連桿是內燃機中重要的傳動零件之一，在工作中承受各種復雜的和周期性變化載荷，若其強度不夠，很容易引起疲勞破壞而斷裂，導致發動機故障，造成極嚴重的后果。作為一種有效的分析方法，有限元分析在連桿的設計過程中己經得到了廣泛應用。
    隨著我國農業機械化的迅速發展，農業機械的應用越來越廣泛，而單缸發動機是我國農業機械的主要機型，其中1100型單缸柴油機是主要機型之一。本文運用ANSYS軟件對1100型柴油機的連桿進行了有限元分析，得到連桿的應力分布、安全系數和疲勞壽命的情況，并根據分析結果進行了優化設計，為此連桿的可靠性設計提供了依據。
1、建立模型
    連桿材料為45號優質碳素結構鋼，建立準確和可靠的計算模型是應用有限元法進行分析的重要步驟之一。對連桿的大頭端做了簡化處理，不考慮連桿軸瓦、襯套和螺栓的預緊力，把連桿體和連桿蓋作為一個整體造型。對一些影響連桿強度極微的小倒角和小圓角做了簡化處理。
2、載荷施加
    連桿在工作時所承受的周期性變化的外力主要由兩部分組成：一是經活塞頂部傳來的燃氣爆發壓力，對連桿起壓縮作用；二是活塞連桿組高速運動產生的慣性力，對連桿起拉伸作用。故在分析時，主要考慮連桿的最大燃氣壓力、活塞組件的慣性力和連桿組件的慣性力。
2.1、氣體作用力
    氣體作用力是由于燃氣爆發產生的氣體壓力直接作用在活塞上，活塞通過活塞銷把作用力傳遞到連桿小頭。
2.2、活塞組件的往復慣性力
    活塞組件的所有零件包括活塞、活塞環、活塞銷和活塞銷片環。活塞組件的質量m}即為所有組件的質量之和。活塞組件的往復慣性力作用在活塞銷上，并通過活塞銷作用在連桿上。
2.3、連桿的慣性力
    連桿組包括連桿體、大頭蓋、連桿軸瓦、連桿螺栓和連桿襯套。連桿組的質量由這些部分組成。為了簡化計算，通常把作復雜平面運動的連桿質量分為兩部分：一部分集中在連桿小頭質量為m，把其看作只與活塞一起做往復運動；另一部分集中在連桿大頭質量為mz，把其看作只與曲柄一起做旋轉運動。因此，連桿的慣性力包括小頭部分的往復慣性力和大頭部分的旋轉慣性力。
    對連桿的分析包括兩種工況，即最大拉伸工況和最大壓縮工況。載荷的作用力方向通過大小頭孔中心的連線，并且作用在連桿大小頭孔的內表面，沿軸線方向按二次拋物線分布，沿徑向呈余弦分布。在最大拉伸工況下，連桿小頭孔載荷沿小頭孔圓周方向在120°范圍內按余弦分布，連桿大頭孔載荷沿大頭孔圓周方向在180°范圍內按余弦分布；在最大壓縮工況下，連桿大小頭孔的載荷均沿孔的圓周方向在180°范圍內按余弦分布。
3、連桿的結構優化
    由于整個連桿的安全系數為1.24，數值較設計值富裕量較少，為了提高連桿的整體性能，對連桿進行了優化設計。由前面的分析結果可知，連桿的小頭與桿身的過渡位置及靠近連桿大頭的工字型截面內為主要應力的集中部位，需要對這兩個位置進行結構尺寸改進，主要改進位置有3處，即連桿小頭與桿身的過渡圓角D、靠近連桿大頭工字型截面內的倒角Dz以及邊倒角D3。結構優化方案與優化后的分析計算可知：方案1的結構相對于優化前的最大拉應力減小了很多，但最大壓應力幾乎保持不變，疲勞壽命有很大的增加；在方案2中，隨著3個倒圓角尺寸的增大，最大壓應力迅速降低，疲勞壽命有所增加，在第3種方案中，當圓角尺寸繼續增加的時候，最大拉應力及最大壓應力相對于方案2已基本不變，且其安全系數與第2種方案相同，都為1.350。
    根據優化分析的目標(即通過連桿的最優化設計)，遵守質量最輕、應力應變最小和疲勞壽命最大的原則，對3種方案綜合考慮，認為方案2為最優化方案。其原因是方案2中的應力值相對于優化前的應力值己經減少很大，而疲勞壽命值也有顯著增加。在方案3中，雖然疲勞壽命有所增加，但其修改的結構尺寸與原尺寸己有很大出入，結構形狀已發生了很大的改變。因此，認為方案2是最優方案。

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