课程设计活塞连杆设计.doc

课 程 设 计课程名称： 发动机设计 设计题目： 曲轴和连杆设计 学 院： 交通工程 专 业： 车辆工程 年 级： xxxx级 学生姓名： xxxxxxx 指导教师： xxxxxxxxxxxxxx 日 期： 2023年9月 教 务 处 制目 录1、总体布局、结构特点以及选用原则系统分析11.1机型11.2选用原则12、标定工况（最大功率）工作过程及热力计算和示功图绘制22.1实际循环热力计算22.1.1热力计算的目的22.1.2热力计算的方法32.2重要参数选取32.2.1压缩比32.2.2过量空气系数32.2.3残余废气系数32.2.4进气温升和残余废气温度32.2.5热量运用系数32.2.6示功图丰满系数32.2.7机械效率42.2.8平均多变压缩指数42.2.9平均多变膨胀指数42.3燃料燃烧化学计算42.3.1理论空气量的计算42.3.2理论分子变化系数0的计算52.3.3实际分子变化系数52.4燃气过程参数的拟定与计算52.4.1压缩过程气体状态52.4.2燃烧过程及燃烧终点气体状态52.4.3最高燃烧爆发压力及压力升高比拟定72.4.4膨胀终点气体状态72.4.5绘制示功图82.5发动机性能参数92.5.1平均指示压力Pi92.5.2平均有效压力92.5.3有效功率92.5.4充量系数102.5.5指示热效率102.5.6燃油消耗率102.5.7发动机总进气流量103、活塞位移、速度、加速度随曲轴转角变化曲线113.1活塞位移113.2活塞速度V113.3.活塞加速度124、气缸压力、活塞侧击力、连杆力、曲柄销切向力，径向力134.1气缸压力随曲轴转角变化曲线134.2活塞销上的合力变化曲线144.3活塞所受侧压力144.3.1往复惯性力的求取144.4连杆作用力与活塞销受力相反164.5曲柄销受力164.6曲柄销极坐标图与连杆轴承受力174.6.1曲柄销载荷的极坐标图174.6.2连杆轴承的负荷矢量图174.6.3连杆轴承受力极坐标图195、连杆设计及强度计算、校核195.1连杆重要参数选取195.2材料和关于材料的参数215.3连杆小头强度215.4连杆杆身强度245.5连杆大头强度255.6螺栓强度校核266、有限元分析286.1 连杆实体模型的建立286.2 网格的划分296.3 连杆受力分析306.2.1最大拉伸306.2.2最大压缩316.4有限元计算结果分析326.3.1载荷分布与加载326.3.2等效载荷模拟结果336.3.3计算结果分析347、总结388、参考文献38课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果1、总体布局、结构特点以及选用原则系统分析1.1机型该发动机机型为卧式，直列，水冷，四冲程两缸机。卧式，是指气缸中心线平行于水平面的发动机，也就是水平放置的发动机。它的特点是发动机的高度很低，便于安装到一般立式发动机放不进去的地方。直列就是气缸呈直线排列，一般用于汽缸数小的发动机，优点在于动力输出强劲、结构简朴、维护简便。水冷，即采用水作冷却介质，冷却效果较好。四冲程发动机换气质量较二冲程好，发展比较成熟。该机型工作平稳，动力强劲，性能可靠，安能可靠，安装维修方便，多用在农用机械上。1.2选用原则（1）布置紧凑，外形尺寸小，外观整齐，外接管路尽量少。（2）经常需要保养的零部件，接近性要好，对经常检查调整的气门间隙和喷油提前角等有关零部件应考虑到调整和拆装方便。（3）应满足用户对柴油机配套所提出的各项合理规定。多种用途柴油机的总体布置，一方面满足重要用途的配套规定，还要考虑到变机型的有关问题。（4）具有良好的加工和装配工艺性。（5）柴油机起吊、存放和安装方便。（6）总体布置要认真贯彻执行产品系列化、零部件通用化和零件标准化。课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果2、标定工况（最大功率）工作过程及热力计算和示功图绘制290型柴油机课程设计参数表型式卧式，直列，水冷，四冲程缸径行程（mm）9095气缸数2气缸套型式湿式燃烧室型式直喷式缩口型燃烧室吸气方式自然吸气压缩比17.5：1或（17：1）或（16.5:1）最高燃烧压力bar801h标定功率/转速，kw(Ps)/r/min16（21）/2600最低燃油消耗率，g/kW.h(g/Ps.h)245（180）曲柄半径mm/连杆长度mm47.5/165燃料低热值KJ/kg42500单缸活塞组质量Kg0.948连杆组质量Kg1.300大气平均压力kpa98.392932.1实际循环热力计算2.1.1热力计算的目的在一台新内燃机的设计过程中，大体拟定气缸内的压力和温度变化情况，绘出示功图，可以对发动机方案设计中所拟定的指标起到一定的校核作用。课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果2.1.2热力计算的方法用闭口系统来模拟不稳定的开口系统，用定容定压加热代替实际的燃烧过程，用多变过程来代替实际的压缩和膨胀过程，用多变过程来代替实际的压缩和膨胀过程，用定容放热代替排气过程等，最后的结果用一个折扣系数近似接近实际循环。2.2重要参数选取2.2.1压缩比压缩比选取：=17.5=17.52.2.2过量空气系数过量空气系数选取：=1.4（非增压柴油机一般推荐=1.21.5）=1.42.2.3残余废气系数残余废气系数选取：=0.05（非增压四冲程柴油机一般推荐=0.030.06）=0.052.2.4进气温升和残余废气温度进气温升选取：=15(非增压四冲程柴油机一般推荐=1020)=15残余废气温度选取：=760(非增压四冲程柴油机一般推荐=700800)=7602.2.5热量运用系数热量运用系数选取：=0.75（低中速柴油机：0.750.88，高速柴油机： =0.750.650.85）2.2.6示功图丰满系数示功图丰满系数选取：=0.96（范围一般为0.920.97）=0.96课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果2.2.7机械效率机械效率选取：=0.85（四冲程高速柴油机0.750.88）=0.852.2.8平均多变压缩指数为压缩多变指数。在实际发动机压缩过程中由于存在与缸壁产生热互换及漏气损失现象，为变数。对于直接喷射式柴油机当=1215，=610m/s,经验值=1.351.38.预燃室式柴油机=1518，=812m/s，经验值=1.331.36.所以选取平均多变压缩指数=1.35=1.352.2.9平均多变膨胀指数实际膨胀多变指数亦为变数。膨胀始点值最小，膨胀终点 值最大。在计算值可取平均值。一般经验值：对于柴油机=1.221.32.选取平均多变膨胀指数：=1.30=1.302.3燃料燃烧化学计算2.3.1理论空气量的计算（1）1kg燃料燃烧所需的理论空气量柴油：=0.87 =0.126 =0.004得到：=0.495kmol/kg=0.495kmol/kg（2）新鲜充量的分量=1.40.495=0.693kgmol/kg(燃料)=0.693课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果（3）1kg燃料燃烧时的燃烧产物量kgmol/kg(燃料)=0.7262.3.2理论分子变化系数0的计算=1.047=1.0472.3.3实际分子变化系数=1.045=1.0452.4燃气过程参数的拟定与计算2.4.1压缩过程气体状态（1）压缩始点温度：（2）压缩始点压力：（3）压缩终点压力：（4）压缩终点温度2.4.2燃烧过程及燃烧终点气体状态（1）压缩终点的空气平均等容比热，在图3-2上查得，当时的=7.35 故：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果（2）压缩终点的残余废气平均等容比热，在图3-2上查得，当=626=1.4时的=7.6 故： （3）压缩终点的混合气平均等容比热 （4）燃烧终点的温度，根据下列方程求解将已知数值带入化简后得： =15265再用t曲线，先估计下值，按此查出，并算出，试其数值 与 15265是否相符，然后按其差值再选值，如此逐步试算直至求得值和其相应的乘积等于15265为止，按照此方法求得燃烧终点温度： t曲线如图一所示：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果 图一： t曲线2.4.3最高燃烧爆发压力及压力升高比拟定（1）最高燃烧爆发压力：最高燃烧爆发压力给定为：（2）压力升高比2.4.4膨胀终点气体状态（1）初期膨胀比（2）后期膨胀比课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果（3）膨胀终点的压力和温度（）=0.34MPa2.4.5绘制示功图(1)压缩行程：压缩行程起始点的压力值通常在（0.900.8）之间，选定压缩始点的压强为=0.095MPa。把压缩过程简化为绝热过程， =1.35。由热力学知识可知：，初始状态下=0.095MPa 在0.636L 0.0364L之间取十五个点，求取这些点的压力值， 记录数据在execl表格中，由计算所得的数据可知压缩终了时的终点压力。可燃混合气在气缸中到达压缩终点后，将会进行等容加热。加热终点的压力（2）膨胀过程：与压缩过程相应，膨胀过程也可简化为绝热过程：。由上面的计算知道，在膨胀的始点压力为，V=0.0364L,同样在0.636L 0.0364L之间取15个点，求取压力值。选取=1.30。将数据记入附表1中，运用execl表格中的数据作出P-V图。如图二所示：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果 图二：P-V图2.5发动机性能参数2.5.1平均指示压力Pi2.5.2平均有效压力2.5.3有效功率课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果2.5.4充量系数2.5.5指示热效率2.5.6燃油消耗率（1）指示燃油消耗率（2）有效热效率（3）有效燃油消耗率2.5.7发动机总进气流量 其中 所以：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果3、活塞位移、速度、加速度随曲轴转角变化曲线由所给参数计算得： 3.1活塞位移由位移和曲轴转角的关系式：即在excel中获得所取点得相关数据记录在附表一excel sheet1中，运用图表功能作出活塞位移X随转角变化的曲线。如图三所示： 图三：活塞位移X随转角变化的曲线3.2活塞速度V由速度和曲轴转角的关系式：同理，在excel中获得相关数据记录在附表一excel sheet1中，利用图表功能作出速度随转角变化的变化曲线图。如图四所示：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果 图四：速度随转角的变化曲线3.3.活塞加速度 由活塞加速度和曲轴转角的关系：同上，在excel中获得相关数据记录在附表一excel sheet1中，利用图表功能作出加速度随转角变化曲线图。曲线图型如图五所示： 图五：加速度随转角变化曲线图课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果4、气缸压力、活塞侧击力、连杆力、曲柄销切向力，径向力4.1气缸压力随曲轴转角变化曲线随着曲轴转角的变化，缸内的气体压力也会随之发生变化。将热力学计算中的图转化为图，即气缸内气体压力随曲轴转角的变化规律。0180度为进气行程，汽缸内的气体压力在理论循环下基本可以认为是一恒定值且小于大气压力；180360度为多变压缩行程，汽缸内的气体压力可由绝热方程求出；360540度为多变的膨胀过程，汽缸内的气体压力可由绝热方程求出；540720度为排气行程，可以认为汽缸内的气体压力是均匀下降至。由于已知了曲轴转角和活塞位移X的关系式，又因 则可以在excel表格中，求取出相应转角时相应气缸容积V。每隔10求（p，V）。将数据记录于附表3中，并做出相应的图，如图六所示： 图六：图课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果4.2活塞销上的合力变化曲线记为活塞销对活塞的作用力，对活塞运用达伦伯原理，可得： 其中和各为在气缸中心线方向及其垂直方向的分力，是活塞、活塞环和活塞销卡环的惯性力。应用上述关系运用excel表格得到活塞销上的合力变化曲线，如图七所示： 图七：活塞销上的合力变化曲线4.3活塞所受侧压力4.3.1往复惯性力的求取（m：单缸活塞组质量Kg，m连杆组质量Kg）所以 =即 = 课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果往复惯性力随曲轴转角的变化曲线如图八所示：图八：往复惯性力随曲轴转角的变化曲线 由于 所以侧压力= 连杆力=通过excel得到侧压力与连杆力的变化情况如图九、图十所示：图九：侧压力随曲轴转角的变化曲线课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果4.4连杆作用力与活塞销受力相反图十：连杆力随曲轴转角的变化曲线4.5曲柄销受力曲柄销所受外力就是与（曲柄销对连杆大头的作用力）相等而方向相反的，并且是由S和两向量合成的，在曲柄方向及其（方向）垂直方向(方向)的分力各为： ，由表格数据得到曲柄销载荷随转角的变化，如图十一所示： 图十一：曲柄销载荷随转角的变化课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果4.6曲柄销极坐标图与连杆轴承受力4.6.1曲柄销载荷的极坐标图根据 ，得到曲柄销的极坐标图如图十二所示：图十二：曲柄销极坐标图4.6.2连杆轴承的负荷矢量图连杆轴承所受的力与曲柄销所受的力互为作用力和反作用力，所以它们的直角坐标图完全相同，只是作用力矢量相差了180。 采用X-Y坐标系作为连杆轴承负荷的极坐标图，所以进行坐标转换时， 其矢量共相差： 由于该发动机为两缸发动机，所以有三个住轴颈，且两个曲拐之间的方向角为180度，且下面进行分别计算：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果第一主轴颈：由 其中，和各是i号曲拐和（i+1）号曲拐对第一轴的方向角。第二主轴颈： 第三主轴颈： 综合应用以上关系式，求解出连杆轴承的负荷。并且转化为极坐标形式，用excel计算数据，并运用excel作出连杆轴承的负荷矢量图，如图十三所示。图十三：连杆轴承的负荷矢量图课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果4.6.3连杆轴承受力极坐标图图十四：连杆轴承受力极坐标图5、连杆设计及强度计算、校核5.1连杆重要参数选取课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果连杆小头尺寸：mm 取d=32mm（由活塞销直径得到）d=32mm mm 取=2.0mm=2.0mmmm 取=30mm=30mm mm 取=36mm=36mmmm 取=45mm=45mm连杆杆身尺寸：（由表8-1得到）mmmmmm 取=26mm=26mmmm 取B=17mmB=17mmmm 取mmmm连杆大头尺寸：曲柄销直径mm 取=55mm（由曲柄销直径得到）=55mm轴瓦厚度mm 取=3mm=3mm 取=61mm=61mmmm 取mmmm由于，选取平切口连杆大头，连杆大头高度、：平切口连杆：mm 取=30mm=30mm mm 取=30mm=30mm螺栓：mm 取=10mm=10mm课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果5.2材料和关于材料的参数采用45钢作为连杆材料，泊桑比；连弹性模量；连杆膨胀系=；连杆温升；查3 中表5-4 取=600MPa；据1中第八章附录取工艺系数=轴套材料:锡青铜,根据1中内容选取套膨胀系；套弹性模量 =600MPa5.3连杆小头强度 小头轴承的比压：衬套最大装配过盈量：衬套温度过盈量：mm由总过盈量产生径向均布压力：小头外表面由p引起的应力：活塞组的最大惯性力：固定角：（由设计图得）小头平均半径：小头中心截面上的弯矩：小头中心截面上的法向力：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果小头固定截面上的弯矩：小头固定截面上的法向力： 小头壁厚：小头截面积：衬套截面积：系数：小头受拉时固定截面处外表面应力：小头承受的最大压缩力： 查1中图8-36得：；小头受压时中央截面上的弯矩： 小头受压时中央截面上的法向力： 小头固定截面处（）的值：查1中表8-14得：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果小头受压时固定截面处的弯矩：小头受压时固定截面处的法向力：小头受压时固定截面处外表面应力：材料的机械性能：； 角系数：在固定截面的外表面处：应力幅：平均应力：小头安全系数：符合设计规定。小头截面的惯性矩：小头横向直径减小量：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果5.4连杆杆身强度杆身中间截面处最大拉伸力: 杆身中间截面处最大压缩力：由引起的拉伸应力：杆身中间截面在摆动平面内的惯性矩、：由引起的合成应力、：杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力： 课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果杆身中间截面在垂直于摆动平面内的应力幅和平均应力： 杆身中间截面在摆动平面的安全系数： 垂直于摆动平面内安全系数： 杆身安全许用值在的范围内，符合设计规定。5.5连杆大头强度大头盖所受惯性力: 大头盖截面的重心坐标： 大头盖截面的惯性矩： 课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果大头盖计算截面的抗弯断面模数：轴瓦计算截面的惯性矩：大头盖中央截面上的应力：大头横向直径减小值：为了保证连杆轴承工作可靠，不应当超过连杆轴承与曲柄销初始配合间隙的一半，常用配合为。通过查找基本偏差数据表格，其最小间隙为0.05m。由故所设计的连杆大头刚度符合规定。5.6螺栓强度校核螺栓材料：螺栓选用40cr，螺母选用40cr每个螺栓由惯性力引起的工作负荷：工作负荷传递到螺栓的基本负荷部分： 选用0.25课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果工作符合传递到大头上的负荷部分：螺栓装配预紧力： 作用在螺栓上的总拉力： 连杆螺栓的疲劳计算：最大应力：杆部：螺纹部分：最小应力：杆部：螺纹部分：第一区域：应力幅： 平均应力：第二区域：应力幅：平均应力：属于第一区域的应力循环安全系数：式中：为材料在对称循环下的拉压疲劳极限， 课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果此处取，取0.5，角系数，取0.33。取5。属于第二区域的应力循环安全系数：由于n2，所以安全系数符合设计规定。判断螺栓材料是否屈服的条件：， 由强度计算结果得，连杆各部位的强度和安全系数都在规定的范围内，连杆、螺栓设计合格。6、有限元分析6.1 连杆实体模型的建立当前，有限元分析技术在发动机零部件设计过程中发挥着越来越重要的作用，它不仅缩短了设计周期，并且也大大提高了设计精度。该软件采用交互式将有关连杆几何形状、材料特性和计算工况的参数输入后，软件就可进行如下解决：(1)生成连杆有限元网格及变厚度解决等有关参数；(2) 自动进行载荷解决；(3)计算单元刚度；(4)计算节点位移；(5)计算节点应力；(6) 计算各节点的主应力，并求出最大主应力及其位置；(7)计算各强课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果度理论中的相称应力，并求出最大相称应力及其位置；(8)绘制单元网格图、边界应力图和边界变形图。运用UGNX6.0建立三维立体模型一方面建立准确、可靠的计算模型 , 是应用有限元法进行分析的重要环节之一。在进行有限元分析时 ,应尽量按照实物来建立有限元分析模型 ,但对结构复杂的物体 ,完全按照实物结构来建立计算模型、进行有限元分析有时会变得非常困难 ,甚至是不也许的 ,因此可进行适当的简化。一般来说 ,因模型带来的误差要比有限元计算方法自身的误差大得多。所以 ,结构有限元计算的准确性在很大限度上取决于计算模型的准确性。6.2 网格的划分有限元分析的基础是单元，所以在有限元分析之前必须将实物模型划分为等效节点和单元。由于连杆形状较为复杂，在满足计算精度规定的情况下，为了让结量尽量少，连杆有限元网格如图十五所示：图 十五 连杆有限元网格图课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果6.3连杆受力分析6.2.1最大拉伸已知：活塞组质量 连杆小头质量 连杆大头质量 最大爆发压力曲柄销半径 连杆长度 主机转速 则曲轴角速度 曲柄连杆比 最大受拉工况：取进气开始时刻的最大惯性载荷作为连杆的最大受拉工况，此时连杆小头受到的是活塞组M1的最大往复惯性力： 连杆大头则是承受活塞组和连杆小头往复惯性力及连杆大头产生的回转惯性力： 式中、分别为活塞组、连杆小头和连杆大头的惯性力。小头内孔表面120范围内的面积为：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果大头内孔表面120范围内的面积为：连杆小头受到的是活塞组M1的最大往复惯性力，这个力在小头内孔表面120范围内的面积上产生的压力为：连杆大头则是承受活塞组和连杆小头往复惯性力及连杆大头 产生的回转惯性力，这个力在大头内孔表面120范围内的面积上产生的压力为：6.2.2最大压缩已知气缸内最大爆发压力为：气缸内气体最大爆发压力的一瞬间，此时连杆承受最大压力以及活塞组和连杆体自身的惯性力。这时连杆小头载荷为：这个力在小头内孔表面120范围内面积上产生的压力为：连杆大头上的载荷为：课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果这个力在大头内孔表面120范围内的面积上产生的压力为：6.3有限元计算结果分析6.3.1载荷分布与加载对于连杆小头边界条件的解决，假定活塞销当作刚体固定，连杆受压工。况，在连杆小头内侧上部 120圆柱面上施加径向约束。连杆受拉工况，则在连杆小头内侧下部 120圆柱面上施加径向约束。在连杆杆身上还施加一两个点的自定义约束, 使其固定，没有刚度位移。所以连杆大头、小头上的拉伸、压缩载荷均按120范围内成余弦规律分布，在处载荷最大，惯性力均匀作用于模型中所有节点上。连杆模型边界条件如图十六所示图十六 连杆载荷分布课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果6.3.2等效载荷模拟结果求解之后得到Results,如图十七和图十八和图十九所示图十七 连杆小头位移-节点图图十八 小头的应力-单元节点课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果图十九 小头的应力-基本6.3.3计算结果分析 经ug计算得到的结果，从图中可以看出：在最大受拉工况下，连杆小头的最大应力峰值出现在下头顶部油孔附近、小头两边中心处，杆身部分的最大应力峰值出现在小头与杆身过渡处； 最小主应力峰值出现在内孔底部。在最大受压工况下，连杆小头的最大主应力峰值出现在小头底部；最小主应力峰值出现在顶部；杆身处的最大应力峰值出现在与小头连接处，特别是一些小角处，应力集中比较明显。课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果校核完毕，连杆各部分安全系数都在规定范围内，连杆设计合格。使用UG软件画实体图如图二十所示： 图二十 连杆实体图课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果运用UG软件作活塞、连杆、曲轴装配后的曲柄连杆机构，如图二十一所示： 图二十一 连杆、活塞、曲轴装配图由图二十二可知活塞裙部与曲轴平衡块最小间隙为2mm，不产生运动干涉， 设计合理。图二十二 装配后活塞与曲轴平衡块间隙课 程 设 计 说 明 书计 算 及 说 明结 果7、总结通过这次课程设计，使我们对发动机设计这门专业课有了更深刻的理解，掌握发动机曲柄连杆机构的基本设计方法，同时也挺高了我们的计算能力、动手能力以及使用软件画图的能力，为以后的工作和进一步的学习都打下了基础。在这次课程设计中，我通过查找文献、看图纸、画零件图和装配图、设计和计算基本参数以及用excel制作图表、用word制作电子说明，都使学到了很多东西，对活塞连杆曲柄组件的细节都有了更多比较细致的了解，填补了一些在构造方面的知识缺陷；提高了文献的查找能力；也挺高了我学习发动机更多的乐趣，同时，它也将我以前所学的各门课程联系和综合起来，是我对所学的知识有了更好的整体把握，在设计过程中，碰到问题也及时向老师和同学请教，也非常谢谢毕老师和同学们的耐心指导。总之，这次课程设计我学到了很多知识，为以后继续进一步学习奠定了基础。8、参考文献1 柴油机设计手册编辑委员会.柴油机设计手册（上册）.北京：中国农业机械出版社.19842 周龙保.内燃机学.第二版.北京：机械工业出版社.20233 陆标清.发动机设计