面临环境和能源的双重挑战，因此对柴油机的燃油经济性、动力性和排放水平提出了更高的要求。随着汽车保有量的增加，对节能、减排的要求不断提高，发动机连杆不仅要有足够的强度和刚度，而且要尺寸小、重量轻。连杆的可靠性设计是根据已知载荷和材料强度，运用概率统计理论，确定连杆的可靠度，把连杆失效的发生控制在可接受的范围内。连杆的可靠性一般要求达到0.9995以上。国内外很多单位针对不同型号的内燃机连杆进行了可靠性设计方法的研究。20世纪80年代到90年代初，吴昌华等在理论上提出关于内燃机连杆弹性接触有限元分析的几个问题。20世纪90年代末期到本世纪初，对连杆的分析大都采用三维实体接触模型，分别对不同的约束边界条件、采用增压技术前后连杆刚度和强度储备对比等情况进行了应力应变分析。在20世纪80年代末到90年代初，采用常单元插值、线性单元插值、边界元等方法对连杆进行平面应力应变分析。
      本文以华源莱动3L16CR高压共轨柴油机连杆为研究对象，建立三维模型，根据连杆的承受载荷情况，对连杆进行载荷分析，对结果进行结构强度分析计算以及疲劳强度分析计算，得到连杆的应力分布、安全系数和疲劳寿命。
      连杆组件由连杆杆身、大头盖和连杆螺栓组成。本文研究的3L16CR发动机是一款高压共轨增压发动机，其基本参数如表所示。连杆材料为40Cr，弹性模量为2.11×e5MPa，泊松比为0.3，屈服强度800MPa，强度极限为1000MPa，密度为7800kg/m3。
      连杆主要参数计算如下：（1）连杆小头结构形式选为等壁厚、圆环形。小头孔径d1=29mm，小头厚度b1=27mm，小头外径d2=(1.2~1.4)d1=(34.8~40.6)mm，取d2为37mm。（2）连杆大头使用直切口形式。大头孔径D1=56mm，大头厚度b2=31mm，连杆螺栓孔中心距L1=(1.2~1.3)D1=(67.2~78.4)mm，取L1为68mm；连杆大头高度H1=(0.41~0.58)D1=(22.96~32.48)mm，取H1为23mm；取壁厚为7mm。（3）连杆杆身大小孔中心距L=146mm；杆身厚度B=17mm；“工”字型杆身高度H：H/D=0.3~0.4，H/B=1.4~1.8，初步取H=26mm。（4）估算连杆螺栓直径：dm=(0.11~0.14)D=(9.35~11.9)mm，由此初步选取M10螺栓。
      因为在有限元分析中会忽略一些接触条件，因此，在建模过程中需要对模型进行适当的简化。将连杆大头盖与杆身合为一体，去除螺栓和螺栓孔，并对连杆杆身部位的小倒角、小圆角进行相应的简化处理，简化后的三维有限元模型如图所示。采用四面体自由网格划分方式，并对连杆小头与杆身过渡部分、连杆大头与杆身过渡部分及连杆杆身的工字型截面内等易出现应力集中的部位进行细化。连杆的网格划分如图所示。ANSYS载荷分析在内燃机工作过程中，连杆承受着很高的周期性冲击力、惯性力和弯曲力。连杆运动轨迹比较复杂，连杆小头中心作往复运动，连杆大头中心作旋转运动，连杆身作往复运动与旋转运动所组成的复合运动。这就要求连杆应具有高的强度、韧性和疲劳性能。同时，因为连杆是发动机重要的运动部件，所以在设计时应该保证其有较长的使用寿命。在拉伸、压缩和弯曲等交变载荷的综合作用下，其主要破坏形式是疲劳破环，往往造成连杆局部部位断裂。在发动机工作过程中，连杆主要承受燃气压力和往复惯性力所产生的交变载荷，这些力的大小和方向周期性变化，易引起连杆疲劳破坏。对连杆进行结构强度分析如下。

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