CA1091货车离合器设计-课程设计说明书.docx

北京信息科技大学汽车设计课程设计北京信息科技大学课 程 设 计 说 明 书设计题目： CA1091 型离合器设计 学 院： 机电工程学院 学生姓名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 2017年1月13日目录一、概述3二、离合器的结构方案分析4三、离合器的设计计算53.1离合器主要参数的选择53.1.1 储备参数53.1.2 单位压力p053.1.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b53.1.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t63.1.5 离合器基本参数的优化63.2 离合器结构零件的设计73.2.1 从动盘结构总成73.2.2 从动盘零件的选型和设计73.2.2.1 从动片73.2.2.2 从动盘毂83.2.2.3 从动盘摩擦材料的选择83.2.2.4 压盘设计83.2.3 离合器盖设计103.2.4 膜片弹簧设计103.2.4.1 膜片弹簧外形集合尺寸参数103.2.4.2 膜片弹簧的计算113.2.4.3 膜片弹簧工作点位置的选择123.2.4.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷P2133.2.4.5 求分离轴承的行程133.2.4.6 强度校核133.2.5 扭转减振器设计133.2.5.1 扭转减振器的特性及主要参数的选择143.2.5.2减振弹簧的尺寸确定153.2.5.3从动片相对从动盘毂的最大转角163.2.5.4限位销与从动盘缺口侧边的间隙163.2.5.5限位销直径d163.2.5.6从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸16四、感想17五、参考文献18CA091货车离合器设计一、概述离合器安装在发动机与变速器之间，是汽车传动系中直接与发动机相联系的总成件。通常离合器与发动机曲轴的飞轮组安装在一起，是发动机与汽车传动系之间切断和传递动力的部件。汽车从起步到正常行驶的整个过程中，驾驶员可根据需要操纵离合器，使发动机和传动系暂时分离或逐渐接合，以切断或传递发动机向传动系输出的动力。它的作用是使发动机与变速器之间能逐渐接合，从而保证汽车平稳起步；暂时切断发动机与变速器之间的联系，以便于换档和减少换档时的冲击；当汽车紧急制动时能起分离作用，防止变速器等传动系统过载，从而起到一定的保护作用。离合器类似于开关，接合或断离动力传递作用，离合器机构其主动部分与从动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有可能相对转动。离合器的主动件与从动件之间不可采用刚性联系。任何形式的汽车都有离合装置，只是形式不同而已。本次设计的为CA1091货车离合器，设计参数如下：l 发动机功率 Pemax=99kW（2800r/min）l 发动机扭矩 Temax=360Nm（1200r/min）l 变速器输入轴直径 d=25mml 车轮轮胎规格 9.00-20l 变速器各档传动比i1=7.640i2=4.835i3=2.857i4=1.895i5=1.377i6=1iR=7.107l 主减速器传动比 i0=5.77l 汽车总重 ma=9545kgl 车轮滚动半径rr=0.495mm二、离合器的结构方案分析膜片弹簧离合器相对于其他形式的离合器相比，具有一系列优点：膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变，相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力；膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降；膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀；易于实现良好的通风散热，使用寿命长；膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。但膜片弹簧制造工艺较复杂，制造成本较高，对材质和尺寸精度要求较高，其非线性弹性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易破损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，本次设计选用拉式膜片弹簧离合器；采用无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上；驱动方式则采用弹性传动片式。三、离合器的设计计算3.1离合器主要参数的选择3.1.1 储备参数储备参数反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠性。为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，不宜选得过小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵简便，又不宜选得过大。本次设计车型为中型载货车，选取=2.0。由此计算离合器的转矩Tc=Temax=2.0360=720Nm3.1.2 单位压力p0单位压力决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响。本设计摩擦片材料选粉末冶金材料，根据表2-21，p0的范围为0.350.50MPa，选取p0=0.42MPa。3.1.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响，可根据发动机最大转矩（Nm）按如下经验公式选用D=100TemaxA（3-1）式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，弹片离合器的载货汽车A=36 ，将Temax=360Nm、A=36代入上式，可求得D=316mm。按初选D以后，还需要注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表3.1为我国摩擦片尺寸的标准。表3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444C=dD0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-C30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积/cm31061321602213024024665466787299081037根据表3.1，选取D=325mm,d=190mm，b=3.5mm。3.1.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定。本次设计考虑到经济性和实用性选取了粉末冶金材料的摩擦片，摩擦因数f=0.350.50,取f=0.4摩擦面数为离合器从动盘数的两倍，本设计为单片离合器，故Z=2。离合器间隙t是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t一般为34mm，本次设计取t=4mm。3.1.5 离合器基本参数的优化1）摩擦片外径D的选取vD=Dnemax601000=3252800601000=47.64m/s6570m/s（3-2）所以摩擦片外径选择合适。2）为了反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值。Tc0=4TcZ(D2-d2)=42.03602(3252-1902)（3-3） =3.210-3Nm/mm2Tc0=0.3510-2 Nm/mm2故满足条件。3）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值。w=4WZ(D2-d2)w（3-4）式中，w为单位摩擦面积滑磨功；w为许用值，本次设计车型w=0.33J/mm2；W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功；总滑磨功可根据下式计算：W=2ne21800（marr2i02i12）（3-5）式中，rr为轮胎的滚动半径，rr=0.485m；ma为汽车总质量，ma =9545kg；i1为汽车起步时所用变速器挡位传动比，i1=7.640；i0为主减速器传动比，i0=5.77；ne为发动机转速，本设计为商用车，取ne=1500r/min； 代入数值，得W=14253.8J，w=0.26J/mm2，所以ww。 故认为该离合器单位面积滑磨功符合要求。3.2 离合器结构零件的设计3.2.1 从动盘结构总成从动盘由从动片、摩擦片、从动盘毂3个基本部件组成。从动盘有两种结构形式：带扭转减振器的和不带扭转减振器的。不扭转减振器的从动盘结构简单，重量较轻，从动盘中从动片直接铆在从动盘毂上；而带扭转减振器的从动盘，其从动片和从动盘毂之间却是通过减振弹簧弹性地连接在一起。由下图3.1可以看出，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片5用限位销7和减振12铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片 和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。此外，在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。图 3.1 带扭转减振器的从动盘分解图1，13摩擦片；2，14，15铆钉；3波形弹簧片；4平衡块；5从动片；6，9减振摩擦；7限位销；8从动盘毂；10调整垫片；11减振弹簧；12减振盘3.2.2 从动盘零件的选型和设计3.2.2.1 从动片1）从动片要尽量减轻重量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了减小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一般都做得比较薄，通常是用1.22.0mm厚的钢板冲制而成。为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm；使其质量分布更加靠近旋转中心。2）为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片、组合式弹性从动片。其中，前两者在轿车上采用较多，对制造、装配等有较高的要求。载货汽车上通常采用组合式弹性从动片。3.2.2.2 从动盘毂发动机转矩是经从动盘毂的矩形花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。花键之间为动配合，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。根据表2-101，选择从动盘外径D=325mm，花键齿数n=10，花键外径D=40mm，花键内径d=32mm，齿厚b=5mm，有效齿长l=45mm。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压力过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。挤压应力的计算公式如下：jy=Pnhl （3-6）式中，n是花键齿数；h是花键齿工作高度，h=(D-d)Z；l是花键有效长度；Z是从动盘毂的数目;P是花键的齿侧面压力，由下式确定：P=4TemaxD-dZ（3-7）代入数据得，h=4mm，P=10000N，jy=5.6MPa20MPa，故选择的从动盘毂满足条件。3.2.2.3 从动盘摩擦材料的选择从动盘摩擦材料的选用基本原则是：满足较高性能的标准；成本最小；考虑替代石棉。本次设计选用替代石棉的有机摩擦材料。3.2.2.4 压盘设计1）压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定的联系，但这种联系又应允许压盘在离合器分离过程中自由地做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘和飞轮间常用的连接方式有凸台式连接、键式连接、销式连接和采用传动片的连接。其中，前三种传力方式有一个共同的缺点，即传力处之间有间隙，这样，在传动开始的一瞬间，将产生冲击和噪声。并且，随着接触部分磨损的增加而加大了冲击，这有可能是凸台根部出现裂纹而造成零件的早期损坏。此外，在离合器分离、接合时，由于传力零件之间有摩擦，将降低离合器操纵部分的传动效率。为消除上述缺点，现在已广泛采用传力片的传动方式。本次设计就是采用这种设计。2）压盘参数的选择压盘应具有足够大的刚度和合理的结构形状，以保证在受热的情况下不致因为产生翘曲变形而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过810。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。由=Lcm压得m压Lc（3-8）式中，为许用温升（），=8；L为滑磨功（Nm），可根据L=0.5Ja02计算，Ja=marr2i02i12;为分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器=0.50；c为压盘的比热容，对铸铁压盘，c=544.28J/（kgK）；代入数据得m压1.05kg；压盘的外径略大于摩擦片外径D，取压盘外径为330mm，内径略小于摩擦片内径，取压盘内径为180mm。由m压=(D2)2h-d22h并代入数据得h2.4mm，取h=25mm。3）传力片的设计与校核初定离合器压盘传力片的设计参数如下：共设3组传力片（i=3），每组4片（n=4），传力片的几何尺寸为：宽b=25mm，厚h=1mm，传力片上两孔间的距离l=86mm，孔的直径d=10mm，传力片切向布置，圆周半径R=178mm，传力片材料的弹性模量E=2.0105Mpa。其强度校核如下。传力片有效长度l1=l-1.5d=861.510=71mm（3-9）传力片合成的总刚度K=Kn=12EJxn/l13=1221051/1225143/7131/1000=0.17MN/m（3-10）根据上述分析，计算以下三种工况的最大驱动应力及传动片的最小分离力：a） 彻底分离时，按设计要求f=0，Te=0，所以=0；b） 压盘和离合器盖组装成盖总成时，Te=0，通过分析计算可知fmax=7.67mm，最大应力max=37.621051712=913MPa（3-11）c） 离合器传扭时，分正向驱动（发动机车轮）与反向驱动（车轮发动机），fmax出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知fmax=4.74mm。 正向驱动max=34.7421051712-67004.741000341782512+700100034178251=204.5MPa（3-12） 反向驱动max=34.7421051712+67004.741000341782512-700100034178251=923.5MPa（3-13）可见反向驱动最危险，由于在取计算载荷时比较保守，明显偏大，因此，传力片的许用应力可取其屈服极限。鉴于上述传动力片的应力状况，应选用80号钢。d） 传力片的最小分离力（弹性恢复力）F弹发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计图纸确定f=1.74mm。由式计算出的传力片弯曲总刚度K=0.17MN/m，当f=1.74mm时，其弹性恢复力为F弹=Kf=0.171061.74/1000=295.8N（3-14）3.2.3 离合器盖设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在设计时应特别注意以下几个问题：刚度问题离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的风度不够，则当离合器分享时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分享不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换档困难。通风散热为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。对中问题离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。对中方式常用的有以下两种：一是用止口对中，铸造的离合器盖以外圆与飞轮上的内圆止口对中；二是用定位销或定位螺栓对中。3.2.4 膜片弹簧设计3.2.4.1 膜片弹簧外形集合尺寸参数（1）H/h比值的选择内截锥高度H和厚度h如图3.2所示，为保证离合器压紧力变化不大，操纵轻便，一般H/h为1.52.0之间，厚度h为24之间，选取h=3.5，由上述分析取H/h比值为1.6，故H=5.6。图3.2 膜片弹簧内截锥示意图（2）R及R/r的确定比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响。从材料利用率的角度，比值在1.82.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧重量的利用率好。因此在设计用来缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧时选用。对于汽车离合器膜片弹簧，设计上并不要求储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离力的需要来决定，一般R/r取值为1.21.3。对于R，膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求而和摩擦片的外径尺寸相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H，h及R/r等不变时，增加R将有利于膜片弹簧应力的下降。结合同类车型，取R=135，取R/r=1.25，故r=108。（3）膜片弹簧起始圆锥底角膜片弹簧起始圆锥底角与内截锥高度H关系密切。=arctanHR-rH/(R-r)（3-15）式中，H内截锥高度；h膜片弹簧厚度。代入数值得=11.71，本次设计取=12。（4）膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径rf由离合器的结构决定，其最小值大于变速器第一轴花键外径。第一轴花键外径为：d=28.8,本次设计选取rf=30 ，rp应大于rf，选取rp= 40。（5）分离指数目n、切槽宽度1、窗孔槽宽2及半径re分离指数目n通常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12。本次设计选取n=18。切槽宽度1的范围为3.23.5，本次设计选取1=3.5。窗孔槽宽2=910，本设计选取2=10。窗孔的内半径rc的取值应满足(r-re)(0.81.4)2。本次设计选取re=95。（6）支承环作用半径l和膜片弹簧与压盘接触半径Ll和L的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，l值应尽量接近r而略大于r，L应接近于R而略小于R。本设计取L=133，l=109。3.2.4.2 膜片弹簧的计算（1）载荷与变形工作压力P1可由下式计算P1=Eh16(1-2)lnRr(L-l)2H-1R-rL-lH-12R-rL-l+h2（3-16）式中，E-弹性模数，钢材料取E=2.0105MPa；-泊松比，钢材料取=0.3；h-弹簧片厚，mm；H-碟簧部分内截锥高，mm；1-大端变形，mm；R-碟簧部分外半径（大端半径），mm；r-碟簧部分内半径，mm；L-膜片弹簧与压盘接触半径，mm；l-支承环平均半径，mm。代入数据并计算得P1=6805.11-1474.512+98.813，用MATLAB画出P1-1特性曲线如图3.3：图3.3 P1-1特性曲线3.2.4.3 膜片弹簧工作点位置的选择取离合器接合时大端变形量，由特性曲线图可查得膜片弹簧的压紧力：P1=P=10000N校核储备系数：=PfRcZcTemax=100000.4131.72360=2.195（3-17）在1.502.25之间，故满足要求。离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为1d=1b+f(f即1f)（3-18）压盘的升程为f =20.875=1.75mm，1b=0.7755.6=4.34mm，故1d=1b+f=1.15+4.34=6.09mm（3-19）离合器开始分离时，压盘的升程f=1.5mm，此时膜片弹簧大端的变形量为1c=1b+f=5.84mm（3-20）摩擦片磨损后，其最大磨损量=20.875=1.75mm，故1a=1b-=2.59mm（3-21）3.2.4.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷P2取1=1d，则得P2=Eh1d6(1-2)lnRr(L-l)(l-rp)H-1dR-rL-lH-1d2R-rL-l+h2（3-22）代入数据得 P2=2603N3.2.4.5 求分离轴承的行程取1=f，则2=fl-rpL-l=1.75109-40133-109=5.03mm（3-23）1=1-1nrf+re=1-3.51830+96=0.93（3-24）2=1-2nre+r=1-101896+108=0.88（3-25）故2=6P2rp2Eh31112re2rp2-1-2rerp-1+lnrerp+1212r2rp2-re2rp2-2rrp-rerp+lnrrp（3-26）代入数值得2 =1.03mm 故2=2+2=5.03+1.03=6.06mm（3-27）3.2.4.6 强度校核膜片弹簧大端的最大变形1d=6.09mm。B当=3r-rprP22h2+E1-2R-rrlnRr-1HR-r-121dL-l1dL-l+h2r1dL-l（3-28）代入数据得B当=1654MPa3.2.5 扭转减振器设计汽车传动系扭转振动减振器，按其所在位置可分为两类：一类装在从动盘总成中，另一类装在飞轮处。两者都和离合器的结构有关。本设计采用第一类。汽车行驶中，传动系传递发动机转矩时，由于内燃机工作不均衡，转矩周期性地变化会引起传动系扭转振动。如果传动系发生扭转共振，将会使传动系零件的应力成倍增加，而这种应力具有交变的性质，会使传动系零件的疲劳寿命大大下降。扭转振动还是引起齿轮噪声的重要原因，尤引人注目。3.2.5.1 扭转减振器的特性及主要参数的选择图3.4为离合器扭转减振器特性曲线图例。图中反映了扭转减振器特性的一些参数，其中斜线表示扭转力矩Td，朝上方共有4段斜线，表示有4级刚度；垂直线表示从一级进入另一级需要克服的预紧力矩Tn；两斜线间的间隔反映了减振器工作时的摩擦；离合器减振器特性曲线在水平坐标上的距离表示离合器从动盘毂花键中的间隙。图3.4 扭转减振器特性曲线图例（1）扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度Ca决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度Ca13Tj（3-29）式中，Tj为极限转矩；按Tj=(1.52.0)Temax计算，本设计为商用车，选取系数为1.5，Temax为发动机最大扭矩，代入数值得Tj =540Nm，Ca 7020Nm/rad本设计初选Ca=7000Nm/rad。（2）减振器摩擦力矩由于减振器扭转刚度Ca受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按下式初选：T=(0.060.17)Temax（3-30）取T=0.11Temax=39.6Nm。（3）预紧力矩减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。一般选取T预=（0.050.15）Temax，本次设计取T预=0.1Temax=36Nm。（4）减振弹簧的分布半径减振弹簧的分布尺寸R1的尺寸应尽可能大一些，一般取R1=(0.600.75)d/2其中d为摩擦片内径，代入数值，得R1=71.25mm。（5）减振弹簧数目可参考表3.2选取，本设计D=325，故选取Z=6。表3.2 减振弹簧的选取离合器摩擦片外径减振弹簧数目Z225250462503256832535581035010以上（6）减振弹簧的总压力当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大Tj。P总=TjR1（3-31）代入数据得P总=7579N每个弹簧工作压力P=P总Z=1263N（3-32）3.2.5.2减振弹簧的尺寸确定在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。弹簧的平均直径D2一般由结构布置决定，通常选取D2=1115左右。本设计选取D2=12。弹簧钢丝直径：d1=38PD2（3-33）式中，扭转许用应力=550600Mpa , d1一般为34mm左右。代入数值，得=3.55mm，符合上述要求。减振弹簧刚度C=Ca1000R12Z