王成賓　權(quán)　龍

(太原理工大學(xué)新型傳感器與智能控制教育部重點實驗室， 太原 030024)

0　引言

泵控系統(tǒng)相對閥控系統(tǒng)具有節(jié)能環(huán)保、故障率低、維護方便等優(yōu)點[1]。針對泵控差動缸系統(tǒng)，目前多以降低能耗或簡化回路結(jié)構(gòu)為研究方向，這方面的研究以IVANTYSYNOVA[2]為代表，提出采用液控單向閥平衡不對稱流量的方法，甚至能用1臺泵控制2臺以上差動缸[3-5]，簡化了泵控差動缸系統(tǒng)回路。權(quán)龍等[6-8]一直致力于泵直控差動缸系統(tǒng)的研究和應(yīng)用，并對液壓泵進行了深入研究[9-11]。CHEN等[12]對采用雙變量泵閉式控制的挖掘機動臂液壓缸系統(tǒng)做了研究，并設(shè)置蓄能器和超級電容儲存動臂勢能。

對于泵控系統(tǒng)控制策略的研究主要以位置控制或速度控制為主。如注塑機合模、開?？刂葡到y(tǒng)，風力發(fā)電機葉片方向及轉(zhuǎn)速的控制系統(tǒng)等[13-14]。姜繼海等[15-16]對船舶舵機直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及控制策略進行了研究。祁曉野等[17-18]對機載作動系統(tǒng)進行了研究。文獻[19]對雙泵定排量變轉(zhuǎn)速直控差動缸系統(tǒng)，在神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制策略下，差動缸兩腔壓力及差動缸位置、速度特性進行了研究。在實際應(yīng)用中，很多場合不但要求位置控制精度高，而且還要求運動過程中速度滿足一定的要求，以求運動快速平穩(wěn)。如修磨機磨頭壓下系統(tǒng)、軋機軋輥壓下系統(tǒng)、壓鑄機及注塑機的液壓系統(tǒng)等均是速度/位置的復(fù)合控制[20]。液壓伺服系統(tǒng)中，對于閥控伺服系統(tǒng)的復(fù)合控制研究較多[21-23]，而對泵控系統(tǒng)的復(fù)合控制策略，尤其是泵控差動缸系統(tǒng)的復(fù)合控制策略，目前相關(guān)研究較少，仍待進一步深入研究。

本文以泵控差動缸系統(tǒng)為研究對象，針對實際應(yīng)用中對位置精度和運動平穩(wěn)性都有較高要求的工況，提出伺服變量泵直控差動缸速度/位置復(fù)合控制策略，并進行仿真和試驗研究。

1　系統(tǒng)組成

泵直控差動缸系統(tǒng)原理如圖1所示。系統(tǒng)主要由永磁式同步電動機 (PMSM)、A4VG閉式柱塞伺服變量泵、差動液壓缸、液控單向閥、溢流閥、蓄能器、DSpace實時控制卡(Real-time control card, RTC)、計算機及各種傳感器組成。伺服變量泵的吸油口和排油口直接和差動液壓缸兩腔連接，通過改變泵的流量直接控制差動液壓缸的運動，差動缸不對稱流量由蓄能器通過液控單向閥平衡。

圖1　系統(tǒng)原理圖Fig.1　Principle diagram of system1.永磁式同步電動機　2.A4VG伺服變量泵　3、4.液控單向閥　5、6.溢流閥　7.差動液壓缸　8.蓄能器　9.負載

系統(tǒng)工作原理描述如下：當差動缸活塞桿伸出時，液體由有桿腔通過變量泵排向無桿腔，若無桿腔壓力大于有桿腔壓力，液控單向閥3打開，4關(guān)閉，由于有桿腔容積V1大于無桿腔容積V2，差動流量由蓄能器通過液控單向閥3補充；若差動缸有桿腔壓力大于無桿腔壓力，液控單向閥4打開，3關(guān)閉，差動流量通過液控單向閥4補償。當差動缸活塞桿收回時，液體由無桿腔通過變量泵排向有桿腔，若差動缸無桿腔壓力大于有桿腔壓力，液控單向閥3打開，4關(guān)閉，差動流量通過液控單向閥3補充進蓄能器；若有桿腔壓力大于無桿腔壓力，液控單向閥4打開，3關(guān)閉，差動流量通過液控單向閥4補充進蓄能器。

2　復(fù)合控制原理

速度/位置復(fù)合控制的原理是在位置控制的基礎(chǔ)上，增加速度前饋控制，用期望速度對應(yīng)的控制信號轉(zhuǎn)換為變量泵排量控制信號或電動機的轉(zhuǎn)速控制信號控制變量泵流量。該方法的基本思想如下：動態(tài)過程中，速度前饋控制起主要作用，控制執(zhí)行速度，使其按照設(shè)定的速度，平穩(wěn)快速接近目標位置；在目標位置附近，為提高位置控制精度，通過轉(zhuǎn)換開關(guān)轉(zhuǎn)換為位置閉環(huán)控制起主要作用，以保證位置控制精度。為平衡負載，抑制外部擾動，更好地提高控制性能，增加了負載力補償量計算模塊，將負載力補償量信號計算出來，作為補償控制信號疊加在位置控制信號上，總信號控制伺服泵流量，達到泵直接快速、平穩(wěn)、高精度控制差動缸的目的。伺服變量泵直控差動缸系統(tǒng)速度/位置復(fù)合控制原理框圖如圖2所示。

圖2　速度/位置復(fù)合控制原理框圖Fig.2　Block diagram of speed and position composite control principle

圖2中，vr為速度設(shè)定值，Xg為位置給定信號，v為液壓缸速度，Uv為速度控制器輸出的控制信號值，Ux為位移控制器輸出的控制信號值，x為差動缸位移，Kx為位移反饋增益，F(xiàn)L為作用在差動缸上的負載力。

泵控差動缸速度/位置復(fù)合控制系統(tǒng)中，有3個問題需要解決：①確定速度控制信號值Uv計算模塊。通過模塊的計算，確定速度控制信號值Uv，使輸出的控制信號值與期望速度值vr一致。②通過速度/位置控制切換開關(guān)參數(shù)的確定，決定速度控制和位置控制之間的轉(zhuǎn)換時機。③確定負載力補償量計算模塊。由負載力補償量與差動缸兩腔壓力之間的關(guān)系，確定補償量控制信號值，以提高系統(tǒng)的抗干擾能力。

3　復(fù)合控制實現(xiàn)

3.1　速度控制信號值計算模塊

約定活塞桿伸出時速度為正，反之為負，系統(tǒng)原理如圖1所示。q1為無桿腔流入或流出的流量，此時若無桿腔壓力大于有桿腔壓力，液控單向閥3打開，差動流量由蓄能器通過液控單向閥3補充，無桿腔流入的流量與變量泵A口排出流量相等，即q1=QA。當活塞桿伸出時，則無桿腔的流量和活塞桿的運動速度之間的關(guān)系為

q1=vA1

(1)

式中A1——差動缸活塞面積

所選伺服變量泵輸出排量和輸入電流關(guān)系曲線如圖3所示。伺服泵控制信號為電壓信號Uv(-1 V≤Uv≤1 V)，根據(jù)所選伺服變量泵參數(shù)，當電壓信號為0.75 V時，放大器向比例電磁鐵對應(yīng)輸出600 mA的電流信號，變量泵的排量為最大值Vgmax；電壓信號為0.25 V時，對應(yīng)輸出200 mA電流信號，變量泵的排量為零。電壓信號介于0.25～0.75 V，對應(yīng)的變量泵排量介于0～Vgmax，此時為正向流量；電壓信號介于-0.75～-0.25 V，對應(yīng)的變量泵排量介于-Vgmax～0，此時為負向流量；電壓信號介于-0.25～0.25 V，比例變量泵排量為零。忽略泵的泄漏，當0.25 V≤Uv≤0.75 V時，活塞桿伸出，即活塞運動方向為正。同理，當-0.75 V≤Uv≤-0.25 V時，活塞桿收回，即活塞運動方向為負。則變量泵排量和輸入電壓信號的線性關(guān)系式可表示為

圖3　伺服泵輸入電流與輸出排量的關(guān)系Fig.3　Relationship between input current and output displacement of servo pump

Vg=2Vgmax(Uv-0.25)

(2)

若伺服變量泵的控制信號0.25 V≤Uv≤0.75 V，則變量泵的A口為排油口，B口為吸油口，控制差動缸活塞桿伸出，忽略泵的泄漏，則泵的流量為

QA=Vgn=2Vgmaxn(Uv-0.25)

(3)

式中n——電動機轉(zhuǎn)速

由式(1)、(3)可得活塞桿伸出時，速度前饋公式為

(4)

若伺服變量泵控制信號-0.75 V≤Uv≤-0.25 V，液體從無桿腔排入有桿腔，控制差動缸活塞桿收回，有桿腔流量為

q2=vA2

(5)

式中A2——差動缸有桿腔有效面積

變量泵的A口為吸油口，B口為排油口，差動流量通過液控單向閥4向蓄能器充液，此時泵的流量為

QB=Vgn=-2Vgmaxn(Uv+0.25)

(6)

由式(5)、(6)可得活塞桿收回時，速度前饋計算公式為

(7)

此時速度方向與活塞桿伸出時相反，為負值。

若期望速度為vr，則速度前饋計算模型可表示為

(8)

3.2　速度/位置控制切換參數(shù)的確定

為實現(xiàn)速度/位置無擾切換，應(yīng)保證在切換的瞬間位置控制信號值和速度控制信號值相等，且滿足Ux(t)、Uv(t)在這一時刻的各階導(dǎo)數(shù)相等，即

這樣才能使變量泵的輸出流量在切換瞬間前后相等，沒有流量突變，不產(chǎn)生液壓沖擊，實現(xiàn)平穩(wěn)無擾切換[24]。但是由于位置控制和速度控制是不同的控制系統(tǒng)，實際操作中這樣的點很難找到。本文通過實際位置和目標位置的偏差值實現(xiàn)對速度控制和位置控制的強制切換，預(yù)先設(shè)置偏差值，當控制值達到設(shè)置偏差值時，系統(tǒng)自動從速度控制切換到位置控制。

3.3　負載力補償量計算模塊

由于執(zhí)行器是差動液壓缸，為了維持平衡位置的平衡條件，將力補償量信號疊加在位置控制信號上。為便于測量和控制，此處對差動缸輸出力的控制轉(zhuǎn)換為對差動缸兩腔壓力差的控制，在平衡位置活塞兩端的作用力應(yīng)相等，穩(wěn)態(tài)情況下，兩腔壓力滿足

pLAp+FL=0

(9)

即

p1A1-p2A2+FL=0

(10)

其中

pL=p1-p2

式中Ap——液壓缸等效作用面積

p1——差動缸無桿腔壓力

p2——差動缸有桿腔壓力

pL——差動缸兩腔的壓力差

約定活塞桿伸出時速度為正，外負載力的正方向與活塞桿的運動方向相反，液流方向按伺服泵A口流出為正。

圖4　仿真模型Fig.4　Simulation model

在負載壓力0～20 MPa范圍內(nèi)，當系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)時，試驗測量差動缸兩腔壓力差和輸入信號的關(guān)系。由于所用伺服變量泵的伺服閥具有2塊驅(qū)動電磁鐵，即電磁鐵a和電磁鐵b，差動缸活塞兩端面積不對稱，所以給2塊電磁鐵的控制信號是不一樣的。加在電磁鐵a的電壓信號為正，電磁鐵b的電壓信號為負，數(shù)據(jù)采集如表1所示。

可見，系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)時，差動缸兩腔的壓力差基本與伺服泵的電磁鐵控制信號成線性關(guān)系，由上述數(shù)據(jù)可擬合出兩腔壓力與電磁鐵控制信號的關(guān)系式，即

表1　差動缸兩腔壓力差與輸入控制信號數(shù)值Tab.1　Pressure difference of two cavities in differential cylinder and input value of control signal

UL=0.001 3pL-0.007 5

(11)

式(11)為力負載補償量計算公式，在控制系統(tǒng)中，作為一個控制模塊，輸出信號疊加在位置控制信號中，用于平衡負載力的干擾。

4　仿真

參照系統(tǒng)原理圖和系統(tǒng)控制原理框圖，在仿真軟件Simulation X中組建系統(tǒng)的仿真模型，進行仿真研究，泵控差動缸速度/位置復(fù)合控制系統(tǒng)仿真模型如圖4所示。

參照試驗系統(tǒng)設(shè)置仿真參數(shù)，相關(guān)主要仿真參數(shù)見表2。

只有位置伺服控制時差動缸位移速度曲線如圖5所示。電動機轉(zhuǎn)速1 000 r/min，設(shè)定位移200 mm，活塞桿伸出時，最大速度213 mm/s，響應(yīng)時間1.17 s，活塞桿收回時最大速度達423 mm/s，響應(yīng)時間為0.86 s，伸出速度和收回速度的比值與兩腔面積比基本相等。變量泵在轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時最大流量為40 000 mL/min，可以計算出活塞桿伸出時的最大速度為213.97 mm/s,活塞桿收回時的最大速度為436.86 mm/s，仿真結(jié)果與計算結(jié)果基本一致，表明只有位置控制時，活塞桿的最大運動速度為伺服變量泵能滿足的最大速度。

表2　仿真模型主要參數(shù)Tab.2　Main parameters in simulation model

圖5　位置閉環(huán)控制位移、速度仿真曲線Fig.5　Simulation curve of displacement and speed under control of displacement loop

圖6a是泵控差動缸系統(tǒng)速度/位置復(fù)合控制，速度設(shè)定213 mm/s，位移設(shè)定200 mm，距離目標位置20 mm時從速度控制切換為位置控制，活塞桿位移、速度仿真曲線。從圖6a可以看出，活塞桿伸出和收回的運動都比較平穩(wěn)，活塞桿伸出時響應(yīng)時間為1.27 s，活塞收回時響應(yīng)時間為1.25 s，在切換時速度基本沒有突變，切換后速度下降比較均勻，伸出和收回時響應(yīng)時間基本相等。圖6b為速度設(shè)定120 mm/s時的位移、速度仿真曲線，活塞桿伸出位移200 mm的響應(yīng)時間1.92 s，收回時響應(yīng)時間1.93 s，伸出和收回的時間基本相同，速度控制切換為位置控制時，速度有較小的突變。仿真結(jié)果表明，采用速度/位置復(fù)合控制，可實現(xiàn)活塞桿伸出和收回平穩(wěn)對稱運動。

5　試驗

固定電動機轉(zhuǎn)速1 000 r/min，通過改變伺服變量泵排量控制差動缸，設(shè)定位置200 mm，分別測量位置控制和速度/位置復(fù)合控制差動缸的位移和速度，圖7為試驗現(xiàn)場圖片。

圖6　速度/位置復(fù)合控制速度、位移仿真曲線Fig.6　Simulation curves of displacement and speed under speed and position compound control

圖7　試驗現(xiàn)場照片F(xiàn)ig.7　Picture of test site1.PMSM　2.蓄能器　3.A4VG泵　4.加載缸　5.質(zhì)量塊　6.差動缸

圖8為位置控制時差動缸位移和速度試驗曲線，活塞伸出時最大速度為256 mm/s，位移200 mm的響應(yīng)時間約為1.29 s，有少量超調(diào)，約為2.3%，進入穩(wěn)態(tài)后有小幅波動(約1%)?；钊s回時最大速度274 mm/s，位移200 mm的響應(yīng)時間為1.23 s，縮回時間比伸出時間短0.06 s?；钊斐龊褪栈貢r整個過程均為加速運動，主要是由于伺服泵變量響應(yīng)速度造成的，泵排量還沒有達到最大值差動缸就到了目標位置。由于試驗所用速度傳感器只是測量速度值，不能判別方向，所以圖中速度曲線全是正值。

圖8　位置控制時位移、速度試驗曲線Fig.8　Experiment curves of displacement and speed under position control

為充分驗證增加速度前饋控制之后對系統(tǒng)的影響，設(shè)定速度較低。圖9為速度/位置復(fù)合控制時差動缸的位移、速度試驗曲線，給定速度120 mm/s，設(shè)置位移200 mm時，轉(zhuǎn)換開關(guān)值設(shè)置為10%，即當位移量距離目標位置20 mm時，系統(tǒng)由速度控制自動轉(zhuǎn)換為位置控制。圖9b、9c分別是活塞桿伸出和收回時的位移和速度曲線局部放大圖。由圖可以看出，活塞桿伸出時響應(yīng)時間為1.85 s，完全沒有超調(diào)，穩(wěn)態(tài)后沒有波動?；钊麠U收回時響應(yīng)時間為1.85 s，沒有超調(diào)，收回響應(yīng)時間和伸出響應(yīng)時間相等。速度曲線圍繞期望速度上下波動，波動范圍約±5 mm/s，小于10%。伸出時速度在位置達180 mm時開始減小，說明系統(tǒng)開始由速度控制轉(zhuǎn)換為位置控制；活塞桿收回時速度在位置達到20 mm時開始減小，說明控制系統(tǒng)在此位置開始自動轉(zhuǎn)換，伸出和收回的速度基本對稱。圖中出現(xiàn)速度波動與試驗時的參數(shù)設(shè)定有關(guān)，可通過改變控制器參數(shù)設(shè)置改善，但是可以說明已經(jīng)成熟用于閥控系統(tǒng)的速度/位置復(fù)合控制方法同樣也可以用于泵控系統(tǒng)，達到活塞桿勻速平穩(wěn)的伸出和收回的目的。由于所用伺服變量泵的排量較小，造成響應(yīng)速度較慢，在實際應(yīng)用時可通過采用大排量伺服變量泵和提高轉(zhuǎn)速的方法提高響應(yīng)速度。

對比圖8、9可以看出，在只有位置控制時，活塞伸出和收回的速度是不可控制的，只能一直加速運動直到差值為零或達到液壓泵的最大流量；采用速度/位移復(fù)合控制策略后，活塞伸出和收回的速度是可以控制的，而且由速度控制可以向位置控制平穩(wěn)過渡。為了證明速度控制可用，只能把速度值設(shè)置為小于位置控制時速度最大值。如泵排量足夠大，速度就可以設(shè)置得比較大。

圖9　速度/位移復(fù)合控制時速度、位移試驗曲線Fig.9　Experiment curves of displacement and speed under speed and position compound control

6　結(jié)束語

針對泵控差動缸系統(tǒng)提出速度/位置復(fù)合控制策略，為提高系統(tǒng)對負載力的抗干擾能力，將負載力補償量信號疊加到位置控制信號上。建立了速度前饋控制量計算模型及負載力補償量計算模型，并確定了速度/位置伺服控制切換方法，對系統(tǒng)進行仿真和試驗研究，結(jié)果表明：①切換過程中，可通過參數(shù)設(shè)置實現(xiàn)速度控制和位置控制的無擾切換，對速度控制和位置控制的特性沒有影響，而且不需要改變速度控制器和位置控制器的結(jié)構(gòu)和參數(shù)。②采用具有負載力補償?shù)乃俣?位置復(fù)合控制策略可實現(xiàn)對差動缸速度和位置的同時控制，使活塞桿伸出和收回速度基本對稱，有效提高了泵控差動缸系統(tǒng)的運動平穩(wěn)性。

1QUAN Zhongyi, QUAN Long, ZHANG Jinman. Review of energy efficient direct pump controlled cylinder electro-hydraulic technology[J]. Renewable & Sustainable Energy Reviews, 2014, 35:336-346.

2IVANTYSYNOVA M. Die Schraegscheibenmaschine eine Verdraengereiheit mit grossem Entwicklungspotential [C]∥1st IFK Aachen, Germany, 1998:359-371.

3ROHIT H, IVANTYSYNOVA M. A series-parallel hydraulic hybrid mini-excavator with displacement controlled actuators[C]∥SICFP2013, 2013:31-42.

4BUSQUETS E, IVANTYSYNOVA M. A multi-actuator displacement-controlled system with pump switching a study of the architecture and actuator-level control [J]. International Journal of Fluid Power System, 2014, 8(2): 66-75.

5BUSQUETS E, IVANTYSYNOVA M. Adaptive robust motion control of an excavator hydraulic hybrid swing drive [J]. SAE International by Enrique Busquets, 2015, 8(2):568-582.

6權(quán)龍，NEUBER T, HELDUSER S.轉(zhuǎn)速可調(diào)泵直接閉環(huán)控制差動缸伺服系統(tǒng)動特性[J].機械工程學(xué)報，2003,39(2): 13-17.

QUAN Long, NEUBER T, HELDUSER S. Dynamic performance of electro-hydraulic servo system with speed variable pump [J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2003, 39(2): 13-17. (in Chinese)

7權(quán)龍, 李鳳蘭, 田惠琴,等. 變量泵、比例閥和蓄能器復(fù)合控制差動缸回路原理及應(yīng)用[J]. 機械工程學(xué)報, 2006, 42(5):115-119.

QUAN Long, LI Fenglan, TIAN Huiqin, etal. Principle and application of differential cylinder system controlled with displacement pump, accumulator and proportional valve [J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2006, 42(5): 115-119. (in Chinese)

8王成賓, 權(quán)龍. 排量、轉(zhuǎn)速復(fù)合泵控差動缸系統(tǒng)特性研究[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機械學(xué)報, 2017,48(8): 405-412.http:∥www.jcsam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?flag=1&file_no=20170849&journal_id=jcsam.DOI:10.6041/j.issn.1000-1298.2017.08.049.

WANG Chengbin, QUAN Long. Characteristic of pump controlled single rod cylinder with combination of variable displacement and speed [J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2017,48(8): 405-412. (in Chinese)

9楊陽, 權(quán)龍, 楊敬.軸向柱塞泵非止點配流窗口過渡區(qū)壓力脈動特性分析[J].機械工程學(xué)報, 2011,47(24):128-134.

YANG Yang, QUAN Long, YANG Jing. Pressure pulsation characteristic analysis of the non-dead spots transition zone between flow distribution windows of axial piston pump [J]. Journal of Mechanical Engineering, 2011, 47(24): 128-134. (in Chinese)

10張曉剛, 閆政, 權(quán)龍, 等.雙排油軸向柱塞泵配流特性理論與試驗[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機械學(xué)報, 2017,48(6): 373-380.http:∥www.jcsam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?flag=1&file_no=20170649&journal_id=jcsam.DOI: 10.6041/j.issn.1000-1298.2017.06.049.

ZHANG Xiaogang, YAN Zheng, QUAN Long, et al. Theoretical analysis and experimental on flow allocation characteristics of dual discharging axial piston pump [J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2017,48(6): 373-380. (in Chinese)

11閆政, 權(quán)龍, 張曉剛. 電液比例變量泵動態(tài)特性仿真與試驗[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機械學(xué)報, 2016,47(5): 380-387. http:∥www.jcsam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?flag=1&file_no=20160552&journal_id=jcsam. DOI: 10.6041/j.issn.1000-1298.2016.05.052.

YAN Zheng, QUAN Long, ZHANG Xiaogang. Simulation and experimental research on dynamic characteristics of electro-hydraulic proportional variable pump [J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2016, 47(5):380-387. (in Chinese)

12CHEN Mingdong, ZHAO Dingxuan, The gravitational potential energy regeneration system with closed-circuit of boom of hydraulic excavator [J]. Mechanical Systems and Signal Processing, 2017, 82(1): 178-192.

13MAO-HSIUNG C, CHUNG-CHIEH C, CHUNG-FENG J K. The high response and high efficiency velocity control of a hydraulic injection molding machine using a variable rotational speed electro-hydraulic pump-controlled system[J]. The International Journal of Advanced Manufacturing Technology, 2009, 43(9-10):841-851.

14MAO-HSIUNG C. A novel pitch control system for a wind turbine driven by a variable-speed pump-controlled hydraulic servo system [J]. Mechatronics, 2011, 21(4):753-761.

15姜繼海, 蘇文海, 張洪波, 等. 直驅(qū)式容積控制電液伺服系統(tǒng)及其在船舶舵機上的應(yīng)用[J]. 中國造船, 2004,45(4):55-59.

JIANG Jihai, SU Wenhai, ZHANG Hongbo, et al. Direct drive volume control of electro-hydraulic servo system and its application to the steering system of ship [J]. Shipbuilding of China, 2004, 45(4):55-59. (in Chinese)

16蘇文海, 姜繼海.直驅(qū)式電液伺服轉(zhuǎn)葉舵機AFSM-LTOC 控制器[J]. 東南大學(xué)學(xué)報:自然科學(xué)版, 2009, 39(增刊):62-67.

SU Wenhai, JIANG Jihai. AFSM-LTOC controller for direct electro-hydraulic servo rotary vane steering gear [J]. Journal of Southeast University:Natural Science Edition, 2009, 39(Supp.):62-67. (in Chinese)

17祁曉野, 付永領(lǐng), 王占林. 功率電傳機載作動系統(tǒng)方案分析[J]. 北京航空航天大學(xué)學(xué)報, 1999,25(4)：426-430.

QI Xiaoye, FU Yongling, WANG Zhanlin. Scheme analysis of power-by-wire airborne actuation systems[J]. Journal of Beijing University of Aeronautics and Astronautics, 1999,25(4)：426-430. (in Chinese)

18孫衛(wèi)華, 裘麗華, 祁曉野, 等. 電液復(fù)合系統(tǒng)中的相乘非線性控制[J]. 北京航空航天大學(xué)學(xué)報, 2005, 31(5):489-493.

SUN Weihua, QIU Lihua, QI Xiaoye, et al. Multiplying nonlinear control in electrohydraulic complound system[J]. Journal of Beijing University of Aeronautics and Astronautics, 2005,31(5): 489-493. (in Chinese)

19ERGIN K, MELIK D, HAKAN C, et al. Pressure prediction on a variable-speed pump controlled hydraulic system using structured recurrent neural networks[J]. Control Engineering Practice, 2014, 26(5):51-71.

20郝雙暉, 石晶合, 郝明暉, 等. 直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)壓力流量復(fù)合控制[J].吉林大學(xué)學(xué)報:工學(xué)版，2011, 41(4)：1113-1118.

HAO Shuanghui, SHI Jinghe, HAO Minghui,et al. Pressure and flow compound control of direct drive electro-hydraulic servo system[J]. Journal of Jilin University:Engineering and Technology Edition, 2011, 41(4):1113-1118. (in Chinese)

21權(quán)龍, 許小慶, 李敏, 等. 電液伺服位置、壓力復(fù)合控制原理的仿真及試驗[J]. 機械工程學(xué)報, 2008,44(9):100-105.

QUAN Long, XU Xiaoqing, LI Min, et al. Simulation and test of electro-hydraulic servo position and pressure hybrid control principle[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2008,44(9): 100-105. (in Chinese)

22柏艷紅, 權(quán)龍. 電液位置速度復(fù)合伺服系統(tǒng)控制策略[J]. 機械工程學(xué)報, 2010,46(24):150-155.

BAI Yanhong, QUAN Long. Control strategy of the electro-hydraulic position and speed hybrid servo system[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2010,46(24):150-155. (in Chinese)

23KIM M, LEE C. An experimental study on the optimization of controller gains for an electro-hydraulic servo system using evolution strategies[J]. Control Engineering Practice, 2006, 14(2):137-147.

24許小慶，權(quán)龍，王永進. 伺服閥流量動態(tài)校正改善電液位置系統(tǒng)性能的理論和方法[J].機械工程學(xué)報, 2009,45(8):95-100.

XU Xiaoqing, QUAN Long, WANG Yongjin. Theory and methods of modifying electro-hydraulic position servo system with correction on flow rate at servo valve[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2009,45(8):95-100. (in Chinese)