【正文】 毫米波雷 達(dá) .................. 錯誤 !未定義書簽。 毫米波雷達(dá) ....................... 錯誤 !未定義書簽。 基于 Adaboost 的識別算法 .......... 錯誤 !未定義書簽。 基于 OpenCV 實現(xiàn) ............ 錯誤 !未定義書簽。 攝像機鏡頭畸變原理 .......... 錯誤 !未定義書簽。 主要研究工作和結(jié)論 ............... 錯誤 !未定義書簽。為使電動汽車對傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車形成更大的競爭優(yōu)勢，設(shè)計出適合電動汽車的底盤系統(tǒng)勢在必行。這樣省掉了離合器、變速器及傳動軸等傳動環(huán)節(jié)，傳動效率得到提高，也更便于實現(xiàn)機電一體化。這對提高電動汽車?yán)m(xù)駛里程是很重要的。 1)四輪轉(zhuǎn)向降低低速轉(zhuǎn)向半徑。首先，若前輪進(jìn)行轉(zhuǎn)向，前輪胎就產(chǎn)生滑動角α，并產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)向心力，車身開始自轉(zhuǎn)。但是，由于可靠性的問題應(yīng)用的越來又少。這幾個詞將在下面的說明書中反復(fù)的使用。簡單可靠也是整個設(shè)計的主旨。下面就計算原地轉(zhuǎn)向阻力矩使用兩種方法： 《汽車動力學(xué)》求解 書中并未給出直接的經(jīng)驗公式，而是就靜止轉(zhuǎn)向力矩的影響因素給出了比列關(guān)系： 其中，為轉(zhuǎn)向輪垂直載荷的 倍， 為輪胎與路面之間的摩擦系數(shù)， p為輪胎的胎壓。P為輪胎氣壓（ MPa）。 ，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應(yīng)最小。綜合價格和性能我們選擇了松下 MSMD022S1U 伺服電機，下面就這一電機的選型進(jìn)行闡述。這里的電機慣量直接影響所加載載荷的響應(yīng)速度，所以現(xiàn)在需要對所帶載荷的轉(zhuǎn)動慣量進(jìn)行估算。計算結(jié)果： 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 11 圖 34 懸架轉(zhuǎn)向梁： 由于我們的計算軟件只能進(jìn)行簡單外形的物體轉(zhuǎn)動慣量的計算，這里我們將彎梁簡化為一段橫梁、一段豎梁，并且認(rèn)為這 兩個空心方鋼為密度為 的均質(zhì)梁進(jìn)行計算。 我們選擇 NMRV50 蝸輪蝸桿減速機，速比 100，效率 80%。額定轉(zhuǎn)矩是 ，經(jīng)過減速機輸出。主流絕對值編碼器，按期精度分為 17位和 14 位編碼器，這里我們選用 17 位編碼器。 轉(zhuǎn)向電機和減速機的連接選用螺紋連接，采用 M4 的內(nèi)六角螺釘。為了降低質(zhì)量支架材料選用鋁合金。 Nm = 蝸輪輸入轉(zhuǎn)矩 2T =1T i 234nnn =179。由手冊知傳動中心距 a ≥ ? ?3 2 EHZZKT ???????? ① 定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)距 由前面可知 2T = Nm ②確定載荷系數(shù) K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù) K? =1。這時 d1/a=，因此以上計算結(jié)果可用。 82mm=82mm 齒頂圓直徑 da2= 2d +2ha2=82+2179。然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度。 M—— 軸所受的彎矩， N178。圖中 吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 26 圖 320 XY 平面受力分析 圖 321 XZ 平面受力圖： 圖 322 其中 水平面彎矩 NmmM YX /? 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 27 圖 323 垂直面彎矩 NmmM ZX /? 圖 324 合成彎矩 N m mMMM ZXYX /22 ?? ?? =231153N178。 這里只要保證軸的最小直徑為 38mm 就可以滿足軸的強度要求，那么把驗算前的軸的設(shè)計進(jìn)行補充得到如下圖所示的軸的設(shè)計： 圖中長度為 8mm 的軸徑用來安裝油封，由于標(biāo)準(zhǔn)油封沒有合適的這里在生產(chǎn)過程中可以使用自制的橡膠卡簧密封圈。 N＝ 由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù) fp= 1p = fp（ XFr＋ YFa） =179。 +179。 4 GB 10962020， b=4mm， h=4mm， L=20 mm。 這里校驗的是減速機渦輪軸輸出連接鍵的強度。 () W=50W 中使用的是市面上通用的 RV 蝸輪蝸桿減速機的外殼，這里借用具有相同中心距的 RV50 蝸輪蝸桿減速機的外殼來做熱平衡校驗。 減速機外殼及外圍設(shè)備 減速機外殼 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 33 ，由鋁合金壓鑄而成。 M8 的螺紋孔，加工在減速機下部，孔上擰上相應(yīng)的密封螺釘組件。 在使用過程中轉(zhuǎn)軸不斷受到減速機輸出端傳遞的交變載荷，所以這里要對其進(jìn)行疲勞強度校核。 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 35 這段不會疲勞校核合格 過度倒角 r=2，有效應(yīng)力集中系數(shù) =；材料為碳鋼， d=24,則尺寸系數(shù)=；軸的表面由磨削加工，用插值法求得表面質(zhì)量系數(shù) =1 這段不會疲勞校核合格 d=30mm 的那段軸上，危險點有兩個：安裝擋圈處、過度圓角端。 作為輪轂電機驅(qū)動的電動汽車，此處軸承承受 z軸方向上的車體重力和傳遞過來的地面支持力， y 軸方向的車輛橫擺、轉(zhuǎn)向所形成的的側(cè)向力， x 軸在加速前進(jìn)和制動過程中的慣性力。 正常使用過程中上下兩個滾子軸承同時承受徑向力，而下部軸承則需要承受了垂直方向所有的力，只有在行駛過程中受到比較大的震動車輪彈起來才會是上部滾子軸承承受軸向力。當(dāng)然由于這里承受的軸向載荷較大，最好選用推力圓錐滾子軸承。和彈性擋圈一樣，一般行駛過程中不受力的作用，當(dāng)受到大的地面沖擊時，車“跳”起來了受下面部分重力作用。懸架垂直剛度隨車輛參數(shù)而不同，換算成系統(tǒng)固有振動頻率為 1～ 2Hz。 ? 的表達(dá)式為 scm2?? ? 式中， c 為懸架系統(tǒng)垂直剛度； sm 為簧上質(zhì)量。 根據(jù)以上所述：取 S? ＝ Y? ＝ S? ＝ 179。在減振器安裝如圖 42b 所示時 naAv x /co s?? ?? 式中， xv 為卸載速度，一般為 ～ ； A為車身振幅，取177。 導(dǎo)向座寬度和活塞寬度的設(shè)計計算 如果導(dǎo)向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設(shè)計時必須保證有一定的最小導(dǎo)向長度。 ，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)產(chǎn)生縱向加速度。 縱向平面內(nèi)上、下橫臂軸布置方案 下圖給出 6種雙橫臂軸在縱向平面內(nèi)的布置： 圖 45 在傳統(tǒng)汽車雙橫臂懸架設(shè)計時，上下橫臂軸的布置方案直接影響在運動中車輪上下跳動所引起的主銷后傾角的變化。然而在使用獨立懸架時過高的側(cè)傾中心可能導(dǎo)致車輪跳動時過大的輪距變化，加劇輪胎磨損。我們在設(shè)計時考慮一切從簡的原則選用了α、β的值全部為 0 的方案。一般的定位參數(shù)有：主銷后傾、主銷內(nèi) 傾、車輪外傾、車輪前束。在我們的機構(gòu)中這一參數(shù)的實現(xiàn)可以通過對連接卡塊上轉(zhuǎn)向軸的軸向定位角度調(diào)整來實現(xiàn)。 由于上下懸臂軸相互平行，縱傾中心在無窮遠(yuǎn)處 車輛的抗制動縱傾性是車輛在制動過程中使車頭下沉及車尾抬高盡量減小的能力。 導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) 從上面橫向平面內(nèi)上、下橫臂布置方案的選擇中可以知道側(cè)傾中心在車體中心線與地面相交的軸線上。這里我們就不在對這一參數(shù)討論。這里我們使用中選擇了上下臂等長的設(shè)計。 圖 47 第 4 章 懸架機構(gòu) 49 通常進(jìn)行汽車設(shè)計時都將下橫擺臂軸夾角 α設(shè)定為正值，這樣可以使車輪一面上跳，一面向后退讓，以減少傳到汽車上的沖擊力，同時在前置發(fā)動機的車型中作為前懸架也為了便于布置發(fā)動機。這樣的布置可以使車體連接處布置簡單，同時彈簧減振器與車體連接只需采用轉(zhuǎn)動副，而不需要 橫向平面內(nèi)上、下橫臂布置方案 上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置一般有如下三種形式。 后輪獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的要求是： ，輪距無顯著變化。缸蓋滑動支承面的長度 1l , 根據(jù)液壓缸內(nèi)徑 D而定： 當(dāng) D80mm 時，取 1l ＝（ ～ ） D； 當(dāng) D80mm 時， 取 1l ＝（ ～ ） D； 吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 46 所以： 導(dǎo)向座的長度： 1l ＝ ?20＝ 12mm 活塞寬度： B＝ ?20＝ 12mm 固定連接的結(jié)構(gòu)形式 減振器與整車連接結(jié)構(gòu)指的是減振器和整車安裝連接的部分，為了加強減振器的減振效果，一般在連接部分都附有各種結(jié)構(gòu)形式的橡膠緩沖墊，因此連接部分主要由吊環(huán) (螺栓等 )和橡膠襯套等組成。 減振器的工作缸直徑 D有 （ 45）、 50、 65mm 等幾種。例如，當(dāng)減振器如圖 2a、 b、 c三種安裝時，我選擇了如圖 2b所示安裝。兩者之間保持 Y? ＝ (～ ) S? 的關(guān)系。該圖具有如下特點：阻力－速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力－速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù) vF/?? ， 所以減振器有四個阻尼系數(shù)。如圖 41所示，在任一載荷狀態(tài)下，該點曲線的切線斜率，就是該載荷下的懸架剛度。下部的密封由軸承上的橡膠密封圈和我們卡在法蘭盤下部的帶鋼圈橡膠密封圈組成。 4026N= 查表知道在車輛使用中存在中等沖擊，那么載荷系數(shù) fp= 1p = fp（ XFr＋ YFa） =179。在使用過程中中為了能克服上述力并且簡單可靠，我們選擇了 350606雙列圓錐滾子軸承。 這段不會疲勞校核合格 。下面就對其進(jìn)行循環(huán)參數(shù)計算和疲勞校核。 軸 的 材 料 使 用 45 號 鋼 ， 45 號 鋼 的 機 械 性 能 為 ：=355MPa, =600 MPa。 。 130+106179。鍵的工作長度 l=Lb=508mm=42mm，鍵與吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 32 聯(lián)軸器槽的接觸高度 k==7mm=。 4mm=2mm。 m,工作轉(zhuǎn)速 n=3000r/min。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承預(yù)期壽命取為 96000h。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力 Fr= N， Fa= N，軸承工作轉(zhuǎn)速n=3000r/min。 mm。 W—— 軸的抗彎曲截面系數(shù)， 3mm ? ?1?? —— 對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力， MPa 查表得圓軸 W 的計算式為： 332dW ?? 聯(lián)立以上兩式可得： ? ?223 13 2 ( )MTd ??? ??? 代入數(shù)值可得 d≧ ,取軸的直徑為 14mm。 mm 和 N178。 1mm=80mm 蝸輪咽喉母圓半徑 Yg2==179。 1179。 1000 =179。 = 傳動零件的設(shè)計 1） 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù) GB/T 100851988 的推存，采用漸開線蝸桿（ ZI）。 減速機的設(shè)計 由于我們的設(shè)計目的是想通過電 控對整個車進(jìn)行自主的控制，所以希望盡量降低車自身外對車運行的影響。 計算擰緊力矩 T= = 通常取計算值的 。減速機是油潤滑，采用油封防止輸入軸配合處“爬油”進(jìn)入電機 ，影響電機工作。 吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 14 S代表的是絕對值編碼器。選擇 200W 是由于我們所需輸出轉(zhuǎn)矩決定的。在小慣量系列中又有兩種類型： MSME 和 MSMD 兩種型號。下面對其余部分簡化計算。松下伺服在市場上現(xiàn)在存在兩個系列老的 A4系列和新的 A5系列，相對于 A4吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 10 系列 A5系列具有更快的響應(yīng)速度，更加輕便等諸多優(yōu)點。 ，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)。 電機的選擇 我們的轉(zhuǎn)向驅(qū)動系統(tǒng)由伺服電機和蝸輪蝸桿減速機作為動力源。 =99mm 輪轂直徑 =14179。在傳統(tǒng)汽車中為傳動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向繞主銷轉(zhuǎn)動的助力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦助力等。這一數(shù)據(jù)的根據(jù)是使用時間3 年，每天工作 2 小時，那么我們的工作時間取 2500 小時是完全能滿足的。這套機構(gòu)必須完成安裝車的動力機構(gòu) —— 輪轂電機；車的轉(zhuǎn)向機構(gòu) —— 輪邊線控轉(zhuǎn)向；同時還必須具有傳統(tǒng)輪邊機構(gòu)所具有的減震、行駛等功能。 圖 12 吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 4 圖 13 理想的高速度旋轉(zhuǎn)運動，應(yīng)使車身方向與車輛行進(jìn)方向盡量一致，以抑制多余的自轉(zhuǎn)運動，使前后輪能產(chǎn)充分的旋轉(zhuǎn)向心力。 第 1 章 緒 論 3 圖 11 如圖 11b 四輪轉(zhuǎn)向車此時是把后輪逆向轉(zhuǎn)向，旋轉(zhuǎn)中心比單軸轉(zhuǎn)向（前軸轉(zhuǎn)向）車更靠近車輛，亦即回轉(zhuǎn)半徑較小。如前驅(qū)動轎車在高速轉(zhuǎn)向時穩(wěn)定性好，但在加速時或爬坡時，動力性受載荷轉(zhuǎn)移的影響較大，而后驅(qū)動在這方面的性能優(yōu)于前驅(qū)動車，而全輪驅(qū)動車的成本較高。 2) 與傳統(tǒng)汽車相比，四輪獨立驅(qū)動系統(tǒng)可通過電動機來完成驅(qū) 動力的控制而不需要其他附件，容易實現(xiàn)性能更好的、成本更低的牽引力控制系統(tǒng)（ TCS）、防抱死制動系統(tǒng)（ ABS）及電子車身穩(wěn)定系統(tǒng)（ ESP）。 四輪獨立驅(qū)動技術(shù)的特點 電動汽車四輪獨立驅(qū)動系統(tǒng)是利用四個獨立控制的電動機分別驅(qū)動汽車的四個車輪，車輪之間沒有機械傳動環(huán)節(jié)。 從