连杆作为发动机核心部件之一，承担着关键的动力传输功能。其工作环境十分严苛，承受着活塞传递的气体压力、往复运动产生的惯性力以及自身摆动引发的惯性力等多重作用，同时承受着拉伸、压缩和弯曲等复杂交变载荷的联合影响[1-2]。随着发动机制造技术的不断发展，各企业对降低连杆重量、减少工作应力等方面的要求日益提高[3]。因此，对连杆进行科学合理的优化设计和精确的受力分析具有至关重要的意义[4]。
本研究采用UG软件构建发动机连杆的三维模型，以实现体积最小化和质量最轻为目标，利用NXNastran软件进行深入分析与优化，力求获得最优化的设计方案。
1有限元模型的构建
1．1NXNastran软件概述
NXNastran是由西门子公司开发的高级计算机辅助工程工具，目前已成为全球绝大多数机械制造商进行优化与仿真的首选软件。该软件能够全面分析应力、位移、振动、波动、温度、磁场、声学噪声、电流电压等多个工程领域的问题[5]。其功能涵盖网格划分、载荷施加、材料定义、约束条件设置等，能够构建特殊的有限元分析模型，支持通用工程仿真，尤其擅长线性与非线性受力分析[6]。
1．2连杆几何模型的构建
几何模型是进行工程分析的基础，在UG/NX复合建模环境中，主要采用特征叠加的方式创建连杆各个零件模型并进行三维装配。以165F型发动机连杆为例，其完整的装配模型如图1所示，规定以大头指向小头的方向为Z轴正方向。
在将UG/NX中构建的连杆模型导入有限元软件之前，必须特别注意参数特征，特别是作为优化目标设计变量的关键参数。进入NXNastran有限元求解器后，需要精确定义设计变量和目标变量，这种参数化建模体现在参数传递和目标优化的具体实施过程中[7]。
1．3连杆有限元模型的构建
针对连杆主体部分几何模型采用高精度的六面体单元进行网格划分，其余部分则采用四面体单元，同时设定单元尺寸为1mm进行网格划分，最终连杆有限元模型的单元总数为29808个，节点总数为90831个，连杆有限元模型如图2所示。
2连杆的静力分析
2．1连杆的结构特征
本研究对象为采用平切口55号钢模锻件制成的连杆，经过精密机械加工和热处理完成。连杆大头与连杆盖通过螺栓及预紧力紧密连接。杆身横截面呈”工”字形，且与大、小头圆滑过渡。连杆小头设有活塞销润滑油孔，但尺寸较小，在分析时可忽略润滑影响。分析时忽略连杆大头的轴瓦定位槽，以Z轴为竖直方向，连杆可视为左右对称及前后对称结构。为简化分析，建模时忽略了较小的圆角，杆身与大头和小头的圆滑过渡也予以忽略，这样可以节省大量计算空间，便于有限元分析[8]
2．2连杆材料的力学特性
连杆材料的主要力学特性见表1
2．3连杆优化边界条件
2．3．1约束边界条件
建立连杆模型时，以大头的连接螺栓及螺母为例，这样便于施加边界约束条件及载荷
(1)连杆盖的约束
在最大压缩情况下，连杆盖和杆身通过螺栓连接在一起，对杆身的约束就可以限制连杆盖;在最大拉伸情况下，连杆盖会产生应力和应变，在Z方向被拉伸，Y方向变窄，所以要限制X向位移。
(2)杆身的约束
由于连杆上下面有沿Z方向拉伸和X方向变薄的趋势，而Y方向变化小，所以要限制Y向位移。
(3)大头的约束
模拟中，对连杆大头内表面的X、Y和Z方向的位移进行约束。
(4)小头的约束
连杆在拉伸和压缩时，最大应力应变均出现在连杆小头或小头与杆身的过渡处，因此可以对大头约束，只在小头内表面施加载荷
2．3．2载荷边界条件
根据《柴油机连杆设计手册》可知，与该连杆匹配的活塞尺寸D*S=65*70(mm*mm)。最大压缩情况下燃气最大压力为6．5MPa，作用在连杆上的的最大燃气压力为
式中:D为活塞的直径;Pmax为燃气最大爆发压力;f为 动 载 系 数。根据进气冲程燃烧室初始低压2．5MPa，同理可计算作用在连杆上的最大拉力为12444N。
软件中直接添加标准重力加速度，可实现惯性力的模拟。离心力也无需计算，只要给连杆添加相应的转速就可以实现。连杆的转速为2600r/min，转化成角速度为263rad/s，可以直接加到连杆的边界条件中[9]。
2．4连杆的静力分析
本文对连杆的两种极限工况，即最大压缩和最大拉伸工况进行静力分析，分析连杆的应力状态。
由图3可知，压缩状态最大应力出现在连杆小头与杆身的过渡凹槽处，最 大 值 为161．41MPa，此处就是连杆的危险部位，但其最大应力远远小于材料的屈服极限。最小值出现在连杆盖外侧，连杆小头上端和大头下端的应力相对较小。随着杆身向大头孔的靠近应力逐渐减小，但变化幅度不大。
图4给出了连杆在拉伸工况下的应力分布，最大应力值仍然出现在连杆小头与杆身的连接处，最大应力值为88．457MPa;最小值出现在连杆大头端盖，杆身的应力变化趋势与压缩工况大体相同，并且小头与大头的应力值都比较小，同样符合实际情况。
由连杆在压缩和拉伸两种工况下的应力分布图可知，连杆的最大应力出现在小头与杆身的过渡处， 应力的最大值都在极限范围内，其中压缩时的安全 系数为
式中σs为屈服应力。可见两种工况下连杆都符合强度要求。由上述分析可知，为了增强连杆的强度，减小变形，在连杆的设计制造时，合理范围内要保证杆身与大、小头的过渡处有足够大的圆弧过渡，还应在连杆大头和连杆盖上布置加强筋和凸台。
3连杆的优化设计
3．1连杆的优化设计分析
以最大压缩状态的连杆受力为基础进行连杆的优化设计。优化目标:连杆质量最小;优化约束:应力不超过屈服极限;优化参数:杆身厚度、槽宽、小头厚度。
3．2优化前后的参数比较优化前后的模型参数见表2，为便于实际加工制造，将参数圆整修正成为便于加工的数据，再次校核其强度。修正后的参数见表2，连杆质量减小了6.27%，以其为最终的优化方案[10]
3．3优化后连杆的静力分析结果由 图5可 见，优 化 后 的 连 杆，应 力 增 大了46MPa，但质量减轻了6．05%。由于杆身变薄，其应力有所增加，但仍在屈服极限范围内，符合强度要求。
3．4优化后模型的稳定性分析优化后的连杆模型质量减轻、长度不变、杆身变薄，可能会影响到连杆的稳定性，所以需对其稳定性进行验证。对优化后的模型定义新的分析类型，进行线性屈曲分析，得到屈曲载荷因子(见表3)。由于各阶载荷乘子都大于1，因此不会出现失稳的情况，稳定性不会因为优化结果而受到影响。
4结论利用UG/NX软件建立了连杆三维模型，通 过NXNastran有限元解算器进一步完善了模型，并进行了静力强度分析。以连杆质量最小为优化目标，以应力不超过屈服极限为约束条件，对连杆的杆身厚度、槽宽、小头厚度等参数进行了优化并选出了最优设计方案。同时根据实际加工的要求，对参数进行了圆整优化。为保证质量减轻后连杆稳定性仍满足要求，对新模型进行了强度校核和稳定性校核，校核结果均符合要求。