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基于Abaqus的发动机连杆强度及疲劳对比分析
陈思曾庆强
（长安汽车工程研究总院）
摘要：利用有限元分析软件ABAQUS对两种方案的发动机连杆进行三维有限元分析，通过对连杆强
度、杆身与大头盖间的最大张开量和连杆的最小疲劳安全系数分析结果对比，为发动机连杆的可靠
性设计提供了依据。
关键词：连杆；有限元；ABAQUS；安全系数
1.前言
连杆是连接发动机活塞与曲轴的一个重要组件，是内燃机的主要运动受力部件之一，它在工作
中所受的各种外载荷复杂且作周期性变化,机械负荷严重,工作条件恶劣。一旦连杆断裂,将使整机受到严重破坏。因此，连杆的可靠性，是人们在内燃机研究和改进过程中关注的热点。在发动机设
计时，要保证连杆具有足够的结构刚度和疲劳强度，尽可能地达到质量小﹑体积小﹑形状合理，并
最大限度地减缓应力集中。并且，连杆设计时除了必须有足够的结构刚度和强度外,还必须考虑连杆的疲劳强度。以往设计连杆时，是把连杆简化为均匀截面的曲梁或直接按材料力学计算的。由于
假设与实际情况差异较大，使计算结果与实测值不太一致。然而，有限元法提供了一种有效的计算
手段，以及优化指导。
2.力学模型剖析
连杆组件包括连杆体、连杆盖、连杆螺栓、小头衬套和连杆轴瓦等部件，他们作为一个整体连
接着活塞销和曲柄销，承载着缸内气体作用力和惯性力，如图1所示，而作用在活塞上的气体作用
力为：
图1.活塞曲柄连杆示意图
Ρ=(p?p)Α
gas（1）
g0
其中，
Ρ是作用在活塞上的气体爆发压力，p为气体爆发压强，p为曲轴箱气体的绝对压强，
gasg0
A为活塞的投影面积。
而运动质量的惯性力包括活塞组件即活塞、活塞环活塞销卡环和活塞销因为往复运动产生的
往复惯性力，其大小可由下式得到：
f
mass=?ma
ma
piston
（2）
其中
m为活塞组件的质量，a为活塞的加速度。
piston
连杆运动时的惯性力是一种分布的集中力，由于连杆上各单元的位置不同，各单元的惯性力
也就不同：
df
mass
=
rω(1+
2
λ)dm,0、时，指向小头)
(?360?
df
mass
=
rω(1?
2
λ)dm，?
(540时，指向大头)
（3）
绕中心小头摆动的离心力为：
dfrot=+λω（4）
x,()
2ydm总在形心与小头的离心方向
2
22cc
式中r为曲柄半径，λ为连杆比，ω为曲轴角速度，
x、y为形心坐标。
cc
每个单元的体积力都可以计算出来并移置到单元的每一格节点上去[1]
3.有限元模型
建立准确和可靠的计算模型是应用有限元法进行分析的重要步骤之一。网格处理及边界条件等用
Hypermesh及编辑关键字设定，有限元计算借助ABAQUS求解器。模型节点数不再列出，总的原则是重
点考察和关注区域要细化，有接触的区域接触面网格质量要保证。
如图2所示,连杆有限元模型包括:连杆体、连杆盖、上下轴瓦、衬套、连杆螺栓、活塞销、曲
轴销。由于连杆的结构对称性,因此只取一半连杆做计算。螺栓、衬套、轴瓦、活塞销采用C3D8I;连
杆体、连杆盖采用C3D10M单元。
表1.接触对说明
接触接触类型
衬套-杆身TIED
、
衬套--活塞销Smallsliding
上轴瓦-杆身Smallsliding
下轴瓦-大头盖Smallsliding
上轴瓦-曲柄销Smallsliding
杆身-大头盖Smallsliding
下轴瓦-曲柄销Smallsliding
上轴瓦-下轴瓦Smallsliding
螺栓-大头盖Smallsliding
螺栓-定位面Smallsliding
螺栓-杆身螺纹Smallsliding
图2.连杆有限元模型
4.分析步说明
连杆工作时受气体力、往复力、螺栓预紧力等，此外还有小头衬套、大头瓦的过盈情况。根据
连杆组工作和受力情况，设置多分析步,其中4000rpm是连杆的最大扭矩工况，6000rpm是连杆的最大
功率工况，6500rpm是超速工况。
表2.强度分析步说明
LC1LC2LC3LC4LC5LC6
最大螺栓预紧力11111
最小螺栓预紧力1
最大轴瓦过盈量111111
最大间隙111111
惯性力载荷@4000rpm@4000rpm@6000rpm@6000rpm@6500rpm
燃气压力载荷@4000rpm@6000rpm@6500rpm
一般，将对2个工况组合再进行疲劳计算，考察其最小安全系数：
表3.疲劳分析步说明
LCC1LC2LC3
LCC2LC4LC5
5.计算结果及分