、1は車体に対応するばね上
質量、2はタイヤに対応するばね下質量、3はこれらの
ばね上質量1およびばね下質量2との間に介在されて、
ばね上質量1を支持する懸架ばね、4は同様にして設け
られた制振作用を有するショックアブソーバ、5はばね
下質量2と路面との間に設けられたタイヤのばねであ
る。In FIG. 1, 1 is an unsprung mass corresponding to a vehicle body, 2 is an unsprung mass corresponding to a tire, and 3 is interposed between these unsprung masses 1 and 2,
Suspension springs 4 supporting the unsprung mass 1 are similarly provided shock absorbers having a damping action, and 5 are tire springs provided between the unsprung mass 2 and the road surface.
【0014】6はばね下質量2に設けられて、ばね質量
の上下振動加速度を検出する加速度検出手段、7はばね
下質量に対し制御力Fを発生する制御力発生手段で、こ
れがばね下質量2に設けられている。6 is an acceleration detecting means provided on the unsprung mass 2 for detecting vertical vibration acceleration of the spring mass, and 7 is a control force generating means for generating a control force F to the unsprung mass. It is provided in 2.
【0015】8はコントローラであり、これが加速度検
出手段によって検出された上下振動加速度を演算処理し
て、制御力発生手段へ目標制御力指令を出力するコント
ローラである。Reference numeral 8 denotes a controller, which is a controller for calculating the vertical vibration acceleration detected by the acceleration detecting means and outputting a target control force command to the control force generating means.
【0016】ここで、上記制御力発生手段7はばね下質
量2の振動を制御するのに十分な力と応答性を持つもの
が用いられ、電磁アクチュエータや油圧アクチュエータ
などが用いられる。Here, the control force generating means 7 is one having sufficient force and responsiveness to control the vibration of the unsprung mass 2, and an electromagnetic actuator, a hydraulic actuator or the like is used.
【0017】また、この制御力発生手段7はばね下質量
2の一部である図2に示すようなサスペンションアーム
9上に直接取り付けてもよいし、周波数依存形の上記シ
ョックアブソーバ4に取り付けてもよい。The control force generating means 7 may be directly mounted on the suspension arm 9 which is a part of the unsprung mass 2 as shown in FIG. 2, or may be mounted on the frequency dependent shock absorber 4. Good.
【0018】図3は上記コントローラ8のブロック図で
あり、11〜13は積分器、14〜16は増幅器、17
は加算器、18は電流増幅器で、増幅器14は加速度検
出手段6の加速度信号である振動加速度信号Xを直接増
幅して加算器17へ入力し、増幅器15は振動加速度信
号Xを積分した振動速度出力X1に制御定数を乗算した
後、増幅して加算器17へ入力し、増幅器16は振動加
速度を2重に積分した振動変位信号X2に制御定数を乗
算した後、増幅して加算器17へ出力する。FIG. 3 is a block diagram of the controller 8 in which 11 to 13 are integrators, 14 to 16 are amplifiers, and 17 is an amplifier.
Is an adder, 18 is a current amplifier, the amplifier 14 directly amplifies the vibration acceleration signal X which is the acceleration signal of the acceleration detecting means 6 and inputs the amplified vibration acceleration signal X to the adder 17, and the amplifier 15 integrates the vibration acceleration signal X into a vibration velocity. The output X1 is multiplied by a control constant, then amplified and input to the adder 17, and the amplifier 16 multiplies the vibration displacement signal X2 in which the vibration acceleration is doubly integrated by the control constant, and then amplified and supplied to the adder 17. Output.
【0019】なお、電流増幅器18の出力は制御力発生
手段7における後述のコイルに供給される。The output of the current amplifier 18 is supplied to a coil described later in the control force generating means 7.
【0020】図4は上記制御力発生手段7の詳細を示す
断面図である。同図において、21は非磁性のボディ
で、このボディ21内に軸受22を介して非磁性体の可
動子23が昇降自在に収められている。FIG. 4 is a sectional view showing the details of the control force generating means 7. In the figure, reference numeral 21 is a non-magnetic body, and a non-magnetic movable element 23 is housed in the body 21 via a bearing 22 so as to be movable up and down.
【0021】24は可動子23上部の大径面に巻かれた
円筒状のコイル、25はこのコイル24の外側方向に環
状の隙間を介して設けられた円筒状の永久磁石、26は
永久磁石25をボディ21内にかしめて固定するキャッ
プ、27,28は可動子23を中程に位置するように上
下方向から支持するコイルスプリング、29はキャップ
26の中心部にグロメット30を介して貫通させたワイ
ヤハーネスで、これがコイル24のリード線31を電流
増幅器18の出力端子に電気的に接続している。32は
ボディ21をばね下質量2に固定するボルトである。Reference numeral 24 denotes a cylindrical coil wound around a large diameter surface above the mover 23, 25 denotes a cylindrical permanent magnet provided outside the coil 24 with an annular gap, and 26 denotes a permanent magnet. 25 is a cap for caulking and fixing it in the body 21, 27 and 28 are coil springs for supporting the mover 23 from above and below so as to be positioned in the middle, and 29 is a central portion of the cap 26 through the grommet 30. A wire harness that electrically connects the lead wire 31 of the coil 24 to the output terminal of the current amplifier 18. 32 is a bolt for fixing the body 21 to the unsprung mass 2.
【0022】次に動作について説明すると、まず、車両
の走行中に、路面が凹凸になるとばね下質量2およびば
ね上質量1が振動する。The operation will be described. First, when the road surface becomes uneven while the vehicle is running, the unsprung mass 2 and the unsprung mass 1 vibrate.
【0023】ばね上質量1は周波数依存形のショックア
ブソーバ4が発生する減衰力によって制振され、ばね下
質量2はショックアブソーバ4が発生する減衰力、およ
び制御力発生手段7が発生する制御力によって制振され
る。The sprung mass 1 is damped by the damping force generated by the frequency-dependent shock absorber 4, and the unsprung mass 2 is the damping force generated by the shock absorber 4 and the control force generated by the control force generating means 7. Controlled by.
【0024】制御力発生手段7は、加速度検出手段6に
よって検出された上下方向の振動加速度にもとづき、コ
ントローラ8によって演算されるばね下質量2の振動を
常に抑えるような目標制御力指令に応じた制御力を発生
する。The control force generating means 7 responds to a target control force command for constantly suppressing the vibration of the unsprung mass 2 calculated by the controller 8 based on the vertical vibration acceleration detected by the acceleration detecting means 6. Generates control power.
【0025】これにより、図5の振動伝達率の周波数特
性の実線で示すように、中間周波数域ではショックアブ
ソーバ4により、ばね下共振点付近およびそれ以上の周
波数域では制御力発生手段7により、破線で示した従来
のショックアブソーバよりも振動伝達率が低くなる。こ
の結果、乗心地およびタイヤの接地性がともに向上す
る。As a result, as shown by the solid line of the frequency characteristic of the vibration transmissibility in FIG. 5, the shock absorber 4 is used in the intermediate frequency range, and the control force generating means 7 is used in the vicinity of the unsprung resonance point and higher frequencies. The vibration transmissibility is lower than that of the conventional shock absorber shown by the broken line. As a result, both the riding comfort and the ground contact property of the tire are improved.
【0026】次に、コントローラ8および制御力発生手
段7の動作について説明すると、まず、加速度検出手段
6が出力する振動加速度信号Xは増幅器14を介して加
算器17に入力され、また、この振動加速度信号Xを積
分して得た振動速度信号X1およびこの振動加速度信号
Xを2重積分して得た振動変位信号X2は、それぞれ増
幅器15,16を介して加算器17に入力される。Next, the operation of the controller 8 and the control force generation means 7 will be described. First, the vibration acceleration signal X output from the acceleration detection means 6 is input to the adder 17 via the amplifier 14, and the vibration is also generated. A vibration velocity signal X1 obtained by integrating the acceleration signal X and a vibration displacement signal X2 obtained by double integrating the vibration acceleration signal X are input to an adder 17 via amplifiers 15 and 16, respectively.
【0027】加算器17ではこれらの各信号X,X1,
X2により目標制御指令を生成して、これが電流増幅器
18を通して、コイル電流として、制御力発生手段7の
コイル24に入力される。In the adder 17, each of these signals X, X1,
A target control command is generated by X2, and this is input to the coil 24 of the control force generating means 7 as a coil current through the current amplifier 18.
【0028】一方、永久磁石25は円筒形状の内面がN
極、外面がS極となっており、磁力線は図6に示すよう
に、内面からコイル24の方向に向い、外面に戻る。On the other hand, the permanent magnet 25 has an N-shaped cylindrical inner surface.
The pole and the outer surface are S poles, and the lines of magnetic force are directed from the inner surface toward the coil 24 and return to the outer surface, as shown in FIG.
【0029】この時、コイル24に図中、紙面より手前
方向の電流が流れると、矢印で示した方向に力Fが発生
する。この力Fの大きさは、電流の大きさと、環状の隙
間部分の磁束密度の大きさと、コイル24の長さの積と
で決まる。即ち、コイル電流に比例した力となる。At this time, when a current flows in the coil 24 in the front direction from the paper surface in the figure, a force F is generated in the direction indicated by the arrow. The magnitude of this force F is determined by the product of the magnitude of the current, the magnitude of the magnetic flux density in the annular gap portion, and the length of the coil 24. That is, the force is proportional to the coil current.
【0030】そして、この力Fの方向は、コイル24に
流れる電流の方向によって異なり、図中、手前より紙面
の方向に電流が流れると、力Fの方向は上記矢印と逆方
向になる。The direction of the force F differs depending on the direction of the current flowing through the coil 24. When the current flows in the direction of the paper surface from the front in the figure, the direction of the force F is opposite to the direction of the arrow.
【0031】従って、コイル電流に応じた力Fが可動子
23に加わり、その反力として、ボディ21からばね下
質量2に対して、可動子23に加わる力と逆向きの力F
が加わる。Therefore, a force F corresponding to the coil current is applied to the mover 23, and as a reaction force thereof, a force F opposite to the force applied to the mover 23 from the body 21 to the unsprung mass 2 is applied.
Is added.
【0032】図8はこのときの制御力発生手段7および
ばね下振動系をモデル化したものである。ここで、fは
ばね下質量2に加わるばね力(つりあい位置からの変動
分)であり、このモデルは図9のモデルに置き替えるこ
とができる。FIG. 8 is a model of the control force generating means 7 and the unsprung vibration system at this time. Here, f is a spring force applied to the unsprung mass 2 (change amount from the balance position), and this model can be replaced with the model in FIG. 9.
【0033】これによれば、ばね下質量2の振動に応じ
た制御力Fが可動子23に加わり、その反力としてばね
下質量2に力Fが作用する。According to this, the control force F corresponding to the vibration of the unsprung mass 2 is applied to the mover 23, and the force F acts on the unsprung mass 2 as a reaction force thereof.
【0034】この可動子23には加速度(F/可動子2
3の質量)が生じて、力Fの方向に変位し、その変位に
応じたばね力2fが可動子23およびばね下質量2に作
用することとなる。The movable member 23 has an acceleration (F / movable member 2
(3 mass) is generated and displaced in the direction of the force F, and the spring force 2f corresponding to the displacement acts on the mover 23 and the unsprung mass 2.
【0035】また、机上計算によれば、制御力の最大値
は、路面入力変位が10mmのとき32kgfとなるこ
とが確認された。Further, it has been confirmed from the desktop calculation that the maximum value of the control force is 32 kgf when the road surface input displacement is 10 mm.
【0036】従って、かかる制御力を発生させるための
電磁アクチュエータである制御力発生手段7の大きさ
は、例えば150×150×150mm程度にすること
ができる。Therefore, the size of the control force generating means 7 which is an electromagnetic actuator for generating such a control force can be set to, for example, about 150 × 150 × 150 mm.
【0037】この結果、この逆向きの力Fがショックア
ブソーバ4のばね下共振点付近の制振作用を補うことと
なり、タイヤの路面に対する接地性および操縦安全性が
確保されることとなる。As a result, the force F in the opposite direction complements the vibration damping action of the shock absorber 4 near the unsprung resonance point, and the grounding property of the tire on the road surface and the steering safety are ensured.
【0038】なお、この場合において、永久磁石25の
極性が上記とは逆になる場合には、コイル24に流す電
流の方向をも逆にすれば、力Fの大きさおよび方向は変
わらず、上記実施例と同様の効果が得られる。In this case, when the polarity of the permanent magnet 25 is opposite to the above, if the direction of the current flowing through the coil 24 is also reversed, the magnitude and direction of the force F will not change, The same effect as the above embodiment can be obtained.
【0039】[0039]
【発明の効果】以上のように、この発明によれば、ばね
上質量およびばね下質量間に懸架ばねとともに介在され
て、減衰係数が振動周波数に応じて変化する周波数依存
形のショックアブソーバと、上記ばね下質量の振動加速
度を検出する加速度検出手段と、該加速度検出手段が検
出した振動加速度を演算処理して、上記ばね下質量の振
動を抑制するための目標制御力指令を出力するコントロ
ーラとを有し、制御力発生手段に、該コントローラから
の目標制御力指令を受けて、これに対応する制御力を上
記ばね下質量に作用させるように構成したので、ばね上
共振点付近以上の振動周波数域で、従来の周波数依存形
のショックアブソーバを用いた場合に比べて、振動伝達
率を低くすることができ、従って、車両の乗心地および
タイヤの路面に対する接地性を向上でき、結果的に操縦
安定性能を向上できるものが得られる効果がある。As described above, according to the present invention, a frequency-dependent shock absorber, which is interposed between an unsprung mass and an unsprung mass together with a suspension spring, has a damping coefficient that changes according to a vibration frequency. An acceleration detecting means for detecting a vibration acceleration of the unsprung mass; and a controller for calculating a vibration acceleration detected by the acceleration detecting means to output a target control force command for suppressing the vibration of the unsprung mass. Since the control force generating means receives the target control force command from the controller and causes the corresponding control force to act on the unsprung mass, vibration above the sprung resonance point or higher is generated. In the frequency range, it is possible to lower the vibration transmissibility compared to the case where a conventional frequency-dependent shock absorber is used. Therefore, the ride comfort of the vehicle and the road surface of the tire can be reduced. That can be improved grounding property, which can result in improved steering stability is the effect obtained.
【図1】この発明の一実施例による車両の懸架装置を示
す基本構成図である。FIG. 1 is a basic configuration diagram showing a vehicle suspension device according to an embodiment of the present invention.
【図2】この発明における制御力発生手段の取付構造を
示す斜視図である。FIG. 2 is a perspective view showing a mounting structure of control force generating means in the present invention.
【図3】この発明におけるコントローラを示すブロック
図である。FIG. 3 is a block diagram showing a controller according to the present invention.
【図4】この発明における制御力発生手段の具体構造を
示す断面図である。FIG. 4 is a sectional view showing a specific structure of the control force generating means in the present invention.
【図5】この発明による振動伝達率特性を示す特性図で
ある。FIG. 5 is a characteristic diagram showing vibration transmissibility characteristics according to the present invention.
【図6】図4における永久磁石とコイルとの関係を示す
説明図である。6 is an explanatory diagram showing a relationship between a permanent magnet and a coil in FIG.
【図7】この発明の制御力発生手段およびばね下振動系
をモデル化した構成図である。FIG. 7 is a configuration diagram modeling the control force generating means and the unsprung vibration system of the present invention.
【図8】図7のモデルを動吸振器形アクティブダンパの
基本形に書き替えて示した構成図である。8 is a configuration diagram in which the model of FIG. 7 is rewritten into a basic form of a dynamic vibration absorber type active damper.
【図9】従来の車両の懸架装置をモデル化して示す構成
図である。FIG. 9 is a configuration diagram showing a model of a conventional vehicle suspension device.
【図10】従来のショックアブソーバによる減衰係数を
示す特性図である。FIG. 10 is a characteristic diagram showing a damping coefficient by a conventional shock absorber.
【図11】従来のショックアブソーバによる振動伝達率
を示す特性図である。FIG. 11 is a characteristic diagram showing a vibration transmissibility by a conventional shock absorber.
1 ばね上質量 2 ばね下質量 3 懸架ばね 4 周波数依存形のショックアブソーバ 6 加速度検出器 7 制御力発生手段 8 コントローラ 1 sprung mass 2 unsprung mass 3 suspension spring 4 frequency dependent shock absorber 6 acceleration detector 7 control force generating means 8 controller
Claims (1)
ねとともに介在されて、減衰係数が振動周波数に応じて
変化する周波数依存形のショックアブソーバと、上記ば
ね下質量の振動加速度を検出する加速度検出手段と、該
加速度検出手段が検出した振動加速度を演算処理して、
上記ばね下質量の振動を抑制するための目標制御力指令
を出力するコントローラと、該コントローラからの目標
制御力指令を受けて、これに対応する制御力を上記ばね
下質量に作用させる制御力発生手段とを備えた車両の懸
架装置。1. A frequency-dependent shock absorber that is interposed between an unsprung mass and an unsprung mass together with a suspension spring, and has a damping coefficient that changes according to the vibration frequency, and an acceleration that detects the vibration acceleration of the unsprung mass. The detection means and the vibration acceleration detected by the acceleration detection means are arithmetically processed,
A controller that outputs a target control force command for suppressing the vibration of the unsprung mass, and a control force generation that receives a target control force command from the controller and applies a corresponding control force to the unsprung mass. And a suspension system for the vehicle including the means.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP22476091A JPH0542812A (en) | 1991-08-09 | 1991-08-09 | Suspension of vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP22476091A JPH0542812A (en) | 1991-08-09 | 1991-08-09 | Suspension of vehicle |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH0542812A true JPH0542812A (en) | 1993-02-23 |
Family
ID=16818805
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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JP22476091A Pending JPH0542812A (en) | 1991-08-09 | 1991-08-09 | Suspension of vehicle |
Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JPH0542812A (en) |
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US7361118B2 (en) | 2004-07-20 | 2008-04-22 | Nabco Limited | Gear mechanism and reduction planetary gear |
JPWO2021255557A1 (en) * | 2020-06-18 | 2021-12-23 | ||
KR20230030240A (en) * | 2021-08-25 | 2023-03-06 | 부경대학교 산학협력단 | Suspension mount structure of electric vehicle and perfromance evaluating method for the same |
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1991
- 1991-08-09 JP JP22476091A patent/JPH0542812A/en active Pending
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
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