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1、. . . . 摘 要 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，人們對汽車的乘坐舒適性和安全性的要求逐漸提高，因此對汽車的懸架系統(tǒng)和減振器也提出了更高的要求。本次設計題目是福田輕型貨車的前后懸架系統(tǒng)設計。 所設計懸架系統(tǒng)的前懸架采用鋼板彈簧非獨立式懸架，后懸架是由主副簧組成，也是鋼板彈簧非獨立式懸架。然后對主要性能參數(shù)進行確定，在前懸的設計中首先設計了鋼板彈簧，包括彈簧斷面形狀的選擇，材料和許用應力的校核，和方案布置的設計，還有減振器的選擇。在后懸架系統(tǒng)設計中主要對主副鋼板彈簧進行了設計。 最后采用M

2、ATLAB軟件對懸架系統(tǒng)的平順性進行了編程分析，目的是判斷所設計的懸架平順是否滿足要求。結論是沒有不舒適性。因而對提高汽車的動力性、經(jīng)濟性和操縱穩(wěn)定性是有利的。 關鍵詞：懸架設計；鋼板彈簧；平順性；貨車 Abstract With the development of the Automobile industry, people have been promoting the requirement for the safety and ride comfort quality of the vehicle. As a result, there is a high

3、er demand on the suspension and the shock absorber system of the vehicle. The title of this thesis is the design of front and rear suspension systems ofFukudal truck. The front suspension system is the leaf spring, dependent suspension. The rear suspension system consists of the main spring and the

4、 helper spring and it is also the leaf spring, dependent suspension. In the procedure of the design we made certain the structural style of the suspension system in the first, then we made certain the main parameters. In the design of the front suspension we designed the leaf spring firstly, includi

5、ng the selection of section shape of leaf spring, material and allowable stress and the design of scheme, moreover the design of shock absorber. In the design of rear suspension we carried out the design of the main spring and the helper spring. In the final design stage, the MATLAB software is use

6、d to analyze the ride comfort of the suspension system by programming. The aim is whether suspension ride quality meets to the performance requirement. The results indicate that there is no uncomfortableness for the car on road. Therefore, it is helpful for the dynamical, economical and handling per

7、formances of the vehicle. Key words:Suspension Design; Leaf spring; Ride Comfort;Truck 目 錄 第1章 緒論1 第2章 懸架系統(tǒng)的結構與分析3 2.1 懸架的功能和組成3 2.2 汽車懸架的分類3 2.3 懸架的設計要求4 2.4 懸架主要參數(shù)4 2.4.1 懸架的靜撓度與剛度5 2.4.2 懸架的動撓度5 2.4.3 懸架彈性特性5 2.4.4 懸架側傾角剛度與其在前、后軸的分配7 2.4.5 鋼板彈簧結構7 第3章前后懸架系統(tǒng)的設計8 3.1前懸架

8、系統(tǒng)設計8 3.1.1鋼板彈簧的設計8 3.1.2.鋼板彈簧的驗算9 3.2后懸架系統(tǒng)設計12 3.2.1主、副鋼板彈簧結構參數(shù)12 3.2.2鋼板彈簧的驗算14 第4章減振器設計16 4.1減振器分類16 4.2前后懸架減振器計算16 4.2.1相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù)16 4.2.2最大卸荷力17 4.2.3工作缸直徑17 第5章平順性分析和編程19 5.1平順性的概念19 5.2平順性的評價方法19 5.3平順性的分析20 第6章結論24 參考文獻25 致26 附錄Ⅰ：程序27 附錄Ⅱ：外文資料30 附錄Ⅲ：中文翻譯33 33 / 36

9、 第1章 緒 論 懸架是汽車的車架與車橋之間的一切傳力連接裝置的總稱。它的作用是彈性地連接車橋和車架，緩和行駛中車輛受到的沖擊力。保證貨物完好和人員舒適，使汽車在行駛中保持穩(wěn)定的姿勢，改善操縱穩(wěn)定性；同時懸架系統(tǒng)承擔著傳遞垂直反力，縱向反力和側向反力以與這些力所造成的力矩，以保證汽車行駛平順；并且當車輪相對車架跳動時，特別在轉向時，車輪運動軌跡要符合一定的要求，因此懸架還起使車輪按一定軌跡相對車身跳動的導向作用。 懸架是汽車中的一個重要組成部分，它把車架與車輪彈性地連接起來，關系到汽車的多種使用性能。懸架是一個較難達到完美要求的汽車總成，這是因為懸架既要滿足汽車的舒適性要求，又要滿足其操

10、縱穩(wěn)定性的要求，而這兩方面又是互相對立的。比如，為了取得良好的舒適性，需要大大緩沖汽車的震動，這樣彈簧就要設計得軟些，但彈簧軟了卻容易使汽車發(fā)生剎車“點頭”、加速“抬頭”以與左右側傾嚴重的不良傾向，不利于汽車的轉向，容易導致汽車操縱不穩(wěn)定等。 現(xiàn)代汽車懸架的發(fā)展迅速，不斷出現(xiàn)嶄新的懸架裝置。按控制形式不同分為被動式懸架和主動式懸架。目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架，汽車姿態(tài)只能被動地取決于路面與行駛狀況和汽車的彈性元件，導向機構以與減振器這些機械零件。20世紀80年代以來主動懸架開始在一部分汽車上應用，并且目前還在進一步研究和開發(fā)中。主動懸架可以能動地控制垂直振動與其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛工況

11、自動調(diào)整懸架剛度和阻尼 現(xiàn)代汽車對平順性和操縱穩(wěn)定性和舒適性的要求越來越高，已成為衡量汽車性能好壞的標準。 懸架結構形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性有很大的影響。由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的組成之一。 汽車的固有頻率是衡量汽車平順性的重要參數(shù)，它由懸架剛度和簧載質(zhì)量所決定。人體所習慣的垂直振動頻率約為1～1.6Hz。車身振動的固有頻率應接近或處于人體適應的頻率圍，才能滿足舒適性要求。在懸架垂直載荷一定時，懸架剛度越小，固有頻率就越低，但懸架剛度越小，載荷一定時懸架垂直變形就越大。這樣若沒有足夠大的限位行程，就可能會撞擊限位塊。若固有頻率選取過

12、低，很可能會出現(xiàn)制動點頭，轉彎側傾角大，空載和滿載車身高度變化過大。一般貨車固有頻率是1.5～2Hz，旅行客車1.2～1.8Hz，高級轎車1～1.3Hz。另外，當懸架剛度一定時，簧載質(zhì)量越大，懸架垂直變形也越大，而固有頻率越低?？哲嚂r的固有頻率要比滿載時的高?；奢d質(zhì)量變化圍大，固有頻率變化圍也大。為了使空載和滿載固有頻率保持一定或很小變化，需要把懸架剛度做成可變或可調(diào)的。影響汽車平順性的另一個懸架指標是簧載質(zhì)量?；奢d質(zhì)量分為簧上質(zhì)量與簧下質(zhì)量兩部分，由彈性元件承載的部分質(zhì)量，如車身、車架與其它所有彈簧以上的部件和載荷屬于簧上質(zhì)量m。車輪、非獨立懸架的車軸等屬于簧下質(zhì)量，也叫非簧載質(zhì)量M。如果減

13、小非簧載質(zhì)量可使車身振動頻率降低，而車輪振動頻率升高，這對減少共振，改善汽車的平順性是有利的。非簧載質(zhì)量對平順性的影響，常用非簧載質(zhì)量和簧載質(zhì)量之比m/M進行評價。 影響汽車平順性的另一重要指標是阻尼比，此值取大，能使振動迅速衰減，但會把路面較大的沖擊傳遞到車身，值取小，振動衰減慢，受沖擊后振動持續(xù)時間長，使乘客感到不舒服。為充分發(fā)揮彈簧在壓縮行程中作用，常把壓縮行程的阻尼比設計得比伸小。 懸架的側傾角剛度與前后匹配是影響汽車操縱穩(wěn)定性的重要參數(shù)。當汽車受側向力作用發(fā)生車身側傾，若側傾角過大，乘客會感到不安全，不舒適，如側傾角過小，車身受到橫向沖擊較大，乘客也會感到不適，司機路感不好。所

14、以，整車側傾角剛度應滿足：當車身受到0.4g側向加速度時，其側傾角在2.5°～4°圍，汽車有一定不足轉向特性，前懸架側傾角剛度應大于后懸架側傾角剛度。一般前懸架側傾角剛度與后懸架側傾角剛度比應在1.4～2.6圍，如前后懸架本身不能滿足上述要求，可在前后懸架中加裝橫向穩(wěn)定桿，提高汽車操縱穩(wěn)定性。 第2章 懸架系統(tǒng)的結構與分析 2.1 懸架的功能和組成 懸架系統(tǒng)主要功能： (1) 對不平路面所造成的沖擊和振動等，具有緩和和衰減的作用，從而保證乘客的舒適和貨物的完好，并提高駕駛穩(wěn)定性。 (2) 將路面與車輪之間的摩擦所產(chǎn)生的驅動力和制動力傳輸?shù)降妆P和車身。 (3) 支承車橋上的車身，

15、并使車身與車輪之間保持適當?shù)膸缀侮P系。 典型的懸架結構由彈性元件、導向機構以與減震器等組成，個別結構則還有緩沖塊、橫向穩(wěn)定桿等。彈性元件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以與扭桿彈簧等形式，而現(xiàn)代轎車懸架多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧，個別高級轎車則使用空氣彈簧，貨車常采用鋼板彈簧。 2.2 汽車懸架的分類 為適應不同車型和不同類型車橋的需要，懸架有分為獨立懸架和非獨立懸架。 獨立懸架是兩側車輪分別獨立地與車架彈性地連接，當一側車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。這樣使得發(fā)動機可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結構緊湊。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有

16、利于轉向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同時獨立懸架非簧載質(zhì)量小，可提高汽車車輪的附著性。但獨立懸架成本高，結構復雜。 非獨立懸架特點是兩側車輪安裝于一整體式車橋上，當一側車輪受沖擊力時會直接影響到另一側車輪上，當車輪上下跳動時定位參數(shù)變化小。若采用鋼板彈簧作彈性元件，它可兼起導向作用，使結構大為簡化，降低成本。目前廣泛應用于貨車和大客車上，有些轎車后懸架也有采用的。非獨立懸架由于非簧載質(zhì)量比較大，高速行駛時懸架受到?jīng)_擊載荷比較大，平順性較差。 其主要特點是： （1）組成懸架的構件少，結構簡單，便于維修，經(jīng)濟性好。 （2）堅固耐用，適合重載。 （3）轉彎時車身傾斜度小。 （4

17、）車輪定位幾乎不因其上下運動而改變，所以輪胎磨損較少。 （5）側傾中心位置較高，有利于減小轉向時車身的側傾角。 所以本次設計中福田輕型貨車選用的是非獨立懸架。 2.3 懸架的設計要求 懸架與汽車的多種使用性能有關，在懸架的設計中應該滿足以下性能要求： （1）保證汽車有良好的行駛平順性。 （2）具有合適的衰減振動能力。 （3）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。 （4）汽車制動或加速時能保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，即點頭或后仰；轉彎時車身側傾角要合適。 （5）結構緊湊、占用空間小。 （6）可靠的傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩。在滿足零部件質(zhì)量小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。

18、 2.4 懸架主要參數(shù) 根據(jù)懸架在整車中的作用和整車的性能要求，懸架首先應保證有良好的行駛平順性，這是確定懸架主要性能參數(shù)的重要依據(jù)。 汽車的前、后懸架與簧載質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性主要參數(shù)之一。懸架固有頻率選取的主要依據(jù)是“ISO2631《人體承受全身振動的評價指南》”，固有頻率取值與人步行時身體上下運動的頻率接近。此外，前后懸架的固有頻率接近可以避免產(chǎn)生較大的車身角振動，的汽車高速通過單個路障時引起的車身角振動小于的汽車。故本次設計選取的汽車前后部分的車身固有頻率、分別為, 已知設計參數(shù)： 整車質(zhì)量：滿載：，空載： 質(zhì)心位置： 非簧載質(zhì)量: ,

19、 輪距： 由已知參數(shù)確定初始條件： 空載靜止時汽車前、 后軸（橋）負荷、； 滿載靜止時汽車前、 后軸（橋）負荷、； 簧下部分荷重、。 滿載時單個鋼板彈簧的載荷： , 滿載時單個鋼板彈簧的簧載質(zhì)量： 2.4.1 懸架的靜撓度與剛度 懸架的靜撓度是指滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度之比，即。 因現(xiàn)代汽車的懸掛質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分車身的固有頻率和可用下式表示 ； （1） 式中，、為前、后懸架的剛度；為前、后懸架的簧上質(zhì)量（）。 懸架的彈性特性為線性變化時，前

20、、后懸架的靜撓度可用下式表示 1； 式中，為重力加速度, 。將、代入式（1）得到 所以 懸架剛度 2.4.2 懸架的動撓度 懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允的最大變形時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。所以，對于貨車，取，所以，。 2.4.3 懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力與由此所引起的車輪中心相對于車身位移（即懸架的變形）的關系曲線，稱為懸架的彈性特性。 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。當懸架變形與所受垂直外力之間成固定的比例變化時，彈性特性為一直

21、線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數(shù)。當懸架變形與所受垂直外力之間不成固定的比例變化時，則稱為變剛度，其彈性特性為一曲線，稱為非線性彈性特性。 （1）前懸架常剛度 前懸架承載輕且載荷變化不大，所以設計為常剛度的，鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的（如圖2-1）。 圖2-1 常剛度懸架彈性特性曲線示意圖 （2）后懸架變剛度 福田輕型貨車后懸架采用主、副簧結構的鋼板彈簧。其懸架的彈性特性曲線如圖2-2所示。載荷小時副簧不工作，當載荷達到一定值時副簧與主簧接觸，開始與主簧共同工作。 圖2-2 變剛度懸架彈性特性曲線示意圖 2.4.4 懸架側傾角剛度與其在前、后軸的分配

22、 懸架側傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側傾角時，懸架給車身的彈性恢復力矩。它對簧上質(zhì)量的側傾角有影響。側傾角過大或過小都不好。福田貨車車身側傾角選為。 此外，還要求汽車轉彎行駛時，在的側向加速度作用下，前、后輪側偏角之差應當在圍。而前、后懸架側傾角剛度的分配會影響前、后輪的側偏角大小，從而影響轉向特性，設計還要考慮懸架側傾角剛度在前、后軸上的分配。所以前、后懸架側傾角剛度的比值為/。 2.4.5 鋼板彈簧結構 1.葉片的斷面形狀：標準型矩形斷面。 圖2-3 矩形斷面 2.葉片的端部結構：矩形。 圖2-4 矩形葉片 3.鋼板彈簧端部的支承型式：上卷耳型式。 4.吊

23、耳與鋼板彈簧銷結構：分體式。 第3章 前后懸架系統(tǒng)的設計 3.1前懸架系統(tǒng)設計 前懸架由前鋼板彈簧和減振器組成。 鋼板彈簧中部用兩個U型螺栓固定在前橋上。彈簧兩端的卷耳孔中壓入襯套。前端卷耳用鋼板彈簧銷與前支架相連，形成固定的鉸鏈支點，與車架連起來；后端卷耳則通過吊耳銷與用鉸鏈掛在后支架上可以自由擺動的吊耳相連，與車架連起來。從而保證了彈簧變形時兩卷耳中心線間的距離有改變的可能。鋼板彈簧工作時，越靠近中間受到的彎曲力矩越大，為了充分利用材料并有足夠的強度和彈性，鋼片長度由上到下逐漸縮短。并且各片的彎度是不等的，鋼片越長彎度越小，這樣裝配后在工作時可以減小主片所受負荷，使各片

24、負荷均勻接近。 減振器為液力雙作用筒式減振器。減振器在拉伸和壓縮過程中，通過復原閥和壓縮閥與其相應的節(jié)流系統(tǒng)產(chǎn)生阻尼力，從而使鋼板彈簧的振動速度衰減以改善汽車的行駛平順性。減振器通過連接銷、上支架、下支架以與其橡膠襯套分別與車架和前軸連接，并且向后傾斜十度。 3.1.1鋼板彈簧的設計 1.鋼板彈簧的布置方案 鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設置附加的導向傳力裝置，使結構復雜、質(zhì)量加大，所以只在極少數(shù)汽車上應用?？v置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結構簡單，故本次設計采用縱置，鋼板彈簧布置在車架正下方。 縱置鋼板彈簧又有對稱與不對稱式之分。鋼板彈簧中

25、部在車軸（橋）上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對稱式鋼板彈簧。福田貨車采用對稱式鋼板彈簧。 2.鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 （1）滿載弧高 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸（橋）上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端（不包括卷耳孔半徑）連線間的最大高度差。用來保證汽車具有給定的高度。取。 （2）鋼板彈簧長度的確定 鋼板彈簧長度是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。 （3）鋼板彈簧斷面寬度與厚度的確定 鋼板彈簧的總慣性矩 式中，—U形螺栓中心距，取 —U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)，取 —前鋼板彈簧垂直剛度，= —撓

26、度系數(shù), —材料的彈性模量， 又因為：，取寬度，則可得單片厚度，取，，在之間，符合條件。 （4）.鋼板彈簧總截面系數(shù) 鋼板彈簧總截面系數(shù) 式中，—許用彎曲應力， 3.鋼板彈簧各片長度的確定 前懸架板簧選擇片。 在選擇各葉片長度時，應盡量使應力在片間和沿片長的分布合理，以達到各片壽命接近并節(jié)省材料、減小板簧質(zhì)量的目的。 確定各葉片長度的方法有作圖法和計算法。本次設計采用計算法，確定了鋼板彈簧總長之后，再確定最短片鋼板彈簧的長度，其確定方法是比U型螺栓直接的距離梢大。這二者確定好之后就可利用等比數(shù)列，使各彈簧長度差相等。 3.1.2.鋼板彈簧的驗算 1.鋼板彈簧

27、的剛度驗算 由于有關撓度增大系數(shù)、慣性矩、片長和葉片端部形狀等的確定不夠準確，所以要驗算剛度。用共同曲率法來計算剛度。假定同一截面上各片曲率變化值一樣，各片所承受的彎矩正比于其慣性矩，同時該截面上各片的彎矩和等于外力所引起的彎矩。剛度驗算公式為： 其中 ， ， 式中， —經(jīng)驗修正系數(shù)， —材料的彈性模量， —主片和第片的一半長度。 驗算結果：，其誤差在以，滿足條件。 2.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高與曲率半徑計算 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 式中，為靜撓度 ；為滿載弧高； 為鋼板彈簧總成用U

28、型螺栓加緊后引起的弧高變化， 為U型螺栓中心距；為鋼板彈簧主片長度。 == （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 3.鋼板彈簧總成弧高的核算 鋼板彈簧總成弧高為 鋼板彈簧總成弧高與鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，其驗算結果接近，故滿足要求。 4.鋼板彈簧的強度驗算 （1）緊急制動時,前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應力 式中，—作用在前輪上的垂直靜載荷, —制動時前軸負荷轉移系數(shù), —道路附著系數(shù), —鋼板彈簧前、后段長度, —鋼板彈簧總截面系數(shù), —彈簧固定點到路面的距離, ，合格 （2）鋼板彈簧卷耳的強度

29、核算 卷耳處所受應力是由彎曲應力和壓（拉）應力合成的應力，即 式中，—沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力, —卷耳徑, —鋼板彈簧寬度, —主片厚度, []—許用應力，[] 合格 （3） 鋼板彈簧銷強度計算 為滿載靜止時彈簧端部的載荷, = ； 為卷耳處葉片寬； 為鋼板彈簧銷直徑，取 ，合格 3.2后懸架系統(tǒng)設計 后懸架由鋼板彈簧和減振器組成。 后鋼板彈簧由主副鋼板彈簧組成，主簧4片，副簧3片。連接方法：副鋼板彈簧裝在主鋼板彈簧的下方。主副鋼板彈簧在中心處用中心螺栓連接一體，主簧4 片由夾箍全部夾緊，副簧3片則是自由狀態(tài)。主副簧整體中部用蓋板和

30、U型螺栓固定在后橋殼上，板簧縱置且布置在車架之外。后鋼板彈簧通過銷、連接板將前端卷耳與車架相連接，形成固定旋轉支承端；后卷耳通過吊耳銷、吊耳、支架銷和后支架與車架連接，形成擺動旋轉支承端。后懸架總成承受并傳遞各方向的力和力矩。當汽車裝載質(zhì)量較小時，主簧單獨工作，當載荷達到一定值時，主副簧開始接觸，開始共同工作。這樣可以使汽車在不同載荷下，保證鋼板彈簧既有適當?shù)膹椥杂钟凶銐虻膹姸取? 由于后懸也是鋼板彈簧，所以計算步驟如同前懸，同理可得后懸參數(shù)。 3.2.1主、副鋼板彈簧結構參數(shù) 1.相關參數(shù) 空載靜止時汽車后懸單個鋼板彈簧的簧載質(zhì)量（） ①主簧單獨作用時（空載）的剛度 ②主副簧完全貼

31、合后的共同剛度 ③主副簧開始接觸的載荷，一般應高于空載，取 ④主副簧完全接觸對應的載荷，一般應小于設計載荷，取 ⑤板簧從設計載荷位置到限位塊壓死的行程， ⑥板簧空載弧高，滿載弧高 ⑦主簧片，寬度選，厚度選。主簧驗算剛度。滿足要求。 ⑧副簧片，寬度，厚度。主副簧共同作用總驗算剛度。滿足要求。 2.鋼板彈簧主片長度的確定 3.各片長度的確定 4.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高與曲率半徑計算 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 式中，為靜撓度 ；為滿載弧高； 為鋼板彈簧總成用U型螺栓加緊后引起的弧高變化， 為U型螺栓中心距；為鋼板彈簧主片長度。

32、 （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 主簧曲率半徑 副簧曲率半徑 式中：空載時作用于板簧一端的載荷， —材料的彈性模量， —主簧根部的總截面慣性矩， —主簧主片半長 —副簧主片半長 —主簧曲率半徑 求得副簧曲率半徑 3.2.2鋼板彈簧的驗算 1. 鋼板彈簧的剛度驗算 用共同曲率法驗算剛度。矩形截面慣性矩J=nbh3／12 式中，n為鋼板彈簧的片數(shù)，b為片寬，h為片厚。 則=7073／12=2001mm4 =27073／12+2001=6003 mm4 =12005mm4、 =20008 mm4、 =30012 mm4 =42016

33、mm4 =56023 mm4 Y=1／ Y1=0.000499 、Y2=0.0001666 、Y3=0.0000833 、Y4=0.000054 、 Y5=0.000033 、Y6=0.000024 、Y7=0.0000178 ak+1=l—lk+1 a1=90 a2=180a3=270 a4=360a5=450a6=540 a7=0 取經(jīng)驗修正系數(shù)=0.91 鋼板彈簧剛度計算公式c=6E／（Yk—Yk+1）=268N/mm 所以鋼板彈簧剛度足夠 2. 鋼板彈簧的強度驗算 （1）汽車驅動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在其前半段出現(xiàn)的最大應力 式中，—作用

34、在后輪上的垂直靜載荷, —驅動時后軸負荷轉移系數(shù)， —道路附著系數(shù)， —鋼板彈簧片寬， —鋼板彈簧主片厚度, —鋼板彈簧前、后段長度, —彈簧固定點到路面的距離, —鋼板彈簧總截面系數(shù), 鋼板彈簧總截面系數(shù) 式中，—許用彎曲應力， 合格 （2）鋼板彈簧卷耳的強度核算 卷耳處所受應力是由彎曲應力和壓（拉）應力合成的應力，即 式中，—沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力, —卷耳徑, —鋼板彈簧寬度 —主片厚度, —許用應力， 合格 （3） 鋼板彈簧銷強度計算 為滿載靜止時彈簧端部的載荷,； 為卷耳處葉片寬； 為鋼板彈簧

35、銷直徑，取 4，合格 第4章 減振器設計 4.1減振器分類 懸架中用的最多的減振器是部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時，減振器的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了減振阻力，將振動能量轉變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍的空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者在伸行程進行，則把這種減振器稱為單向作用式減振器，反之稱為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好而得到廣泛應用。 根據(jù)結構形式的不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能在比較大的工作壓力（10-20MPa）條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度

36、變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為2.5-5Mpa，但由于工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛的應用。筒式減振器又分為單筒式和雙筒式和充氣筒式三種。雙筒液力減振器具有工作性能穩(wěn)定和噪聲小等優(yōu)點，在乘用車上得到越來越多的應用。 設計減振器時應當滿足的基本要，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。 福田貨車選用的是雙筒式減振器 4.2前后懸架減振器計算 4.2.1相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù) 1.前減振器相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù)的確定 相對阻尼系數(shù)， 取，，杠桿比，，為懸架固有頻率。 阻尼系數(shù) 2.后減振器相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù)的確定 相對阻尼系數(shù)

37、， 取，，杠桿比，，為懸架固有頻率。 阻尼系數(shù) 4.2.2最大卸荷力 1.前減振器最大卸荷力的確定 為卸荷速度；為車身振幅，?。粸閼壹芄逃蓄l率。 最大卸荷力 2.后減振器最大卸荷力的確定 為卸荷速度；為車身振幅，?。粸閼壹芄逃蓄l率。 最大卸荷力 4.2.3工作缸直徑 1.前減振器工作缸直徑的確定 根據(jù)伸行程的最大卸荷力計算工作缸直徑 式中，為工作缸最大允許壓力，取，選?。粸檫B桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取，選取，所以 = 由汽車筒式減振器國家標準（QC/T491—1999）選出一個標準尺寸 2.后減振器工作缸直徑的確定 根據(jù)伸

38、行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑 式中，為工作缸最大允許壓力，取，選取；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取=，選取，所以 = 由汽車筒式減振器國家標準（QC/T491—1999）選出一個標準尺寸 第5章 平順性分析和編程 5.1平順性的概念 汽車行駛時，路面凹凸不平和發(fā)動機的振動均激發(fā)汽車的振動。當振動達到一定的劇烈程度，將使汽車乘員感到不舒適、疲勞甚至危與人體健康。在同一路面上以一樣車速行駛的不同汽車，由于隔振和減振性能不同，引起的振動劇烈程度會不同。通常把汽車緩和振動，減少對

39、乘員影響的性能以汽車的“行駛平順性”來描述，即汽車不因振動而使乘員感到不舒適的性能稱為汽車行駛平順性。 5.2平順性的評價方法 汽車行駛平順性的評價方法，通常是根據(jù)人體對振動的生理反應與對保持貨物完整性的影響來制訂的，并用振動的物理量，如頻率、振幅、加速度、加速度變化率等作為行駛平順性的評價指標。 目前，常用汽車車身振動的固有頻率和振動加速度評價汽車的行駛平順性。試驗表明，為了保持汽車具有良好的行駛平順性，車身振動的固有頻率應為人體所習慣的步行時，身體上、下運動的頻率。它約為次/分()，振動加速度極限值為。為了保證所運輸貨物的完整性，車身振動加速度也不宜過大。如果車身加速度達到，未經(jīng)固定

40、的貨物就有可能離開車廂底板。所以，車身振動加速度的極限值應低于。 在綜合大量資料基礎上，國際標準化組織ISO提出了ISO 2631《人體承受全身振動的評價指南》。該標準用加速度均方根值()給出了在中心頻率振動頻率圍人體對振動反應的三種不同的感覺界限。我國參照ISO2631制定了國家標準《汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法》和《客車平順性評價指標與極限》。 ISO 2631用加速度均方根值給出了人體在振動頻率圍對振動反應的三個不同感覺界限：舒適－降低界限、疲勞－工效降低界限和暴露極限。 舒適－降低界限與保持舒適有關。在此極限，人體對所暴露的振動環(huán)境主觀感覺良好，并能順利完成吃、讀、寫等動作。

41、 疲勞－工效降低界限與保持工作效率有關。當駕駛員承受振動在此極限時，能保持正常地進行駕駛。 暴露極限通常作為人體可以承受振動量的上限。當人體承受的振動強度在這個極限之，將保持健康或安全。 三個界限只是振動加速度容許值不同?！氨┞稑O限”值為“疲勞－工效降低界限”的2倍(增加)；“舒適－降低界限”為“疲勞-工效降低界限的1/3.15(降低)；而各個界限容許加速度值隨頻率的變化趨勢完全一樣。 5.3平順性的分析 為了改善車乘員的舒適感，必須降低汽車行駛中的振動，即提高汽車的行駛平順性能。汽車在一定路面上行駛時，其振動量（振幅、振動速度與加速度）的大小取決于汽車的質(zhì)量、懸架剛度、輪胎剛度和阻尼

42、等結構參數(shù)。但是，汽車振動是一個極為復雜的空間多自由度振動系統(tǒng)。在本次設計中，為了便于分析，把復雜的實際汽車在某些假設條件下，簡化為等效振動系統(tǒng)。 如圖4-1所示的兩個自由度振動系統(tǒng)。此系統(tǒng)除了具有車身部分的動態(tài)特性外，還能反映車輪部分在圍產(chǎn)生高頻共振時的動態(tài)特性，它對平順性和車輪的接地性有較大影響，更接近汽車懸掛系統(tǒng)的實際情況。圖中，為懸掛質(zhì)量（車身質(zhì)量）；為非懸掛質(zhì)量（車輪質(zhì)量）,為彈簧剛度；為減振器阻尼系數(shù)；為輪胎剛度。 車輪與車身垂直位移坐標為，坐標原點選在各自的平衡位置，其運動方程為 圖5-1 車身與車輪兩個自由度振動系統(tǒng)模型 根據(jù)力學定理，并結合圖5-1所示

43、系統(tǒng)的振動微分方程，可以得出車身加速度和車輪相對動載的幅頻特性。 1. 車身加速度對的幅頻特性 其中為阻尼比；為剛度比；為質(zhì)量比。取 ， 。 根據(jù)此方程，利用MATLAB進行分析可得到車身加速度的幅頻特性曲線，如圖5-2所示。 圖5-2 車身加速度的幅頻特性曲線 2. 相對動載荷,對的幅頻特性 其中為阻尼比；為剛度比；為質(zhì)量比。取 ， 。 根據(jù)此方程，利用MATLAB進行分析可得到車身加速度的幅頻特性曲線，如圖5—3所示。 圖5—3 相對動載的幅頻特性曲線 以上兩組分析得出的特性曲線其規(guī)律符合要求，功率譜峰值在標準圍。根據(jù)車身加速度和車輪相

44、對動載的幅頻特性曲線，可以得出本次設計的懸架滿足平順性要求，在相應的工況下能保證人員的舒適與貨物的完好。 第6章 結論 本次設計進行了福田輕型貨車的懸架系統(tǒng)設計并對其進行了平順性分析。 前懸架系統(tǒng)采用常剛度鋼板彈簧和減振器組成的非獨立懸架，后懸架采用了主副簧結構變剛度鋼板彈簧和減振器組成的非獨立懸架。首先確定前后懸架的固有頻率分別為1.7Hz和2.0Hz，確定了板簧的斷面形狀。在前懸架系統(tǒng)設計中，對鋼板彈簧的參數(shù)進行了確定，確定鋼板彈簧的片數(shù)為6片等厚，

45、厚度為7mm，寬60mm，主片長度為1080mm，用計算法確定出其余各片的長度。接著對鋼板彈簧的剛度和強度進行了校核，結論滿足要求。在后懸架系統(tǒng)設計中主要對主副簧的各項參數(shù)進行計算，主簧4片等厚，厚度為7mm，寬70mm；副簧3片等厚，厚度為7mm，寬70mm。主簧主片長度1440mm，用作圖法確定出其余各片的長度。然后對鋼板彈簧的剛度與強度進行了校核，結論滿足要求。最后對減振器進行了計算，選用液壓式雙向作用減振器，前減振器工作缸直徑40mm，后減振器工作缸直徑50mm，其工作行程均滿足懸架的動撓度要求。 另外，本文還對所設計的懸架系統(tǒng)進行了平順性分析，建立了車身與車輪二自由度振動系統(tǒng)模型

46、。利用MATLAB軟件進行編程分析，根據(jù)所列微分方程得到車身加速度和車輪相對動載的幅頻特性曲線圖。最后得出的結論為：本次設計的懸架滿足平順性要求，在相應的工況下能保證人員的舒適與貨物的完好。 參考文獻 [1]惟信. 汽車設計[M]．第5版．:清華大學，2001 [2] H. W. Ruhlman and K. H. Cochey, The Hydre-matic 290-A New ManualTransmission for General Motors Light Duty Trucks[M]. SAE 872226:8890 [3] 吳宗澤．

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48、譯. 懸架元件與底盤力學[M].：人民交通，2004 [12] 策．機械原理與機械設計[M]．:機械工業(yè)，2004 [13] Julia Happian-Smisth.An Introduction to Modern Vehicle Design[M].2006 [14] 高樹新.汽車行駛平順性評價方法述評[M].總后汽車試驗場期刊，2001,3 [15] 鴻．機械工程手冊[M]．專用機械卷（三）．第2版．:機械工業(yè)，1997 [16] 宋森. 汽車底盤維修實例[M].機械工業(yè)，2002 [17] Griffin，M.J. Evaluation of vibration with

49、 respect to human response. Warrendale PA: SAE paper[J] 860047 [18] 清華大學汽車工程系. 汽車構造[M].人民郵電,2003.3. 致 本次的畢業(yè)設計是立軍老師指導，剛來學校就聽說老師是名非常優(yōu)秀的老師，而且有自己的設計成果，并且長年從事汽車底盤方面的研究，所以當初毅然決然的選擇了老師為我指導，也非常感老師能夠選擇我，接觸老師之后果然名不虛傳，各種專業(yè)知識諳熟于心，我所問的東西一一為我悉心解答，教會了我很多的知識，也是在老師的指導下順利完成了本次設計任務，在這里再次像老師表示感。 感工業(yè)大

50、學汽車與交通工程學院所有的老師。在前階段的課程學習和現(xiàn)階段的畢業(yè)設計中，老師們都給予我很大的幫助與關懷，豐富了我的知識，開闊了我的思路，提高了我的專業(yè)技能。 由于本人水平有限，本次設計難免有不足之處，希望各位老師多多批評和指正。 附 錄 Ⅰ： 程序 1.車身加速度幅頻特性曲線 x=0.1:0.1:20; m2=817.17; m1=40; u=m2/m1; x0=1.7; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-(w./w0).^2).*(1+9-

51、1./u.*(w./w0).^2)-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1).*(w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) grid xlabel('激振頻率 f/HZ'); ylabel('|Z2/q|／s-1'); title('車身加速度幅頻特性曲線'); gtext('前懸'); legend('f1=1.7, f2=2.0,r=9' ); hold on x=0.1:0.1:20; m2=1680.29;

52、 m1=60; u=m2/m1; x0=2.0; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-(w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2)-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1).*(w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) grid xlabel('激振頻率 f/HZ'); ylabel('|Z2/q|／s-1'); title('車身加速度幅頻

53、特性曲線'); gtext('后懸'); 2.相對動載的幅頻特性曲線 x=0.1:0.1:15; m2=817.17; m1=40; u=m2/m1; x0=1.7; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1).*(w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)-1).^2+4.*b.*b.*d.*d)./a

54、); plot (x,y) grid xlabel('激振頻率 f/HZ'); ylabel('|Fd/Gq|／(s.m-1)'); title('相對動載的幅頻特性曲線'); gtext('前懸'); legend(' f1=1.7, f2=2.0,r=9' ); hold on x=0.1:0.1:15; m2=1680.2; m1=60; u=m2/m1; x0=2.0; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2-1).^2+4.*b.*b.*(w.

55、/w0).^2.*(9-(1./u+1).*(w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)-1).^2+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot (x,y) gtext('后懸'); 附 錄Ⅱ：外文資料 サスペンションの種類と形式 サスペンションの役割 サスペンションとは、車のボディとタイヤの間に取り付けられ、路面からの衝撃を緩和する裝置で、乗り心地はもちろん、走行性能や車高などを決める重要な役割をもっています。一般的な車のサスペンションは、基本的にサスペンションアーム、

56、スプリング、ショックアブソーバーの３つによって構成されています。車に採用されているサスペンションはストラット、マルチリンク、ダブルウィッシュボーンの３種類と、トラックなどに採用されるリーフスプリングがあります。それぞれの形式にはメリットもデメリットもあり、車の性能や使い方によっていちばん最適なものが裝備されています。 固定車軸方式 サスペンションは、リジットアクスルサスペンションとも呼ばれ、左右のタイヤと１本の軸で連結されています。トラックやFF車のリヤに採用されることが多く、構造が単純で耐久性もあり、コスト削減などのメリットがあります。反面、両方のタイヤが１本の軸で連結されているので、片

57、方のタイヤが受けた動きが、もう片方のタイヤにも影響するなど路面追従性や乗り心地は悪いというデメリットがあります。 獨立懸架方式 左右のサスペンションがそれぞれ獨立して動くシステムで、車軸式に比べてタイヤの追従性は格段に向上しています。１つのサスペンションに対して１つの機構を設けられ、その車種に合った細かな調(diào)整が可能で、現(xiàn)在ではさまざまな車種に採用され、サスペンションでは主流になっている方式です。 ストラット式 ショックアブソーバーとスプリング、ロアアームで構成され、これを考案したフォードのエンジニアの名前からマクファーソン?ストラット式とも呼ばれ、自動車用のサスペンション方式としては現(xiàn)

58、在最も多く利用されています。 マルチリンク式 マルチリンク式は複數(shù)のアームから構成されているサスペンションで、全てのアームが物理的に離れた存在となることで配置の自由度が増し、よりきめ細やかなセッティングが可能です。また、數(shù)本のアームによって支持することによってアライメント変化に強く、タイヤを路面に接地させる能力をアップさせることができます。そのため、高速領域で不安定になりやすい高性能FF車や、ハイパワーのFR車のトラクションを確保する目的でリアサスペンションに採用されることが多くなっています。 ダブルウィッシュボーン式 ダブルウィッシュボーンとは、アームがV字型をしており、鳥の叉骨（ウ

59、ィッシュボーン）に似ていることから名付けられました。この方式は、路面に対してほぼ水平に取り付けられた上下2本のアームによりアップライトを挾むように支える構造になっています。 構造上、サスペンションの剛性を確保する事が容易で、タイヤと路面の間の摩擦力（グリップ力）の変化が少ないことがメリットです。また、設計の自由度が高いことと、アライメントの微調(diào)整が可能なこともこの方式の特徴で、F1などでも採用されています。反面、コストが高くなることから、高級グレード、もしくは大きなボディをもつ車に採用される傾向にあります。 リーフスプリング リーフスプリングとは、長さの違う細長い板狀の鋼を何枚も重ね合わせ

60、たタイプのサスペンションで、この板がたわむことで路面からの衝撃を吸収します。丈夫で部品點數(shù)が少なく、スペースもとらない上に板の枚數(shù)を変更することにより、バネレートを自由に調(diào)整できるなどのメリットがあります。デメリットは乗り心地が悪いということです。重量物を積載するトラックの後部やSUVなどに多く採用されています。 コイルスプリング コイルスプリングはサスペンションを構成する部品で渦巻き狀のバネのことです。このスプリングが伸び縮みすることで路面からのショックを吸収します。通常、スプリングの長さが短くなると車高も下がります。また、スプリングの硬さも車には大きな影響があり、ある程度硬くすることで

61、コーナーリングなどの安定につながりますが、乗り心地はゴツゴツして悪くなります。 ショックアブソーバー ショックアブソーバーはスプリングの特性による揺り返し現(xiàn)象（周期振動）を制御するために使用されます。スプリングは伸び縮みでショックを吸収してくれますが、力が加わるとしばらくの間、伸び縮みを繰り返してしまう性質(zhì)があります。これを抑える役目をするのがショックアブソーバーです。加減速時、旋回時の姿勢安定、また路面の不整に対する乗り心地の向上に広く利用されています?，F(xiàn)在は液體の粘性抵抗を利用したオイル式のショックアブソーバーが広く普與しています エアーサスペンション。 ショックアブソーバー部分に

62、空気を利用したものがエアーサスペンションです。大型トラックなどでリーフサスペンションに変わるものとして人気が高くなっています。しかし、きわめて高価なことと、耐久性の面で劣ることから全面的普與には至っていません。また、乗用車ではやはり高級車に採用される場合が多いですが、快適な乗り心地と、乗員や荷物に関わらず常に一定の車高を確保できることが魅力です 附 錄 Ⅲ：中文翻譯 汽車懸架的種類和形式 懸架的作用 懸架是車身和輪胎之間緩解沖擊的裝置，對乘坐舒適度和汽車的性能以與平順性起到了至關重要的作用。

63、一般汽車是懸架，基本上懸架上都安裝彈性元件、減震器和穩(wěn)定桿等3種元件?，F(xiàn)在汽車已經(jīng)普與，根據(jù)其優(yōu)點各種車所用是彈性元件不盡一樣，比如卡車用的是鋼板彈簧作為彈性元件。其他車根據(jù)其性能的要求不同還會采用其他彈性元件。 非獨立懸架 非獨立懸架是指左右兩側的車輪用一根車軸連接。卡車和FF（前置前驅）汽車使用的比較多，其結構簡單，耐用，制造成本低等優(yōu)點。與此相反兩側的車輪被一根軸連接，一側了車輪上下跳動，另一側的車輪也會受到其影響，降低了乘坐舒適性，這是它的缺點。 獨立懸架 左右側懸架是各自獨立的裝置，與非對立相比，車輪的獨立性可以大大的提高。一個懸架是一個機構，根據(jù)車型的不同懸架做出細節(jié)上的調(diào)

64、整，有很多的汽車被廣泛的使用該懸架已經(jīng)成為主流。 麥弗遜式 麥弗遜懸架是由減震器、減震彈簧和下橫臂組成的，是有福特公司一名設計師的名字命名的，麥弗遜懸架由于構造簡單，性能優(yōu)越的緣故，被最廣泛的使用著。 雙橫臂式 是由多個擺臂組成的懸架系統(tǒng)，因為它的特殊布置使得自由度變化圍擴大，做出細節(jié)上的調(diào)整。另外，由于擺臂的擺動使得輪胎附著力，為了高速能夠穩(wěn)定行駛，高性能的FF汽車被廣泛的使用。 雙叉臂式 雙叉臂是指擺臂成V字行，與鳥的雙叉口相似，這種形式隨著路面起伏，車輪緊貼地面跳動，起到了很好的緩沖作用。懸架有減輕車輛與地面發(fā)生的撞擊力的優(yōu)點。另外，讓車輪在上下運動時能自動改變外傾角并且減小

65、輪距變化減小輪胎磨損，正是這一特征，被F1所采用。然而費用就高了，在超級跑車上使用多。 多連桿式 是由多個細長的桿組成的位置變化的懸架。能夠有效的吸收震動所產(chǎn)生的能量，能使車輪繞著與汽車縱軸線成一定角度的軸線擺動，車輪跳動時輪距和前束的變化很小，不管汽車是在驅動、制動狀態(tài)都可以按司機的意圖進行平穩(wěn)地轉向，缺點是乘坐舒適度不夠。被卡車和SUV所采用。 螺旋彈簧 螺旋彈簧是懸架系統(tǒng)的組成部分。螺旋彈簧的壓縮和拉伸能夠有效的吸收路面的沖擊。隨著彈簧的變短車身高度也會下降。另外彈簧的剛度對車產(chǎn)生很多影響，有一定程度剛度大的會使車身穩(wěn)定，但乘坐舒適性下降。 減震器 減震器的特性是利用它控制余震現(xiàn)象（周期震蕩）彈簧在伸縮的時候吸收了沖擊力，抑制了反復震蕩。對提高乘坐舒適性有很多提高，目前是利用有粘度的液體作為阻尼介質(zhì)，雙作用式減震器被廣泛的使用。 空氣懸架 空氣懸架，減震器部分采用空氣減震器。已經(jīng)很受重型卡車的歡迎。然而，這個非常昂貴，而且耐用性也是技術瓶頸。此外，這往往是高級轎車的專利，可調(diào)高度可以保證乘坐舒適性。 福田輕型貨車懸架系統(tǒng)設計 Suspension System Design of Fukuda light truck