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连杆作为发动机曲柄连杆机构中的重要零部件，将活塞的往复直线运动转换为曲轴的旋转运动，使作用在活塞上的燃气力传递给曲轴来对外输出。其运行工况相当复杂整体承受着压缩、拉伸和弯曲等交变载荷。一旦连杆发生断裂失效，将使整机受到严重破坏。因此进行有限元分析强度校核和安全系数的计算已成为连杆设计中必不可少的步骤。在连杆的静力学计算中，大多通过经验公式计算几个危险工况下连杆所承受载荷。这里通过建立连杆和缸套的刚柔耦合模型，考虑了油膜润滑条件，获取作用在连杆上一个周期内的循环载荷�；指戳嗽诙嗵宥ρ�。计算中所忽略的特征，建立三维多体装配模型来模拟位移边界条件，用接触对来模拟零件间的连接关系来传递力和力矩，将多体动力学计算所得的边界条件加载于连杆上，计算得到与实际较为吻合的应力分布规律和变形趋势，根据应力求出几个危险截面安全系数来判断该设计的合理性。该研究方法提高了连杆结构设计的合理性，为结构设计和改进提供了理论依据，达到了分析的目的。
多体动力学仿真是指对通过一定方式相联接的多个物体(包括刚体弹性体、柔性体、质点等)构成的系统进行准确地分析求解的过程。连杆在多体动力学仿真中是主要计算的对象，其为复杂的弹性连续体，它的弹性特征对整个多体动力学计算影响比较大。本文是通过有限元子结构缩减得到连杆的柔性体模型的。通过UG进行连杆三维实体模型的建模，忽略小头油孔特征。利用HYPERMESH对连杆进行网格划分、RBE2约束及材料属性的赋予等前处理，连杆体模型采用四面体8节点单元;衬套和轴瓦采用六面体8节点单元，在轴线方向上均匀生成7个节点，小头在圆周方向上生成60个节点，大头在圆周方向上生成80个节点，并应用RBE2单元对连杆的小头建立MPC约束。
为了计算发动机工作过程中连杆各节点的载荷，需要建立连杆机构的刚柔耦合模型。分析模型包括缸套、曲柄销、活塞销、连杆整体模型和连杆轴承。其中，曲柄销和活塞销模型均采用五个质量点代替；缸套用刚体代替；连杆轴承采用ehd2类型的轴承模型，该模型充分考虑了非线性油膜特性、轴承几何形状、轴瓦变形和机油填充率等对轴承性能的影响。该连杆的EXCITE动力学模型如图所示�；谀撤⒍煌傧赂籽共馐允�，选取转速1000r/min，2000r/min，3000r/min，4000r/min四个转速，缸压曲线如图所示：最大爆发压力发生在4000r/min，最大接近16MPa。在AVL-EXCITE软件中将机油类型，缸内压力曲线和供油压力等数据输入后进行计算。仿真一个工作循环，仿真步数720步，得到连杆小头的载荷曲线如图所示。
有限元计算模型包括活塞、连杆体、连杆盖、活塞销、衬套、轴瓦、螺栓、曲轴。由于分析对象为连杆体与连杆盖，建模时除连杆体与连杆盖，其它部件做必要的简化。选取最大拉伸、最大压缩、装配三个工况进行相应计算。运用ABAQUS前处理�？槎愿鞑考型窕�。在网格划分时，对于形状较简单的活塞销、曲柄销采用六面体网格进行划分。其他的零件皆采用一阶四面体网格进行划分。由于连杆在小头与杆身过渡处、大头与杆身过渡处、小头油孔和大头凸台存在应力集中，此处采用较精细的网格来提高网格质量，使计算结果更趋精确。为加快收敛速度和降低对计算机的硬件要求，其他部件则采用相对较大的网格来划分。建立接触对如表所示。连杆组件只受连杆螺栓预紧力、衬套过盈装配预紧力、轴瓦过盈装配预紧力，观察在非工作状态下连杆大小头的变形模式。经过计算得到螺栓的预紧力F=41602N。连杆小头直径为a，上偏差为+0.01mm，下偏差为-0.01mm；连杆小头衬套直径为a，上偏差为0.062mm，下偏差为0.046mm。计算并取平均值可得连杆小头径向过盈量为0.054mm。计算并取平均值可得轴瓦径向过盈量为0.0956mm。边界约束与载荷的施加装配工况过盈量通过计算得到，从多体动力学计算结果提取最大拉压载荷。在活塞顶面建立MPC，通过MPC约束，将一个点上的受力传递给活塞顶面的每一个节点，由活塞与活塞销、活塞销与连杆小头的接触将力传递给连杆小头，从而引起连杆体的应力和形变。这种加载方法有助于载荷的施加，并且与连杆受力的真实情况相近。计算模型的刚体位移约束采用如下方法：连杆大头孔通过轴瓦与曲轴连接，曲轴两端面采用全约束；对活塞销断面一节点施加点对地的z方向上的弹性约束来进行位移协调。
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