·1188 工程科学学报，第37卷，第9期 蓄能器内气体处于压缩状态，在释放压缩能量过程中， 调性能参数为缓冲流量、环形间隙、蓄能器初始充气压 缓冲活塞逐渐达到回程最大速度4m·s,位移持续减 力和工作压力.其他参量拟定为恒定参量，若修改后， 小，最终缓冲活塞回到平衡位置 会导致缓冲系统大部分参数变动.例如缓冲活塞直 1.4 8 径、有效截面积等参量的改变、会使双缓冲机构、导向 1.2 6 套尺寸，密封圈选择等全部修改，在实际工作中不易 1.0 实现 14 经过以上分析，双缓冲系统设计变量为缓冲流量、 0.8 2 环形间隙、蓄能器初始充气压力和工作压力.写作向 0.6 0 量形式为 0.4 -2 X=[Q 8 Pu P]. (26) 0.2 4.2 目标函数 001020.30.40.50.60.70.80.91.0 提高双缓冲系统吸能减振的能力，需缓冲活塞 时间.tmms 位移和速度相对最小值。根据蓄能器动态特性分析， 图9缓冲活塞位移速度曲线 防止与冲击频率产生共振，取蓄能器固有频率相对 Fig.9 Displacement and velocity curves of the damping piston 最大值. x。→min, (27) 3.2缓冲活塞一、二级缓冲腔压力曲线 (28) 缓冲活塞一、二级缓冲腔压力曲线如图10所示. t。一→min, w.→max. (29) 一级缓冲腔压力在应力波作用下逐步增加，缓冲活塞 速度为0ms时(t=0.48ms),达到最大值7.27MPa, 4.3约束条件 活塞回程过程，一级缓冲腔压力逐渐降低.运动周期 双缓冲机构内对缓冲活塞配合有限位结构，确定 缓冲活塞最大位移为3.8mm;为防止产生共振，缓冲 内一级缓冲腔压力变化不大，波动范围在7.00~ 7.27MPa之间. 蓄能器固有频率需大于凿岩机冲击频率；由图7可知， 初始充气压力与工作压力的最优比值取0.2~0.4之 7.50 90 间：综合考虑缓冲活塞运动规律，蓄能器动态特性等因 7.40 80 7.35 心 素，工作压力范围6~10MPa:从装配加工以及二级缓 7.30 冲效果考虑缓冲活塞环形间隙的公差取值范围 7.25 50 h,(-0.013mm)、h6(-0.019mm）、h,（-0.030mm) 7.20 和h。（-0.046mm),超过此范围，环形间隙太大，二级 7.15 名 缓冲失去效果，所以0.013<8<0.046：二级缓冲腔压 7.10 力P,最大值取决于单向阀所受压力上限，P,值过大会 7.05 10 破坏单向阀密封结构，P,最小值应大于P:通过应力 7.006002030405060708098 波反弹计算，可知缓冲系统反弹能量为冲击能量的 时间，tms 28%,该重型液压凿岩机凿岩功率为18kW,缓冲系统 图10一级、二级缓冲腔压力曲线 所需吸收的功率为5.04kW,工作压力范围为6~ Fig.10 Pressure curves in order I and 2 damping chambers l0MPa,所以控制系统流量范围5~9Lmin 缓冲活塞速度为0m·s时，二级缓冲腔压力峰值 0<x。<3.8, (30) 达接近90MPa,此后二级缓冲腔压力迅速下降， 0.>61.71, (31) 0.78ms时刻二级缓冲腔压力与一级缓冲腔压力同步 0.2<P/Pa<0.4, (32) 变化.缓冲活塞复位，二级缓冲腔压力与工作压力相 6<Pa<10, (33) 等，为7MPa.二级缓冲腔压力变化范围较大. h<δ<hg, (34) (35) 4 优化设计 P,<P2<150, 5<Q<9. (36) 合理的性能参数选择是双缓冲系统达到最佳工作 综上所述，该问题是一个具有三个设计变量，七个 状态的保障.优化过程主要包括变量设计、目标函数 不等式约束条件的优化设计问题 和约束条件0-20 4.4优化结果 4.1设计变量 采用复合形法计算，通过多次迭代得到最优性 双缓冲系统在不改变缓冲机构结构的前提下，可 能参数解为X=[8.5130.0172.2737.606]T,工程科学学报，第 37 卷，第 9 期 蓄能器内气体处于压缩状态，在释放压缩能量过程中， 缓冲活塞逐渐达到回程最大速度 4 m·s － 1 ，位移持续减 小，最终缓冲活塞回到平衡位置． 图 9 缓冲活塞位移速度曲线 Fig． 9 Displacement and velocity curves of the damping piston 3. 2 缓冲活塞一、二级缓冲腔压力曲线 缓冲活塞一、二级缓冲腔压力曲线如图 10 所示． 一级缓冲腔压力在应力波作用下逐步增加，缓冲活塞 速度为 0 m·s － 1 时( t = 0. 48 ms) ，达到最大值 7. 27 MPa， 活塞回程过程，一级缓冲腔压力逐渐降低． 运动周期 内一级 缓 冲 腔 压 力 变化不大，波 动 范 围 在 7. 00 ～ 7. 27 MPa之间． 图 10 一级、二级缓冲腔压力曲线 Fig． 10 Pressure curves in order 1 and 2 damping chambers 缓冲活塞速度为 0 m·s － 1 时，二级缓冲腔压力峰值 达接 近 90 MPa，此后二级缓冲腔压力迅速下降， 0. 78 ms时刻二级缓冲腔压力与一级缓冲腔压力同步 变化． 缓冲活塞复位，二级缓冲腔压力与工作压力相 等，为7 MPa． 二级缓冲腔压力变化范围较大． 4 优化设计 合理的性能参数选择是双缓冲系统达到最佳工作 状态的保障． 优化过程主要包括变量设计、目标函数 和约束条件［20 － 21］． 4. 1 设计变量 双缓冲系统在不改变缓冲机构结构的前提下，可 调性能参数为缓冲流量、环形间隙、蓄能器初始充气压 力和工作压力． 其他参量拟定为恒定参量，若修改后， 会导致缓冲系统大部分参数变动． 例如缓冲活塞直 径、有效截面积等参量的改变、会使双缓冲机构、导向 套尺寸，密封圈选择等全部修改，在实际工作中不易 实现． 经过以上分析，双缓冲系统设计变量为缓冲流量、 环形间隙、蓄能器初始充气压力和工作压力． 写作向 量形式为 X =［Q δ PH Pd］T ． ( 26) 4. 2 目标函数 提高双缓冲系统吸能减振的能力，需 缓 冲 活 塞 位移和速度相对最小值． 根据蓄能器动态特性分析， 防止与冲击频率产生共振，取蓄能器固有频率相对 最大值． xp→min， ( 27) x · p→min， ( 28) ωn→max． ( 29) 4. 3 约束条件 双缓冲机构内对缓冲活塞配合有限位结构，确定 缓冲活塞最大位移为 3. 8 mm; 为防止产生共振，缓冲 蓄能器固有频率需大于凿岩机冲击频率; 由图 7 可知， 初始充气压力与工作压力的最优比值取 0. 2 ～ 0. 4 之 间; 综合考虑缓冲活塞运动规律，蓄能器动态特性等因 素，工作压力范围 6 ～ 10 MPa; 从装配加工以及二级缓 冲效 果 考 虑 缓 冲 活 塞 环 形 间 隙 的 公差取值范围 h5 ( － 0. 013 mm) 、h6 ( － 0. 019 mm) 、h7 ( － 0. 030 mm) 和 h8 ( － 0. 046 mm) ，超过此范围，环形间隙太大，二级 缓冲失去效果，所以 0. 013 ＜ δ ＜ 0. 046; 二级缓冲腔压 力 P2最大值取决于单向阀所受压力上限，P2值过大会 破坏单向阀密封结构，P2最小值应大于 P1 ; 通过应力 波反弹计算，可知缓冲系统反弹能量为冲击能量的 28% ，该重型液压凿岩机凿岩功率为 18 kW，缓冲系统 所需吸 收 的 功 率 为 5. 04 kW，工 作 压 力 范 围 为6 ～ 10 MPa，所以控制系统流量范围 5 ～ 9 L·min － 1 ． 0 ＜ xp ＜ 3. 8， ( 30) ωn ＞ 61. 71， ( 31) 0. 2 ＜ PH /Pd ＜ 0. 4， ( 32) 6 ＜ Pd ＜ 10， ( 33) h5 ＜ δ ＜ h8， ( 34) P1 ＜ P2 ＜ 150， ( 35) 5 ＜ Q ＜ 9． ( 36) 综上所述，该问题是一个具有三个设计变量，七个 不等式约束条件的优化设计问题． 4. 4 优化结果 采用复合形法计算，通过多次迭代 得 到 最 优 性 能参数 解 为 X = ［8. 513 0. 017 2. 273 7. 606］T ， ·1188·