1、“.....身体力行地不断培养我独立思考，深入探索，解决实际问题的能力，使我受益匪浅。本设计之能完成，老师给与了关键性的技术指导，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。最后预祝大学发展越来越好，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......”。

2、“.....额定功率最大扭矩•升功率•.升扭矩••.点火顺序表四缸机工作循环表曲轴转角第缸第二缸第三缸第四缸做功排气压缩进气排气进气做功压缩进气压缩排气做功压缩做功进气排气隙般为，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.式中连杆杆身的断面面积，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......”。

3、“.....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.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.工艺系数取.......”。

4、“.....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，大头的曲率半径为。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......”。

5、“.....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，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力。连杆上的螺栓数目为，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷为往复惯性力和旋转惯性力在气缸中心线上的分力之和，即.轴瓦过盈量所必须具有的预紧力由轴瓦最小应力，由实测统计可得般为，取，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，应较理论计算值大些，般取，取。连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算连杆螺栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材料超出屈服极限，则应校核屈服强度，满足......”。

6、“.....螺栓的总预紧力，安全系数取.材料的屈服极限，般在以上。那么连杆螺栓的屈服强度为则校核合格。.本章小结本章在设计连杆的过程中，首先分析了连杆的工作情况，设计要求，并选择了适当的材料，然后分别确定了连杆小头连杆杆身连杆大头的主要结构参数，并进行了强度了刚度的校核，使其满足实际加工的要求，最后根据工作负荷和预紧力选择了连杆螺栓，并行检验校核。第章曲轴的设计.曲轴的结构型式和材料引起热膨胀，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，主要还是受热膨胀产生变形的影响比较大。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......”。

7、“.....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，在决定活塞裙部长度是应保持足够的承压面积，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......”。

8、“.....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，有效利用材料。活塞销与活塞销座和连杆小头衬套孔的连接配合，采用“全浮式”。活塞销的外直径，取，活塞销的内直径，取活塞销长度，取活塞销的材料活塞销材料为低碳合金钢，表面渗碳处理......”。

9、“.....表面加工精度及粗糙度要求极高，高温下热稳定性好。活塞销强度和刚度计算由运动学知，活塞销表面受到气体压力和往复惯性力的共同作用，总的作用力，活塞销长度，连杆小头高度，活塞销跨度。最大弯曲应力计算活塞销中央截面的弯矩为.空心销的抗弯断面系数为，其中所以弯曲应力为即.最大剪切应力计算最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间的截面上。横断截面的最大剪切应力发生在中性层上，其值按下式计算.已知许用弯曲应力许用剪切应力，那么校核合格。.活塞销座活塞销座结构设计活塞销座用以支承活塞，并由此传递功率。销座应当有足够的强度和适当的刚度，使销座能够适应活塞销的变形，避免销座产生应力集中而导致疲劳断裂同时要有足够的承压表面和较高的耐磨性。活塞销座的内径，活塞销座外径般等于内径的倍，取，活塞销的弯曲跨度越小，销的弯曲变形就越小，销销座系统的工作越可靠，所以，般设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为，但当制造精度有保证时，两边共就足够了，取间隙为......”。