面臨環(huán)境和能源的雙重挑戰，因此對柴油機的燃油經(jīng)濟性、動(dòng)力性和排放水平提出了更高的要求。隨著(zhù)汽車(chē)保有量的增加，對節能、減排的要求不斷提高，發(fā)動(dòng)機連桿不僅要有足夠的強度和剛度，而且要尺寸小、重量輕。連桿的可靠性設計是根據已知載荷和材料強度，運用概率統計理論，確定連桿的可靠度，把連桿失效的發(fā)生控制在可接受的范圍內。連桿的可靠性一般要求達到0.9995以上。國內外很多單位針對不同型號的內燃機連桿進(jìn)行了可靠性設計方法的研究。20世紀80年代到90年代初，吳昌華等在理論上提出關(guān)于內燃機連桿彈性接觸有限元分析的幾個(gè)問(wèn)題。20世紀90年代末期到本世紀初，對連桿的分析大都采用三維實(shí)體接觸模型，分別對不同的約束邊界條件、采用增壓技術(shù)前后連桿剛度和強度儲備對比等情況進(jìn)行了應力應變分析。在20世紀80年代末到90年代初，采用常單元插值、線(xiàn)性單元插值、邊界元等方法對連桿進(jìn)行平面應力應變分析。
      本文以華源萊動(dòng)3L16CR高壓共軌柴油機連桿為研究對象，建立三維模型，根據連桿的承受載荷情況，對連桿進(jìn)行載荷分析，對結果進(jìn)行結構強度分析計算以及疲勞強度分析計算，得到連桿的應力分布、安全系數和疲勞壽命。
      連桿組件由連桿桿身、大頭蓋和連桿螺栓組成。本文研究的3L16CR發(fā)動(dòng)機是一款高壓共軌增壓發(fā)動(dòng)機，其基本參數如表所示。連桿材料為40Cr，彈性模量為2.11×e5MPa，泊松比為0.3，屈服強度800MPa，強度極限為1000MPa，密度為7800kg/m3。
      連桿主要參數計算如下：（1）連桿小頭結構形式選為等壁厚、圓環(huán)形。小頭孔徑d1=29mm，小頭厚度b1=27mm，小頭外徑d2=(1.2~1.4)d1=(34.8~40.6)mm，取d2為37mm。（2）連桿大頭使用直切口形式。大頭孔徑D1=56mm，大頭厚度b2=31mm，連桿螺栓孔中心距L1=(1.2~1.3)D1=(67.2~78.4)mm，取L1為68mm；連桿大頭高度H1=(0.41~0.58)D1=(22.96~32.48)mm，取H1為23mm；取壁厚為7mm。（3）連桿桿身大小孔中心距L=146mm；桿身厚度B=17mm；“工”字型桿身高度H：H/D=0.3~0.4，H/B=1.4~1.8，初步取H=26mm。（4）估算連桿螺栓直徑：dm=(0.11~0.14)D=(9.35~11.9)mm，由此初步選取M10螺栓。
      因為在有限元分析中會(huì )忽略一些接觸條件，因此，在建模過(guò)程中需要對模型進(jìn)行適當的簡(jiǎn)化。將連桿大頭蓋與桿身合為一體，去除螺栓和螺栓孔，并對連桿桿身部位的小倒角、小圓角進(jìn)行相應的簡(jiǎn)化處理，簡(jiǎn)化后的三維有限元模型如圖所示。采用四面體自由網(wǎng)格劃分方式，并對連桿小頭與桿身過(guò)渡部分、連桿大頭與桿身過(guò)渡部分及連桿桿身的工字型截面內等易出現應力集中的部位進(jìn)行細化。連桿的網(wǎng)格劃分如圖所示。ANSYS載荷分析在內燃機工作過(guò)程中，連桿承受著(zhù)很高的周期性沖擊力、慣性力和彎曲力。連桿運動(dòng)軌跡比較復雜，連桿小頭中心作往復運動(dòng)，連桿大頭中心作旋轉運動(dòng)，連桿身作往復運動(dòng)與旋轉運動(dòng)所組成的復合運動(dòng)。這就要求連桿應具有高的強度、韌性和疲勞性能。同時(shí)，因為連桿是發(fā)動(dòng)機重要的運動(dòng)部件，所以在設計時(shí)應該保證其有較長(cháng)的使用壽命。在拉伸、壓縮和彎曲等交變載荷的綜合作用下，其主要破壞形式是疲勞破環(huán)，往往造成連桿局部部位斷裂。在發(fā)動(dòng)機工作過(guò)程中，連桿主要承受燃氣壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，這些力的大小和方向周期性變化，易引起連桿疲勞破壞。對連桿進(jìn)行結構強度分析如下。

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