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連桿是發動機中運動最復雜的重要零件之一，其功能是把作用在活塞頂部的燃氣壓力通過連桿傳遞給曲軸，并將將活塞的往復運動轉變為曲軸的旋轉運動。發動機運行過程中，連桿主要處于承受拉、壓及慣性力等各種交變載荷的疲勞應力狀態，一旦連桿出現斷裂情況，將使整機發生嚴重破壞，甚至會導致重大安全事故，所以設計出滿足強度、剛度等指標的連桿是保證發動機可靠性和安全性的重要前提。
由于連桿承受復雜的交變載荷，所以為了使求解的精度更高，本文對連桿的三維模型不進行簡化，使之和實體模型更加相近。文中我們對某柴油機連桿進行有限元分析，將復雜的連桿載荷分解為預緊工況、爆壓工況和慣性工況進行有限元計算，并采用電測法對連桿爆壓工況和慣性工況時的應力狀態進行了測量，計算結果和電測結果進行比較驗證。最后采用基于計算結果的疲勞分析方法獲得連桿的疲勞安全系數，評價其疲勞特性。
采用Pro/E軟件來建立連桿組模型，連桿組由連桿體、連桿蓋、螺栓、襯套和連桿軸瓦、活塞銷、曲軸等組成。
由于連桿形狀復雜且不規則，因此連桿體和連桿蓋采用四面體二階單元C3D10，其余采用六面體一階單元C3D8I，將模型劃分為280322個單元，434811個節點，離散化模型如圖2所示。其中活塞銷采用剛性而模擬，其他部件采用彈性體模擬。并且桿身和大頭蓋的材料為40Cr，其余均為鋼。邊界約束的目的是為了消除整體模型的剛體位移因此在連桿模型上，約束連桿在X，Y，Z方向的平移以及繞X，Y軸的轉動，連桿不僅結構復雜，受力也是非常復雜。因此根據力的作用效果，考慮以下三種工況。
預緊工況
該工況可分為研究螺栓預緊力對連桿大頭產生的應變;應力以及裝入軸瓦、襯套以后連桿大小頭的應變和應力影響。當連桿施加螺栓預緊力后，螺栓與連桿之間產生接觸應力，在不同的預緊力下會影響連桿系統的剛度分布。因此，預緊工況下大頭的變形必須控制在一個可接受的水平。此外預緊工況的應力結果對連桿的疲勞分析也非常重要。
計算得出螺栓預緊力約為47368.42N。連桿在預緊工況下的應力云圖顯示大頭的最大應力值為418.6MPa，在材料的屈服強度極限650MPa以內，滿足靜強度要求。
連桿在裝入軸瓦以后的應力云圖。高應力區域主要集中在連桿小頭的油孔部位(此應力主要是由襯套的過盈量較大產生的)，該部位的最大應力值為388.7MPa，滿足靜強度要求。
爆壓工況
作用在活塞頂部上的爆發壓力是通過活塞銷傳遞給連桿。因此對于連桿來說，在進行力的加載時等效于直接將最大爆發壓力作用在活塞銷上端。在本文中將連桿小頭的載荷簡化，將活塞銷上的受力簡化為余弦函數載荷處理，作用包角為1200。經計算得出最大爆發壓力為303876.28N。在此工況主要考慮連桿的應力水平以及連桿的變形情況是否滿足設計要求。
連桿在爆壓工況時，最大應力為567.3MPa，處位于桿身處，滿足設計要求。連桿在爆壓工況下的最大變形量為0.49mm，該變形為彈性變形且在載荷卸去后可以自動恢復。
慣性工況
慣性工況下作用在連桿小頭力的簡化和爆壓工況下類似，作用包角也為1200。經計算得出最大慣性力為74045.53N。
可以看出連桿在慣性工況下的最大應力是406.9MPa，主要集中在連桿小頭油孔處，材料的屈服強度極限650MPa，滿足設計的要求。連桿在慣性工況下的變形的最大量為0.18mm，為彈性變形，滿足設計要求。
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