8V150发动机曲柄连杆机构运动分析

目录1 引言 11.1 本课题研究的目的和意义 11.2 国内外的研究现状 21.3 本设计所做的工作 32 内燃机的工作原理 52.1 概述 52.1.1 发动机简介 52.1.2 内燃机的分类 52.2 发动机的工作原理 52.2.1 四冲程内燃机的工作循环 52.2.2 四冲程式柴油机工作过程分析 62.3 多缸内燃机工作顺序 72.3.1 多缸内燃机工作顺序 72.3.2 某 8V 发动机工作顺序分析 83 对曲柄连杆机构进行运动学分析 103.1 活塞、连杆运动规律的概述 103.2 活塞的位移、速度和加速度 113.2.1 活塞的位移 113.2.2 活塞的速度 113.2.3 活塞的加速度 123.3 连杆的角位移、角速度和角加速度 133.3.1 连杆摆动的角位移 133.3.2 连杆摆动的角速度 143.3.3 连杆摆动的角加速度 144 对曲柄连杆机构进行动力学分析 164.1 曲柄连杆机构运动零件的质量换算 164.1.1 沿气缸中心线作往复运动的零件活塞组 164.1.2 旋转运动的零件曲柄组 164.1.3 平面运动的零件连杆组 174.2 气体作用力 184.3 曲柄连杆机构中的惯性力 194.3.1 往复惯性力 194.3.2 离心惯性力 194.4 曲柄连杆机构作用力分析 204.4.1 缸内气体压力和往复惯性力的合成 204.4.2 曲柄连杆机构各元件受力分析 205 对 8V150 发动机进行综合分析 245.1 单缸机受力分析 245.2 V型单排发动机受力分析255.2.1 合成一级往复惯性力255.2.2 合成二级往复惯性力265.38V150发动机进行整体受力分析275.3.1 V型8缸机一级往复惯性力及其力矩275.3.2 V型8缸机二级往复惯性力及其力矩285.3.3 旋转惯性力及其惯性力矩295.3.4 发动机总扭矩296 结论30参考文献31致谢321 引言1.1 本课题研究的目的和意义当今社会，车辆已成为人们交通运输的主要工具。车辆工业是经济发达国家最重要的支柱产业之一。世界经济大国都是车辆大国。在一定意义上车辆工业发展水平也是衡量一个国家工业化水平、经济实力和科技创新能力的重要标志。尽管发达国家经济发展的重点已经转移到服务业、电子信息产业的高新技术产业， 但由于车辆工业的重要战略地位，发达国家仍予以高度重视。动力性、安全性、 舒适性，是对现代车辆的普遍要求。而发动机是车辆的心脏，不仅在车辆行业， 而且在国民经济各部门中，都已成为使用最广泛的动力机械之一。随着发动机朝高速、轻型、大功率方向发展，由此而产生的振动问题也日益 严重。而发动机产生振动的原因，主要是由于发动机在工作时内部产生诸多不平 衡力或力矩。这些力或力矩都是发动机曲轴转角的周期性函数。而且在一个周期 内，这些力或力矩或大小在变，或方向在变，或大小、方向都在变。它们通过曲 轴轴承和机体传给支架，使发动机整体产生振动。而发动机的振动，会给发动机 以至整车带来许多不良影响。例如：发动机的振动会使联接机件的接头松动，从 而使发动机的机件损坏，甚至出现意外事故。而发动机的平衡分析及平衡机构的 改进设计可以使发动机的振动减至最低，从而避免意外事故的发生。而且，通过 发动机的平衡分析以及平衡机构的改进设计，减小发动机的振动，还可以进一步 提高车辆的舒适性。而要对发动机进行平衡分析及平衡机构的改进设计，我们首 先必须对它进行运动学和动力学分析，找出引起发动机振动的不平衡的力和力 矩。V 型发动机的长度和高度尺寸较小，在车辆上布置起来比较方便，尤其是现 代车辆比较重视空气动力学，要求车辆的迎风面越小越好。另外，如果将发动机 的长度缩短，便能为驾乘舱留出更大的空间，从而提高车辆的舒适性。V型8缸 发动机在保证小尺寸的前提下，以其大的输出功率成为许多高级车的标准配置。 而对发动机进行平衡分析，是进一步改善其工作平稳性，提高车辆舒适性的另外 一种途径。 60V8 发动机指两列气缸以 60夹角排列的 V 型 8 缸发动机。由于 V8发动机采用90 V型夹角时可做到各缸均匀发火，所以V8发动机一般都采用 90 V型夹角，但有时为了系统化、通用化等指标的实现或车体对发动机的宽度 有特殊限制和要求时，其他夹角形式也往往被采用， 60夹角就是一个典型特例。 此时，若采用平面四曲拐的镜面对称曲轴和并列连杆结构，设计其发火顺序为： Ll-R4fL3fR2fL4fRlfL2fR3,则该机的发火间隔角为60 120相间发 火。我们通过对发动机曲柄连杆机构运动学及动力学分析以便于后续的对平衡 机构进行改进设计来控制发动机的振动，不仅可以最大限度地减小发动机工作时 的噪声，改善工作环境，而且可以确保发动机的安装位置，保证与其安装配套的 其它零部件的连接可靠，从而保证发动机的安全运行，以及延长其使用寿命。 1.2 国内外的研究现状1882年德国人狄赛尔(Rudolf Diesel )提出了柴油机工作原理，1896年制 造了第一台四冲程柴油机。一百多年来，柴油机技术得以全面的发展，应用领域 越来越广泛。所以改进柴油机的设计显的尤为重要，而对发动机的动力学分析则 是改进设计的重要依据。由于整个动力学计算应在一个工作循环内每隔一定的曲轴转角计算一次，所 以比较繁琐，由于目前计算机的应用非常普遍，只要排好程序，就能既快又准确 的求出所需要的结果。随着电子计算机技术的不断发展，电子计算机辅助设计(CAD)是当前设计技术发展的一个重要方向，飞轮的设计就是通过CAD来实现。 随着现代化技术的不断发展，各个工农业部门中迫切需要大量的高速、高效、高 精度、重载、大功率和高度自动化的内燃机。而要实现这一目标，其中首要任务 是进行动态设计，研究内燃机在实际工作状态下的受力变化、运动情况及其动态 行为。动态设计方法是近年来提出的新的设计方法。长期以来普遍采用的静态设 计方法，所谓静态设计是指在机械设计时，只考虑静态载荷和静态特性，待产品 试制出来以后再作动载荷和动态测试，如果发现有不合要求之处再采用补救措施 进行修正。这种方法对一些局部问题可能有效，但对于一些涉及全局性的复杂重 大问题，即使能补救，也可能效果不大，甚至无法补救，最终造成重大返工事故， 造成人力和财力的浪费。对于动态特性起决定性因素的机械，必须在设计、制造、 管理等各个阶段采取综合性技术措施，直接的早期的考虑动力学问题，进行动力 学设计分析。例如，高速旋转机械可以用静态方法设计，而在制造出来后除了通 过动平衡减少振动外，还要使动转速避开共振的临界转速。但是随着转速的提高 和柔性转子出现，就必须采用全方位的综合措施，不仅在设计时要认真的进行动 力分析，而且在运行过程中还要进行状态监测和故障诊断，及时维护，排除故障， 避免重大事故发生。因而，动力学分析作为动态设计的基础，在机械动态设计中 发挥着重要作用。动力学分析有着如此广阔的前景，致力于该领域的研究定会有 广阔的发展空间。动态设计是一门综合各种学科理论与实验技术的边缘科学。动态设计分析技 术可分为两类基本问题：一是动态分析，即在已知系统模型、外部激励载荷和系 统工作条件的基础上分析研究系统动态特征；二是以动态性能满足为目标，建立 系统模型，这是动态修改、优化、再设计过程。可见动态设计较之动态分析具有 更高的水平，难度更大。在现阶段，工程上一般将动态设计问题转化为动态分析 来处理，统称为动态设计。由动态设计研究的两类基本问题可知，动态设计与机械系统建模分析理论密 切相关。在20世纪 80年代以前，机械系统理论模型和实验模型的发展是独立的， 大多只是用实验得到的数据来验证或较核由计算模型得到的结果，而理论模型往 往只能针对较简单的系统进行演示和验证，不能真正用于工程实践当中。 20 世 纪 90 年代以来，随着计算机技术的发展和一些基础理论的进步，例如，机械系 统有限元建模、大型机械结构实验模态分析方法建模等机械系统的理论建模、实 验建模和计算机辅助混合建模的方法和技术都逐步走向实用，并相继在航空、航 天、航海、建筑等工业领域得到了应用。我国机械工业的综合水平落后于世界先进水平二十余年，其中的关键问题之 一就是设计水平落后。目前，我国的机械设计基本停留在静态设计阶段，甚至还 存在大量类比设计。然而，动态设计的发展及其在各个领域的应用已经体现了它 的活力和无限的发展前景，从事该方向的学习和研究有着广阔的发展空间。 1.3 本设计所做的工作发动机是国民经济各部门中使用最广泛的动力机械之一。目前，我国的汽车、 拖拉机、坦克中，几乎都采用汽油机和柴油机作为动力。而对发动机要求的不断 提高，也使得发动机不断朝高速、轻型、大功率方向发展，由此而产生的振动问 题日益严重。为了使发动机的振动减至最低，我们必须对发动机采取平衡措施， 而要对发动机采取适当的平衡措施，我们必须首先对它进行运动学和动力学分 析，找出引起发动机振动的不平衡的力和力矩，这就是本次设计所要研究的问题。发动机工作时，其内部产生的往复惯性力、旋转惯性力及倾倒力矩等，都是 曲轴转角的周期性函数。在一个周期内，这些力或力矩或大小在变，或方向在变， 或大小、方向都在变。它们通过曲轴轴承和机体传给支架，使发动机整体产生振 动。为减小发动机工作时的振动，确保发动机的安装位置，并保证与其安装配套 的其他零部件的连接可靠，我们必需对发动机的振动加以控制。因此需要对发动 机曲柄连杆机构进行运动学分析和动力学分析。此次研究主要从减小或消除振动激励出发，并根据某8V150发动机的具体结 构进行发动机的运动学分析，动力学分析，对引起发动机振动的各力及力矩的幅 值大小、相位变化规律作进一步的分析计算，得出发动机工作时其内部产生的往 复惯性力，旋转惯性力及倾覆力矩等不平衡力或力矩是引起发动机振动的主要原 因，从而进行后续的通过引用及改进平衡重、平衡轴等方法来尽可能使导致它振 动的不平衡的力及力矩减至最低限度，从而使发动机工作时产生的振动及传到支 架的振动减至最低限度，以改善发动机的工作环境，提高发动机使用寿命，改善 车辆的舒适性。2 内燃机的工作原理2.1 概述2.1.1 发动机简介发动机是国民经济各部门中使用最广泛的动力机械之一。目前，我国的汽车， 拖拉机，坦克中，几乎都采用汽油机和柴油机作为动力。发动机是将某种能量转化为机械能的一种机器。从燃烧方式上可分为外燃机 （例如蒸汽机）和内燃机。内燃机是将燃料（汽油、柴油、煤气等）在其燃烧室中燃烧所产生的热能直 接转化为机械能的一种动力机械。内燃机分为旋转式（主要用于航空方面）和活 塞式两大类。活塞式内燃机又分为往复活塞式和旋转活塞式两种。往复活塞式内 燃机广泛应用在交通运输，工程机械，农业机械，小型发电机设备等方面。由于 往复活塞式内燃机应用最广，因此又将往复活塞式内燃机简称为内燃机。2.1.2 内燃机的分类（1 ）按所用燃料分：柴油机，汽油机和煤气机。（2）按冲程数分：四冲程和二冲程内燃机。四冲程内燃机由四个冲程（曲 轴旋转两周）完成一个工作循环，二冲程内燃机由两个冲程（曲轴旋转一周）完 成一个工作循环。（3）按气缸数分：单缸和多缸内燃机。（4）按气缸排列形式分：直列立式，直列卧式和V型及W型内燃机。（5）按冷却方式分：水冷式和风冷式内燃机。（6）按进气方式分：增压式和非增压式内燃机。（7）按着火方式分：压燃式和点燃式内燃机。（8）按用途分：固定式和移动式内燃机。2.2 发动机的工作原理2.2.1 四冲程内燃机的工作循环四冲程内燃机由进气冲程，压缩冲程，作功冲程和排气冲程组成一个工作循 环。第一冲程：活塞由上止点移动到下止点，即曲轴的曲柄由0。转到180。在这个冲程中，进气门打开，新鲜空气被吸入气缸。因此，第一冲程又称为进气冲程。第二冲程：活塞由下止点移动到上止点，即曲轴的曲柄由180。转到360。在这个冲程中，气缸内的气体被压缩，故称为压缩冲程。第三冲程：活塞再由上止点移动到下止点，即曲轴的曲柄由360。转到540。在这个冲程中，燃气膨胀作功，所以又称为工作冲程或作功冲程。第四冲程：活塞再由下止点移动到上止点，即曲轴的曲柄由540。转到720。 在这个冲程中，排气门打开，燃烧后的废气经排气门排出气缸，又称排气冲程。2.2.2 四冲程式柴油机工作过程分析四冲程式柴油机工作过程包括进气过程，压缩过程，燃烧过程、膨胀作功过 程和排气过程。1、进气过程进气过程是由进气门开始开启到进气门关闭为止。为了获得较多的充气量， 活塞到达上止点前进气门就开始开启，当活塞到达上止点时，进气门和进气座之 间已有一定的通道面积。活塞由上止点下行不久，气缸内的压力很快低于大气压 力，形成了真空，空气在大气压力作用下经空气滤清器、进气管道、进气门冲入 气缸。当活塞到达下止点时，空气还具有较大的流动惯性继续向气缸内充气，为 了充分利用气体流动的动量使更多的气体冲入气缸，进气门在下止点之后才关 闭。在进气门关闭之前，由于气体流动惯性的作用使，使气缸内的气体压力有所 回升，但由于气体流动的节流损失，气缸内的压力仍低于外界的大气压力P。进0气终点压力P约为（0.8-0.95）P.冲入气缸的空气与燃烧室气壁及活塞顶等高温 a0机件的接触，以及与上一循环没有排净而留在气缸内残余废气的混合，使进气温 度升高，进气终点温度T可达300K-340K。a2、压缩过程压缩过程是由进气门关闭到活塞移动到上止点为止。进气门关闭之后，随着 活塞向上移动，气缸内气体被压缩，使气体的压力和温度上升，在压缩过程初期， 气缸内的气体温度低于气缸壁的温度，气缸壁向气体传热。随着压缩过程的进行，因此压缩终了的压力和温度较高，压缩终点的压力 P 达 c3-5MP ,压缩温度 T 达 750-950K。aC3、燃烧过程在活塞到达上止点前（lOo-35o）CA（曲柄转角）时，柴油在高压10-20MP作用 a下，由喷油器喷入燃烧室，并与运动着的压缩气体迅速混合，组成了可燃混合气。 由于此时压缩气体的温度已超过了柴油的自然温度（约600K），柴油与空气中的 氧气在高温作用下，经过化学反应形成第一火焰中心。火焰从着火中心向未燃烧 的可燃混合气传播，使之迅速燃烧，燃烧室的压力和温度急剧升高。再活塞运动 到上止点之后，气缸内达到最高压力（最大爆发压力）P约为6-9MP，最高温度 zaT约为1800-2200K。由于形成的混合气不太均匀，尚有少数柴油没有氧化燃烧, z将在膨胀过程中继续混合燃烧，并且在膨胀过程中某点结束。燃烧过程是从柴油 喷入燃烧室开始，到燃料燃烧结束为止，因此，燃烧开始和压缩终了是同时进行 的。4、膨胀作功过程活塞到达压缩上止点时，随着曲轴的旋转，活塞下移，燃气开始膨胀作功。 因此，燃烧过程和膨胀作功过程也是同时进行的，在气缸内达到最大爆发压力时， 还有少部分在膨胀过程中边混合边燃烧，这种燃烧现象称之为后燃。随着燃气膨胀作功过程的进行，气缸内气体压力和温度下降，在排气门开启 时，气缸内压力P约为0.5MP ,到下止点时P约为0.3MP ,T约为1000-1200K, b a b a b 膨胀作功过程是从上止点开始到排气门开使开启为止。5、排气过程如果活塞到达排气下止点时排气门才开始开启，随着曲轴的旋转，活塞由下 止点上移。由于此时的排气门通道面积太小，气缸内的压力仍然较高，就会增加 排气过程消耗的负功。所以，缸内的压力大与外界大气压力和排气管道中的压力。 活塞到达排气上止点时，排气门没有关闭，而是在上止点之后(lOo-35o)CA关闭。 因为活塞到达排气上止点时，废气还存在流动惯性，利用气体流动的惯性将留在 燃烧室的残余废气排出一部分。排气上止点压力P约为0.105-0.12MP ,排气温 va度 T 约为 700-900K。v6、进气和排气重叠过程在排气门关闭之前，进气门已经开启，所以有一段时间进、排气门处于同时 处于开启状态，成为气门叠开期，所对应的曲轴转角称为气门重叠角。2.3 多缸内燃机工作顺序2.3.1 多缸内燃机工作顺序多缸内燃机的各缸工作顺序由内燃机的工作平稳性和结构所决定。从内燃机 工作平稳性要求，内燃机的曲轴做成对称，各缸膨胀作功过程依次进行。一、各缸的作功间隔角要尽量均衡，以使发动机运转平衡。各缸尽量交替作 功。二、连续作功的两缸相隔尽量远些，最好是在发动机前半部和后半部交替进 行，这样一方面可减少主轴承连续承载，另一方面可避免相邻两缸进气门同时开 启而发生抢气现象，可使各缸进气分配较均匀。三、V形发动机左右两排气缸交替进行。四、曲拐布置尽可能对称，均匀，以使发动机工作平衡性好。2.3.2 某 8V 发动机工作顺序分析某8V发动机，其为中心曲柄，平面曲拐，并列连杆，V形夹角为600，根据工作顺序的一般规律，某8V发动机的发火顺序应为：左 134217777右4213其发火间隔角应为：6001200600120060012006001200工作循环表见 表2.1表 2.1 V8 发动机工作循环示意图缸数转角左1左2左3左4右1右2右3右400600作功排气压缩进气排气进气作功压缩600_ 18Oo进气压缩排气作功18Oo240。排气进气作功压缩240o3600压缩作功进气排气3600 4200进气压缩排气作功42005400作功排气压缩进气5400 6000压缩作功进气排气6000 7200排气进气作功压缩3 对曲柄连杆机构进行运动学分析内燃机的运动机构的基本形式是曲柄连杆机构，它由活塞、连杆和曲轴三大 基本构件所组成。曲柄连杆机构运动学主要研究分析三大基本构件的位移、速度、 加速度和曲柄转角及各种几何参数之间的关系。3.1 活塞、连杆运动规律的概述图 3.1 是中心曲柄连杆机构运动学分析简图。图中气缸中心线通过曲轴中心O，OB为曲柄，AB为连杆，B为连杆轴颈或曲柄销中心，A为连杆小头孔或活塞销中心， A 为活塞运动上止点,1A为活塞运动下止点令九为曲柄连杆比，贝9：2X = R =Lsin Psin a（3-1）其中：R为曲柄半径，L为连杆长度。中心曲柄连杆机构运动学分析简图如图3.1所示图 3.1 曲柄连杆机构示意图当曲柄作等角速度O旋转时，曲柄OB上任意一点都有以O点为圆心作等速 旋转运动， A 点(即活塞)沿气缸中心线作往复运动，而连杆 AB 则进行复杂的 平面运动，其大头与曲柄的连杆轴颈(即B点)一样，作等速的旋转运动，而连 杆小头则和活塞一样作往复运动，所以连杆本身的运动是一种旋转运动和往复运 动而合成的复杂的平面运动。在某一时刻，曲柄转角为，并且按顺时针方向旋转，连杆轴线在其摆动平 面内偏离气缸中心线的角度为，在曲柄旋转方向上的偏离角为正，反之为负。 曲柄半径与连杆长度的比值为X = R / L，曲柄的角速度为： =兀n/30 (rad/s)(32)曲柄上连杆轴颈中心点的切向速度和向心加速度分别为：V = Rw (m/s)(3t3)a = R w 2(m/S2)n( 34)3.2 活塞的位移、速度和加速度3.2.1 活塞的位移由图3.1可得出，活塞行程：S= _A_A_ = 2R故活塞位移：12X = R (1 一 cos a) + L (1 一 cos B ) = R (1 一 cos a) + L (1 一 1 - X2 sin 2 a )( 3 5) 傅里叶级数形式：X = R (a + a cos a + a cos 2a + a cos 4a + .)(301246)其中a0 =1+X /4+3 X2 /64+5 X5 /256+a1=1a2 =-(九 /4+ 九3/16+15九5/512+)a4 =九 3 /64+3 九5 /256+3.2.2 活塞的速度将式( 3-6)对时间作一次微分，得傅里叶级数形式活塞运动速度准确公式d Xv =dtd Xd a-=一Rw (a cos a + 2a sin 2a + 4a sin 4a + .)da dt1243-7)由上式看出，活塞速度和位移一样，也是一个很快收敛的无穷级数 , 将式3-5)对时间作一次微分，得活塞运动速度近似公式：九1,v = R w (sin a + sin 2a ) = R w sin a + R w 入 sin 2 a223-8)活塞运动速度曲线如图3.2所示：2500020000150001000050000-50000-10000-15000-20000-25000系列1 系列2 系列3图3.2活塞运动速度曲线v = f (a )最大速度 : v 土 R wnmaxm 303.2.3 活塞的加速度将活塞速度准确公式( 3-5)对时间作一次微分，得活塞加速度准确公式： 用傅里叶级数形式表示：a=-Rw2( a cos a + 4a cos 2a +16a cos a +. )(3-9)124显然活塞加速度也是一个很快收敛的无穷级数。将活塞速度近似公式(3-8 对时间作一次微分，可得加速度近似公式：活塞加速度极大值和极小值，对分析a =f（a ）曲线变化规律是重要的。活塞 加速度极大值和极小值所在曲柄转角，可用求极值法得到，令式（3-9）对曲柄 转角作一次微分，并使它等于零 d a /da =0得：sin a +4 九 sin a cos a =0. sin a （1+4九cos a ）=0满足上式关系的条件为sin a = 0得a = 0。或180。此 时九为任意值。或cos a =一1/4九，则a = arccos（ -1/4九）对于后者，根据九值大小 有三种情况：当九1/4时cos a的绝对值大于1，不成立当九=1/4时a = 180。，与sin a =0时情况相同。当九1/4时cos a为负值，a = 90。270。以上分析结合式（2-19）看，活塞的加速度极值的大小和位置有两种情况：第一种情况当九W1/4时，活塞加速度在曲轴一转范围内有两个极值。在a = 0。处，即上止点处，活塞加速度极大值为：1a = R 2（1 + 九）（311）a1在a = 180。处，即下止点处，活塞加速度极小值为：2a = -R 2（1 九）（312）a2第二种情况当九1/4时，活塞加速度在曲轴一转范围内有四个极值，其 中两个与第一种情况相同，另外还有两个极小值出现在a= arccos（ -1 / 4九）处,a3,4其大小为：a = -R 2（ X + 1/8 入）（313）a3,4利用托列作图法，求出活塞的加速度和位移关系曲线a = f （x ），如图3.3：4 对曲柄连杆机构进行动力学分析曲柄连杆机构动力学主要研究三大基本构件所受各种作用力、各作用力之间的相互关系。曲柄连杆机构运动时所产生的惯性力，与各运动部件的质量成正比，所以在分析曲柄连杆作用力前，应先确定各运动件的质量。5 对 8V150 发动机进行综合分析5.1 单缸机受力分析发生在汽缸内的气体压力除了作用在活塞顶驱动曲柄连杆机构运动外，还均匀地作用在汽缸盖和汽缸壁上。汽缸壁受到气体压力均匀的径向拉伸应力，但因色avisosm曲柄连杆机构运动分析9 A4窪的毕业设计I窪的开题报告画气缸受比示意图 曲外茁盼 窪外文翻译后本团队全部是在读机械类研究生，熟练掌握专业知识，窪中攻要精通各类机械设计，服务质量优秀。可全程辅导毕业设计，知识可贵，带给你的不只是一份设计，更是一种能力。联系方式：QQ712070844,请看QQ资料。6. 结论由以上分析结果可以看出，该V型8缸发动机的一级往复惯性力工P、旋 j I转惯性力工P、一级往复惯性力矩工M、二级往复惯性力矩工M 和旋转惯 rjij n性力矩工M都已自行平衡，而只有二级往复惯性力 工P尚未平衡且为恒定 rj n值，这个不平衡力会对发动机造成有害的振动，在后续的平衡减振工作中可通过加正反转平衡轮系对工P进行平衡。jn参考文献1 周龙保内燃机学北京：机械工业出版社，1998.35482 吴兆汉车辆发动机设计北京：国防工业出版社，1982.57643 杨景章.工程机械用内燃机.北京:水利电力出版社，1988.34474 倪计民.汽车内燃机原理.上海：同济大学出版社，1996.38665 吉林工业大学内燃机教研室. 内燃机构造. 吉林：吉林人民出版社， 1975.79956 谭正三，李树得，纪金龙等. 内燃机. 江苏：江苏科学技术出版社， 1978.39497 高秀华，郭正华. 内燃机. 北京：化学工业出版社， 2005.46638 郑启福. 内燃机动力学. 北京：国防工业出版社， 1991.1759 苏B.谢加里内燃机动力计算北京：国防工业出版社，1974.435710 陕西省建筑工程局发动机编写组. 发动机. 北京：中国建筑工业出版社， 1974.9512411 赵学敏. 汽车发动机构造与维修. 北京. 国防工业出版社， 2003.839712 机械 CAD 网. 200813 陈有方， 曹建国 ， 牟小云等. 汽车原 理及构造. 重庆：重庆大学出 版 社.2003.778914 卢耀祖. 机械结构设计. 上海：同济大学出版社.2004.19722915 方键. 机械结构设计. 北京：化学工程出版社.2006.13415716 庄野欣司. 四轮驱动汽车构造图解. 长春：吉林科学技术出版社， 1995.201 22017 胡亚庄. 轿车与轻型商用汽车. 北京：人民交通出版社， 1993.30435018 余志生主编. 汽车理论. 北京：机械工业出版社， 2000.19820119 陈家瑞主编. 汽车构造下册. 北京：人民交通出版社， 2006.267301