本科毕业设计（论文）-V型高功率密度柴油机连杆设计

PAGEPAGE=V型高功率密度柴油机连杆设计THEDESIGNOFTHECONNECTINGRODFORV-TYPEHIGHPOWERDENSITYDIESELENGINE年级：学号：姓名：专业：指导老师：2007年6月西南交通大学本科毕业设计(论文)第Ⅲ页第Ⅳ页摘要柴油机希望设计的体积小、功率大，结构紧凑，特别是军事用途的柴油机更是如此。德国MTU公司与美国军方合作已经设计制造出功率密度极高的坦克用柴油机，其升功率接近100kW/L，单位体积功率已经达到1250kW/m3，大大高于国内常规功率密度柴油机。由于HPD柴油机强化指标提高的幅度太大，国内相关的技术储备明显不足。本文参考12缸V型HPD柴油机主要性能参数，对其连杆做出了结构设计，通过Pro/e建立所设计连杆的三维几何模型，利用ANSYS建立连杆的有限元分析模型，借助对该HPD柴油机的动力计算结果，对连杆进行了有限元静力分析，得到了在拉伸和压缩工况下高功率密度柴油机连杆强度、刚度。同时，计算分析拉伸和压缩工况下常规功率密度柴油机连杆强度、刚度，并比较两类功率密度条件下连杆的应力应变水平。在满足强度、刚度的要求下，对高功率密度柴油机连杆进行结构改进，并重新计算。本设计中连杆采用主副连杆，由于只有主连杆装在曲柄销上，因此它可以得到最短的曲轴长度，结构更为紧凑。同时，主连杆大头刚度大，轴承承压状况好。这满足了高功率密度柴油机大功率、小尺寸的要求。本文通过如上所述的设计过程，设计出了V型高功率密度柴油机连杆，并得出如下结论：连杆结构适宜采用主副连杆型式，材料适宜选用42CrMo合金钢；高功率密度柴油机的最大拉伸载荷比常规功率密度柴油机高1倍左右，最大压缩载荷高三分之二左右，这主要取决于高功率密度柴油机较高的转速和超高的最大最高爆发压力；连杆小头和杆身强度相对变化较大，需作强化设计。本文对高功率密度柴油机连杆的设计是较为合理的，其强度和刚度可以满足载荷要求。关键词：HPD柴油机主副连杆有限元分析设计第PAGEVI页AbstractIndesigningdieselengine,wehopedthatithassmallvolume,bigpowerandcompactstructure,especiallyforthemilitarydieselengine.MTUCorporationinGermanyandtheAmericanmilitarycooperatedandmanufactureddieselengineontanks,whichhasextremelyhighpowerdensity.It’sspecificpowerisnearto100kW/Landit’sunitvolumepowerreaches1250kW/m3,whicharegreatlyhigherthanthatofthedomesticnormalpowerdensityDiesel.AsHPDDiesel’sstrengthenindicatorincreaseinasohighrate,relatedtechnicalreservesofdomesticareobviouslyinadequate.Thispaperrefersto12cylindersVHPDdieselenginemainperformanceparameter,makesastructuredesignoftheconnectingrod,buildsits3DgeometricmodelsusingPRO/EandestablishesitsfiniteelementanalysismodelusingANSY.WiththehelpoftheHPDenginedynamiccalculationresults,thepapertakesastaticfiniteelementanalysisandgetsstrengthandrigidityintheexpansionandcompressionconditionsofhighpowerdensitydieselengine.Meanwhile,thepaperalsotakesafiniteelementanalysis,getsstrengthandrigidityintheexpansionandcompressionconditionsofnormalpowerdensitydieselengineandcomparingwiththetwotypespowerdensityconnectingrod’sstressandstrain.Underthemeetingstrengthandrigidityrequirements,thepapertakesstructuralimprovementsandre-calculationofthehighpowerdensitydieselengine.Thedesignusesthemasterandarticulateconnectingcod.Asonlythemasterrodinstallsincrankpin,thusitcangettheshortestlengthofthecrankshaftandamorecompactstructure.Meanwhile,themasterbigrodhasthehigherrigidityandthebearingcanbeargoodpressuresituation.Thistypeofrodcanmeettherequirementsofhighpowerandsmallsizeofthehighpowerdensitydieselengines.Throughthedesignprocessasdescribedabove,thepaperdesignstheconnectingrodoftheV-shapedhighpowerdensitydieselengineanddrawsthefollowingconclusions:themasterandarticulateconnectingcodistherightstructurepatternand42CrMosteelisthesuitablematerials.Thehighpowerdensitydiesel’smaximumexpansionloadisoncehigherandmaximumexpansionloadistwo-thirdshigherthanthatofnormalpowerdensitydieselengine.Thismainlydependonhighpowerdensitydieselengine’shigherspeedandultrahighthebiggestoutbreakpressure.Thesmallrodandrodbodyhaverelativebigchangesinstrength,thedesignshouldbestrengthened.Thedesigninthepaperofconnectingrodforhighpowerdensitydieselisreasonable,anditsstrengthandrigiditycanmeettheloadrequirements.keywords：HighpowerdensitydieselengineMasterandarticulateconnectingrodFiniteelementanalysisDesign第PAGEVII页目录第1章绪论 11.1问题的提出 11.2国内外研究发展现状 31.2.1连杆的组成与受力情况 31.2.2连杆的计算分析 31.2.3连杆的载荷处理 41.2.4连杆应力有限元静态分析 41.2.5动响应分析 51.2.6连杆的可靠性分析 61.2.7连杆的优化设计 61.3本文研究的主要内容及目标 71.3.1毕业设计小组总任务及任务分配 71.3.2本文研究的主要内容、方法及目标 8第2章有限元法及三维有限元分析基础 102.1有限元法概述 102.1.1概述 102.1.2有限元法典型分析步骤 112.1.3有限元分析的优点及缺点 122.2三维有限元分析基础 132.2.1位移模式与形函数 142.2.2位移——应变方程式 142.2.3应力——应变方程 152.2.4坐标变换 162.2.5刚度矩阵 172.2.6载荷列阵 182.2.7用最小位能原理求节点位移 19第3章连杆设计及建模 203.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用 203.1.1连杆的工作情况 203.1.2连杆的设计要求 213.1.3连杆材料的选择 223.2连杆结构设计 223.2.1连杆长度的确定 223.2.2连杆小头的结构设计 223.2.3连杆杆身的结构设计 233.2.4连杆大头的结构设计 233.2.5主副连杆的整体结构设计 243.3连杆的几何建模 25第4章连杆有限元分析 264.1ANSYS的单位制 264.2计算模型 274.3单元选择及网格划分 284.4位移边界条件和载荷处理 294.4.1位移边界条件 294.4.2载荷处理 304.4.3载荷加载 324.5有限元计算结果 354.5.1预紧工况分析 354.5.2拉伸工况分析 374.5.3压缩工况分析 394.6常规功率密度柴油机有限元计算结果 40第5章连杆的改进设计、计算 435.1两种柴油机连杆应力、应变水平比较 435.2连杆的改进设计 445.2.1连杆小头 445.2.2连杆杆身 445.2.3连杆大头 445.3改进后的连杆有限元分析 455.3.1拉伸工况分析 465.3.2压缩工况分析 485.4改进后的HPD柴油机与常规柴油机连杆的应力、应变比较 49结论 51致谢 52参考文献 53附录 55附录1：连杆载荷计算 55附录2：实习报告 59第13页西南交通大学本科毕业设计(论文)第1章绪论1.1问题的提出通常，动力舱容积要占到坦克内部总容积的30%～40%；在保证动力需求的前提下，尽量缩小动力装置的体积，减轻其质量，对减轻坦克的整车质量和缩小整车体积(或在同样体积下为武器弹药和燃油留出更多的携带空间)至关重要。现代战争理念要求陆军战斗车辆在加强火力、机动性和防护能力的同时，特别强调提高其可快速部署性和车内车际的信息传递功能；快速部署即战斗车辆可用C——130和C17运输机空运，要求整车质量在2Ot左右，但动力必须强劲，保证其地面冲锋和转移的需求[9]。所以，发展功率更大、体积更小、质量更轻的高功率密度(HPD)军车发动机是现代战争的需要。MTU公司原计划发展5种不同缸数的系列柴油机，即6V，8V，10V，12V和16V，将其功率覆盖范围定为550kW～1470kW；后来调整为7个机型，其中包括2个直列机型。直列机型与V型机型的行程相同，缸径稍有差别，功率覆盖范围为370kW～1100kW[9]。MTU公司MT890系3列柴油机的主要性能参数如表1-1所示：表1-1890系列柴油机的主要数据型号MT898MT5R890MT897MT890MT891MT892MT893缸径/mm115115109109109109109行程/mm107107107107107107107汽缸数及排列4L5L4V90°6V90°8V90°10V90°12V90°排量/L4.45.54681012功率/kW4104403705507409201100最大扭矩/N·m922——1235—2070—干质量/kg450——520—8601030体积/m^30.31——0.31—0.460.88从表1-1中可以看出，HPDMT890系列柴油机具有以下特点：1)升功率高：柴油机单位排量功率高达92kW/L，其12V890机型输出功率达到了1100kW。2)转速高和缸径小：柴油机额定转速较常规柴油机高,为4250r/min,其缸径、冲程分别为115mm、107mm（本设计统一缸径为115mm）。3)平均有效压力高：柴油机平均有效压力达到了2.6MPa，最高燃烧压力大于20MPa。4)喷油压力高：采用了第三代高压共轨喷油系统,其喷射压力高达180MPa。5)集成度高：该柴油机单位体积功率为1200～1300kW/m3，采用集成化设计，整体尺寸大大缩小。其12V890柴油机较其相同功率的MT883柴油机相比，整机质量和体积均减少约50%。同时为了实现高紧凑性,实现了机体与附件的集成。

第2章有限元法及三维有限元分析基础完整的有限元分析流程如图1-1所示：是是决定分析项目决定分析的几何结构、边界条件、外力建立有限元模型，包括：单元类型，材料性质，直接或间接生成有限元网格加载并求解输出分析结果结果是否合理改进处理问题解决或得到最佳设计否图2-1有限元分析流程图2.2.1位移模式与形函数结构受力变形时，单元内任意—点将在轴方向发生位移，位移应为坐标的函数，用形状函数来表示插值单元内部的位移，可表示为：（2-1）这是目前运用较广泛的形函数的位移模式，其中：是单元的自然坐标，形函数建立了节点位移与单元内任—点位移间的关系，采用不同的形函数，可构造不同位移模式。2.2.4坐标变换对于等参单元，形函数是自然坐标的函数，但要确定时，要对整体坐标求偏导，因此必须统一坐标系。上述式（2-5）中偏导数可用链式微分方程进行如下计算：（2-11）其中为雅可比矩阵，由式（2-11）求逆可得：（2-12）将式（2-12）代入（2-5），则可得到矩阵。

第3章连杆设计及建模3.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用3.1.1连杆的工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起作往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起作旋转运动。因此，连杆体除了有上下运动外，还左右摆动，作复杂的平面运动。连杆的基本载荷是拉伸和压缩。最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，其数值为活塞组和集中于活塞销中心的连杆小头换算质量的往复惯性力：（3-1）其中：为最大拉伸载荷，为往复惯性力，为活塞组质量，为连杆小头换算质量。最大压缩载荷出现在膨胀冲程开始的上止点附近，其数值是由爆发压力产生的气体压力减去往复惯性力：（3-2）其中：为最大压缩载荷，为气体压力，为最大爆发压力，曲轴箱内气体压力。3.2.2连杆小头的结构设计小头主要尺寸为连杆衬套内径，小头宽度，阶梯形宽度，小头内径，小头外径和衬套厚度。本设计中，依据文献1中给出的比例范围，确定连杆小头尺寸，具体计算过程如下：，取为42mm，选取中间偏大值，在满足载荷时可降低质量。，取为2mm，选用薄衬套。，取为46mm。，取为42mm，宽度偏小，若满足载荷要求可降低质量。，取为30mm，阶梯形宽度取大值，可增加拉伸载荷承载面积，增强小头刚度和强度。，取为64mm，大径取大值，可增加圆环厚度，增强小头刚度和强度。3.3连杆的几何建模通过上述结构设计，确定了连杆的主要尺寸，本设计中采用PRO/E软件建立连杆的几何模型。建立几何模型是为建立连杆的有限元模型服务的，因此该几何模型做了如下简化：连杆体和连杆盖做成一体（在有限元模型中分开），不考虑连杆衬套、轴瓦和螺栓，忽略油道和一些局部小圆角，同时考虑连杆的对称性，只取连杆的二分之一部分进行建模。其几何模型如图3-1所示：图3-1主连杆的几何模型

第4章连杆有限元分析4.1ANSYS的单位制ANSYS软件不限制分析的单位系统，在分析时只需按照统一的单位制进行定义材料属性、几何尺寸、载荷大小等输入数值。本文采用在PRO/E建立几何模型时所采用的秒、克和毫米单位制，故输入力的单位是，计算结果位移单位是，应力单位是。连杆三维有限元分析模型见图4-1。经有限元计算连杆三维模型质量为2329克。本设计中连杆的材料属性为：弹性模量输入，泊松比输入0.3；密度输入。图4-1连杆有限元分析模型4.4位移边界条件和载荷处理4.4.1位移边界条件边界条件的选取是分析的重要环节，其选取正确与否，将影响计算精度。不合理的边界条件可能使计算失败，导致计算不出结果。对一个自由体，结构本身无约束，仅有自相平衡的外力，是无法求出定解节点位移，所以对于分析模型，要对某些节点的自由度加以限制。本文分析模型是按如下方法进行约束：为限制模型在轴方向的刚体运动，在模型的对称面(平面)上加对称约束；为限制模型在轴方向的刚体运动，在模型的对称面(平面)上加对称约束；为限制整个分析模型在轴方向的刚体运动，在预紧工况时，在模型的连杆体与连杆盖接触面上加完全约束；在拉伸工况时，限制小头内径面上部中心处的向自由度；在压缩工况时，限制大头内径面上部中心处的向自由度，见图4-3位移边界条件示意图。图4-3连杆位移边界条件示意图4.4.3载荷加载施加载荷的抛物线余弦公式为:（4-1）其中，为作用在内孔面上的最大拉（压）力。根据以上计算压力分布的公式，可以求出各个离散单元的受力，然后将其分配到各个节点上，从而得到等效节点边界载荷。在ANSYS中施加函数载荷到有限元模型中时，无法直接施加，须通过APDL（ANSYSParametricDesignLanguage，即ANSYS参数化设计语言语言）进行加载。加载函数如下：！加载函数载荷/PREP7ALLSEL,ALL,NODE*GET,NDMAX,NODE,0,NUM,MAX*AFUN,DEG!注意三角函数缺省是弧度,改为角度*DIM,NODEPRES,,NDMAXCMSEL,S,K21!在已建立的组中选择需要的组（由面构成）NSLA,S,1!与面相关的所由节点CSYS,1*GET,NMAX,NODE,0,NUM,MAX*GET,NMIN,NODE,0,NUM,MINQc=1.81E11！最大拉伸（压缩）载荷R=25L=23*DO,I,NMIN,NMAX,1*IF,NSEL(I),EQ,1,THENY=NY(I)！柱坐标是角度Z=NZ(I)NODEPRES(I)=(5*Qc/R/L/8)*(1-Z*Z/(L*L))*COS(3*(90-Y)/2)*ENDIF*ENDDOSFFUN,PRES,NODEPRES(1)SF,ALL,PRES,0*DEL,NODEPRES!sfcum,pres,add

第5章连杆的改进设计、计算5.1两种柴油机连杆应力、应变水平比较参照图4-10～4-17，列出两种柴油机的连杆在拉、压工况下最大应力、变形及变化情况，如表5-1所示：表5-1两种柴油机连杆应力、变形水平比较类型拉伸载荷（KN）压缩载荷（KN）拉伸工况应力（MPa）拉伸工况变形（mm）压缩工况应力（MPa）压缩工况变形（mm）常规柴油机241181810.0972720.084HPD柴油机461813460.1864170.129上升水平91.6%53.4%91.2%91.8%53.3%53.6%由表5-1可以看出，两种柴油机连杆应力、变形上升水平与其拉、压载荷上升水平接近。这说明由于HPD柴油机转速和最高爆发压力的提高，导致其最大拉压载荷的大幅提高，进而使应力、变形水平有大幅提高，这给连杆的设计提出了更高的要求，本设计中HPD柴油机连杆的最大拉、压应力均超过300MPa，虽然采用42CrMo合金钢并经严格的热处理可以满足强度要求，但显然会降低连杆的使用寿命，因此本设计希望能在结构上做一定的改进，使连杆的最大拉应力和最大压应力低于300MPa，同时连杆的质量尽可能不增加或少增加。仔细观察图4-15，除了连杆小头中部处应力较大外，其余各处应力均不超过230MPa，甚至受力较大的连杆盖内孔应力也不大。这说明连杆小头壁厚设计的过于薄弱，应予加强；相反，连杆大头设计的过于粗壮，应降低连杆的宽度。另外，连杆小头与杆身连接处应力也较大，应作适当加强。仔细观察图4-17，除连杆杆身外，其余各处的应力均不超过278MPa，甚至受力较大的连杆大、小头内孔及其与杆身连接处。这说明连杆杆身的设计偏弱，应予较大的加强。连杆小头内孔处应力不算大，说明其宽度合理。连杆大头内孔处应力偏小，说明其宽度偏大，可作适当降低。5.3.1拉伸工况分析(一)、变形分析图5-3是连杆在最大拉力下的变形云图。由于在连杆小头顶部处施加了约束，故其最大位移偏移累积到连杆大头顶部处，为0.170mm，该位移并未真实反映连杆各处位移变化情况。根据其他柴油机的曲柄销与连杆轴瓦间隙（0.191mm）和活塞销与连杆小头衬套间隙（0.113mm）的相关数值，故判定连杆的变形并不影响柴油机的正常工作。（二）、应力分析通过对连杆的有限元计算结果分析可知，连杆在拉伸工况下，在小头孔、小头与杆身过渡连接处及连杆大头盖上都作用有较大的拉应力，最大拉应力出现在小头孔处。其节点号为：15918，等效应力为：。连杆材料为合金钢，，故拉伸作用下，静强度满足要求。见图5-4所示：图5-3改进的HPD柴油机连杆拉伸工况变形云图图5-4改进的HPD柴油机连杆拉伸工况应力云图

结论发展高功率密度柴油机是现代战争的需要。本文对12缸V型HPD柴油机连杆做出了结构设计，利用ANSYS进行了有限元分析，得出了其应力、变形云图，并与常规功率密度柴油机连杆的应力、变形水平做比较，找出改进的方向。改进连杆结构设计，重新进行计算分析，得到了较为合理的连杆刚度和强度。本文在这一设计分析过程中得出了如下结论：1．连杆结构适宜采用主副连杆型式，材料适宜选用42CrMo合金钢。主副连杆结构可以得到最短的曲轴长度，结构更为紧凑；同时，主连杆大头刚度大，轴承承压状况好，满足了高功率密度柴油机大功率、小尺寸的要求。42CrMo合金钢是目前国内强化柴油机的首选材料，有较高的机械性能，经过本设计计算检验，可以满足连杆强度和刚度的要求。2．高功率密度柴油机的最大拉伸载荷比常规功率密度柴油机高1倍左右，最大压缩载荷高三分之二左右。这主要取决于高功率密度柴油机较高的转速和超高的最高爆发压力。3．相比常规功率密度柴油机，连杆小头和杆身强度相对变化较大，须作强化设计。由于最大拉伸和压缩载荷均有较大提高，其对应的最大应力、变形亦有较大提高，甚至难以满足强度刚度要求。因此，改进结构设计是必要的。经过改进，连杆的强度有了较大提高，最大拉、压应力均不超过300MPa，满足了强度要求；连杆的刚度亦有一定的改善，基本满足刚度要求。4．本设计采用有限元静力计算，载荷施加又忽略了轴瓦、衬套的过盈载荷，连杆体与连杆盖粘结为一连续体。因此，计算的准确度同真实情况存在一定偏差。常规功率密度柴油机连杆的计算表明这种误差是可以接受的。5．本设计由于位移约束条件中向（连杆纵向）的施加是根据拉、压载荷条件的不同而施加在不同的位置，得出的变形云图并未反映其真实变形情况。同时，本文对刚度的分析讨论不够完善，还有待改进。综上所述，本文对高功率密度柴油机连杆的设计是较为合理的，其强度和刚度是可以满足载荷要求的。致谢本文是在***老师的精心指导下完成的。在整篇论文的研究过程中，从论文的选题、课题的进行到难题的解决，无不倾注着导师的心血；*老师坚实的理论、渊博的学识、风趣的谈吐、高尚的人格都给予我极大的震撼和触动，这将是我今后不断学习、完善自我的动力和源泉。在此，首先向我的导师致以深深的谢意！感谢小组成员***、***、***同学给我提供的帮助和支持。感谢在设计中向我提供帮助的***、***等老师和同学。感谢我的父母，正是有了他们的大力支持，我才能顺利地完成这篇论文。感谢所有帮助过我的人，衷心祝福他们身体健康、万事如意。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,1984[2]杨连生.内燃机设计.北京:中国农业机械出版社,1981[3]李人宪.车用柴油机.北京:中国铁道出版社,1999[4]李庆华.材料力学.成都:西南交通大学出版社,1994[5]李人宪.有限元法基础.北京:国防工业出版社,2002[6]博弈创作室.ANSYS9.0经典产品基础教程与实例详解.北京:中国水利水电出版社,2006[7]博弈创作室.ANSYS9.0经典产品高级分析技术与实例详解.北京:中国水利水电出版社,2006[8]博弈创作室.APDL基础教程与实例详解.北京:中国水利水电出版社,2004[9]任惠民,任继文,吴建全,张然治,倪磊.现代军车动力的经典——890系列柴油机.车用发动机.2006(5):1～6[10]张玉申.高功率密度柴油机及其关键技术.车用发动机.2004(6):5～7,11[11]谈卓君,左正兴,张儒华.内燃机连杆有限元分析进展.北京理工大学机械与车辆工程学院[12]吴昌华.内燃机连杆设计计算的若干理论研究.大连铁道学院学报,1994,15(1):46～50[13]陈国华.有限元法在内燃机中的应用.武汉:华中工学院出版社,1985[14]王长荣.7FDL型柴油机主副连杆的结构分析.内燃机工程.1990(2):17～23[15]王天灵,方华.493柴油机连杆三维有限元分析.小型内燃机.1998(4):31～32,46[16]王荣煦,劳国强,周乃壳,李光瑾.高速柴油机连杆的材料与疲劳性能研究.汽车工艺与材料.2001(8):17～20[17]秦传江,杨震.EQ6105DTAA柴油机连杆的有限元分析.西南农业大学学报.2005(2):114～117[18]沈海涛,郑水英.柴油机曲轴危险工况的确定及其静强度分析.机械设计.2006(11):28～30,43[19]屠丹红,姜树李,鱼春燕.498柴油机连杆的改进设计.车用发动机.2005(2):16～19[20]李耀明,马瑞恒.R105Z柴油机连杆强度分析.山东内燃机.1999(4):22～25[21]Cook,R.D.,ConceptsandApplicationsofFiniteElementAnalysis,SecondEdition,JohnWileyandSons,NewYork,1981[22]D.AlfredHancq.FatigueAnalysisUsingANSYS.AnsysInc附录附录一：程序

附录二：实习报告学生姓名：学号：专业：班级：实习时间：2007年4月1日至2007年4月7日本次毕业设计实习时间历时一周，实际实习时间五天左右，实习地点在重庆，实习企业为重庆长安汽车有限责任公司以及重庆汽车研究所。重庆长安汽车公司是一家集民用与军用于一身的一家公司，现有员工两万余人，长安公司与美国福特公司合资建立了长安福特马自达汽车有限公司，与日期铃木汽车公司合资诞生了长安铃木汽车公司，此次我们参观的是长安公司而非其合资公司，旗下主要产品是徽型车。众所周知，长安公司在微型车领域中占有举足轻重的地位。重庆汽车研究所是国家一类科研院所。在该研究所设有国家重型汽车质量监督检验中心、国家燃气汽车工程技术研究中心、国家汽车行业科技成果检测鉴定机构、国家汽车新产品申报公告检验机构、中国汽车产品强制认证检验机构、国家环保局授权的车辆排放实验室、国家缺陷汽车检测机构、重庆进出口商品检验局重型汽车认可实验室、

重庆市车辆排放与节能重点试验室、重庆市车辆碰撞安全重点试验室。主要从事各类汽车的研究开发、技术咨询、试验研究、质量检测；新工艺、新材料的应用研究；汽车行业科研成果的鉴定；参与有关汽车产品技术法规和质量标准的制定、修订及产业政策的研究工作；汽车相关试验设备、专用汽车及零部件、燃气汽车关键零部件的开发生产；编辑出版全国性期刊杂志《当代汽车》。2007年4月1日上午从学校出发，下午2点到达重庆。安顿好住宿的地方后便开始了这次的实习。第二天上午九点钟，我们在两位师兄的带领下来到了长安公司的大门前，接下来由长安公司的安全部门工作人员给我们介绍安全方面的知识以及公司对我们实习生的一些规定。通过一位教师的介绍，我们了解了《宪法》、《刑法》、《安生生产法》等相关法律中对安全生产的一些规定，了解到任何一名劳动者都有劳动并具有获得报酬的权利，也同样具有在特殊情况下拒绝劳动的权利，教师还给我们介绍了发生在长安公司的一些事故，用血的教训告诫大家一定要注意安全，生命不可儿戏，一旦发生事故后果不堪设想，必将给自己的家人，朋友，带来许多不必要的麻烦。我们同样也了解到公司对我们实习大学生的一些要求。下午两点钟左右我们便进入车间进行参观，那是个生产发动机连杆的专用车间，采用流水线的生产方式，在这里我们参观了连杆怎么从毛坯到成品的全过程，使我们了解了连杆偶件的加工过程，连杆的工作原理，连杆在发动机中的受力情况和润滑方法，还有我们看到了检验工序中对连杆检验方法和检验原理。