机械设计课程设计说明书带式输送机的减速器设计（含全套图纸）

1、07年机械设计课程机械设计课程设计说明书全套cad图纸，qq153893706设计题目：减速器设计单位：工程学院 05机化2班设计者:学号：指导教师： 目 录一.题目及总体分析2二.各主要部件选择3三.选择电动机3四.分配传动比4五.传动系统的运动和动力参数计算5六.v带传动设计6七.设计高速级齿轮8八.设计低速级齿轮13九.设减速器轴及轴承装置、键的设计18轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计22 轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计30十.润滑与密封32十一.箱体结构尺寸32十二、减速器附件的设计33十三.设计总结34十四.参考文献34一、设计任务题目：设

2、计一个带式输送机的减速器给定条件：传动方案输送带的牵引力f,(kn)输送带的速度v,(m/s)提升机鼓轮的直径d,(mm)170.52901) 输送机运转方向不变，工作载荷稳定2) 输送带鼓轮的传动效率取为0.973) 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时自定条件减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。因为斜齿转动比较平稳，冲击，振动和燥声较小，故高速

3、级做成斜齿，低速级做成直齿。整体布置如下： 图示1电动机,2为带轮,3低速级齿轮传动,4高速齿轮传动,5为联轴器6为输送带鼓轮i输入轴，ii中间轴，iii输出轴，iv卷筒轴. 辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.二、各主要部件选择目的过程分析备注动力源三相交流电电动机齿轮斜齿转动比较平稳，冲击，振动和燥声较小。直齿经济。高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承输入轴（1轴）和中间轴（2轴）有一定的轴向力，输出轴（3轴）的轴向力较小。圆锥滚子轴承和深沟球轴承联轴器经济性和实用性并存弹性联轴器三、选择电动机目的过程分析结论类型根据一

4、般带式输送机选用的电动机选择选择全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机，电压380，系列功率查表确定各部分的效率：带传动效率：0.96滚动轴承传动效率(4对)：0.99闭式齿轮传动效率(2对)：0.97弹性联轴器的传动效率(1个)：0.99输送带鼓轮的传动效率：0.97传动的总效率为：=0.960.9940.9720.990.97=0.833电动机所需工作功率为： kw k=70000.5/1000 kw=3.5 kwpd=3.5/0.833kw =4.201kw要求电动机输出功率为4.201kw型号确定电动机转速滚动轴工作转速：n=601000v/d=6010000.5/(290)= 32.93

5、r/min通常，v带传动的传动比常用范围为i1=2 4,两级圆柱齿轮减速器为840, 则总传动比的范围为i=16160，故电动机的转速可选范围为：n=(16160)32.93r/min=(526.885268.8)r/min符合这一范围的同步转速有750，1000，1500和3000r/min，但由于750 r/min型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格高，不可取, 3000r/min价格高，转速过高,也不可取。所以在1000 r/min与1500 r/min两种中选取，见下表：方案电 动 机型 号额定功率（kw）电动机转速n（r/min）电 动 机质量kg总传动比同步转速满载转速1y132s

6、-455150014406843.732y132m2-65510009608429.15 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，总传动比等因素，选择方案1。 选用型号y132s-4封闭式三相异步电动机四、计算总的传动比并分配各级传动比目的过程分析结论分配传动比由选择的电动机满载传速=1440 r/min，工作机的转速32.93r/min，得转动装的总传动比为： ia=/=1440/32.93=43.73因总传动比等于各级传动比的乘积，即：ia = i1i2i3因为展开式两级圆柱齿轮减速器高速级传动比（i1=）为是各级传动比相接近取带轮传动比 则减速器的传动比 i= ia / i1=43.73/

7、3=14.576则 减速器第一级传动比 i2=4.517减速器第二级传动比 i3=14.576/4.517 =3.227i2=4.517i3 =3.227五、计算传动装置的运动和动力参数目的过程分析传动系统的运动和动力参数计算将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号为0轴（电机轴），1轴，2轴，3轴，4轴，各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；各轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。电动机的输出功率、转速和转距分别为：=pd no =nm=1440 r/min t0 = 95

8、50p0/n00轴（电机轴）=4.201kwno=nm=1440 r/min=9550/=27.861轴(高速轴) = =0.964.201=4.033 kwn1= no/ =1440/3=480 r/min=9550/=95504.033/480=80.242轴(中间轴)=4.0330.990.97=3.873kw=/=480/4.517=106.265 r/min=9550/=95503.783/106.265=348.0653轴（低速轴）=0.990.973.873=3.719 kw =/=106.265/3.227=32.930 r/min=9550/=95503.719/32.930

9、=1078.544轴（滚筒轴）p4=3.7190.990.99=3.645 kwn4=/=32.930/1=32.93 r/mint4=9550/=95503.645/32.93=1057.0813轴的输出功率和输出转矩则分别为个轴的输入功率和输入转矩乘轴承效率 04轴运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表格，如下： 轴 名功 率p（kw）转 矩t（）转 速n（r/min）传 动 比效 率输入功率输出功率输入转矩输出转矩电机轴4.20127.861440高速轴4.0333.99380.2479.4448030.96中间轴3.8733.834348.065344.58106.2654.5170

10、.96低速轴3.7193.6821078.541067.7532.933.2270.96卷筒轴3.645 3.6091057.081046.5132.9310.98六、设计v带目的过程分析结论确定计算功率pac由表查得工作情况系数1.1,故 =1.15.5=6.05kw1.1=6.05kw选取v带带型根据上面的数据由图8-8确定选用a型普通v带.选用a型普通v带确定带轮基准直径由表8-3和8-7取主动轮基准直径=112 mm。带传动的传动比i=3；则=i=1123=336 mm根据表8-7，取=355 mm。验算带的速度 v=dd1n1/(601000)=(3.141121440)(60100

11、0)=8.44 m/s35 m/s 因此带的速度合适。=112 mm=355 mmv=8.44 m/s确定v带的基准长度和传动中心距根据0.7（+）2（+）,初步确定中心距=600 mm带所需的基准长度=2600+（112+355）+(355-112)2/(4600)=1958.1 mm由表8-2选带的基准长度=2000 mm实际中心距 ao+（ld-ldo）/2=600+（2000-1958.1）2=620.95mm=2000 mm620.95 mm验算主动轮上的包角=180o-(dd2-dd1) 57.50/a =180-(355-112)57.5620.95 = 157.5120主动轮上

12、的包角合适=157.5120计算v带的根数z由=1440r/mim，=112 mm，i=3，查表8-5c，表8-5d 取得p0=1.62kw0.17kw查表8-8得 0.93,查表8-2得1.03,则=6.05(1.62+0.17)0.931.03=3.53取z=4根v带的根数z=4计算预紧力查表8-4得q = 0.10 kg/m =158.4 n预紧力f0=158.4n计算压轴力=2zf0sin(/2)=1322.46n =24158.4sin(157.5/2)=1242.85n压轴力=1242.85n带轮结构设计带轮材料选择：采用铸铁，材料牌号为ht150 小带轮 112mm300mm,采

13、用腹版式 大带轮 =355mm 355-112=243mm100mm 采用轮辐式由课本表8-10可得 e=15mm,f=10mm,=2.75mm则带轮宽度b=(z-1)e+2f=(4-1)15+210=65mm小带轮的外径da1=+2=112+22.75=117.5mm大带轮的外径 da2=+2=355+22.75=360.5mm根据带的截型，查表8-10可以确定轮槽齿寸;带轮的其他尺寸可参照图8-12的公式计算得到。小带轮采用腹版式大带轮采用轮辐式带轮宽度b=65mmda1=117.5mmda2=360.5mm张紧装置使用张紧轮，防在松边的内侧，靠近大轮，轮槽尺寸与带轮相同，直径小于小带轮直

14、径。七、设计高速级齿轮目的过程分析备注选精度等级、材料和齿数选用斜齿圆柱齿轮传） 选用级精度） 材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为hbs，二者材料硬度差为hbs。选小齿轮齿数10，大齿轮齿数2iz1=4.51720=90.34取2=91选取螺旋角。初选螺旋角两齿轮均为标准斜齿圆柱齿轮，所以法向压力角 102=91i2=4.517按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 ）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图，选取区域系数（）由图查得（）计算小齿轮传递的转矩 （）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

15、，大齿轮的接触疲劳强度极限按齿面接触强度设计（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为s=1，由式得按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数k已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得纵向重合度又称轴向重合度按齿面接触强度设计（）计算模数按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数（）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数（

16、）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数按齿根弯曲强度设计（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s1.4，由式得（）计算大小齿轮的并加以比较：大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则 取z2=100齿数确定mn时取较大的，安全。几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为157.5mm）按圆整后的中心距

17、修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。中心距螺旋角几何尺寸计算） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算大、小齿轮的齿根圆直径） 计算大、小齿轮的齿顶圆直径 ） 计算齿轮宽度圆整后取；分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮 齿轮宽度验算假设正确假设正确八.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程备注选定齿轮精度等级、材料及齿数） 选用级精度） 由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为hbs。） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数取两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮，所以压力角按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即） 确定公式各计算数值

18、（） 试选载荷系数（） 计算小齿轮传递的转矩（） 由表选取齿宽系数（） 由表查得材料的弹性影响系数（） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为s=1，由式得） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值i=3.227代入中的较小值是为了使得出的d偏大，使齿轮更安全按齿面接触疲劳强度设计（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 （） 计算载荷系数k根据，级精度，由图查得动载荷系数假设，由表查得由表查得使用系数由表查得由图2查得故

19、载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数小齿轮相对支承非对称布置是按齿面接触疲劳强度设计时使用的齿向载荷分布系数由式得弯曲强度的设计公式为按齿根弯曲强度设计） 确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为s=1.4，由式得（） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数3.4

20、7，并就近圆整为标准值3.5。是按齿根弯曲强度设计时使用的齿向载荷分布系数确定mn时取较大的，安全。两对直齿的模数23.5。按齿根弯曲强度设计按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取齿数几何尺寸计算） 计算分度圆直径） 计算齿顶圆直径） 计算齿根圆直径 ） 计算中心距） 计算齿宽取分度圆直径：齿顶圆直径：，所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮齿根圆直径：中心距齿宽验算合适假设正确九轴的设计与校核1输入轴及其轴承装置、键的设计 目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮（齿轮1）的分度圆直径为 d=56.8

21、mm 法面压力角为 a=20 螺旋角 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取,（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径,取23mm这是安装v带轮处的直径,为使其与v带轮配合. 取d-=23mm4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（a）为满足v带轮的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，故取 段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，现取。（b）初步选择滚动轴承 初步选取深沟球轴6306，其主要用于于高速及主要承受径向载荷和刚性较大的轴上。查得c=21.68k

22、n,c0=14.81kn,n=12000r/min1按额定动载荷计算 c=19371.421680n 符合2/按额定静载荷校核 c0=14810ns0p0=1800n 符合3/极限转速校核 nmax=2900 r/min 0.070.1d，取h5mm，则轴环处的直径d602570mm。轴环宽度b1.4h7mm，取 l=10mm。设齿轮距箱体内壁之距离为a, 取a=16mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，s8mm所以l=s+a+(65-60)/2+(60-58)=8+16+2.5+2=28.5mm l=s+a+(115-113)=8+16+2=26mm至此,

23、已初步确定了轴的各段直径和长度。3). 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键联结. 按d60mm由表6-1查得平键截面bh=18mm11mm (键宽和键高), 按 l=58mm 由表6-1取平键长度 l=45mm由d50mm查表6-1选择bh=14mm9mm , 由l=119mm查表6-1选择l=100mm 轴径尺寸：d =40mmd44mm d50mm d70mmd60mmd44mmd=40mm轴长尺寸:l=27mml=26mm l=113mml=10mml=58mml=28.5mml=27mm由l=112mm查表6-1选择l=100mm ,4) . 确定轴上圆角和倒角尺寸参考课

24、本表152，取轴段倒角为145，各轴肩处的圆角半径为r2mm。 （5）求轴上的载荷 由轴的结构图作出轴空间受力简图简图如下, 从轴的弯距扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面.现将计算出截面c处的m,如下: (由于这里的轴承度影响不大,取轴承宽度的1/2处为支承点)ad=l=27/2+26+112/2=95.5mm dc= l=112/2+10+58/2=95mm cb= l=58/228.527/2=71mm支反力:水平面h: r (l+l+l)=f(l+ l)+f l=4813.68nr(l+l+l)= fl+ f(l+l)=4334.2n垂直面v: r(l+l+l)=f(l+ l)+f l

25、=1760.9n r(l+l+l)= f( l+l)+ f l=1600n弯矩m 水平面h: m= r l=4813.6895.5=459706.44 m= r l=4334.271=307728.2画出它们的水平弯矩（下页）：d=38mmd=38m垂直面v:d处左侧弯矩，d处右侧弯矩, c处右侧弯矩c处左侧弯矩 计算合成弯矩并画出合成弯矩图c处右侧合成弯矩：c处右侧合成弯矩c处左侧合成弯矩d处右侧处左侧（6）按弯距合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面,即危险截面d的强度. 当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6 ，根据式（15-5）及上表中的数值，轴的

26、计算应力（弯距取较大的）查表15-4，轴的抗弯截面系数w=11481.79688 (d=50,b=14,t=2.50) mp 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60 mp 因此=42.633=60 mp，故安全安全3、低速级轴的设计目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计已知：输出功率 =3.719kw 输出转速 =32.930r/min 输出转距 =1078.54（1）选材由于碳钢比合金钢廉价，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢造轴尤为广泛，其中最常用的是45钢。所以选择轴的材料为45号钢，调质处理。（2）

27、作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮（齿轮4）的分度圆直径为 d=353.5mm 法面压力角 a=20 求： 齿轮4所受的圆周力 f=21078.54/0.3535=6102.065n 径向力 f= f=2220.97n（3）初步确定轴的最小直径查表15-3, 取a=112由公式15-2 初步估算轴的最小直径 d=a=112=54.14mm 取55mm输出轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表141取1.5。 =1.51078.54=1617.81按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t5214-1985或手册，选用h

28、l5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000，半联轴器的孔径d=55mm，长度l=142mm，与轴配合的毂轮长度107mm。 （4）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案：轴的材料同上选用hl5型弹性柱销联轴器半联联轴器长度l142与轴配合的孔长度初选型号为6014的深沟球轴承输出轴及其轴承装置、键的设计轴装配联轴器，-轴段装配轴承，轴段装配齿轮4，轴段-装配定位套筒和轴承。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（a）因为55mm，d61mm,dd70mm，而毂轮长度mm，取l =107mm。（b）初步选择滚动轴承用上两轴选定轴承方法选取深沟球轴承，根据d70mm，选取6414型，其内径d

29、=70mm, 外径d110mm, 轴承宽b20mm，所以取l=20mm。(c) 取安装齿轮处的轴段的直径d=80mm，为了使套筒的端面更可靠的压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，因为轮毂宽度b=110mm，可以取l108mm。齿轮的右端由套筒定位，左端由轴的端面定位，由h=(0.070.1)d计算出h=6mm，所以d=92mm。轴环宽度b，取l=12mm，右端齿轮右端是由轴的端面定位的，所以d=80mm。右端齿轮左端由一轴承端盖来定位，轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）,根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离为30mm，故

30、取l=50mm。(d) 设齿轮距箱体内壁之距离为a， 取a=16mm, 考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm, 则可计算 l=b+s+a+(110-108)=18+8+16+2=44mm 取中间轴上齿轮2(大齿轮)和齿轮3(小齿轮)的距离c=15mm, 齿轮3与箱体内壁的距离亦设为a=16mm, 所以会有: 15+108+16=+12+ l 所以: l=124.5mm 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。3). 轴上零件的周向定位 齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联结. 按d=80mm由表6-1查得平键截面bh=22mm14mm 按 l=10

31、8mm 由表6-1取平键长度 l=90mm 因为齿轮不在轴端,故采用平头平键,轴-的键槽用盘铣刀铣出. 联轴器与轴的联接,轴径尺寸：55mmd61mmd70mm d=80mm d=92mmd=80mmd70mm轴长尺寸：l =107mm l=50mml=20mm l=124.5mm l=12mml108mml=44mm输出轴及其轴承装置、键的设计由d=55mm查表6-1选择bh=16mm10mm ,由l107mm查表6-1选择l=90mm , 选择常用于轴端与毂类零件的联接的圆头平键. 4) . 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2 ,取轴-端倒角为145取轴-端倒角为145 各轴肩处的圆角半

32、径r2。（5）求轴上的载荷 由轴的结构图作出轴的受力简图如下,将轴承的支点近似的设在轴的中点,所以下图 l=4420/2+108/2=88mm l=108/2+12+124.520/2=200.5mm l=20/250+107=167mm求载荷支反力:水平面h: f（ll）f lf（88200.5）6102.065200.5f4240.776nf（ll）= f l f（88200.5）6102.06588f=1861.288n 垂直面v: f（ll）f lf（88200.5）2220.97200.5f1543.52nf（l+ l）= f l f（200.5167）2220.9788f =531

33、.8n输出轴及其轴承装置、键的设计弯矩m 水平面h: 373188.244垂直面v: m= f l=106625.9m= f l=135829.76总弯矩 m=388121.8211 m=397138.753（6）按弯距合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯距的截面,即危险截面的强度. 当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6 ，根据式（15-5）及上表中的数值，轴的计算应力（弯距取较大的m=397138.753nmm）查表15-4，轴的抗弯截面系数w=48199.35 (d=80, b=22,t=2.50) 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60 m

34、p 因此=60 mp，故安全。安全十、轴承的校核目的分析过程结论高速轴上两个深沟球轴承的校核1、高速轴上两个深沟球轴承的校核由上面计算，已知两轴承的径向负荷 p=1068.78n 轴承转速 n=480r/min 预期寿命 l=830016=38400h 由所选的类型6306型深沟球轴承，其具有的基本额定动载荷为c=27kn。计算轴承承受的动载荷为 11.052 kn c=27kn所以安全。 中间轴上两个深沟球轴承的校核2、中间轴上两个深沟球轴承的校核 由上面计算，已知两轴承的径向负荷 p=2733.4n 轴承转速 n=106.265r/min 预期寿命 l=830016=38400h 由所选的类型6408型深沟球轴承，其具有的基本额定动载荷为