连杆是发动机中运动最复杂的重要零件之一，其功能是把作用在活塞顶部的燃气压力通过连杆传递给曲轴，并将将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动。发动机运行过程中，连杆主要处于承受拉、压及惯性力等各种交变载荷的疲劳应力状态，一旦连杆出现断裂情况，将使整机发生严重破坏，甚至会导致重大安全事故，所以设计出满足强度、刚度等指标的连杆是保证发动机可靠性和安全性的重要前提。
      由于连杆承受复杂的交变载荷，所以为了使求解的精度更高，本文对连杆的三维模型不进行简化，使之和实体模型更加相近。文中我们对某柴油机连杆进行有限元分析，将复杂的连杆载荷分解为预紧工况、爆压工况和惯性工况进行有限元计算，并采用电测法对连杆爆压工况和惯性工况时的应力状态进行了测量，计算结果和电测结果进行比较验证。最后采用基于计算结果的疲劳分析方法获得连杆的疲劳安全系数，评价其疲劳特性。
      采用Pro/E软件来建立连杆组模型，连杆组由连杆体、连杆盖、螺栓、衬套和连杆轴瓦、活塞销、曲轴等组成。
由于连杆形状复杂且不规则，因此连杆体和连杆盖采用四面体二阶单元C3D10，其余采用六面体一阶单元C3D8I，将模型划分为280322个单元，434811个节点，离散化模型如图2所示。其中活塞销采用刚性而模拟，其他部件采用弹性体模拟。并且杆身和大头盖的材料为40Cr，其余均为钢。边界约束的目的是为了消除整体模型的刚体位移因此在连杆模型上，约束连杆在X，Y，Z方向的平移以及绕X，Y轴的转动，连杆不仅结构复杂，受力也是非常复杂。因此根据力的作用效果，考虑以下三种工况。
      预紧工况
      该工况可分为研究螺栓预紧力对连杆大头产生的应变;应力以及装入轴瓦、衬套以后连杆大小头的应变和应力影响。当连杆施加螺栓预紧力后，螺栓与连杆之间产生接触应力，在不同的预紧力下会影响连杆系统的刚度分布。因此，预紧工况下大头的变形必须控制在一个可接受的水平。此外预紧工况的应力结果对连杆的疲劳分析也非常重要。
      计算得出螺栓预紧力约为47368.42N。连杆在预紧工况下的应力云图显示大头的最大应力值为418.6MPa，在材料的屈服强度极限650MPa以内，满足静强度要求。
      连杆在装入轴瓦以后的应力云图。高应力区域主要集中在连杆小头的油孔部位(此应力主要是由衬套的过盈量较大产生的)，该部位的最大应力值为388.7MPa，满足静强度要求。
      爆压工况
      作用在活塞顶部上的爆发压力是通过活塞销传递给连杆。因此对于连杆来说，在进行力的加载时等效于直接将最大爆发压力作用在活塞销上端。在本文中将连杆小头的载荷简化，将活塞销上的受力简化为余弦函数载荷处理，作用包角为1200。经计算得出最大爆发压力为303876.28N。在此工况主要考虑连杆的应力水平以及连杆的变形情况是否满足设计要求。
      连杆在爆压工况时，最大应力为567.3MPa，处位于杆身处，满足设计要求。连杆在爆压工况下的最大变形量为0.49mm，该变形为弹性变形且在载荷卸去后可以自动恢复。
      惯性工况
      惯性工况下作用在连杆小头力的简化和爆压工况下类似，作用包角也为1200。经计算得出最大惯性力为74045.53N。
      可以看出连杆在惯性工况下的最大应力是406.9MPa，主要集中在连杆小头油孔处，材料的屈服强度极限650MPa，满足设计的要求。连杆在惯性工况下的变形的最大量为0.18mm，为弹性变形，满足设计要求。

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