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面臨環境和能源的雙重挑戰，因此對柴油機的燃油經濟性、動力性和排放水平提出了更高的要求。隨著汽車保有量的增加，對節能、減排的要求不斷提高，發動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于內燃機連桿彈性接觸有限元分析的幾個問題。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體接觸模型，分別對不同的約束邊界條件、采用增壓技術前后連桿剛度和強度儲備對比等情況進行了應力應變分析。在20世紀80年代末到90年代初，采用常單元插值、線性單元插值、邊界元等方法對連桿進行平面應力應變分析。
本文以華源萊動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，對連桿進行載荷分析，對結果進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發動機是一款高壓共軌增壓發動機，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忽略一些接觸條件，因此，在建模過程中需要對模型進行適當的簡化。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、小圓角進行相應的簡化處理，簡化后的三維有限元模型如圖所示。采用四面體自由網格劃分方式，并對連桿小頭與桿身過渡部分、連桿大頭與桿身過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行細化。連桿的網格劃分如圖所示。ANSYS載荷分析在內燃機工作過程中，連桿承受著很高的周期性沖擊力、慣性力和彎曲力。連桿運動軌跡比較復雜，連桿小頭中心作往復運動，連桿大頭中心作旋轉運動，連桿身作往復運動與旋轉運動所組成的復合運動。這就要求連桿應具有高的強度、韌性和疲勞性能。同時，因為連桿是發動機重要的運動部件，所以在設計時應該保證其有較長的使用壽命。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，往往造成連桿局部部位斷裂。在發動機工作過程中，連桿主要承受燃氣壓力和往復慣性力所產生的交變載荷，這些力的大小和方向周期性變化，易引起連桿疲勞破壞。對連桿進行結構強度分析如下。
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