1、“.....并指明了研究的方向，朱老师虽然平日里工作繁多，但在我做毕业设计的过程中，特别在说明书的撰写和修改上给予了我悉心的指导，特此向两位老师表示衷心的感谢和敬意!此外还要感谢那些给予过我关心帮助的老师和同学，正是有了大家的关怀鼓力和我自己的努力，此设计才得以顺利完成。同时还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下良好的汽车专业知识的基础为我们以后的工作实践做好了铺垫。毕业设计虽已完成了，但由于知识水平的局限，实际经验缺乏，设计还存在许多不足，有很多地方需要改进。对于这些不足，我会在今后的工作生活中努力去改正，并利用自已所学到的知识，为社会作更多的贡献，成为个对社会有用的人。最后预祝黑龙江工程学院发展越来越好，前程似锦！附录表捷达发动机主要性能参数气缸排列方式直列四缸供油方式多点喷射排量.缸径冲程.冲程缸径.连杆长缸体高缸心距曲轴轴承座压缩比.额定功率最大扭矩•升功率•.升扭矩••......”。

2、“.....连杆小头主要结果尺寸衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为.式中衬套压入时的过盈，般青铜衬套，取，其中工作后小头温升,约连杆材料的线膨胀系数，对于钢衬套材料的线膨胀系数，对于青铜连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取连杆材料的弹性模数，钢衬套材料的弹性模数，青铜计算小头承受的径向压力为由径向均布力引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算，外表面应力.内表面应力.的允许值般为，校核合格。连杆小头的疲劳安全系数连杆小头的应力变化为非对称循环，最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为.式中材料在对称循环下的拉压疲劳极限，合金钢，取材料对应力循环不对称的敏感系数，取.应力幅......”。

3、“.....则连杆小头的疲劳强度的安全系数，般约在范围之内。连杆小头的刚度计算当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的直径变形，其经验公式为.式中连杆小头直径变形量，连杆小头的平均直径，连杆小头断面积的惯性矩，则对于般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的半，标准间隙般为，则校核合格。连杆杆身的结构设计与强度计算连杆杆身结构的设计连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度约等于为气缸直径，取，截面高度，取。为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。连杆杆身的强度校核连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受到位于计算断面以上做往复运动的质量的惯性力的拉伸，在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，为了计算疲劳强度安全系数，必须现求出计算断面的最大拉伸压缩应力。最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为......”。

4、“.....汽油机，为活塞投影面积，取。则最大拉伸应力为杆身的压缩与纵向弯曲应力杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力时，并可认为是在上止点，最大压缩力为.连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为，因此在摆动平面内的合成应力为.式中系数，对于常用钢材取计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，。将式.改为.式中连杆系数，则摆动平面内的合成应力为同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为.将式.改成.式中连杆系数，。则在垂直于摆动平面内的合成应力为和的许用值为，所以校核合格。连杆杆身的安全系数连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把或看作循环中的最大应力，看作是循环中的最小应力，即可求得杆身的疲劳安全系数。循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为在垂直摆动平面内为连杆杆身的安全系数为......”。

5、“.....合金钢，取材料对应力循环不对称的敏感系数，取.工艺系数取.。则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为杆身安全系数许用值在的范围内，则校核合格。连杆大头的结构设计与强度刚度计算连杆大头的结构设计与主要尺寸连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径长度连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。其中在在曲轴设计中确定，则大头宽度，轴瓦厚度，取，大头孔直径。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，般螺栓孔外侧壁厚不小于毫米，取毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。连杆大头的强度校核假设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为，通常取，作用力通过曲柄销作用在大头盖上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面致......”。

6、“.....连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得.由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为.作用于大头盖中间断面的法向力为.式中，大头盖及轴瓦的惯性矩大头盖及轴瓦的断面面积在中间断面的应力为.式中大头盖断面的抗弯断面系数，计算连杆大头盖的应力为般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。.连杆螺栓的设计连杆螺栓的工作负荷与预紧力根据气缸直径初选连杆螺纹直径，根据统计，取。发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用预紧力和最大拉伸载荷，预紧力由两部分组成是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力二是保证发动机工作时.而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于所以环岸根部危险断面上的弯曲应力.同理得剪切应力为.接合成应力公式为.考虑到铝合金在高温下的强度下降以及环岸根部的应力集中，铝合金的许用应力校核合格。活塞裙部的设计活塞裙部是指活塞头部最低个环槽以下的那部分活塞......”。

7、“.....依靠裙部起导向作用，并承受由于连杆摆动所产生的侧压力。所以裙部的设计要求，是保证活塞得到良好的导向，具有足够的实际承压面积，能形成足够厚的润滑油膜，既不因间隙过大发生敲缸，引起噪音和加速损伤，也不因间隙过小而导致活塞拉伤。分析活塞在发动机中工作时裙部的变形情况。首先，活塞受到侧向力的作用。承受侧向力作用的裙部表面，般只是在两个销孔之间的弧形表面。这样，裙部就有被压偏的倾向，使它在活塞销座方向上的尺寸增大其次，由于加在活塞顶上的爆发压力和惯性力的联合作用，使活塞顶在活塞销座的跨度内发生弯曲变形，使整个活塞在销座方向上的尺寸变大再次，由于温度升高引起热膨胀，其中销座部分因壁厚较其它部分要厚，所以热膨胀比较严重。三种情况共同作用的结果都使活塞在工作时沿销座方向涨大，使裙部截面的形状变成为“椭圆”形，使得在椭圆形长轴方向上的两个端面与气缸间的间隙消失，以致造成拉毛现象。在这些因素中，机械变形影响般来说并不严重......”。

8、“.....因此，为了避免拉毛现象，在活塞裙部与气缸之间必须预先流出较大的间隙。当然间隙也不能留得过大，否则又会产生敲缸现象。解决这个问题的比较合理的方法应该使尽量减少从活塞头部流向裙部的热量，使裙部的膨胀减低至最小活塞裙部形状应与活塞的温度分布裙部壁厚的大小等相适应。本文采用托板式裙部，这样不仅可以减小活塞质量，而且裙部具有较大的弹性，可使裙部与气缸套装配间隙减小很多，也不会卡死。把活塞裙部的横断面设计成与裙部变形相适应的形状。在设计时把裙部横断截面制成长轴是在垂直与活塞销中心线方向上，短轴平行于销轴方向的椭圆形。常用的椭圆形状是按下列公式设计的.式中分别为椭圆的长短轴，如图.所示。缸径小于的裙部开槽的活塞，椭圆度的大小，般为。图.活塞销裙部的椭圆形状裙部的尺寸活塞裙部是侧压力的主要承担者。为保证活塞裙表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压不应超过定的数值。因此......”。

9、“.....以减少比压和磨损。在确定裙部长度时，首先根据裙部比压最大的允许值，决定需要的最小长度，然后按照结构上的要求加以适当修改。裙部单位面积压力裙部比压按下式计算.式中最大侧作用力，由动力计算求得，.活塞直径，裙部高度，。取。则般发动机活塞裙部比压值约为，所以设计合适。销孔的位置活塞销与活塞裙轴线不相交，而是向承受膨胀侧压力的面称为主推力面，相对的面称为次推力面偏移了，这是因为，如果活塞销中心布置，即销轴线与活塞轴线相交，则在活塞越过上止点，侧压力作用方向改变时，活塞从次推力面贴紧气缸壁的面突然整个地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁的另面，与气缸发生“拍击”，产生噪音，有损活塞耐久性。如果把活塞销偏心布置，则能使瞬时的过渡变成分布的过渡，并使过渡时刻先于达到最高燃烧压力的时刻，因此改善了发动机的工作平顺性。.活塞销的设计活塞销的结构材料活塞销的结构和尺寸活塞销的结构为圆柱体，中空形式，可减少往复惯性质量......”。