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連桿作為發動機曲柄連桿機構中的重要零部件，將活塞的往復直線運動轉換為曲軸的旋轉運動，使作用在活塞上的燃氣力傳遞給曲軸來對外輸出。其運行工況相當復雜整體承受著壓縮、拉伸和彎曲等交變載荷。一旦連桿發生斷裂失效，將使整機受到嚴重破壞。因此進行有限元分析強度校核和安全系數的計算已成為連桿設計中必不可少的步驟。在連桿的靜力學計算中，大多通過經驗公式計算幾個危險工況下連桿所承受載荷。這里通過建立連桿和缸套的剛柔耦合模型，考慮了油膜潤滑條件，獲取作用在連桿上一個周期內的循環載荷。恢復連桿在多體動力學。計算中所忽略的特征，建立三維多體裝配模型來模擬位移邊界條件，用接觸對來模擬零件間的連接關系來傳遞力和力矩，將多體動力學計算所得的邊界條件加載于連桿上，計算得到與實際較為吻合的應力分布規律和變形趨勢，根據應力求出幾個危險截面安全系數來判斷該設計的合理性。該研究方法提高了連桿結構設計的合理性，為結構設計和改進提供了理論依據，達到了分析的目的。
多體動力學仿真是指對通過一定方式相聯接的多個物體(包括剛體彈性體、柔性體、質點等)構成的系統進行準確地分析求解的過程。連桿在多體動力學仿真中是主要計算的對象，其為復雜的彈性連續體，它的彈性特征對整個多體動力學計算影響比較大。本文是通過有限元子結構縮減得到連桿的柔性體模型的。通過UG進行連桿三維實體模型的建模，忽略小頭油孔特征。利用HYPERMESH對連桿進行網格劃分、RBE2約束及材料屬性的賦予等前處理，連桿體模型采用四面體8節點單元;襯套和軸瓦采用六面體8節點單元，在軸線方向上均勻生成7個節點，小頭在圓周方向上生成60個節點，大頭在圓周方向上生成80個節點，并應用RBE2單元對連桿的小頭建立MPC約束。
為了計算發動機工作過程中連桿各節點的載荷，需要建立連桿機構的剛柔耦合模型。分析模型包括缸套、曲柄銷、活塞銷、連桿整體模型和連桿軸承。其中，曲柄銷和活塞銷模型均采用五個質量點代替；缸套用剛體代替；連桿軸承采用ehd2類型的軸承模型，該模型充分考慮了非線性油膜特性、軸承幾何形狀、軸瓦變形和機油填充率等對軸承性能的影響。該連桿的EXCITE動力學模型如圖所示。基于某發動機不同轉速下缸壓測試數據，選取轉速1000r/min，2000r/min，3000r/min，4000r/min四個轉速，缸壓曲線如圖所示：最大爆發壓力發生在4000r/min，最大接近16MPa。在AVL-EXCITE軟件中將機油類型，缸內壓力曲線和供油壓力等數據輸入后進行計算。仿真一個工作循環，仿真步數720步，得到連桿小頭的載荷曲線如圖所示。
有限元計算模型包括活塞、連桿體、連桿蓋、活塞銷、襯套、軸瓦、螺栓、曲軸。由于分析對象為連桿體與連桿蓋，建模時除連桿體與連桿蓋，其它部件做必要的簡化。選取最大拉伸、最大壓縮、裝配三個工況進行相應計算。運用ABAQUS前處理模塊對各部件進行網格劃分。在網格劃分時，對于形狀較簡單的活塞銷、曲柄銷采用六面體網格進行劃分。其他的零件皆采用一階四面體網格進行劃分。由于連桿在小頭與桿身過渡處、大頭與桿身過渡處、小頭油孔和大頭凸臺存在應力集中，此處采用較精細的網格來提高網格質量，使計算結果更趨精確。為加快收斂速度和降低對計算機的硬件要求，其他部件則采用相對較大的網格來劃分。建立接觸對如表所示。連桿組件只受連桿螺栓預緊力、襯套過盈裝配預緊力、軸瓦過盈裝配預緊力，觀察在非工作狀態下連桿大小頭的變形模式。經過計算得到螺栓的預緊力F=41602N。連桿小頭直徑為a，上偏差為+0.01mm，下偏差為-0.01mm；連桿小頭襯套直徑為a，上偏差為0.062mm，下偏差為0.046mm。計算并取平均值可得連桿小頭徑向過盈量為0.054mm。計算并取平均值可得軸瓦徑向過盈量為0.0956mm。邊界約束與載荷的施加裝配工況過盈量通過計算得到，從多體動力學計算結果提取最大拉壓載荷。在活塞頂面建立MPC，通過MPC約束，將一個點上的受力傳遞給活塞頂面的每一個節點，由活塞與活塞銷、活塞銷與連桿小頭的接觸將力傳遞給連桿小頭，從而引起連桿體的應力和形變。這種加載方法有助于載荷的施加，并且與連桿受力的真實情況相近。計算模型的剛體位移約束采用如下方法：連桿大頭孔通過軸瓦與曲軸連接，曲軸兩端面采用全約束；對活塞銷斷面一節點施加點對地的z方向上的彈性約束來進行位移協調。
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