最新复习内燃机设计Word格式文档下载.docx
- 文档编号:17651965
- 上传时间:2022-12-07
- 格式:DOCX
- 页数:14
- 大小:90.47KB
最新复习内燃机设计Word格式文档下载.docx
《最新复习内燃机设计Word格式文档下载.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《最新复习内燃机设计Word格式文档下载.docx(14页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
在进行动力学计算之前,必须根据实测的示功图或对工作过程的循环模拟计算来确定气体作用力的变化情况再根据运动学求出的各运动件的加速度,由此求出惯性力的变化情况,从而得到总的作用力及力矩,在此基础上,进一步分析这些力和力矩对内燃机平衡与振动的影响。
3、活塞、连杆的运动规律当曲柄按等角速度ω旋转时,连杆本身的运动是由旋转运动和往复运动合成的平面复合运动。
在实际分析中,为使问题简化,一般将连杆为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量,认为它们分别作旋转与往复运动。
4、研究曲柄连杆机构运动学的主要任务活塞在作往复运动时,其速度和加速度是变化的。
它的速度和加速度的数值及变化规律对曲柄连杆机构以及内燃机整体的工作有很大的影响,因此,研究曲柄连杆机构运动学的主要任务实际上就是研究活塞的运动规律。
5、连杆的角位移、角速度与角加速度的特殊值(最大或最小)及所在位置
当α=0°
或180°
时,连杆角位移有最小值,即
当α=90°
或270°
时,连杆角位移有最大值
当α=0°
时,连杆角速度有最大值
当α=90°
时,连杆角速度为0,即
时,
有最大值
有最小值
6、活塞的位移的特点即曲柄转角α从0°
到90°
时活塞的位移值比曲柄转角α从90°
到180°
时活塞的位移值大,而且是λ值越大,其差值也越大。
7、活塞的位移曲线的作用活塞的位移曲线可用来对p-v示功图与p-α示功图两者之间进行转换;
它与气门的运动曲线配合,还可用来检验活塞与气门之间发生干涉;
在柴油机直接喷射燃烧室的设计中,喷油柱的位置与活塞上燃烧室的配合,也要用到活塞的位移曲线;
此外二冲程内燃机排气口与扫气口位置的确定,与活塞位移变化也是密切相关的。
8、活塞速度组成的特点活塞速度可以写成两个速度分量之和,即
因此,活塞速度可视为由
与
两部分简谐运动速度所组成。
9、活塞速度在特殊位置时的值当α=0°
时,活塞速度等于零。
,此时活塞速度等于曲柄销中心的圆周速度。
但是,这并不是活塞的最大速度。
10、活塞的速度α=0°
~180°
为正值;
α=180°
~360°
时
为负值;
α=0°
、180°
、360°
=0(活塞正在改变运动方向);
α=90°
、270°
,但并不是
。
活塞的速度在旋转一周中,时快时慢的变化着,它的平均速度可以表示为
(m/s)活塞平均速度cm虽然只能粗略地估计活塞运动的快慢,但它是表征内燃机性能指标的重要参数之一。
11、活塞的最大速度活塞速度最大时的曲柄转角
:
可见,
,因此
小于90°
或大于270°
,即活塞速度的最大值出现在偏向上止点一边,大体上在上止点前后75°
左右。
不同λ值时,有不同活塞速度的位置不同。
λ值越大,活塞速度最大值也越大,相应的曲柄转角
便越小。
12、活塞的加速度当λ≤1/4时,α在0°
有最大的正加速度值
;
当α在180°
时,有最大的负加速度值
当λ>
1/4时,α在0°
有最大的正加速度值,其大小也为
而α在
-
两处有最大的负加速度值,此值为
,而此时在处的加速度值仍为
13、沿活塞销中心线作往复运动的零件——活塞组的质量
活塞组的质量
包括活塞、活塞环、活塞销以及装在这些零件上的其它附件的质量。
可以认为
集中在活塞销的轴线中心上,因为活塞销中心线是活塞组的传力点.
\15、作复合平面运动的零件——连杆组的质量
连杆组的质量包括连杆体、连杆小头衬套、连杆盖以及连杆螺栓等质量。
为了计算简便,一般认为连杆小头随活塞作往复运动,连杆大头随曲柄作旋转运动,而连杆杆身则作复合的平面运动(既有平面移动又有平面摆动),因此将连杆质量换算成集中于活塞销中心处作往复运动的质量
和集中于曲柄销处作旋转运动的质量
,由此来代替原来作复合运动的连杆的质量。
16、连杆组质量系统动力学的简化原则
(1)质量不变——所有简化后的质量总和应等于原连杆组总质量
,
(2)系统的质心位置不变——所有简化后质量的质心应与连杆组原来的质心位置相重合。
如果简化为两个质量,则
(3)系统对质心的转动惯量不变——所有简化后的质量对于连杆组质心的转动惯量之和应等于连杆原来的转动惯量
17、作用于曲柄连杆机构的力曲柄连杆机构中,主要作用力有气体作用力,运动质量的惯性力及外界负荷对内燃机运动的反作用力。
18、连杆机构中主要零件的主要受力曲柄连杆机构中主要零件的主要受力有:
往复惯性力、旋转惯性力、气体作用力。
19、连杆机构的往复惯性力连杆机构的往复惯性力在忽略了高次项之后,可以看作由一次往复惯性力Pj1和Pj2二次往复惯性力所组成。
第三章内燃机的平衡
1、静平衡和动平衡
曲柄旋转质量系统,不但要求静平衡,也要求动平衡。
静平衡:
质量系统旋转时离心合力等于零,即系统的质心(重心)位于旋转轴线上。
动平衡:
质量系统旋转是,旋转惯性力合力等于零,而且合力矩
也等于零。
2、旋转惯性力及其平衡单缸内燃机的总旋转惯性力,包括曲柄不平衡质量和连杆换算到大头处的质量所产生离心力之和。
该离心力的作用线与曲柄重合,方向背离曲柄中心,因此,只需在曲柄的对方,装上平衡重,使其所产生的离心力与原有的总旋转惯性力大小相等、方向相反即可将其平衡。
4、单列式多缸内燃机的平衡的项目旋转惯性力的合力;
一次往复惯性力的合力;
二次往复惯性力的合力;
旋转惯性力的合力矩;
一次往复惯性力的合力矩;
二次往复惯性力的合力矩;
8、四冲程四缸机的平衡情况1、旋转惯性力已得到平衡2、一次往复惯性力也已平衡。
3、二次往复惯性力的合力
4、旋转惯性力矩
旋转惯性力矩已平衡5、一次往复惯性力矩已平衡6、二次往复惯性力矩已平衡
9、四冲程六缸机的平衡情况
第四章活塞组的设计
1、活塞组的工作条件活塞组是工作强度最大的组件之一。
工作中承受的载荷:
(1)承受很大的机械负荷;
(2)承受很高的热负荷;
(3)强烈的磨损。
2、活塞的基本结构活塞头部包括活塞顶,顶岸(火力岸)及活塞环带。
组成燃烧室,承受气体压力,接受高温气体的作用。
活塞裙部环带以下的部分,起导向作用力。
活塞销座位于裙部中央上方,销座中安装活塞销。
活塞通过销座将气体作用力及惯性力经由活塞传递给连杆。
3、活塞的主要尺寸活塞高度H活塞高度与顶岸高度、环带高度及裙部高度有关。
压缩高度H1压缩高度决定了活塞销的位置,它与顶岸高度、环带设计及上裙高度有关。
顶岸高度h顶岸高度确定了第一环的位置。
环带高度h环带高度取决于活塞环数、环高及环岸高度。
4、活塞顶的厚度的确定活塞顶的厚度δ是根据强度、刚度及散热条件来确定的。
由于δ值越大,顶部热应力也越大,因此在满足强度要求的条件下,尽量使δ值取得小些。
对于直径较小的活塞若能满足散热要求,一般也能满足强度要求。
5、第一环槽的工作条件热负荷过高,强度降低,并使机油炭化,造成积炭,使环槽严重磨损。
6、确定第一环槽的位置的条件为了使第一环槽能正常地工作,选择项岸高度外,还可采取以下措施:
(1)保证活塞在上止点时,第一环处于冷却水之中。
(2)将第一道环安排在活塞顶厚度以下。
(3)在第一环槽之上开一个隔热槽。
(4)减少顶岸和缸套之间的间隙。
(5)在铝合金活塞环槽处加镶块。
(6)在活塞顶部进行硬模阳极氧化处理。
(7)在活塞顶部进行硬模阳极氧化处理。
7、活塞环数由什么确定活塞环数取决于密封的要求,它与内燃机的气体压力及转速有关。
8、减少活塞高度的方法减少环的数目,减小环槽和环岸的高度。
9、活塞计算的项目一般只计算第一环岸的强度、裙部及销座的单位压力。
10、第一环岸主要计算项目在最大气体爆发压力时的剪切与弯曲强度。
12、活塞销座比压的计算活塞销座比压力q1按下式计算,即:
13、活塞销表面比压的计算连杆小头部分的活塞销表面单位压力为:
活塞销座表面单位压力为:
14、活塞销弯曲应力的计算沿活塞销长度方向的负荷分布,与活塞销及销座的刚度之比有关,也和活塞销与连杆小头衬套的间隙及活塞销与销座的间隙有关。
试验表明:
在销座部分、销表面受的压力大致成三角形规律分布;
在销与连杆小头接触部分,压力分布可认为相当于均匀负荷。
这时活塞销中央部分所受的弯矩最大为:
弯曲应力为
一般内燃机活塞弯曲应力的许用值为100~250mPa;
军用内燃机为230~500MPa。
15、活塞销的剪切力最大剪应力τmax作用在销座和连杆小头之间的截面上,发生在中性轴所在的直径上。
17、活塞环的主要尺寸活塞环的主要尺寸是环的高度b,环的径向厚度。
18、活塞环根据接触压力进行分类均压环沿整个工作表面对气缸壁的压力是均匀的。
非均压环沿整个工作表面对气缸壁的压力不是均匀的;
在切口附近的压力最高,压力分布呈梨形,通称为梨形环或高点环;
在切口附近的压力较小,压力分布呈苹果形,通称为苹果环或低点环。
19、活塞均压环的自由状态形状自由状态下环的曲率半径,在
处最小,在
处最大。
20、活塞环的弯曲应力活塞环工作时的强度计算,因剪切力与轴向力影响较小,则只计算弯矩。
活塞环的弯曲应力应按两种状况进行计算:
工作状态下的弯曲应力;
套装应力。
21、活塞环的套装应力:
将活塞环往活塞上套装时,切口扳得比S0还大,则正对切口处的最大套装弯曲应力得。
第五章连杆组的设计
1、连杆承受的载荷一是燃气作用力和曲柄连杆机构中往复运动惯性力所引起的纵向载荷;
一是连杆杆身复合运动引起的横向载荷。
2、纵向载荷F对连杆的影响纵向载荷F使连杆杆身承受拉压疲劳载荷。
当F为正值时,杆身受压,F力还使连杆产生纵向弯曲,造成轴承不均匀磨损。
当F为负值时杆身受拉。
为了在负值最大时,不致使连杆体与大头盖的接合面互相分离,连杆螺栓必须在装配时给予足够的拧紧力。
3、横向载荷对连杆的影响横向载荷为杆身摆动所产生的附加弯矩,此附加弯矩为杆身的转动惯量与连杆摆动的角加速度的乘积。
4、作用在连杆上的纵向载荷比横向载荷那个大作用在连杆上的纵向载荷比横向载荷要大得多。
5、连杆设计时对疲劳强度和结构刚度的要求首先保证有足够的疲劳强度和结构刚度。
若疲劳强度不足,往往会造成连杆杆身或连杆螺栓断裂。
若刚度不足,就会造成连杆弯曲变形及连杆大头的失圆变形,这将导致活塞、气缸、轴承及曲柄销的偏磨,加大了连杆螺栓的附加弯矩。
6、连杆小头的特点尺寸小、轴承比压高、温度较高,轴承表面相对运动速度低,且属摆动运动。
7、连杆小头如何变形连杆小头在燃气压力和往复惯性力作用下往往会产生横向和纵向的变形。
8、连杆小头变形后的应力分布连杆小头在燃气压力和往复惯性力的作用下往往会产生横向和纵向的变形,其应力分布也很复杂。
由图可见,其应力峰值发生在A-A,B-B,C-C截面处。
连杆小头与杆身过渡处的形状与尺寸对小头的强度与刚度有很大的影响。
由图5-5可见,当连杆小头与杆身之间采用单圆弧过渡时,其过渡处的应力峰值高,而当采用双圆弧过渡时,应力峰值就低得多。
除此之外,小头衬套与活塞销之间的间隙对小头应力也有影响,间隙过大,小头载荷趋向为集中载荷,局部区域的应力峰值加大。
9、连杆大头的设计的核心保证有足够的刚度。
连杆大头设计要兼顾刚度与外形尺寸。
小头的外表面一般应具有拔模斜度以便于模锻。
高速内燃机的连杆杆身断面都作成“工”字形的。
10、连杆大头的外形尺寸连杆大头的外形尺寸小,可避免连杆在运动中与其它机件干涉的可能性,并有利于提高内燃机结构紧凑性;
而且较小的连杆大头可以减小旋转惯性力。
11、设计连杆中心线应注意什么连杆中心线应尽量靠近轴瓦,可提高连杆体通过气缸的能力,还可减小连杆大头所承受的弯矩。
12、连杆螺栓所受的载荷螺栓所受的拧紧力称为螺栓的预紧力,是螺栓所受的静载部分。
运转时,连杆螺栓还要承受往复惯性力以及除支大头盖后的大头旋转质量的离心力。
连杆螺栓有时还承受一些附加的弯曲应力。
13、连杆螺栓的附加弯曲应力产生的原因被连接部分大头的刚性不足;
加工过程中造成的零件开头偏差;
螺栓头部的结构不合理等。
14、连杆螺栓预紧力的组成一是保证连杆轴瓦必需的过盈度所具有的预紧力;
二是保证内燃机工作时,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。
如果预紧力过大,使螺栓材料产生了屈服,将导致断裂。
必须正确确定预紧力,并在装配时严格控制其大小。
15、连杆螺栓拧紧力矩的组成预紧力由拧紧力矩来保证。
拧紧力矩由两部分组成:
螺纹工作面产生的摩擦力矩和螺母支承面所产生的摩擦力矩。
16、提高连杆螺栓疲劳强度的措施
增加螺栓个数,减小每个螺栓的受力。
减小基本负荷系数,可以减小应力幅值为此可增大连杆大头的刚度,减小螺栓的刚度。
螺栓过渡贺角半径、根部贺角半径等处采用大贺角,避免应力集中。
螺栓头支承机尽量采用对称结构,减小附加弯曲应力。
采用冷墩成型工艺,用滚压法制造螺纹。
17、进行连杆小头强度计算时应计算的应力衬套过盈配合的预紧力及温升产生的应力;
最大惯性力引起的应力;
最大压缩力引起的应力;
连杆小头的疲劳安全系数;
连杆小头的变形计算。
18、进行连杆杆身强度计算时应计算的应力最大拉伸应力;
杆身的压缩-纵向弯曲应力;
连杆杆射的安全系数。
第六章曲轴组与轴承
1、曲轴组的工作情况曲轴组的工作情况是极其复杂的,它是在周期性变化的燃气作用力、往复运动和旋转运动惯性力及它们的力矩作用下工作的,因此承受着扭转和弯曲的复杂应力。
曲轴箱主轴承的不同心度会影响到曲轴的受力状况,其次,由于曲轴弯曲与扭转振动机时产生附加应力,再加上曲轴形状复杂,结构变化急剧,产生了严重的应力集中。
此外,曲轴主轴颈与曲柄销是在高比压下进行高速转动,因而产生强烈的磨损。
2、进行曲轴受力分析时曲轴的简化进行曲轴受力分析时假设曲轴是一个不连续梁,并且每一曲柄都是自由地支承在相邻两个主轴颈中点处。
假设曲柄所受的作用力是集中的,且不考虑由于扭振等引起的附加作用。
3、分析曲柄上所受的力和力矩;
并作出受力图
(1)沿曲柄半径方向的径向作用力Zo。
其中包括燃气作用力和往复运动惯性力所产生的径向力Z;
连杆旋转运动离心力Pc1;
曲柄销旋转离心力Pc2。
(2)燃气作用力和往复运动惯性力所产生的切向力T。
(3)曲柄臂的旋转离心力Pa。
(4)平衡重的离心力Pb。
(5)主轴承的径向反作用力Z1及Z2。
(6)主轴承的径向反作用力T1及T2。
(7)从曲轴自由端传来的扭矩。
当计算第I曲柄时,此扭矩
(8)从功率输出端传来的反扭矩。
当计算第I曲柄时,此反扭矩。
4、主轴颈的载荷主轴颈受到交变扭矩M、支反力Z1在曲柄平面的弯曲作用,以及支反力T1在垂直于曲柄平面内弯曲作用。
因此主轴颈受力后产生的是扭转和弯曲的交变应力。
5、曲柄销的载荷曲柄销受到平面内Z1、Pa及Pb产生的合成弯矩作用,垂直于曲柄平面的T1产生的弯矩的作用以及M和T1R的扭转作用,因此曲柄销上的应力也是扭转和弯曲的交变应力。
6、曲柄臂的受力情况曲柄臂的受力情况很复杂,它包括
(1)由Z1、Pb产生的拉伸或压缩应力;
(2)在曲柄平面内Z1产生的弯曲应力;
(3)在垂直于曲柄平面内由M及T1的弯矩形成的应力;
(4)由T1产生的扭矩引起的应力。
因此曲柄臂的应力具有交变的拉压、弯曲和扭转的复合性质。
曲轴上产生应力集中最严重的。
7、曲轴上产生应力集中最严重的部位?
损坏形式?
曲轴上产生应力集中最严重的部位在轴颈至曲柄臂的过渡圆角处和轴颈油孔周围。
一般来说弯曲疲劳裂缝是从轴颈根部表面的圆角处发展到曲柄臂上,基本上沿45°
角折断曲柄臂;
扭转疲劳裂缝是从机械加工不良的油孔表面开始,约呈45°
剪断曲柄销。
因表面应力总是最大,疲劳破坏也总是从表面开始。
8、曲轴在设计时应满足的要求曲轴在设计时应满足以下要求:
(1)具有足够的疲劳强度。
尽量减少应力集中现象,克服薄弱环节,保证曲轴可靠工作。
(2)具有足够的弯曲与扭转刚度。
在工作转速范围内尽可能避免强烈的扭转振动。
(3)轴颈具有良好的耐磨性。
(4)曲轴应有良好的工作均匀性和平衡性。
(5)制造方便。
9、主轴颈和曲柄销的直径与长度的关系
在保持轴承比压不变的情况下,采用较大的主轴颈直径,可以减小主轴颈长度L1。
采用短而粗的主轴颈可提高曲轴扭转的自振频率,减小在工作转速范围内产生共振的可能性。
从润滑观点或受力情况出发,主轴颈作得粗而短是可行的,因为主油道的机油首先供应主轴承,润滑条件好,另外,主轴颈所受的载荷一般都比曲柄销轻些。
对于曲柄销,由于其直径D2取得较小,其轴颈长度L2就取提长些。
10、主轴颈与曲柄销的重叠度,对曲轴的影响?
主轴颈与曲柄销产生重叠时,有一部分力可以直接传递到主轴颈,因而改善了曲柄臂的受力状态。
当重叠度增加时,曲柄臂的刚度随之增大,同时曲轴的载面变化比较缓和,这改善了应力集中现象,提高了疲劳强度。
据测量,当重叠度⊿超过10mm时,曲轴弯曲疲劳极限显著提高:
当⊿=20mm时,可提高29%;
当⊿=30mm时,可提高73%;
在曲臂较薄时,重叠度的影响更为显著。
11、曲轴轴承设计时的性能要求
(1)耐疲劳轴承合金的材料必须有足够的疲劳强度,以保证在变动负荷作用下具有一定的寿命,不发生开裂、合金层剥落等疲劳损坏现象,特别是合金的疲劳强度不应随温度升高而急剧下降。
(2)抗咬合性即油膜一旦破裂,金属表面直接接触时,轴承合金能依靠自润滑作用有对抗咬合的能力。
车用内燃机工况经常变化,起动与停车频繁,容易产生报谓的边界摩擦。
(3)嵌藏性即将机油中杂质或轴颈磨损的颗粒等嵌入轴承合金的能力,它能保护轴不被刮伤。
嵌藏性与轴承材料的硬度有密切关系,嵌藏性好的轴承合金,可降低机油的滤清要求。
(4)顺应性即克服或减少由于轴颈和轴承不同心或变形等原因引起的棱缘负荷过大的能力,它能保证负荷分布的均匀性。
顺应性好的轴承合金,能加速轴瓦磨合,允许略微降低轴颈和轴承的加工精度要求。
(5)磨合性即要求轴承能在尽量短的时间内,适应各零件因制造或安装所引起的不可避免的形位偏差。
此外,耐腐蚀性、耐磨性及导热性等,也是轴承不可缺少的性能。
12、薄壁轴瓦过盈度对轴承工作的影响为了使轴承良好地散热并减少撞击,轴瓦必须与轴承座紧密地贴合,为此轴瓦必须以一定的过盈度安装在轴承座内。
若此过盈度太小则不起作用;
若过盈度太大,则轴瓦压应力太大,有可能超过屈服极限而变形,这对轴承的工作是不利的。
13、测量薄壁轴瓦过盈度的方法
轴瓦过盈量需用专门的量具测量。
一般把轴瓦放入一个半园量具内,此量具的内径等到于轴承座内孔直径的最大值(公差上限)。
将轴瓦的一端顶住,另一端施以测量力P,使轴瓦与模具内表面良好地帖合。
在P的作用下轴瓦的变形量为v,此时轴瓦的一端仍有一部分突出在模具基准面之上,此突出高度u称为余面高。
u+v=h,此h值即为轴瓦过盈量。
第七章曲柄连杆机构的固定件
1、确定气缸体与上曲轴箱横剖面形状的作图方法
在作图时,先在横剖面草图上绘出活塞、连杆及曲轴的平衡重的外形图,然后用硬纸或透明纸作出连杆的精确外形(包括连杆大头盖和连杆螺栓),模拟连杆运动的情况,逐点画出连杆外形位置,最后画出这些位置的外包络线,即得出连杆运动轨迹的外包络线P。
平衡重运动轨迹的外包络线,可以根据平衡重最外半径r作圆求得。
显然,最紧凑的曲轴箱结构形状应根据这些运动轨迹外包络线来考虑。
考虑到零件的配合间隙、磨损情况、加工装配的误差、零件变形和干涉等原因,曲轴箱内壁、加强盘等与上述外包络线之间应保留一定的最小间隙⊿。
2、确定气缸长度和气缸套水套高度的尺寸
气缸长度和气缸套水套高度的尺寸应根据活塞上、下止点位置来确定。
活塞在下止点时,允许从气缸中伸出10-25mm。
如活塞裙部有油环,则不允许油环伸出气缸下缘。
水套高度尺寸尽量与活塞环在气缸在气缸上、下止点位置相对,使活塞环容易传出热量。
气缸套长度和水套高度决定之后,整个机体横剖面结构形状和基本尺寸也就定下来了。
3、确定气缸体与上曲轴箱纵剖面的尺寸
在纵剖面上的主要确定气缸中心距。
根据气缸盖型式、气缸套型式、曲轴结构型式和各部分的尺寸、水套布置等画出纵剖面图,从而决定机体纵向长度的尺寸,同时根据下曲轴箱的型式,决定下曲轴箱纵向形状和尺寸。
4、设计水冷式内燃机气缸的水套设计水冷式内燃机气缸的水套时,不应有死区,以免形成空气囊或蒸气囊,而引起局部过热。
同时为了使多缸内燃机各缸冷却均匀一致,通常在气缸体内设计布水道与分水孔。
布水道貌岸然前端流通截面较大,逐渐缩小,而分水孔流通截面逐缸放大。
5、气缸套设计要求设计气缸时要求有足够的强度来承受机械应力和热应力;
足够的刚度以保证工作时不至有过大的变形;
对气缸的镜面还必须要求有良好的耐磨性,外表面对冷却水有一定的抗蚀能力。
其中,提高气缸镜面的耐磨性是设计中最主要的问题。
6、气缸盖螺栓的数目的确定气缸盖螺栓的数目应该尽可能多一些。
因为,气缸盖总预紧力是一定的,螺栓数目愈
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 最新 复习 内燃机 设计
![提示](https://static.bdocx.com/images/bang_tan.gif)