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功率密度是熱能動力機械的重要性能指標之一，特別是在空間尺寸要求嚴格的車輛上，采用高功率密度(HPD)的發(fā)動機尤為重要。近年來國外推出的高功率密度柴油機已經(jīng)達到很高的水平，最具代表性的是德國MTU公司的MT890系列柴油機。115缸徑的直列4缸柴油機單缸功率為102.5 kW，比重量為1.098 kg/kW，升功率為93.2 kW，109缸徑的V型6缸機單缸功率為91.7 kW，比重量為0.945 kg/kW，升功率也達91.7 kW，這幾乎是商務車用柴油機的3倍，先進轎車柴油機的2倍。而這兩種柴油機的體積分別只有約0. 45和0. 82。在非常緊湊的體積內實現(xiàn)如此高的功率密度，必然使運動零部件的機械負荷大幅增加。這不僅源于HPD柴油機非常高的最高燃燒壓力(MT890系列柴油機最高燃燒壓力達21 MPa，而且還源于HPD柴油機高的標定轉速4250 r/min。極高的氣體壓力和運動部件高速運動產(chǎn)生的慣性力作用在曲柄連桿機構上，按常規(guī)設計思想設計的運動部件能否承受這樣的機械負荷，運動部件的最大工作應力是多少，應力如何分布，負荷的增加與應力的增加有什么對應關系，常規(guī)材料能否滿足運動部件的強度要求？這些問題是高功率密度柴油機結構設計首先須解決的。曲柄連桿機構中連桿作復雜的平面運動，受相當大的交變載荷，工作條件比較惡劣。本文首先利用柴油機工作過程仿真分析的方法，計算HPD柴油機的工作過程，得到HPD柴油機連桿的機械負荷。然后采用有限元分析方法對高功率密度柴油機連桿強度和剛度進行分析。希望對HPD柴油機的研究和設計提供參考。
由于技術保密，且國內目前還沒有相近水平的柴油機，無法得到實測性能數(shù)據(jù)。根據(jù)MTU公司公布的基本參數(shù)位口活塞行程、缸徑、壓縮比、增壓比等無參考相同缸徑的常規(guī)功率密度柴油機結構參數(shù)，建立了HPD柴油機工作過程一維計算模型。并以MT890系列柴油機性能參數(shù)為目標，利用仿真軟件計算了高功率密度柴油機的工作過程，得到不同轉速條件下的示功圖。標定工況下原機型主要控制參數(shù)與仿真計算結果的對比列于表中。升功率、平均有效壓力、最高燃燒壓力等性能參數(shù)的計算值與原機型參數(shù)值相差不多。作為對比，也計算分析了常規(guī)功率密度，TPD柴油機模型高轉速范圍為擴展仿真計算結果，是為了與H PD柴油機按相應轉速對比。
根據(jù)示功圖數(shù)據(jù)和曲柄連桿機構慣性質量，可計算出一個工作循環(huán)內連桿所受載荷。2500 r/min時連桿大頭軸承載荷比較如圖所示。 分別取各轉速下連桿所受壓縮載荷最大值和拉伸載荷最大值連成曲線，如圖所示。從圖中可以看出，兩種柴油機連桿所受最大壓縮載荷均在某一轉速達到極值(HPD柴油機出現(xiàn)在2500 r/min，TPD柴油機出現(xiàn)在2000 r/mn附近)。這顯然是氣體力與慣性力綜合作用結果，且氣體力起主要作用。隨著轉速的加大，慣性力增加，可抵消掉較大部分的氣體力作用漣桿受最大壓縮載荷工況下慣性力與氣體力方向相反)。相同轉速下HPD柴油機連桿最大壓縮載荷相比TPD柴油機連桿最大壓縮載荷要大0.5~2倍以上，且隨著轉速的增大兩者差距增大。而兩種柴油機連桿的最大拉伸載荷則是隨轉速的增加而增大，且兩者相差極小�？梢娺B桿最大拉伸載荷中慣性力起主要作用，氣體力的影響微乎其微。
獲得了連桿所受載荷，就可利用有限元分析方法對連桿強度和剛度進行分析計算。計算模型中建立了連桿、蓋、活塞銷、曲柄銷、小頭襯套和大頭軸瓦的三維幾何模型漣桿各部分尺寸在保證重量不變的前提下，計算過程中曾多次修正。修改設計在CAD軟件Pro/E中實施，改進后的連桿尺寸、質量、質心位置等參數(shù)在三維模型上測量獲得。有限元計算模型采用10節(jié)點四面體單元，共劃分有76746個單元，118464個節(jié)點，有限元模型如圖所示。
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