(太原理工大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，山西 太原 030024)

引言

隨著各類(lèi)傳感器技術(shù)的發(fā)展和進(jìn)步，起重機(jī)的液壓控制系統(tǒng)通過(guò)實(shí)時(shí)測(cè)量壓力等參數(shù)對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行控制，代替?zhèn)鹘y(tǒng)的機(jī)械式壓力補(bǔ)償功能，使得傳統(tǒng)系統(tǒng)對(duì)定位精度、操縱穩(wěn)定性、微動(dòng)特性、動(dòng)態(tài)特性、能耗特性和安全性等目標(biāo)的要求得以實(shí)現(xiàn)。因?yàn)槿コ艘恍┰械臋C(jī)械結(jié)構(gòu)，減少了不必要的液壓系統(tǒng)效率損失，使新系統(tǒng)的能耗更低，控制的穩(wěn)定性、響應(yīng)速度和控制精度有了進(jìn)一步的提升，但是模式切換時(shí)，容易引起系統(tǒng)的沖擊振動(dòng)[1-4]。

國(guó)內(nèi)外已經(jīng)有很多學(xué)者對(duì)液壓系統(tǒng)的流量控制進(jìn)行了研究。ERIKSSON B等[5]建立了閥控器主閥和先導(dǎo)閥的動(dòng)態(tài)數(shù)學(xué)模型，通過(guò)仿真和試驗(yàn)驗(yàn)證了數(shù)學(xué)模型的正確性。PRASETIAWAN E A[6]在忽略了先導(dǎo)級(jí)動(dòng)態(tài)特性和油液可壓縮性影響的基礎(chǔ)上，推導(dǎo)出流量控制閥的線(xiàn)性化模型。王灝等[7]提出一種基于雙線(xiàn)性插值的流量補(bǔ)償策略，并通過(guò)流量補(bǔ)償器輸出流量校正控制信號(hào)，從而實(shí)現(xiàn)流量的精確控制。都佳等[8]提出建立以電子壓力補(bǔ)償原理為基礎(chǔ)的起重機(jī)泵閥協(xié)同復(fù)合控制液壓系統(tǒng)。丁孺琦等[9]提出了采用基于實(shí)驗(yàn)結(jié)果的多目標(biāo)優(yōu)化技術(shù)方法來(lái)精確辨識(shí)液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的各種未知性質(zhì)和參數(shù)。上述研究都是通過(guò)控制單聯(lián)主閥的閥口開(kāi)度來(lái)控制流量，但是單個(gè)閥芯無(wú)法同時(shí)實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動(dòng)時(shí)的低壓損耗和微動(dòng)時(shí)的高控制精度。上述研究也對(duì)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制液壓系統(tǒng)進(jìn)行了研究，但沒(méi)有提出模式切換點(diǎn)處科學(xué)合理的切換技術(shù)。

目前起重機(jī)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制液壓系統(tǒng)在模式切換時(shí)，容易造成變幅液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)強(qiáng)烈的壓力波動(dòng)，無(wú)法實(shí)現(xiàn)模式切換點(diǎn)處變幅液壓缸穩(wěn)定動(dòng)作和較小壓力沖擊的供液需求。因此，本研究以實(shí)際55 t起重機(jī)變幅聯(lián)為出發(fā)點(diǎn)，通過(guò)對(duì)原理的分析，利用AMESim建立了液壓傳動(dòng)系統(tǒng)模型，利用Simulink軟件建立試驗(yàn)驗(yàn)證等方法，提出起重機(jī)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制液壓系統(tǒng)模式切換的改進(jìn)控制策略，并利用仿真驗(yàn)證其有效性。

1 泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制液壓系統(tǒng)

1.1 系統(tǒng)原理

起重機(jī)變幅聯(lián)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制液壓系統(tǒng)原理如圖1所示，該系統(tǒng)主要由控制器4、平衡閥6、變幅液壓缸7、電液比例多路閥8和電液比例泵12等組成。液壓缸伸出時(shí)，由手柄信號(hào)1判斷工作模式，可分為快速運(yùn)動(dòng)和微動(dòng)兩種模式。電液比例泵和電液比例多路閥的模式切換通過(guò)控制器給切換器2控制信號(hào)實(shí)現(xiàn)。微動(dòng)模式時(shí)，壓力傳感器5和9采集電液比例多路閥兩側(cè)的壓力信號(hào)，并傳遞給壓力控制器3，控制器通過(guò)擺角控制器16給出電液比例泵控制機(jī)構(gòu)10～15動(dòng)作信號(hào)，以保證大通徑電液比例閥的進(jìn)出口保持2 MPa的壓差，同時(shí)數(shù)字流量補(bǔ)償器17通過(guò)對(duì)壓力傳感器傳回的電液比例多路閥進(jìn)出口處壓力值的讀取，計(jì)算出所需電液比例多路閥的閥芯位移。快速運(yùn)動(dòng)模式時(shí)，為了減少泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合系統(tǒng)的節(jié)流損失，控制器控制電液比例多路閥的閥口全開(kāi)，通過(guò)調(diào)節(jié)電液比例泵的擺角控制裝置，使電液比例泵出口流量為系統(tǒng)所需的流量。

圖1 起重機(jī)變幅聯(lián)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制液壓系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of hydraulic system of pump-valve cooperative pressure-flow compound control of crane luffing linkage

1.2 起重機(jī)變幅聯(lián)模式切換液壓沖擊和流量波動(dòng)現(xiàn)象分析

將變幅聯(lián)控制器分為上、下2層:上層為電液比例泵和電液比例多路閥工作模式的選擇及切換；下層為電液比例泵和電液比例多路閥的壓力與流量復(fù)合控制。

控制器根據(jù)手柄的開(kāi)度信號(hào)與預(yù)定閾值的關(guān)系，進(jìn)行工作模式識(shí)別。當(dāng)只考慮起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)的液壓缸在伸出運(yùn)行的過(guò)程時(shí)，將控制器分為3種工作模式，判別標(biāo)準(zhǔn)如下：

(1) 當(dāng)1>L>Lth時(shí)，為快速運(yùn)動(dòng)模式，電液比例閥閥芯位移為最大位移，使其閥口全開(kāi)，與此同時(shí)電液比例泵采用流量控制模式；

(2) 當(dāng)Lth>L>0時(shí)，為微動(dòng)模式，只使用小通徑電磁比例閥芯控制，采用流量補(bǔ)償器進(jìn)行流量前饋控制，電液比例泵采用壓力控制模式；

圖2 泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng)的模式切換控制流程Fig.2 Mode switching control process of pump-valve cooperative pressure-flow compound control system

(3) 當(dāng)0>L時(shí)，為下降模式。

L為手柄開(kāi)度，Lth為快速運(yùn)動(dòng)模式和微動(dòng)模式的切換閾值。

泵閥協(xié)同系統(tǒng)由微動(dòng)模式向快速模式切換時(shí)，液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)會(huì)出現(xiàn)壓力和流量的劇烈波動(dòng)；泵閥協(xié)同系統(tǒng)由快速模式向微動(dòng)模式切換時(shí)，液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)會(huì)出現(xiàn)壓力的劇烈波動(dòng)以及流量的突變。

在微動(dòng)模式和快速運(yùn)動(dòng)模式切換點(diǎn)處，液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)的流量波動(dòng)和壓力沖擊，是電液比例泵和電液比例閥的控制不協(xié)調(diào)導(dǎo)致的。由測(cè)試所得的電液比例泵的控制結(jié)構(gòu)可簡(jiǎn)化為一個(gè)二階系統(tǒng)，且其阻尼比為0.7，固有頻率為2 Hz，其調(diào)節(jié)速度遠(yuǎn)低于電液比例閥的調(diào)節(jié)速度。所以在微動(dòng)模式和快速運(yùn)動(dòng)模式切換點(diǎn)處，根據(jù)電液比例泵和電液比例多路閥的特點(diǎn)來(lái)改變控制策略，以達(dá)到液壓缸無(wú)桿腔實(shí)際流量曲線(xiàn)對(duì)期望流量曲線(xiàn)的跟蹤，同時(shí)減少液壓缸位移全程誤差。

2 起重機(jī)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制液壓系統(tǒng)數(shù)學(xué)建模

2.1 系統(tǒng)建模

起重機(jī)變幅液壓缸在伸出時(shí)，外負(fù)載力總是阻礙液壓缸的伸出運(yùn)行[9]，即外負(fù)載力在運(yùn)行過(guò)程中的方向總與伸出方向相反，所以變幅液壓缸伸出時(shí)的工況只有阻抗伸出工況。

變幅液壓缸在阻抗伸出工況時(shí)的控制原理如圖3所示，p1為液壓缸大腔壓力；p2為小腔壓力；Δp1，Δp2為進(jìn)油路和回油路壓差；p0為背壓壓力；A1，A2為液壓缸有桿腔、無(wú)桿腔的有效作用面積；ps為泵出口壓力；F為負(fù)載力。由于比例閥P口和T口的開(kāi)度具有耦合關(guān)系，無(wú)法將通過(guò)P，T口的流量分開(kāi)考慮。但分析可知，變幅液壓缸的速度取決于充入無(wú)桿腔的流量，因此，可以通過(guò)精確控制通入液壓缸無(wú)桿腔的流量，來(lái)控制液壓缸活塞的速度。

圖3 變幅液壓缸阻抗伸出工況原理Fig.3 Operating principle of impedance extension of variable amplitude cylinder

泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng)本質(zhì)上仍然是閥控非對(duì)稱(chēng)缸系統(tǒng)，參考圖4的建模過(guò)程，來(lái)建立泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng)[10-12]。

依據(jù)四通滑閥內(nèi)部各處流量和壓力關(guān)系建立數(shù)學(xué)模型，具體結(jié)果如下：

QL=q2-q1=f(xv,pL)

(1)

式中，QL—— 負(fù)載流量

pL—— 負(fù)載壓力

xv—— 閥芯位移

qi—— 工作液通過(guò)液阻的流量，i=1, 2, 3, 4

預(yù)計(jì)通入比例閥P口的流量為：

(2)

f(xv) —— 換向閥過(guò)流面積

圖4 閥控非對(duì)稱(chēng)缸系統(tǒng)原理圖Fig.4 Schematic diagram of valve controlled asymmetric cylinder system

g(Q,Δp)=f(xv)=A

(3)

2.2 AMESim和Simulink模型搭建

使用AMESim軟件所提供的HCD液壓元件庫(kù)，建立起重機(jī)22通徑電液比例多路閥(已去除壓力補(bǔ)償器)模型，建立單閥泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng)，如圖5為該系統(tǒng)AMESim模型。

該模型包含控制單元電液比例泵、變幅液壓缸、平衡閥、典型負(fù)載模型和壓力傳感器等。本模型中電液比例多路閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和仿真相關(guān)技術(shù)參數(shù)，是根據(jù)閥芯與閥體的間距大小、閥體尺寸、閥芯移動(dòng)時(shí)與閥套之間的關(guān)系和閥芯凸肩上帶有的異形比例節(jié)流槽口的作用特性等確定的。

電液比例多路閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和仿真相關(guān)技術(shù)參數(shù)，如表1所示。

圖5 起重機(jī)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng)AMESim模型Fig.5 AMESim model of pump-valve cooperative pressure-flow compound control system for crane

表1 仿真模型參數(shù)Tab.1 Parameters of simulation model

在Simulink軟件中建立起重機(jī)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制液壓系統(tǒng)的控制算法模型，如圖6所示。通過(guò)手柄信號(hào)L與模式切換閾值Lth的關(guān)系判斷工作模式，控制器對(duì)電液比例泵和電液比例多路閥做相應(yīng)的控制。

2.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

大通徑電液比例換向閥臺(tái)架試驗(yàn)時(shí)，電液比例泵轉(zhuǎn)速設(shè)定為2100 r/min，設(shè)定變幅聯(lián)主閥先導(dǎo)壓力為定值，逐漸增大電液比例泵的排量，使泵輸出流量從0 L/min 開(kāi)始逐漸增大，負(fù)載為溢流閥加載，負(fù)載壓力設(shè)定為1.2 MPa。試驗(yàn)臺(tái)讀取操作信號(hào)、泵的出口壓力、負(fù)載壓力和流量值并記錄在計(jì)算機(jī)中。電液比例多路閥的先導(dǎo)壓力先后設(shè)定為0.7，0.8，0.9，1.0，1.1，1.2，1.3，1.4，1.5，1.6 MPa。大通徑電液比例換向閥試驗(yàn)與仿真的壓力損失如圖7所示，試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖8所示。

圖6 起重機(jī)泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng)Simulink模型Fig.6 Simulink model of pump-valve cooperative pressure-flow compound control system for crane

圖7 電液比例多路閥各先導(dǎo)壓力下的壓力流量特性曲線(xiàn)Fig.7 Pressure-flow characteristic curve of electro-hydraulic proportional multi-channel valve under each pilot pressure

圖8 電液比例多路閥試驗(yàn)平臺(tái)的現(xiàn)場(chǎng)照片F(xiàn)ig.8 On-site photo of electro-hydraulic proportional multi-channel valve test platform

由于實(shí)際的溢流閥有啟閉特性，所以導(dǎo)致負(fù)載壓力并不是一個(gè)恒定值。由圖7可以看出，在各個(gè)閥口開(kāi)度下，仿真與試驗(yàn)的控制特性曲線(xiàn)均能較好的符合。實(shí)際中電液比例泵存在開(kāi)啟壓力沖擊，導(dǎo)致在曲線(xiàn)的開(kāi)始段，試驗(yàn)的閥前壓力和閥前后壓差均大于仿真結(jié)果；在電液比例泵工作平穩(wěn)后，試驗(yàn)的閥前、后壓差與仿真結(jié)果吻合，證明了大通徑電液比例換向閥AMESim模型的準(zhǔn)確性。

圖9 電液比例多路閥閥芯Fig.9 Large-diameter electro-hydraulic proportional valve spool

電液比例泵(力源L11 V)的負(fù)載特性試驗(yàn)解決方案描述如下：將電機(jī)的轉(zhuǎn)速限制設(shè)定為1900/min，負(fù)載分別由溢流閥設(shè)定為1 MPa(空載)和16 MPa，電液比例泵的輸入電流在30 s內(nèi)由0～700 mA緩慢地增大，再在30 s內(nèi)由700～0 mA緩慢地降低，記錄電液比例泵的輸入流量及其輸入電流的相應(yīng)曲線(xiàn)，電液比例泵試驗(yàn)平臺(tái)如圖11所示，試驗(yàn)及仿真的結(jié)果分別如圖12和圖13所示。

圖10 電液比例多路閥流量補(bǔ)償器

圖11 電液比例泵試驗(yàn)平臺(tái)現(xiàn)場(chǎng)照片F(xiàn)ig.11 On-site photo of electro-hydraulic proportional pump test platform

圖12 空載狀態(tài)下電液比例泵輸出流量、負(fù)載壓力與輸入電流曲線(xiàn)Fig.12 Curves of output flow, load pressure and input current of electro-hydraulic proportional pump under no-load condition

電液比例泵的階躍特性試驗(yàn)方案如下：溢流閥給定背壓1 MPa，電液比例泵輸入電流由0 mA階躍增加至500 mA，保持一段時(shí)間后，再由500 mA階躍減少至300 mA，之后在300 mA和500 mA之間階躍變化，記錄泵的輸出流量和輸入電流與時(shí)間的對(duì)應(yīng)曲線(xiàn)，結(jié)果如圖14所示。

由電液比例泵的試驗(yàn)和仿真結(jié)果可知，所顯示仿真與試驗(yàn)的輸出流量曲線(xiàn)的死區(qū)、滯環(huán)、最大輸出流量、流量的可調(diào)范圍均能較好的符合，仿真模型證明了所建立的電液比例泵AMESim模型的準(zhǔn)確性。

圖13 負(fù)載16 MPa時(shí)電液比例泵輸出流量、負(fù)載壓力與輸入電流曲線(xiàn)Fig.13 Output flow, load pressure and input current curves of electro-hydraulic proportional pump when load is 16 MPa

圖14 電液比例泵300～500 mA階躍響應(yīng)特性曲線(xiàn)Fig.14 300～500 mA step response characteristic curves of electro-hydraulic proportional pump

3 抑制沖擊方法研究

模式切換點(diǎn)設(shè)置在流量60 L/min，大于60 L/min時(shí)為快速模式，否則為微動(dòng)模式。對(duì)于變幅聯(lián)阻抗伸出工況，微動(dòng)模式聯(lián)合仿真設(shè)置如下：設(shè)置臂架質(zhì)量為11000 kg，起始角度為45°，提升重物質(zhì)量設(shè)置為16000 kg，電液比例泵轉(zhuǎn)速為2100 r/min，電液比例泵最大排量為100 mL/r，泵在壓力控制模式的出口壓力比最大負(fù)載壓力高2 MPa。

3.1 由快速模式到微動(dòng)模式

1) 第一次調(diào)整

當(dāng)實(shí)際流量在微小流量控制切換點(diǎn)前，電液比例多路閥全開(kāi)，電液比例泵控制通入液壓缸無(wú)桿腔的流量。電液比例多路閥的閥口在第5秒時(shí)由全開(kāi)瞬間轉(zhuǎn)變?yōu)閿?shù)字流量補(bǔ)償器控制，電液比例泵在第5秒時(shí)瞬間轉(zhuǎn)變?yōu)閴毫刂颇Ｊ?，此時(shí)的液壓缸無(wú)桿腔流量曲線(xiàn)出現(xiàn)斷層，且電液比例閥前和電液比例泵出口的壓力均出現(xiàn)較大波動(dòng)。

第一次調(diào)整控制策略如下：延長(zhǎng)電液比例泵的流量控制模式至5.25 s，此時(shí)通入液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)的流量趨于平穩(wěn)，之后電液比例泵轉(zhuǎn)變?yōu)閴毫刂颇Ｊ健?/p>

第一次調(diào)整前、后的結(jié)果如圖15～圖17所示。分析可知，調(diào)整后流量曲線(xiàn)在第5秒切換完成時(shí)的過(guò)渡更加平滑，電液比例泵輸入信號(hào)百分比c基本一致且液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)的壓力波動(dòng)幅度減少17.98%，流量波動(dòng)幅度減少37.02%，液壓缸全程跟隨誤差減少2.12%。

圖15 快速模式到微動(dòng)模式第一次調(diào)整后流量曲線(xiàn)和液壓缸位移的誤差曲線(xiàn)Fig.15 Flow curve and cylinder displacement error curve after first adjustment from fast mode to slow mode

圖16 快速模式到微動(dòng)模式第一次調(diào)整后液壓缸無(wú)桿腔壓力曲線(xiàn)和電液比例泵輸入信號(hào)曲線(xiàn)Fig.16 From fast mode to slow mode, after the first adjustment, cylinder rodless chamber pressure electro-hydraulic curve and proportional pump input signal curve

2) 第二次調(diào)整

在第5秒時(shí)，由于電液比例多路閥閥口由全開(kāi)位置突變至數(shù)字流量補(bǔ)償器輸出信號(hào)的位置，泵出口壓力有2.5 MPa的突變。

第二次調(diào)整控制策略如下：在第一次調(diào)整的基礎(chǔ)上，在第4.5秒時(shí)，數(shù)字流量補(bǔ)償器開(kāi)始計(jì)算2 MPa壓差下且流量為60 L/min時(shí)的電液比例多路閥的閥芯位移輸出值，讓電液比例多路閥的閥芯位移以0.008 mm/s的速度由全開(kāi)0.011 mm降低至該輸出值。

圖17 快速模式到微動(dòng)模式第一次調(diào)整后泵出口壓力曲線(xiàn)和閥芯位移曲線(xiàn)Fig.17 Pump outlet pressure curve and valve core displacement curve after first adjustment from fast mode to slow mode

圖18 快速模式到微動(dòng)模式第二次調(diào)整后流量和液壓缸位移誤差曲線(xiàn)Fig.18 Flow curve and cylinder displacement error curve after second adjustment from fast mode to slow mode

圖19 快速模式到微動(dòng)模式第二次調(diào)整后液壓缸無(wú)桿腔壓力電液和比例泵輸入信號(hào)曲線(xiàn)Fig.19 From fast mode to slow mode, after second adjustment, cylinder rodless chamber pressure electro-hydraulic curve and proportional pump input signal curve

圖20 快速模式到微動(dòng)模式第二次調(diào)整后泵出口壓力和閥芯位移曲線(xiàn)Fig.20 Pump outlet pressure curve and valve core displacement curve after second adjustment from fast mode to slow mode

第二次調(diào)整前、后的結(jié)果如圖18～圖20所示。分析可知，在第一次調(diào)整后，電液比例泵輸入信號(hào)百分比c基本一致，液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)流量良好跟蹤期望流量曲線(xiàn)且流量和壓力波動(dòng)均較調(diào)整前有明顯改善的前提下，第二次調(diào)整電液比例多路閥的閥芯控制策略，使泵出口壓力2.5 MPa的壓力突變轉(zhuǎn)變?yōu)槠交^(guò)渡。

3.2 由微動(dòng)模式到快速模式

設(shè)置快速模式流量為300 L/min，微動(dòng)模式流量為60 L/min，在第5秒時(shí)，由液壓缸由微動(dòng)模式轉(zhuǎn)為快速模式。在第5秒時(shí)，電液比例多路閥的閥前1.6 MPa壓力突變，且液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)壓力有較大波動(dòng)。

做出控制策略調(diào)整如下：在第5秒時(shí)，數(shù)字流量補(bǔ)償器計(jì)算2 MPa壓差下且流量為60 L/min時(shí)的電液比例多路閥的閥芯位移輸出值，讓閥芯位移以0.008 mm/s的速度由該輸出值增加至0.011 m。

調(diào)整前、后的結(jié)果如圖21～圖23所示。分析可知，液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)的壓力波動(dòng)減小30.71%，電液比例多路閥的閥前1.6 MPa壓力突變轉(zhuǎn)變?yōu)槠交^(guò)渡。

圖21 微動(dòng)模式到快速模式流量和液壓缸位移誤差曲線(xiàn)Fig.21 Flow curve and displacement error curve of oil cylinder from slow mode to fast mode

圖22 微動(dòng)模式到快速模式液壓缸無(wú)桿腔壓力和電液比例泵輸入信號(hào)曲線(xiàn)Fig.22 Pressure curve of cylinder rodless chamber and input signal curve of electro-hydraulic proportional pump from slow mode to fast mode

圖23 微動(dòng)模式到快速模式泵出口壓力和閥芯位移曲線(xiàn)Fig.23 Curve of pump outlet pressure and spool displacement from slow mode to fast mode

調(diào)整前后電液比例泵輸入信號(hào)百分比c基本一致，液壓缸全程位移誤差減少0.19%，說(shuō)明在調(diào)整控制策略減少泵出口的壓力波動(dòng)和液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)的壓力波動(dòng)的同時(shí)，液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)的流量曲線(xiàn)能較好的跟蹤期望流量曲線(xiàn)。

4 結(jié)論

(1) 研究并建立了一套泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng)AMESim和Simulink的聯(lián)合仿真模型和數(shù)學(xué)模型，通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了這套泵閥協(xié)同壓力流量復(fù)合控制系統(tǒng)的數(shù)學(xué)和仿真模型的準(zhǔn)確性，并對(duì)實(shí)際問(wèn)題做出了綜合仿真和分析；

(2) 快速模式到微動(dòng)模式采用新的控制策略后，液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)的壓力波動(dòng)幅度減少17.98%，流量波動(dòng)幅度減少37.02%，使電液比例多路閥的閥前2.5 MPa 的壓力突變轉(zhuǎn)變?yōu)槠交^(guò)渡，液壓缸位移全程跟隨誤差減少2.12%;

(3) 微動(dòng)模式到快速模式采用新的控制策略后，液壓缸無(wú)桿腔內(nèi)的壓力波動(dòng)減小30.71%，電液比例多路閥的閥前1.6 MPa壓力突變轉(zhuǎn)變?yōu)槠交^(guò)渡，液壓缸全程位移誤差減少0.19%。