tj740汽车发动机罩铰链机构的优化设计学士学位论文.doc

上海工程技术大学毕业设计（论文） TJ740汽车发动机罩铰链机构的优化设计
各专业完整优秀毕业论文设计图纸

摘 要

汽车发动机铰链机构的功能是为了发动机罩能正常地开启,起支撑的作用,能使发动机罩达到一个开启角度,对铰链机构的要求，除了结构简单、制造方便、制造成本低、开启方便、支撑可靠，还必须保证发动机罩有足够的开度，并在开启过程中不与车身其他部分干涉。
在分析了固定部件和需要开启的发动机罩运动轨迹的基础上，测绘了TJ740型汽车发动机罩六连杆铰链机构，对每个杆件的作用、运动轨迹、作用力进行了详细分析，建立了该六连杆铰链机构的运动模型和力学模型, 然后应用优化软件MATLAB来进行机构参数优化设计，建立了为了达到机构尺寸最小的目标函数，以机构的运动方程和力学方程为约束方程，确定方程的设计变量、各个参数的取值范围。编写了机构的MATLAB优化软件程序，优化出设计变量，最终应用尺寸参数优化结果，设计了六连杆铰链机构。
为了达到减轻整个机构重量的目的，对每个杆件进行受力分析，建立弯矩方程，确定最大截面，以保证达到所需求的强度要求。本次设计利用了UGCAD建立了发动机罩六连杆铰链机构的三维数据模型，并将其绘制为二维图纸。

关键词：发动机铰链机构，Matlab, 优化设计，强度

The Optimization Design of Tj740 Automobile’s Hinge Mechanism for Engine Hoods

ABSTRACT

Automobile Engine hinge of their functions is to the hood can be opened to normal, or play a supporting role, can achieve a hood opening angle of the hinge, in addition to simple structure, convenience, low cost of manufacture. Open convenient, reliable support, we must also ensure that there are sufficient hood open, and the opening of the process and not to interfere in other parts of body.
The analysis of the fixed components and the need to open the hood trajectory on the basis of Mapping the TJ740 automobile hood link hinge six bodies, each bar to the role trajectory, Force conducted a detailed analysis, the 6-link hinge model of the movement and mechanical models, then the MATLAB optimization software to optimize the design parameters agencies, In order to achieve the establishment of the body size of the smallest objective function to the equations of motion and mechanical equation of constraint equations, determining equations, the design variables, parameters of the value range. Prepared the MATLAB software optimization procedures, and optimize the design variables, the final application size parameter optimization, Design of 6-link hinge agencies.
To reduce the weight of the whole organization, the purpose of each bar were presented to establish moment equation, identify the largest section to reach the demand by the strength of demand. The design UGCAD use of a hood hinge six linkage of three-dimensional data model, its rendering of 2D drawings.

Key words: hinge mechanism for engine hoods, optimization design, mat lab, strength check

TJ740型汽车发动机罩六连杆铰链机构的优化设计

陆 佳 森 061103133

0 引言
现代汽车发动机罩与车体的联接和固定，多采用四连杆或六连杆型式的平衡铰链机构。TJ740型汽车发动机罩采用的六连杆平衡铰链机构。

0.1 发动机铰链机构的运动规律图

如图0.1,OABCDEF是发动罩再闭合状态时铰链机构所处的状态, 是机构最大开启角度时的位置。
对铰链机构的要求，除了结构简单、制造方便之外，还必须保证发动机罩有足够的开度，并在开启过程中不与车身其他部分干涉。
为了使开闭轻便灵活，平衡弹簧的力，在发动机罩盖关闭位置时应接近于平衡发动机罩重量所需要的力，而在开启最大位置时，弹簧力应略大于平衡发动机罩或行李箱盖重量所需要的力。目前我国对这类平衡铰链的设计多采用同种结构类比的方法，至多进行一些图解法比较好。这种设计方法的缺点是，精度低，作图时间长，工作量大，不便于进行多方案的优化和比较，不可能精确地获得铰链的运动规律和平衡弹簧满足的特性。为此本文探讨了一种借助电子计算机进行快速设计的方法。
这种方法需建立起四连杆及六连杆平衡铰链机构的力学和运动学模型，将机构的结构参数作为模型系统的输入，将要求得到的运动轨迹和平衡弹簧参数作为模型系统的输出。当给定一组结构参数就会对应确定一组设计参数，整个过程可在计算机上快速完成。
铰链机构用以悬挂发动机罩并使其开关自如。从使用观点应满足下列基本要求：
要保证盖能又足够开度，并在开启过程中不与车身其他部分干涉。
开闭盖轻便灵活，因此采用平衡弹簧（或其他弹性元件）；平衡弹簧的特性使盖在关闭位置时弹簧力能狗平衡盖的质量，而在盖开启至最大位置时，弹簧力应略大于平衡盖的质量所需要的力。
有足够的强度和刚度，以保证运动正确、可靠耐久。

1 发动机罩开启机构
尽管每辆汽车的发动机罩开关的位置会有所区别，但是开启的原理都是一样的。在新款汽车里，发动机罩开启开关通常是在方向盘或者司机的座位下面（上面一般有一个敞开的发动机罩标志，或是“HOOD”标记）。而在比较老式的汽车中，发动机罩的开启开关一般是在散热器的护栅或保险杠的后面。如果找不到的话，最简单的办法就是翻看随车赠送的汽车使用维护手册，其中肯定会将发动机罩开启开关的位置标出来，按照说明书尝试着搬动开关，就可以将锁止机构松开（这种手册最好放在车里的固定位置，让自己随手可得，及时翻阅）。但如果您的手册，现在已经找不到了的话，那么，您就只好在进行维修保养时看看维修人员是如何做的，他是拉动车里的一个手柄还是到车头的散热器护栅前打开发动机罩。然后你就可以“依葫芦画瓢”，自己找到开启开关的所在了。打开发动机罩 ，找到了开关之后，您就可以上下或左右推拉这个装置直到发动机罩″嘭″的一声打开。这时的打开并不是发动机罩的完全打开，发动机罩还会被安全锁钩挂着，而这个挂钩实际是为了防止您在驾驶汽车在行驶过程中，发动机罩意外打开而妨碍您的视线，造成不必要的事故，保护您的安全。对付这个安全挂钩就需要您自己动手拨动散热器护栅里的金属拉杆，然后才能将发动机罩向上完全推举开了。安全措施 ，一旦发动机罩被打开，它一般都可以自己支撑，但还是有必要用安全杆把它支起来。支杆可以将发动机罩固定好，防止它突然掉下来将自己夹伤，避免那些不必要的伤害。
1.1 铰链的分类
发动机铰链有明的和暗的两类。一般旧式汽车上多用明铰链，其优点是结构简单，零件少，重量轻；其缺点是操纵笨重，铰链外露，即不美观也不利于减小空气阻力，更主要的是当盖口是一空间曲线时，在开启过程中盖与盖口容易发生干涉，或摩擦密封条，所以现在很少使用。暗铰链一般都带有平衡盖体重力矩弹性元件，故可称平衡铰链。平衡铰链有绕固定轴旋转的简单铰链和连杆式的两种。对于简单平衡铰链，可通过恰当选择轴线位置及铰链臂的形状，以免盖在开启过程中与车身干涉，并保证一定的开度。由于结构简单故较多采用。但有些车身因为结构布置或车身外行等原因，不宜采用这种简单铰链。
暗铰链一般都带有平衡盖体重力矩的弹性元件,故可称为平衡铰链。平衡铰链有绕固定轴旋转的简单铰链和连杆式两种。对于简单的平衡铰链，可通过恰当选择轴线位置及铰链臂的形状，以免盖在开启过程中与车身干涉，并保证一定的开度。由于结构简单，故较多采用，如Benz600，CA-774“红旗”轿车均用此类型铰链。但有些车身因为结构布置或车身外形等原因，不宜采用这种简单铰链。
1.2 连杆的介绍
采用连杆式（四杆或六杆）铰链机构，开启盖时，其瞬时旋转中心是不断变化的，可以通过改变机构杆件尺寸来实现所要求的任何运动轨迹和开度，所以现在许多汽车采用连杆式平衡铰链。
连杆分类：
1.2.1 双重叠虎克铰链连杆
双重叠虎克铰链连杆是由两个球型4连杆转变而来。如图1.1(a)，两个球形4连杆分别包含铰5，6，1，0和铰2，3，4，0，并且中心点不同，铰6的轴线垂直于铰1，6的轴线，铰3的轴线垂直与2，4的轴线，铰0的轴线也垂直于铰1，2的轴线，用杆12代替0，并且在铰5和4之间加入秆45，就形成了这个6连杆，参数特性如下：
………………………………………………………………(1.1)
…………………………………………………………………(1.2)
…………………………………………………………(1.3)
双重叠虎克铰链连杆广泛应用于传输机构，如图1.1(b)：

图 1.1双重叠虎克铰链连杆

1.2.2 Bennett混合六杆连杆
图1.2中是由Bennett发现的一种六连杆，铰链1，2和3依次是连接构件A，R，S和B，并且轴线交于点X；铰4，5和6依次连接构件B，U，T和A，并且轴线交于点Y；点X与Y不重合。构件A和B可相对轴XY进行旋转运动，标记为铰0，这个连杆也可以认为包含两个中心点不同的球形4杆连杆，一个包含构件A，R，S，B和铰1，2，3，0，另一个包含构件B，U，T，A和铰4，5，6，0，其中构件A，B和铰0由两个球形4杆连杆共用；移除多余铰0就可以得到Bennett混合六杆连杆。可以发现，双重虎克铰链连杆是Bennett混合六杆连杆的一个特例。把点X和Y中的一个或两个移动到无穷远处，可以得到连杆的两个更特殊的形式，前形成一个Bennett平行一球形混合六杆连杆，如图1.2，后者就是Sarrus连杆。

图1.2 混合六杆连杆

1.2.3 Bricard连杆
Bricard分别于1897年和1927发现了六种不同的可动六连杆，即为线对称Bricard连杆、平面对称Bricard连杆、三面体Bricard连杆、线对称八面Bricard连杆、平面对称八面体Bricard连杆和双轴环八面体Bricard连杆，这六种可动Bricard六杆连杆的几何总结如下：
（a） 线对称情形
………………………………………………………………(1.4)
………………………………………………………………(1.5)
…………………………………………………………………(1.6)
（b） 平面对称情形
………………………………………………………………(1.7)
…………………………………………………(1.8)
…………………………………………………………… (1.9)
（c） 三面体情形
………………………………………………………… (1.10)
…………………………………………………(1.11)
……………………………………………………………………(1.12)
（d） 线对称八面体情形
………………………………………………………(1.13)
…………………………………………………………(1.14)
（e） 平面对称八面体情形
………………………………………………… (1.15)
……………………………… (1.16)
……………………………………………(1.17)
（f） 双轴还八面体情形
…………………………………………………… (1.18)
……………………………………………………………………(1.19)
其中，三面体Bricard连杆和线对称八面体Bricard连杆的模型如
这里还要特别提出一种特殊的Bricard连杆，即Bricard连杆的四面体情况，这是连杆的一种特殊类型，即人们所说的四面体旋转环（Kaleidocycle）。它是由几个相同四面体连接成的空间环。
1.2.4 Goldberg六杆连杆
同Goldberg五杆连杆相似，Goldberg六杆连杆也是由Goldberg连杆组合变化而成，根据组合变化方式的不同有四种形式，如图1.3

图1.3Goldberg六杆连杆

1.2.5 Altman连杆
Altman于1954年提出了一种六杆连杆，如图1.4，它实际上是Altman线对称连杆的特殊形式，其几何条件如下：
……………………………………………… (1.20)
……………………………………………(1.21)
……………………………………………………………………(1.22)

图1.4 Altman连杆

1.2.7 其他几种六杆连杆
除了以上几种过约束六杆连杆外，人们还提出集中空间过约束六杆连杆，如Waldron混合连杆，Axhatz连杆，Wohlhart六杆连杆，Wohlhart-Goldberg连杆和Bennett铰链六杆连杆，这里就不一一详细描述了，需要说明的是，在这些六杆空间过约束连杆中Bennett四杆连杆和Bricard连杆是两种基本连杆，其他几种都可以由两种基本连杆组合和变化得到。
1.3 平面六杆机构基础
平面六杆机构具有较多的设计参数，平面六杆机构可以实现平面四杆机构不能实现的函数关系— 如大摆角、近似停歇、多位置折返等;平面六杆机构具有更好的间歇性能和函数表现形式，这里分别阐述平面六杆机构的分类和传动特点等理论基础知识。

1.3.1 平面六杆机构的分类
平面六杆机构的分类是建立在六杆转动副链的基础之上。平面六杆机构是由六个构件和七个低副组成的。根据结构分析理论，认为它是由铰链四杆机构加上一个二杆构成，根据二杆组连接到四副链的相对或相邻杆的两种不同情况，可以形成两种运动链。一种是具有相邻的三副杆的六杆转动副运动链,称为瓦特(watt)链，如图1.5(a);另一种是具有相对的三副杆的六杆转动副运动链，称为斯蒂芬森(Stephenson)链，如图1.5(b)所示

图1.5 瓦特(watt)链和斯蒂芬森(Stephenson)链

在这两类运动链中，固定不同的构件作为机架，可以得到三种不同形式的传动机构，如图1.6(a )、(b)所示的两种三座机构和(c)所示的双座机构。

图1.6 3种机构

1.3.2 平面六杆机构的传动特点
在上述三类平面六杆机构中，各自有不同的间歇性能。二座机构的传动函数和四杆机构相比有很大不同，特别是其传动函数取决于F点在机构ABC的平面上的轨迹形状，可用来实现具有停歇和中间歇停的传动函数及用来产生大摆角的摆动。
瓦特型三座机构相当于两个四杆机构的串联形式，其连杆平面能够占据的位置以及连杆曲线的形状和四杆机构并没有本质区别。但是这种机构的传动函数是两个四杆机构传动函数的复合，能实现某一阶段匀速运动或大摆角的摆动。斯蒂芬森型三座机构相当于四杆机构和II级组在连杆和机架间的并联形式，其传动函数取决于E点的连杆曲线的形状和输出连杆点F从动件运动的方式，由于连杆曲线的复杂性，这种机构型式可以实现各种不同的间歇函数。
基于平面六杆机构传动的以上特点，对于给定的近似间歇运动，本文仅针对Stephenson- III型六杆机构进行分析与综合，提出相应的数学模型和有效的优化方法。
1.4 平衡铰链的弹性元件
用于平衡铰链的弹性元件有多种，如气力元件，螺旋式压力弹簧和拉力弹簧，平卷簧以及扭杆簧等。如Audi100，Dodge600等轿车采用气动杆，机构工作可靠，性能柔和。它们由专业厂生产，可以选用。

2 连杆机构实现发动机罩开启类型和特点
2.1 四连杆机构
根据车身主图板上或汽车总布置图上发动机罩与车身相配合部分的结构尺寸和形状，便可确定铰链机构的横向位置。一般希望二铰链之间的距离（D为主体宽度），以使铰链的受力情况比较合理，而且可以保证发动机罩横向确定
图2.1是四连杆平衡铰链机构的运动简图。为了方便，取X轴为车身水平方向，Y轴取为整车的铅垂方向，坐标原点与铰链机构的固定铰链点O重合。

图2.1 四连杆铰链机构模型简图
发动机罩与连杆刚性联接，因此欲求发动机罩的运动规律，就要研究的运动规律。点是发动机罩尾部可能与车身前围或风挡玻璃干涉的某一点。这点的运动分析对于铰链机构的设计非常重要，因此必须进行运动干涉与否的校核。
2.1.1运动分析
该发动机罩的重心坐标为，重量为，取发动机罩的开启角为自变量，则
……………………………………………………（2.1）
…………………………………………………（2.2）
式中

……………………………………………………………………………（2.3）
………………………………………………………………………(2.4）
………………………………………………………………………… (2.5）
……………………………………………………… （2.6）
…………………………………………………………………… (2.7） ………………………………………………………（2.8）
2.1.2 平衡特性分析
设是为了平衡发动机罩重量而施加与杆上的平衡弹簧的弹性力矩，则
…………………………………………………………（2.9）
如果选用圆柱螺旋拉伸弹簧，通常将弹簧的两端分别装于和两点，平衡发动机罩重量所需要的弹簧为：
………………………………………………（2.10）
式中
2.2 六连杆机构
2.2.1运动分析
如图3所示，六连杆铰链机构由两个封闭的矢量多边形和构成（O为坐标），由位置矢量多边形可得位置矢量方程组：
…………………………………………………………… （2.11）
其投影形式经整理为：
………………………………… （2.12）

图2.2 四连杆铰链机构模型简图

式（2.12）是未知运动参量、、、及的非线性方程组，可采用Newton-Raphson选代法求其数值解。为此将式（2.2）的备方程展成Taylor级数，并略去高价项而写成矩阵形式：
………………………………………（2.13）
式中

方程（2.13）也可以简写成……………………………………………（2.14）
若将六连杆平衡铰链的运动初始值代入式（2.13），则式（2.13）为未知参量修正量的线性方程组，将方程（2.14）的系数矩阵求逆后，可获得连杆机构位置角的修正量，即
……………………………………………………………………………（2.15）
取发动机罩的开启角度为自变量，求解的迭带过程，即不断地令新逼近值，代入（2.15）的和中求，直到，此时认为迭代收敛，运算终止。其中的上标为迭代次数，为允许误差。
迭代过程收敛以后，即以最后依次的值作为的解，角位置值即定。由式（2.3）到（2.8）计算铰链点O、A、B、C的精确位置，铰链点D、E、F发动机罩重心位置及发动机罩尾部可能发生干涉的点等由下式表示：
…………………………………………………………………… （2.16）
…………………………………………………………………… （2.17）
……………………………………………………………………（2.18）
…………………………………………………………（2.19）
2.2.2平衡特性分析
发动机罩在开启过程中作平面运动，瞬时转动中心随连杆机构的运动而变化。为了平衡发动机罩的重量，需在连杆上施加弹性力矩，分别将和对瞬时转动中心取矩，经推导得：
……………………………………（2.20）
式中

如果使用拉伸谈行且两端固定于O、D两点，则弹簧拉力应满足：
………………………………………………（2.21）
式中
2.2.3六连杆的受力分析
先将六连杆看成2个四连杆,然后分别对2个4连杆做受力分析。首先对杆AD做受力分析，杆AD是相连上下2个4连杆的一条关键的杆子,对于整个系统来说,当没外力也就是发动机罩的重力和平衡弹簧的拉力的时候,整个机构应该是平衡的,所以,当机构承受以上2个力以后,在某一位置时也应该能保持平衡,这也是本机构索要设计的目的。所以，当整个机构在承受2个力的作用后，达到平衡状态时，对于杆AD来说，此时杆受到的力也就这2个力和支点所产生的支持力。如图2.3，此时AD杆对A点取矩进行计算。

图2.3 机构的整体受力分析

此时AD杆对A点取矩进行计算。如图2.3

图2.4 AD杆的受力分析
……………………………………………………………… (2.22)
…………………………………………………………………(2.23)
建立力矩平衡方程：
………………………………(2.24)
………………………………… (2.25)

3 优化设计
3.1 机构优化设计的定义
所谓机构的最优化设计就是根据机构分析及设计的理论，采用数学上的最优化方法，借助计算机进行计算，使所设计的机构最优的满足预定的各项设计要求，从而得到最优的设计反感。在利用最优化方法进行机构设计时，首先要建立一个包括各设计变量（如各勾践的尺寸参数和位置参数等）的目标函数（如以连杆上一点M轨迹误差最小作为设计目标），然后在所给约束条件（如存在曲柄、传动角在许可范围内、结构尺寸合理等）的范围内，运用合理的优化方法，通过循环反复的大量计算和评比，对各设计变量进行优选，以求得目标函数的最优解。
3.2 机构优化设计问题的一般步骤
（1）建立机构优化设计的数学模型。解决机构优化设计问题的关键时建立正确的数学模型，为此，要正确的选择设计变量、目标函数和约束条件，同时要求建立的数学模型荣誉处理和求解。
（2）选择合适的优化方法和计算程序。选择何种优化方法和计算程序的主要依据是数学模型的特征。如何优化问题位数的多少；目标函数的连续性及其一阶、二阶偏导数是否存在和是否易于求得；有无约束，约束条件是不等式约束还是等式约束，或者两者兼有。如具有等式约束，显然不能直接用复合形法和内罚函数法。
（3）编写主程序和函数子程序，上机调试和运行，求得优化最优解。优化设计一般应尽量选用现有的优化程序，设计者只需要按规定格式编写目标函数和约束函数子程序，这对优化技术的应用与推广无疑是十分有利的。
（4）优化结果的分析与评判。分析与评判优化结果的目的在于考证优化结果的正确性与实用性。尽管优化方法本身是一种科学的方法，但由于机构设计问题的复杂性和某些算法自身的局限性，以及优化设计数学模型的失真性，都有可能导致设计结果与实际情况不相符，甚至得出谬误的结果。这时，就要对设计问题重新进行分析，建立与实际问题更为逼近的数学模型，直至获得设计要求的最优解为止。
3.3 数学模型的建立
3.3.1设计变量
设计变量是指在设计过程中进行调整和优化的独立参数。设计变量有连续变量和离散变量两种，大多数机械优化问题中设计变量都是连续变量，可用常规的优化方法进行求解；若变量只能取跳跃式的值才有意义，则称为离散变量，对于离散变量的优化问题既可以用离散优化方法求解，也可先将其视为连续变量，用常规的优化方法求得优化结果后，再进行圆整或标准化处理，以求得一个合理的最优解。
设计变量的个数称为优化问题的维数，如有N个设计变量，则成为N维优化设计问题。设计空间的维数又表征设计的自由度，设计变量越多，则设计自由度越大，可供选择的方案越多，容易得到比较理想的设计方案。但随之而来的问题是，使设计问题复杂化，优化设计更困难。因此，在满足设计基本要求的前提下，应尽量减少设计变量的数目，尽可能按照成熟的经验将一些参数定为设计常量，只选择那些对目标函数影响较大的设计参数为设计变量，以使优化设计容易进行。
各个设计变量矩阵表示为：…………………………………(3.1)
3.3.2目标函数
目标函数又称为评价函数，是用来评价设计方案优劣的标准。目标函数有单目标函数和多目标函数。目标函数越多，对设计的评价越周全，设计的综合效果越好，但对问题的求解也越复杂。
多目标函数的形式为： ………………………………………(3.2)
其中为分目标函数；为加权因子，且
3.3.3约束条件
对设计变量的取值加以某些限制的条件为约束条件。按照设计越松大形式不同，约束有不等式约束和等式约束两类，一般表达为：
………………………………………………………(3.2)
式中，和是设计变量的函数：m为不等式约束的数目：p为等式约束的速滑目，而且等式约束的个数p必须小于设计变量的个数n。因为一个等式约束可以消去一个设计变量，当p=n时，既可由p个方程组解得唯一的一组设计变量。这样只有唯一确定的方案，无优化而言。
按照设计约束的性质不同，约束有性能约束和边界约束两类，性能约束是根据设计性能或指标要求而定的一种约束条件；边界约束则是对设计变量取值范围的限制。带有设计约束条件的优化问题成为约束优化问题，反之则成为无约束优化问题。在机械设计中绝大多数属于约束优化问题。
3.4优化设计数学模型的一般形式
由设计变量、目标函数和约束条件三要素所组成的机械优化设计数学模型可表述为：在满足约束条件下，寻求一组设计变量值，使得目标函数大刀最优值。为了适应计算机程序解题，一般将优化设计的数学模型表示为如下标准形式：
s.t. ……………………………………………………(3.3)
模型中s.t.是“subject to”的缩写，表示“满足于”；表示使目标函数极小化，若求的极大化，则应写成; 表示n维设计变量属于n维实欧氏空间。
对于于是优化问题，若目标函数和所有约束函数、都是设计变量的线性函数时，成为线性规划问题，否则称为非线性规划问题。机械优化设计中，绝大多数都属于约束非线性规划为体。
3.5 工作装置常用优化算法
优化设计方法可以分为求解无约束优化问题与解约束优化问题的两类。求解无约束优化问题的解法有一维搜索法、坐标轮换法。Powell法，牛顿法和变尺度法；约束优化设计方法根据求解方式的不同可分为直接解法和间接解法两类。
直接解法是在满足不等式约束的可行设计区域内直接秋初问题的约束最优化解和。随机试验法比较简单，对于多维问题其计算量比较大；可行方向法程序比较复杂，一般用于大型优化设计问题；至于剃度投影发由于它对约束函数有一定要求，所以比较少用。随机方向搜索法和复合形法在机械优化设计中应用最为广泛。
直接解法的特点是原理比较简单，方法比较适用，整个求解过程在可行域内进行，因而所得的任一设计方案都是可行的，通常用于求解只含有不等式约束的优化问题。
间接解法是将约束优化问题转化为一系列无约束优化问题求解的一种方法，由于这类方法可以选用有效的无约束方法，且易于处理同时鱼油不等式约束和等式约束的问题，因而在机械优化设计中也得到了广泛应用，其中最优代表性的是惩罚函数法。间接求解算法适合于求解具有不等式约束条件和等式约束条件的优化设计问题。
3.6 MATLAB的优化
本文的优化是利用MATLAB的Fmincon函数进行优化：
令
根据已知条件建立未知数的取值范围：

根据式子
建立约束方程：
…………………… (3.4)
然后在M文件编辑器创建目标函数timin如:
function y = timin(x)
y=(14.11+x(1) ×x(2) ×75+x(3) ×75×x(4))/(x(5))
接着在命令窗口输入如下程序：
>> x0=[8.4;0.5;10;0.34;8.4];
>> Aeq=[0.366 20 0.342 27.97 0.2770];beq=[74.4];
>> lb=[8.4,0.5,10,0.34,8.4];ub=[20;0.82;30;0.98;19.3];
>> options=optimset('largescale','off');
>> [x,fval,exitflag,output]=fmincon(@timin,x0,[],[],Aeq,beq,lb,ub,[],options)
Optimization terminated: no feasible solution found. Magnitude of search
direction less than 2*options.TolX but constraints are not satisfied.

优化结果为:
x =
20.1565
0.9765
30.1565
0.1365
24.64
fval =
208.7182
exitflag =

-2

output =

iterations: 2
funcCount: 18
stepsize: 1
algorithm: 'medium-scale: SQP, Quasi-Newton, line-search'
firstorderopt: 116.8171
cgiterations: []
message: [1x143 char]
由此得出杆
由式：

图3.1 普通4杆的分析
=70，=50；=150，=45；=75，=60，d=20
推得几个杆子的长度为:

对于上面的一个4连杆，使各个杆子在x轴和y轴投影如图3.2，

图3.2 本机构的4杆分析

求得杆子的长度为：

3.7 平衡弹簧的选择
可以说弹簧在发动机罩铰链开启机构里所起的作用非常关键,一旦弹簧失效,则整个机构都完全失效。因此以下特地分析发动机罩开启机构的拉簧的受力状况。
拉簧属于圆柱螺旋弹簧，圆柱螺旋弹簧按所受载荷的情况分为三类：Ⅰ类—受循环载荷作用次数在1×106次以上的弹簧；Ⅱ类—受 循环载荷作用次数在1×103～1×106次范围内及受冲击载荷的弹簧；Ⅲ类—受静载荷及受循环载荷作用次数在1×103以下的弹簧。由于发动机罩主要的用途是保护发动机，除非是在维修过程中，一般很少打开发动机盖，并且轿车的使用寿命一般是10年左右，大致可判断发动机召开启机构中的弹簧应属于Ⅱ类。
根据发动机罩的工作原理，可以发现对扭簧强度和韧性的要求很高，并且扭簧材料的直径只有3mm，因此查《机械设计手册》[7]表26.1–4确定扭簧的材料为阀门用油淬火回火碳素弹簧钢丝。
由布置中的基本参数：弹簧中径D＝5mm，材料直径d＝0.9mm，圈数n＝23，弹簧初始长度＝100mm，弹簧安装时长度＝200mm，弹簧伸长至最大位置时长度＝450mm。
计算出弹簧刚度＝1.3 N/mm、初拉力＝5.49N、试验载荷＝208N、＝130N、＝160N、20%＝65N、80%＝166.4N。
由于20%<<<80%，所以弹簧所受的载荷也处于安全工作载荷之内。

4 强度校核
4.1对杆的校核

图4.1 机构的整体分析

对于EF杆,已知E点的受力,求出D点的力如图4.1

图4.2 单个杆的受力分析

由上图的受力分析,得出,再对杆AD进行受力分析,

图4.3 杆AB的受力分析

如图4.3由于A点是固定点,所以A,B点的力对A点取矩,得出力的平衡方程:

由上面几个式子得出
再对杆BF进行受力分析,如图

图4.4 杆BF的受力分析

对杆做力的平衡分析得方程:

因为前面已经算出
所以
由此得OC杆受到的力为,方向为朝O点方向。
由图可以看出OC杆受到的正应力为最大，所以要对OC杆做应力分析。

图4.5 应力分析

做应力分析图,如图4.5,可以看出在杆的端点处所受应力最大

查表得
，
得即可满足强度要求，
，令。
4.2 对螺钉的校核
螺钉所要校核的是剪切力。由图可知，C点的螺钉的固定承受的力为最大，所以要对该点进行校核。
对圆截面的切应力进行校核的公式为：
由于螺钉所用的是M10，所以查得许用应力为3~4Mpa。
M10的横截面积为

所以合理

5 机构零部件的设计与安装
在完成对各个杆子的理论上的设计之后，就要运用设计软件UG进行画图设计了。

图5.1 连杆1

图5.1的杆子是和发动机罩相连的,起和发动机罩连接的作用的。

图5.2 连杆2

图5.3是固定在车体上,用来连接连杆机构和车体的。

图5.3 连杆3

图5.4 连杆4

图5.5 连杆5

图5.6 连杆6

图5.3,5.4,5.5,5.6是连杆机构内部连接杆件。

图5.7 平衡弹簧
图5.7是平很弹簧,是为了使机构能在特定位置能在无外力的情况下,保持机构平衡,并使发动机罩处于开启状态.

图5.8 螺母

图5.9 垫片

图5.10 螺栓

图5.8,5.9,5.10使用于连接各个杆件的螺母, 垫片和螺栓。

图5.11 装配图
图5.11就是各个杆件经过连接零件连接后的机构模型图。
整个机构是靠螺栓,螺母连接的,该机构在安装完后,应该是能正常的运动,并且由于存在弹簧的约束力,开始是应该在一定的开启位置,由于发动机罩在一般情况下是闭合状态下的,所以在当汽车正常运行的情况下,发动机罩是有发动机罩锁锁住的,这个时候的机构处于0度的开启角度,这个时候的平衡弹簧受到最大的弹簧拉伸力,并且随着发动机罩锁开启,发动机罩将慢慢开启,弹簧的拉伸力也慢慢的