自卸車的舉升機構總成的裝配

1、自卸車舉升機構總成的裝配1.緒論1.1課題的提出自卸車是裝有由本車發(fā)動機驅動的液壓舉升機構，能將車廂卸下，或將車廂傾斜一定角度卸貨，并靠自重使車廂自行回位的專用汽車。它的運行結構環(huán)節(jié)為:變速器取力器液壓泵分配器舉升油缸。自卸車多采用后方傾卸采用直推式液壓舉升機構。該自卸汽車主要由底盤、貨箱、副梁、液壓舉升機構、液壓系統(tǒng)等部件組成。隨著生產力的發(fā)展，貨物運輸合理化和裝卸機構機械化的要求，自卸車得到了很快的發(fā)展，并且日趨完善。普通自卸車有多種分類方法，按運輸貨物傾斜方向分為：后傾式、側傾式、三面傾式和底卸式自卸汽車；按貨箱欄板結構分為:欄板一面開啟式、欄板三面開啟式和無后欄板式汽車；按裝載質量分為

2、：輕型自卸汽車（Me<3.5t）、中型自卸汽車（3.5tMe<8t）和重型自卸車（Me8t）。關于自卸車舉升結構優(yōu)化設計的研究和應用在國外以發(fā)展到很高的水平，國內由于起步較晚，相關理論分析和應用研究均相對滯后，特別是綜合利用多體系統(tǒng)動力學和最優(yōu)化設計理論在自卸車整車參數化模型中進行研究很少。在自卸車設計當中，液壓舉升機構的設計一直處于重要的地位。這是因為液壓舉升機構是自卸車的重要工作系統(tǒng)，其設計方案的優(yōu)劣直接影響著汽車的多個主要性能指標。液壓舉升系統(tǒng)中各部分參數的確定非常復雜，其驗證計算的步驟繁瑣。此次課題我們應用計算機軟件完成此項任務，不僅最優(yōu)化設計了液壓舉升結構，而其縮短了設計

3、周期、提高了設計質量和效率。1.2國內外研究現況及發(fā)展趨勢 目前我國自卸車技術與發(fā)達國家相比還處于較低水平。但是趕上國家基礎建設大發(fā)展，市場對自卸車可以說是“饑不擇食”。我國自卸車的發(fā)展向重型化和輕型化兩極發(fā)展。2009年上半年，國內重卡市場增長遠遠好于年初的預期。國家的政策支持直接導致3、4月份工程類重卡走俏;4月中下旬之后,工程類重卡新增和更新需求逐漸放緩,重卡市場步入了以牽引車銷售為增長動力的行情,延續(xù)了回暖走勢。8月份，重卡銷售 5.68萬輛,環(huán)比增長5.93%,同比增長71.84%。半掛牽引車銷量繼續(xù)好轉。短期看,重卡業(yè)還將受益于計重收費帶來的卡車重型化深度變遷中,國家積極的財政政策

4、將帶來重卡業(yè)的漸進式復蘇。目前,各項宏觀經濟指標顯示物流回暖,出口亦有復蘇,重卡業(yè)形勢良好。預計2009年汽車全行業(yè)銷售1247萬輛,同比增長33%左右。其中:重卡銷售57萬輛,同比增長5.5%。隨著重卡銷量快速回升,全年銷量略有增長,利潤增長主要來自毛利率的提高。2010 年行業(yè)將完全恢復正常,預計銷量增長幅度在15%左右,從而帶動利潤的持續(xù)增長。但是這樣的現況不會久遠，但一旦發(fā)生轉機，用戶會以更加挑剔的眼光來選擇較好的產品，至少在舒適性，操控性等方面會向公路牽引車學習。國外自卸車設計技術相當發(fā)達。隨著計算機技術的發(fā)展和應用，50年代發(fā)展起來的以線性規(guī)劃和非線性規(guī)劃為主要內容的新的數學分支-

5、數學規(guī)劃被應用于解決工程設計問題，形成了工程設計的新理論和新方法，即工程優(yōu)化設計理論與方法。特別從60年代以來，最優(yōu)化技術發(fā)展迅速，而其得到廣泛應用。在汽車工業(yè)發(fā)達的歐、美、日等國家，汽車優(yōu)化設計理論和方法已應用于汽車諸多領域的很多環(huán)節(jié)，從汽車發(fā)動機、底盤、車身等主要總成的優(yōu)化到整車動力傳動系統(tǒng)的匹配，自卸車舉升系統(tǒng)的優(yōu)化設計在國外也得到了廣泛應用而且技術水平相當成熟。這一點我們迫切要向他們學習。近幾年，卡車和專用汽車企業(yè)紛紛參與國際市場競爭，如自卸車、半掛車等產品進去歐、美、日，出口東南亞，中東，非洲等市場，國內專用車企業(yè)借助國際交流與合作，引進了一些先進技術和經驗，提升了產品層次。例如，工

6、程自卸車舉升油缸，國內傳統(tǒng)的腹（中）置式正面臨著歐洲廣泛采用的前置式越來越多的挑戰(zhàn)。 未來發(fā)展中，普通自卸車需求或許會隨著基礎設施的不斷完善而逐漸減少，但是，具有特別功能的自卸車的需求量會繼續(xù)增加。相關部門預測，“十一五”期間自卸車需求量會逐年增長，同時大噸位自卸車銷量仍會明顯上升。企業(yè)要結合自身條件、市場需求和未來趨勢統(tǒng)籌等考慮自卸車產品結構的調整。相關政策鼓勵運輸類專用車（包括自卸車）企業(yè)向集團化、規(guī)?；l(fā)展，作業(yè)類專用汽車向系列化、深度化、個性化、搞附加值發(fā)展。1.3研究內容1.3.1液壓舉升機構簡述 在自卸車設計當中，液壓舉升機構的設計一直處于重要的地位。這是因為液壓舉升機構是自卸車的

7、重要工作系統(tǒng)，其設計方案的優(yōu) 劣直接影響著汽車的多個主要性能指標。它是由取力器、液壓泵、油箱、油管、液壓缸、三角架、拉桿等部件組成。 現有自卸車廣泛采用的液壓舉升機構，根據油缸與車廂底板的連接方式舉升結構可以分為兩類：油缸直接推動式和連桿組合式兩大類。直推式舉升機構是利用液壓油缸直接舉升貨箱傾卸貨物。此機構布局簡單、結構緊湊、舉升效率高。但由于液壓油缸工作行程長，故一般要求采用單作用的2級或3級伸縮式套筒油缸。按油缸布置位置不同，直推式舉升機構可分為前置式和后置式兩種。如圖所示圖（1）（a）直舉式舉升結構（后置式） （b）直舉式舉升結構（前置式）前置式一般采用單缸，后置式即可采用單缸，也可采用

8、并列雙缸。在相同載荷條件下，前置式需要的舉升力較小，舉升時貨箱橫向剛度大，但油缸活塞的工作行程長，后置式則與前置式相反。圖（2）（c）油缸前推式連桿舉升機構 （d）油缸后推式連桿舉升機構（e）F式連桿舉升機構所謂連桿組合式舉升機構是指油缸與車廂底板之間通過連桿機構相連接利用油缸帶動連桿使貨箱傾卸貨物。常用的連桿組合式舉升結構布置形式有三種：油缸前推式（又稱T式）、油缸后推式（又稱D式）和F式。 如上圖（2）所示。表1-1是直推式和各種連桿組合式舉升結構的綜合比較項目 類別直推式桿系傾卸式結構布置簡便，易于布置比較復雜系統(tǒng)布置較小較大建造高度較低較高油缸加工工藝性多級缸，加工精度高，工藝性差單級

9、缸，制造簡便，工藝性好油壓特性較差較好系統(tǒng)密封性密封環(huán)節(jié)多，易滲漏，密封性差密封環(huán)節(jié)少，不易滲漏，密封性好工作壽命磨損大，易損壞，工作壽命較短不易損壞，工作壽命較長建造成本較高較低系統(tǒng)傾斜穩(wěn)定性較差較好系統(tǒng)耐沖擊性較好較差表1-2是自卸車各種桿式舉升結構的性能比較結構形式性能特征直推式單缸前置結構緊湊，舉升效率高，工藝簡單，成本較低；采用單缸時，橫向剛度不足，采用多節(jié)時伸縮缸時密封性稍差。后置雙缸連桿組合式油缸前推連桿組合式舉升力系數小、省力、油壓特型好、油缸擺角大、活塞行程稍大。油缸后推連桿組合式轉軸反力小，舉升力系數大，舉升臂較大，活塞行程短。油缸前推杠桿組合式舉升力小，構件受力改善，油缸

10、擺角大油缸后推杠桿組合式舉升力適中，結構緊湊，但布置集中后部，貨箱底板受力大。油缸液動連桿組合式油缸進出油管活動范圍大，油管長。俯沖式桿系結構極簡，造價低，但油缸必須增大容量。（參考文獻3）1.3.2液壓舉升機構主要性能參數 自卸車的舉升機構性能的好壞表現為舉升貨物的最大舉升力和最大舉升傾角，以及對液壓系統(tǒng)的要求方面。液壓舉升結構的主要性能評價參數有：（1） 舉升力系數K舉升力系數是評價液壓舉升機構舉升性能的參數，指單位舉升重力所需的油缸推力，即K=式中 F油缸的有效推力（N）； m舉升質量（kg）；對于具體形式的舉升機構舉升力系數K與汽車總布置參數和機構的性能特征有關，K值只能比較相同類型舉

11、升機構的工作效率。對于相同的舉升質量，舉升力系數越小，則液壓舉升力越小，油缸的壓力也越小，這樣舉升機構耗能也較少。因此舉升力系數K值越小越好。（2） 建造縱深從貨箱底板下表面至汽車車架上平面的距離稱為建造縱深。在貨箱外形尺寸確定的情況下，貨箱與其所載質量的復合質心相對于貨箱的位置就確定了，貨箱高度的改變將影響建造縱深的值。為了裝載貨物方便，以及法規(guī)在整車方面的限制，總是想盡量降低貨箱的布置高度，即建造縱深越小越好。（3）最大舉升角max 最大舉升角是指液壓舉升機構能使貨箱傾翻的最大角度。設計的貨箱最大舉升角max必須大于貨物的安息角，這樣才能保證將貨箱內的貨物傾卸干凈。（4） 油缸最大行程油缸

12、最大行程是指貨箱達到最大舉升角時，液壓油缸的最大伸長量。液壓油缸的最大行程小，則舉升機構的結構較緊湊、機構的布置較方便。（5） 起始油壓起始油壓是指機構在開始舉升時所要求的油缸工作壓力。應使舉升機構舉升初始時的油缸工作壓力低于油缸最大工作壓力，即 P00.85Pmax 式中 P0-初始舉升時的油缸工作壓力（MPa） Pmax-舉升過程中液壓系統(tǒng)的最大工作壓力（MPa）。（6）油壓特性曲線 在舉升過程中，油缸工作壓力p是舉升角的函數，即p=p()。理想的油壓特性曲線應是油壓波動不很大，且Pmax應出現在<15°的范圍內，Pmin應出現在30°max階段。理想的油壓特性曲

13、線如圖所示圖（3）（參考文獻3）1.4課題研究的目的和意義本課題研究的目的是借助計算機軟件來確定自卸車舉升機構的各項參數，根據結果進行優(yōu)化設計，確定舉升機構的布置方案，以在設計早期確定關鍵的設計參數。利用這些參數來設計滿足要求的自卸車，在計算機制圖軟件上繪制所確定尺寸的零部件，并且完成自卸車整車的裝配。利用這種方法減少開發(fā)設計的時間，降低產品成本的同時保證產品的性能要求。此次課題對于我們將所學知識和實際開發(fā)生產相結合有著重大的意義。2.自卸車整車參數和舉升機構方案的確定2.1自卸車整車主要尺寸和質量參數的確定 根據市場調查，我國目前重型自卸車發(fā)展迅速并且市場需求量大。所以本次課題定位設計重型自

14、卸車?？紤]到自卸車的工作環(huán)境復雜惡劣，在工作中易出現突發(fā)狀況且不易維修。因此自卸車的安全性能非常重要。結合實際情況我們初步確定的參數如下：車身尺寸： 8900X2500X3250 mm ；車廂尺寸： 6000×2300×900 mm ；總質量： 20260 kg ；額定質量： 10000 ；整備質量： 10130 ；功率： 250 kw ；前懸/后懸： 1500/1800 ；接近/離去角： 30/15 ° ；最大舉升角度 : 52 ° ； 2.2舉升系統(tǒng)方案的選擇 舉升機構是自卸車的核心，是判別自卸車優(yōu)劣的首要指標。舉升機構的型式目前國內常見的有：F式三

15、角架放大舉升機構、T式三角架放大舉升機構、雙缸舉升、前頂舉升和雙面?zhèn)确?三角架放大式舉升機構是目前國內使用最多的一種舉升方式，適用載重量840噸，車廂長度4.46米。優(yōu)點為結構成熟、舉升平穩(wěn)、造價低；缺點為車廂底板與主車架上平面的閉合高度較大。 缸舉升形式大多用在6X4自卸車上，是在第二橋前方兩側各安裝一支多級缸（一般為34級），液壓缸上支點直接作用在車廂底板上。雙缸舉升的優(yōu)點為車廂底板與主車架上平面的閉合高度較?。蝗秉c是液壓系統(tǒng)很難保證兩液壓缸同步，舉生平穩(wěn)性較差，對車廂底板的整體剛度要求較高。 前頂舉升方式結構簡單、車廂底板與主車架上平面的閉合高度可以很小，整車穩(wěn)定性好，液壓系統(tǒng)壓力較小

16、，但前頂多級缸行程較大，造價很高。 雙面?zhèn)确簤焊资芰^好，行程較小，可實現面?zhèn)确?；但液壓管路較復雜，舉生翻車事故發(fā)生率較高。鑒于實際情況和他們各自的優(yōu)點，經過本組成員討論和指導老師建議本次課題設計決定采用F式三角架放大舉升機構。 圖（4）F式三角架放大舉升機構示意圖 2.3液壓舉升系統(tǒng)的參數的確定2.3.1 F式三角架放大舉升機構的力學分析圖（5） F式三角架放大舉升機構結構示意圖該機構由車廂、拉桿（AE）、液壓缸（CD）、三角架（AB、BC、CA）及車架等組成。車廂與車架鉸接于O點，三角架（ABC）與車架鉸接于B點，連桿（AE）與車廂和三角架（ABC）分別鉸接于E點和A點，液壓缸（CD）與

17、車廂和三角架（ABC）分別鉸接于D點和C點。建立直角坐標系（如圖所示），以車廂的后翻轉軸O點為原點，水平方向向左為X軸的正方向，垂直方向向上為Y軸的正方向。 圖（6） 舉升機構直角坐標系的建立根據所選定的自卸車型號確定各點的坐標（車廂水平時）： A（3754.44，184.05）； B（2660.00，-135.00）； C（3654.94，-146.29）；D（2318.00，175.00）； E（2130.00，0.00）； O（0.00，0.00）；根據以上所確定的各點的坐標參數，可以得出液壓缸（CD）的安裝長度為LCD=1375.00，連桿（AE）長度LAE=1634.83。當舉升角度

18、為0°并且液壓缸剛要開始動作時。此時舉升機構受到了所載貨物的質量G的作用，該質量作用在車廂底板上，并且同時在車廂底板上受到了液壓缸的推力F及連桿的拉力f的作用。以車廂底板為研究對象，根據力學理論。對翻轉點O取力矩，得：G×LGO= F×LFO+f×LfO （1）式中：G貨物重量；LGO貨物重量對O點的力臂；F液壓缸的推力；LFO液壓缸的推力對O點的力臂；f連桿的拉力；LfO連桿的拉力對O點的力臂；我們再以三角架為研究對象，三角架受到了液壓缸的推力F及連桿的拉力f的作用，對B點取力矩，得：F×LFB=f×LfB （2）式中：F液壓缸的推

19、力；LFB液壓缸的推力對B點的力臂；f連桿的拉力；LfB連桿的拉力對B點的力臂；現將各已知數值代入公式（1）、（2）中，已知G=98000N；LGO=3000； LFO=2919.71； LfO=337.94； LFB=220.64；LfB=193.81。解出未知數，得： F=51681.9N； f=45219.76N。由此可引申出當舉升機構的舉升角為時的受力簡圖（如圖所示），并在此基礎上確定機構各重要零部件的參數。 圖（7） 舉升角度為時的機構簡圖2.3.2液壓缸參數的確定 液壓缸是舉升系統(tǒng)中最重要的零件，它是將液壓能轉換為機械能進行做功的主要部件。對液壓缸進行計算，可以確定其最大受力、最大

20、油壓、得到系統(tǒng)的油壓特性曲線等重要參數，是及其重要的一個步驟。先以液壓缸CD為研究對象。過C點做CH平行于X軸，交OJ與點H。此時液壓缸的推力為F，LFB 平行于LFO，設CD與X軸的夾角為，C點坐標為（XC,YC），B點坐標為（XB,YB）（如圖(8)所示） BM= YC-YB，NBM=，得：BN=BM/cosHI= YC，IHO=，得：IO=tan×YC，HO= YC/cos HC= XC-IO，HJ=（XC- tan×YC）×sin所以：OJ=OH+HJ= YC/cos+（XC- tan×YC）×sin CN=CM-MN= (XC-XB)

21、- (YC-YB)×tan KN=CN×sin=(XC-XB)- (YC-YB)×tan ×sin 所以:KB=KN+BN=(XC-XB)- (YC-YB)×tan ×sin+（ YC-YB）/cos 圖（8） 舉升角度為時液壓缸受力分析 在角度下，對連桿進行受力分析，A點坐標為（XA，YA），AE與X軸的夾角為。 BP=BT+TP=（YA-YB）/cos+TP TP=AT×sin=XA-（YA-YB）×tan-XB ×sin BP=（YA-YB）/cos+XA-（YA-YB）×tan-XB &

22、#215;sin OQ=OR+RQ=（YA-YB）/cos+AR×sin= （YA-YB）/cos+ （XA- YA×tan）×sin由力矩平衡公式可知F×YC/cos+（XC- tan×YC）×sin + f×（YA-YB）/cos+ （XA- YA×tan）×sin=G×LGO（3）F×(XC-XB)- (YC-YB)×tan ×sin+（ YC-YB）/cos= f×（YA-YB）/cos+XA-（YA-YB）×tan-XB ×s

23、in （4）解方程，設：X1=YC/cos+（XC- tan×YC）×sinX2=（YA-YB）/cos+ （XA- YA×tan）×sinX3=(XC-XB)- (YC-YB)×tan ×sin+（ YC-YB）/cosX4=（YA-YB）/cos+XA-（YA-YB）×tan-XB ×sin解得：F= G×LGO×X4/（X1×X4X2×X3）f= G×LGO×X3/（X1×X4X2×X3）式中：G-貨物重量； LGO-舉升角為時，

24、貨物重量對O點的力臂； -車廂與X軸的夾角； -液壓缸與X軸的夾角； -連桿與X軸的夾角；由解出的結果可知：(1) 當舉升角為0°時，舉升高度最小，液壓缸受力最大，液壓缸長度最短。Fmax=F0°=4.4×105N。LCDmin=L0°=1375。(2)當舉升角為52°時，舉升高度最大，液壓缸受力最小，液壓缸長度最長。Fmin=F52°=2.1×105N。LCDmax=L52°=2117.93。液壓缸缸徑為D=200，液壓缸所受的壓力為：P=F/（×D2/4）。P max=P0°=14.11MP

25、a，P min=P52°=6.69MPa。液壓缸工作行程L=LCDmax - LCDmin =742.93。 據此，可作出液壓缸受力曲線（如圖所示）及油壓特性曲線（如圖所示）圖（9） 液壓缸受力曲線圖（10） 液壓缸油壓特性曲線由圖可看出，在舉升過程中，液壓缸受力平穩(wěn)，曲線過渡圓滑，沒有受力突變點，最大受力及最大油壓均發(fā)生在舉升角為0°時，其最大推力為4.4×105N，最大油壓僅為14.11MPa。并且隨著舉升角度的增大，液壓缸的受力逐步的減小，能保證工作過程中的安全，其結果是十分理想的。至此，液壓缸的全部參數已確定完畢，液壓缸安裝長度LCDmin=1375，最大

26、長度LCDmax=2117.93，工作行程L=LCDmax - LCDmin =742.93，缸徑D=200，承受的最大油壓P max=14.11MPa2.3.3連桿參數的確定在舉升系統(tǒng)中，連桿是一個簡單的二力桿，它安裝在車廂和三角架之間，主要起拉動和放松三角架的作用，僅僅受到拉力或壓力。因此對其進行的設計計算只要保證其在最大拉力或壓力的作用下不被拉斷或壓彎即可。由已知數據可得出連桿長度為LAE=1634.83。由方程（03），（04）已經得出：f= G×LGO×X3/（X1×X4X2×X3）代入數據可得：fmax=f0°=4.9×1

27、05N； fmin=f52°=1.9×105N根據以上公式，可畫出連桿的受力曲線（如圖所示）如下：圖（11） 連桿受力曲線由曲線圖可知，連桿在舉升過程中一直受拉力。fmax=4.9×105N。假設我們選用45#鋼作為連桿的制作材料，查資料可知，45#鋼的各參數如下：彈性模量E=206GPa，屈服極限s=355MPa，抗拉強度b=600MPa。因為截面面積相同的情況下，正方形截面材料所受到的應力要小于圓形截面材料所受到的應力，因此，我們確定連桿的截面為正方形。并且由經驗設計可知，連桿一般為兩根，左右布置在液壓缸的兩側。由=F/A，得A=F/代入數據，得：A=4.9&

28、#215;105/（355×106）=1.38×10-3=1380²因采用雙連桿，所以A=A/2邊長l=37.15若連桿采用45#鋼制作，截面為正方形，最小邊長為37.15。即可滿足拉伸強度要求。為簡化制作工藝，可將邊長定為40.00。連桿要安裝在三角架及車廂之間，兩端需打孔以連接螺栓固定，孔徑大小在下一步計算中確定。至此，連桿的全部參數已確定完畢，長度LAE=1634.83，截面為正方形，截面邊長40.00。制作材料為45#鋼。2.3.4三角架參數的確定在舉升機構中，三角架帶動液壓缸進行舉升，起支撐、連接作用。其中，液壓缸作用在C點，連桿作用在A點，B點式三角架

29、與車架的鉸接點。對三角架進行設計計算主要是為了確定A、B、C三點處的鉸支座受力狀況，以防止三角架出現變形、折斷、彎曲等失效現象（如圖所示）。 圖(12) 三角架結構簡圖在A點，三角架受連桿AE的拉力作用，最大拉力fmax=4.9×105N，由上一步驟可知45#鋼的剪切強度為=178MPa。因為三角架共兩塊，所以受力面積A=2×A。由=F/A，得A=F/代入數據，得：A=4.9×105/（178×106）=2.75×10-3=2753²A=D²/4×2DA=39.87若A點鉸支座采用45#鋼制作，截面為圓形，最小直徑

30、為39.87，即可滿足剪切強度要求。設B點的支座反力為FB，其在X軸，Y軸方向上的分力為FBX和FBY。又由于已知A點和C點的受力分別為FA，fC，由力矩平衡可知：FAX×LXAC=FBX×LXBCFAY×LYAC=FBY×LYBC FB=（FBX2 +FBY2）0.5代入數據，得：FBmax=f52°=2.56×105N； FBmin=f0°=1.52×105N由=F/A，得A=F/代入數據，得：A=2.56×105/（178×106）=1.44×10-3=1438²A=D

31、²/4×2DB=25.10若B點鉸支座采用45#鋼制作，截面為圓形，最小直徑為25.10，即可滿足剪切強度要求。在C點，三角架受液壓缸CD的拉力作用，最大拉力fmax=4.4×105N。由=F/A，得A=F/代入數據，得：A=4.4×105/（178×106）=2.47×10-3=2471²A=D²/4×2DC=38.19若C點鉸支座采用45#鋼制作，截面為圓形，最小直徑為38.19，即可滿足剪切強度要求。由已知數據，可計算出三角架的外形尺寸。LAB=1140.00，LBC=994.35，LCA=345.

32、00。至此，三角架的全部參數已確定完畢，LAB=1140.00，LBC=994.35，LCA=345.00。A=39.87，B=25.10，C=38.19。厚度60.00。制作材料為45#鋼。2.2.5其他參數的確定（1）確定鉸支座的制作材料及尺寸數據。和上述零件的制作材料相同，鉸支座也采用45#鋼制作。車架鉸支座的連接孔尺寸和三角架上B點相同，車廂鉸支座的連接孔尺寸和連桿E點及液壓缸D點尺寸相同。鉸支座采用焊接的方式與車廂及車架相連。焊接面強度要保證能承受拉力的作用而不被撕裂。（2）確定連桿兩端需加粗的直徑。連桿兩端需打孔，以連接螺栓固定，孔徑與所對應的鉸支座孔徑相同，因為連桿截面邊長為40.00，