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以往的連桿有限元分析大都將連桿計算模型簡化成二維平面問題來處理，隨著機械類計算機專業軟件技術的發展，許多復雜工程問題可應用有限元分析處理。連桿三維有限元分析時因單元數多、計算量大，分析一般只針對連桿，不包括活塞銷和曲軸連桿軸頸。連桿受力經過簡化，會方便地實現建模、網格劃分、計算分析等，但過多的簡化處理會影響計算精度。
連桿有限元分析中，接觸問題一直是個難點。連桿與活塞銷、曲軸等零件組裝成一個系統，各零件間存在接觸應力。本研究中采用接觸法，在考慮到活塞銷和曲軸連桿軸頸的同時，在連桿與活塞銷、連桿與曲軸連桿軸頸間建立彈性接觸對，用接觸對來模擬零件間的連接關系，使分析模型盡量與連桿的實際狀況相同，達到準確分析的目的。
柴油機一般工作條件惡劣，大部分零件，如機體、連桿、缸蓋、活塞等，結構復雜，對這些零件進行結構分析和設計是一件非常困難的工作。有些無法僅靠材料力學和傳統設計方法實現。而利用有限元法則可對受載荷方式和結構形狀都十分復雜的零件進行分析。本研究中利用功能強大的abaqus有限元分析軟件對連桿進行分析，其分析結果與實際情況非常接近。
柴油機連桿的主要結構參數為：大端內徑70mm，外徑104mm，小端內徑36mm，外徑54mm，小端厚29mm，大端厚29mm，桿身厚2mm，大小端孔中心距210mm。
建立準確的模型是有限元分析結果可靠的前提條件。但由于連桿結構復雜，建模和分析會較為困難，因此要適當簡化。不考慮連桿蓋和連桿體之間的接觸方式，將兩者做成一體。根據連桿的對稱平面，直接應用abaqus軟件對連桿建立實體模型。
在abaqus軟件中建好模型后，對復雜部位采用三維實體單元C3D10M對連桿進行自由網格劃分，調整桿身、大端及連桿身和小端圓弧連接等的種子密度細化網格，共劃分出37314個單元，節點60709個。對比較規則的軸瓦和襯套形狀采用C3D8I三維實體單元劃分，軸瓦共劃分出1215個單元，2700個節點，襯套共劃分出1740個單元，3712個節點。
進入Interaction創建軸瓦和大端、襯套和小端之間的過盈接觸，分別選取軸瓦、襯套外圓柱面為主面，大端、小端內孔面為從面。
連桿做復雜平面運動，承受壓、拉交變應力，運用ADAMS軟件對連桿全程運動仿真分析可知，連桿在膨脹沖程開始的上止點位置附近受最大壓力，在進氣沖程開始的上止點附近承受最大拉伸力，選取這兩種位置進行應力分析校核連桿疲勞強度。
(1)位移邊界條件正確的位移邊界條件是分析的重要因素，直接影響計算精度和結果的正確性，取1/2連桿建模，在對稱面上定義對稱邊界條件，固定約束軸瓦。
(2)模型加載根據分析實體的具體情況對模型加載，ABAQUS自動將載荷轉化到節點和單元上。將活塞組產生的離心載荷和燃氣壓縮力處理成作用在大端的合力，連桿的慣性力施加在每個單元上。將連桿小頭所受的最大拉力和最大壓力以面壓力加在小頭孔和大頭內表面上。
從應力圖可看出，連桿大端應力較小，大端內表面應力集中作用不明顯；桿身和連桿大端過渡處外側面應力較大；受應力集中影響，小端內表面有最大應力。經abaqus查詢桿身最大應力存在桿身和大端圓弧連接表面的3788號節點上，最大應力值為365.3MPa。40Cr材料的屈服極限為800MPa，取許用安全系數，許用應力為533MPa，在最大的壓縮工況下，最大應力為320.22MPa，小于許用應力，滿足強度要求。
壓縮載荷主要分布在連桿小端的下端內側150范圍表面和大端的上端內側150范圍表面。經驗表明，連桿破壞一般發生在連桿大小端與連桿桿身過渡圓弧處，因該處相對較薄弱，應力集中較大。實際工作中，大小端的過渡區由于長時間變載荷作用，是常發生疲勞的部位。在各種疲勞計算中，單向受力(如拉工況)產生的應力不能完全決定疲勞壽命。跟最大壓縮工況一樣創建Job。
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