黃偉男 張曉剛 權(quán) 龍 葛 磊

(太原理工大學(xué)新型傳感器與智能控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 太原 030024)

0 引言

工程機(jī)械大慣性液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)由于大延遲、響應(yīng)慢等特性，造成平穩(wěn)性和可控性較差，嚴(yán)重影響了元件壽命和駕駛員的舒適性。為此，一些研究人員采用PID、滑?？刂坪妥赃m應(yīng)魯棒性控制等一系列智能控制算法[1-4]，用于改善大慣性回轉(zhuǎn)系統(tǒng)控制特性，但這些研究都是針對(duì)四邊聯(lián)動(dòng)閥控液壓馬達(dá)系統(tǒng)，控制閥進(jìn)出口同時(shí)節(jié)流，同一時(shí)刻只能控制馬達(dá)一個(gè)腔的壓力或流量，節(jié)流損失大、發(fā)熱嚴(yán)重。

有效的解決方案是采用進(jìn)出口獨(dú)立控制的方法。現(xiàn)有關(guān)于進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)的研究主要集中在液壓回路原理[5-9]、能量效率[10-15]和壓力流量復(fù)合控制[16-20]等3方面，但多數(shù)都是以液壓缸為研究對(duì)象，只有王慶豐等[21-22]對(duì)采用雙比例方向閥按進(jìn)出口獨(dú)立方式控制的大慣性液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)做了研究，實(shí)現(xiàn)了對(duì)加減速過(guò)程速度和壓力的復(fù)合控制，減小了液壓沖擊。

隨著對(duì)工程機(jī)械性能要求越來(lái)越高，不僅需要控制系統(tǒng)運(yùn)行壓力和速度來(lái)改善平穩(wěn)性、降低能耗，還需要較高的定位精度。目前，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)位置控制一般采用駕駛員在環(huán)的控制方式，靠駕駛員的觀測(cè)實(shí)現(xiàn)定位，由于駕駛員的反應(yīng)較慢，會(huì)影響生產(chǎn)效率和作業(yè)的一致性，難以滿(mǎn)足對(duì)回轉(zhuǎn)定位精度要求較高的工程作業(yè)。

為此，本文在進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)基礎(chǔ)上，提出一種速度位置復(fù)合閉環(huán)控制策略，根據(jù)輸入的回轉(zhuǎn)期望位置給定值，生成相應(yīng)的S型速度控制曲線(xiàn)進(jìn)行前饋控制，減小跟蹤誤差，并在位置反饋控制的同時(shí)加入壓差反饋和速度反饋，用于提高定位精度和改善系統(tǒng)運(yùn)行平穩(wěn)性。并以6 t液壓挖掘機(jī)為研究對(duì)象，構(gòu)建機(jī)電液聯(lián)合仿真模型和回轉(zhuǎn)系統(tǒng)速度和位置復(fù)合控制試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)，對(duì)提出的控制策略進(jìn)行仿真和試驗(yàn)對(duì)比分析，驗(yàn)證其可行性和有效性。

1 系統(tǒng)原理與分析

1.1 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)基本原理

進(jìn)出口獨(dú)立控制液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的基本原理如圖1所示。系統(tǒng)中采用的液壓泵壓力和流量連續(xù)可調(diào)；回轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)兩腔分別連接2個(gè)三位三通比例方向閥，對(duì)進(jìn)、出油口獨(dú)立控制；馬達(dá)兩腔及泵出口裝有壓力傳感器，上車(chē)回轉(zhuǎn)平臺(tái)裝有陀螺儀用于檢測(cè)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)角，泵出口還裝有流量傳感器；采用dSPACE硬件在環(huán)控制系統(tǒng)ds1103管理系統(tǒng)運(yùn)行過(guò)程。

圖1 進(jìn)出口獨(dú)立控制系統(tǒng)工作原理Fig.1 Working principle diagram of independent metering swing system

1.2 系統(tǒng)能耗分析

在回轉(zhuǎn)系統(tǒng)運(yùn)行過(guò)程中，系統(tǒng)能耗可以表示為

(1)

式中E——回轉(zhuǎn)系統(tǒng)從t0到t1時(shí)刻所消耗的液壓能

ps——液壓泵出口壓力

pL——負(fù)載壓力

Δp——系統(tǒng)壓力損失

Qs——液壓泵輸出流量

QL——負(fù)載所需流量

Qy——溢流流量

Qc——泄漏流量

由此可知，為降低回轉(zhuǎn)系統(tǒng)能耗，可從2方面考慮：①減小壓力損失，降低液壓泵輸出壓力ps。②減少系統(tǒng)供油流量。

由于在回轉(zhuǎn)系統(tǒng)減速過(guò)程中，液壓泵不需輸出能量，因此只需針對(duì)加速過(guò)程進(jìn)行能耗分析。

如圖2a所示為傳統(tǒng)的負(fù)載敏感控制系統(tǒng)加速過(guò)程工作原理。由于采用四邊聯(lián)動(dòng)滑閥控制，進(jìn)油口和回油口節(jié)流面積的調(diào)節(jié)相互耦合，為了簡(jiǎn)化描述，假定此時(shí)兩油口節(jié)流面積相同。為與負(fù)載相適應(yīng)，控制閥進(jìn)油口兩端壓差恒定為Δph，則Δp1=Δp2=Δph。

因此，采用四邊聯(lián)動(dòng)滑閥控制系統(tǒng)能耗為

(2)

圖2 加速過(guò)程工作原理Fig.2 Working principle diagram of accelerating

如圖2b所示為采用進(jìn)出口獨(dú)立控制方法后，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)加速過(guò)程的工作原理。進(jìn)、回油閥的閥口全開(kāi)，將壓力損失降到最低，減小了液壓泵出口壓力，同時(shí)根據(jù)回轉(zhuǎn)速度曲線(xiàn)，控制液壓泵擺角，使液壓泵輸出流量與回轉(zhuǎn)速度相匹配，避免了溢流損失。

在負(fù)載功率相同的情況下，2種系統(tǒng)在回轉(zhuǎn)加速過(guò)程的能耗特性對(duì)比如圖3所示。

圖3 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)加速過(guò)程能耗特性Fig.3 Energy consumption during accelerating process

2 控制策略

液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)速度位置復(fù)合控制方法的基本思想是：根據(jù)目標(biāo)位置，生成相應(yīng)的期望速度曲線(xiàn)，在位置反饋控制的基礎(chǔ)上，增加速度前饋控制。在加減速過(guò)程中，速度前饋控制起主要作用，位置反饋起調(diào)節(jié)作用，使系統(tǒng)按照期望速度曲線(xiàn)運(yùn)行，減小跟蹤誤差；運(yùn)行到期望位置附近后，系統(tǒng)切換到定位過(guò)程，此時(shí)，只有位置閉環(huán)控制起作用，保證定位精度。

控制策略如圖4所示。其中，θd為期望位置，ωd為最大角速度給定值，θrel為實(shí)際角位移，θ0為模式切換閾值，Δθ為θd與θrel的差值，Us、UB1、UB2分別為液壓泵、控制閥B1和B2的控制信號(hào)。規(guī)定如圖4所示的回轉(zhuǎn)方向?yàn)檎较颍鶕?jù)Δθ選擇控制模式，當(dāng)Δθ>θ0時(shí)，系統(tǒng)處于正向回轉(zhuǎn)過(guò)程，B1為進(jìn)油閥，B2為回油閥；當(dāng)|Δθ|≤θ0時(shí)，系統(tǒng)處于定位過(guò)程；當(dāng)Δθ<-θ0時(shí)，系統(tǒng)處于負(fù)向回轉(zhuǎn)過(guò)程，B2為進(jìn)油閥，B1為回油閥。

圖4 控制策略Fig.4 Diagram of control strategy

定義δ函數(shù)為

(3)

在加、減速過(guò)程中，閥B1和B2的電壓控制信號(hào)UB1和UB2可分別表示為

UB1=δ(Δθ)U1+δ(-Δθ)U2

(4)

UB2=δ(-Δθ)U1+δ(Δθ)U2

(5)

式中U1、U2——進(jìn)、回油閥電壓控制信號(hào)

2.1 加速過(guò)程控制策略

加速過(guò)程采用如圖2b所示控制回路原理，降低系統(tǒng)能耗。進(jìn)、回油閥全開(kāi)，控制信號(hào)為最大值，即U1=U2=Umax。在速度前饋控制中，根據(jù)θd和ωd生成相應(yīng)的期望速度曲線(xiàn)ωr，并通過(guò)速度前饋計(jì)算模型得出速度前饋控制量Uv，用于控制液壓泵擺角，實(shí)現(xiàn)流量匹配。

速度前饋控制量Uv的計(jì)算公式為

(6)

式中Dm——液壓馬達(dá)體積排量

i——液壓馬達(dá)與上車(chē)之間的轉(zhuǎn)速比

為使系統(tǒng)能夠按照給定值平穩(wěn)快速的運(yùn)行至期望位置，減小壓力沖擊，期望角速度和角位移采用S型曲線(xiàn)。通過(guò)曲線(xiàn)發(fā)生器設(shè)計(jì)，即可得到合理的角加速度曲線(xiàn)、角速度曲線(xiàn)和期望角位移曲線(xiàn)，圖5為用于正向回轉(zhuǎn)的生成曲線(xiàn)。

圖5 S型位移和速度曲線(xiàn)Fig.5 S curves of displacement and velocity

加速度最大值和速度最大值均不能超過(guò)實(shí)際運(yùn)行所能達(dá)到的最大加速度和最大速度。

2.2 減速過(guò)程控制策略

如圖6所示為減速過(guò)程控制回路原理，采用進(jìn)油閥全開(kāi)，回油閥節(jié)流的控制方式。在減小進(jìn)油口壓力損失，按照期望速度曲線(xiàn)減速制動(dòng)，防止產(chǎn)生吸空的同時(shí)，控制回油口壓力，提高制動(dòng)響應(yīng)速度，減小壓力沖擊。

圖6 減速過(guò)程工作原理Fig.6 Working principle diagram of decelerating

進(jìn)油閥電壓控制信號(hào)為最大值，即U1=Umax?；赜烷y電壓控制信號(hào)為

(7)

式中QT——馬達(dá)回油流量pz——制動(dòng)壓力

2.3 定位過(guò)程控制策略

隨著回轉(zhuǎn)角不斷增大，|Δθ|不斷減小，當(dāng)|Δθ|≤θ0時(shí)，系統(tǒng)切換為定位過(guò)程，提高定位精度。此時(shí)，系統(tǒng)采用的控制回路原理如圖7所示。由于四邊聯(lián)動(dòng)滑閥壓力增益較高，定位速度快、位置精度高，為使進(jìn)出口獨(dú)立控制閥具有與四邊聯(lián)動(dòng)比例閥相近的壓力增益，同時(shí)調(diào)節(jié)進(jìn)、回油閥的輸入信號(hào)，保持兩閥開(kāi)口量相等，使其具有與四邊聯(lián)動(dòng)比例閥相同的工作模式。

圖7 定位過(guò)程控制回路Fig.7 Working principle diagram of positioning

在定位過(guò)程中，兩個(gè)閥的控制信號(hào)為

UB1=UB2=KθΔθ

(8)

泵擺角控制信號(hào)為

Us=KsΔθ

(9)

式中Kθ——閥定位比例系數(shù)

Ks——泵定位比例系數(shù)

為進(jìn)一步提高系統(tǒng)控制特性，根據(jù)文獻(xiàn)[23]，引入速度反饋和加速度反饋，提高系統(tǒng)控制精度，增大系統(tǒng)阻尼比，減弱系統(tǒng)振蕩，降低超調(diào)量。由于回轉(zhuǎn)角加速度的精確測(cè)量較為困難，本研究中采用液壓馬達(dá)兩腔壓差反饋代替加速度反饋。

系統(tǒng)在靜態(tài)時(shí)，由于靜摩擦力的存在，液壓馬達(dá)兩腔壓差并不為0，因此采用壓差反饋會(huì)造成一定的誤差，為此，需要對(duì)壓差反饋信號(hào)進(jìn)行補(bǔ)償。此時(shí)，在壓差反饋計(jì)算模型中，將液壓馬達(dá)進(jìn)、回油腔壓力pa和pb作為輸入信號(hào)，可得壓差反饋控制量UF的計(jì)算公式為

(10)

式中Uf——誤差補(bǔ)償量

在速度反饋計(jì)算模型中，將回轉(zhuǎn)角速度作為輸入信號(hào)，可得速度反饋控制量UE的計(jì)算公式為

(11)

3 仿真分析

為驗(yàn)證上述控制策略，并對(duì)回路控制參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，根據(jù)現(xiàn)有YC60-8型挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)基本原理和機(jī)械結(jié)構(gòu)，采用多學(xué)科仿真軟件SimulationX，建立液壓挖掘機(jī)多體動(dòng)力學(xué)機(jī)電液聯(lián)合仿真模型，如圖8所示。

圖8 機(jī)電液聯(lián)合仿真模型Fig.8 Diagram of simulation model

該模型包括液壓系統(tǒng)和機(jī)械系統(tǒng)兩部分。液壓系統(tǒng)：采用軟件已有液壓元件模型構(gòu)建，各元件控制參數(shù)根據(jù)控制策略和實(shí)際的挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行設(shè)定；機(jī)械系統(tǒng)：測(cè)繪挖掘機(jī)各部件的實(shí)際尺寸，建立準(zhǔn)確的三維模型，并采用軟件模塊CAD將已建的三維模型各部件導(dǎo)入SimulationX，按實(shí)際坐標(biāo)位置將其連接起來(lái)。在該模型中，隨著負(fù)載和工作姿態(tài)的變化，回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量會(huì)隨之變化，因此，能夠真實(shí)地對(duì)液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)工作過(guò)程進(jìn)行仿真，實(shí)現(xiàn)液壓系統(tǒng)與機(jī)械結(jié)構(gòu)模型的無(wú)縫連接和實(shí)時(shí)驅(qū)動(dòng)。表1為液壓挖掘機(jī)的基本參數(shù)。

圖9所示為在相同設(shè)定條件下，回轉(zhuǎn)角位移仿真結(jié)果與在實(shí)機(jī)上的試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比曲線(xiàn)。運(yùn)行過(guò)程中，仿真系統(tǒng)與試驗(yàn)系統(tǒng)相比，運(yùn)行相同角位移仿真系統(tǒng)所用時(shí)間較短，但總體相差較小，運(yùn)行趨勢(shì)基本相同，證明仿真模型能較準(zhǔn)確地模擬該回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的工作過(guò)程。

表1 液壓挖掘機(jī)的基本參數(shù)Tab.1 Basic parameters of hydraulic excavator

圖9 回轉(zhuǎn)角位移仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比Fig.9 Comparison of simulation and experimental results

本研究主要針對(duì)工程作業(yè)中常見(jiàn)的0°～90°標(biāo)準(zhǔn)工作循環(huán)過(guò)程作了仿真研究，先正向滿(mǎn)載運(yùn)行至90°，卸載后負(fù)向空載運(yùn)行至初始位置(0°)，正反向運(yùn)行的給定角速度相同，均為30(°)/s。在仿真研究中，通過(guò)對(duì)比分析多組運(yùn)行過(guò)程，確定了一組相對(duì)優(yōu)化的回路控制參數(shù)，并取得了較好的控制效果。圖10所示分別為僅采用速度前饋的開(kāi)環(huán)控制、帶位置反饋的閉環(huán)控制和帶有位置、壓差、速度反饋的閉環(huán)控制時(shí)，3種控制方法角速度和角位移的仿真結(jié)果。從圖10可看出，開(kāi)環(huán)控制時(shí)角位移誤差較大，而運(yùn)行速度響應(yīng)較慢；加入位置閉環(huán)后的兩種閉環(huán)控制方法都減小了角位移誤差，實(shí)際角位移與給定角位移基本相同，定位精度較高，區(qū)別在于：只有位置反饋時(shí)，定位時(shí)角位移和運(yùn)行速度有較大波動(dòng)，而加入速度反饋和壓差反饋后，角位移和速度波動(dòng)減小且速度響應(yīng)加快。

圖10 仿真結(jié)果Fig.10 Simulation results

圖11 液壓馬達(dá)兩腔壓力曲線(xiàn)Fig.11 Pressure curves of hydraulic motor

圖11為只有位置反饋和帶有壓差反饋的位置閉環(huán)控制時(shí)液壓馬達(dá)兩工作腔壓力曲線(xiàn)的仿真結(jié)果。從圖11可看出，沒(méi)有壓差反饋時(shí)，制動(dòng)過(guò)程壓力波動(dòng)較大，波動(dòng)峰值壓力可達(dá)12.5 MPa，而加入壓差反饋后，壓力波動(dòng)明顯減小，波動(dòng)峰值壓力減小到7.3 MPa，且只波動(dòng)一次。最大波動(dòng)壓力減小了41.6%。

4 試驗(yàn)

按照?qǐng)D1所示系統(tǒng)原理，構(gòu)建液壓挖掘機(jī)進(jìn)出口獨(dú)立控制回轉(zhuǎn)系統(tǒng)試驗(yàn)平臺(tái)，圖12所示為試驗(yàn)系統(tǒng)照片。根據(jù)上述控制策略，分別進(jìn)行位置開(kāi)環(huán)和閉環(huán)試驗(yàn)，比較分析在不同運(yùn)行角速度、不同期望位置下兩部分試驗(yàn)結(jié)果，驗(yàn)證所提出的控制策略可行性，位置精度是否滿(mǎn)足實(shí)際工作需求，并對(duì)仿真中所確定的控制參數(shù)進(jìn)行了驗(yàn)證和優(yōu)化。

圖12 試驗(yàn)系統(tǒng)Fig.12 Diagram of experiment system1.控制閥 2.電氣控制柜 3.dSPACE

試驗(yàn)中，液壓泵采用力士樂(lè)生產(chǎn)的SYDFEE型電子比例軸向柱塞泵，最大排量為71 mL/r；液壓閥采用力士樂(lè)公司生產(chǎn)的4WRPEH 10型伺服電磁閥；液壓馬達(dá)為原機(jī)配套的日本KYB公司生產(chǎn)的MSG-27P-23E型液壓馬達(dá)，排量為27.4 mL/r；在液壓馬達(dá)兩油口和液壓泵出口均安裝有量程為0～25 MPa的阿托斯壓力傳感器；駕駛室頂部裝有北微傳感生產(chǎn)的BW-AH200型陀螺儀傳感器，用于檢測(cè)回轉(zhuǎn)角度和速度，測(cè)量結(jié)果作為位置和速度反饋信號(hào)，其角度分辨率和速度分辨率分別為0.01°和0.01(°)/s；所有信號(hào)的采集與傳輸通過(guò)dSPACE完成。

與閉環(huán)控制相比，在開(kāi)環(huán)控制中，只有速度前饋起作用。在開(kāi)環(huán)和閉環(huán)兩組試驗(yàn)中，保持動(dòng)臂、鏟斗和斗桿處于相同位置姿態(tài)(本試驗(yàn)以回轉(zhuǎn)最大工作半徑時(shí)的工作姿態(tài)進(jìn)行測(cè)試)，規(guī)定逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)方向?yàn)檎较?，具體的試驗(yàn)運(yùn)行過(guò)程為：輸入期望位置，從起點(diǎn)開(kāi)始正向運(yùn)行，到達(dá)期望位置穩(wěn)定后，輸入起點(diǎn)位置，開(kāi)始負(fù)向運(yùn)行直到回到起點(diǎn)。最大運(yùn)行角速度設(shè)為10、30、50 (°)/s ，期望角位移分為30°、60°。

4.1 位置精度試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析

圖13所示為采用僅有速度前饋的開(kāi)環(huán)控制時(shí)，不同速度對(duì)應(yīng)的期望和實(shí)際角位移試驗(yàn)曲線(xiàn)。

圖13 開(kāi)環(huán)控制的角位移曲線(xiàn)Fig.13 Angular displacement curves of open-loop

圖14 閉環(huán)控制的角位移曲線(xiàn)Fig.14 Angular displacement curves of closed-loop

從圖13可看出，開(kāi)環(huán)控制時(shí)，實(shí)際角位移與期望值相比，誤差較大。在相同速度下，誤差隨著期望角位移的增大而增大；在相同的期望位移下，速度越大，誤差越小。這是由于上車(chē)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)慣性較大，啟動(dòng)和制動(dòng)滯后較大，且加速時(shí)間較長(zhǎng)，因此，隨著角位移的增大，加速時(shí)間也在不斷增大，累積誤差在不斷增大；而當(dāng)給定速度增大時(shí)，根據(jù)式(6)，速度前饋控制量Uv增大，誤差減小。

圖14所示為采用角位移閉環(huán)控制且?guī)в袎翰罘答伜退俣确答伒姆椒ê螅煌\(yùn)行速度時(shí)期望角位移與實(shí)際角位移曲線(xiàn)。從圖14可看出，與開(kāi)環(huán)控制相比，閉環(huán)控制時(shí)的實(shí)際角位移誤差明顯減小，能夠獲得較好的控制效果，實(shí)際角位移曲線(xiàn)與期望角位移曲線(xiàn)基本重合。給定速度為10(°)/s時(shí)，不同位移(30°、60°)下的誤差分別為0.5°、0.25°；給定速度為30(°)/s時(shí)，不同位移(30°、60°)下的誤差分別為0.8°、1.5°；給定速度為50(°)/s時(shí)，不同位移(30°、60°)下的誤差分別為0.5°、1.5°。

4.2 運(yùn)行速度試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析

圖15所示為采用僅有速度前饋控制的開(kāi)環(huán)控制方法后，不同運(yùn)行速度時(shí)期望角速度與實(shí)際角速度曲線(xiàn)。從圖15可看出，只有在最大速度給定值為10(°)/s時(shí)，速度才能在運(yùn)行過(guò)程中達(dá)到期望速度附近并穩(wěn)定運(yùn)行，而在給定值為30、50(°)/s的試驗(yàn)中，整個(gè)運(yùn)行過(guò)程基本一直處于加速和減速運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，因此只針對(duì)10(°)/s這組試驗(yàn)進(jìn)行分析。不同位移(30°、60°)下的速度最大誤差分別為2.2、3.2(°)/s。速度穩(wěn)定后隨著角位移的增大而逐漸減小，這是由于位移反饋控制量Up隨著實(shí)際角位移的增大而減小所造成的。

圖15 開(kāi)環(huán)控制的角速度曲線(xiàn)Fig.15 Angular speed curves of open-loop

圖16所示為采用角位移閉環(huán)控制且?guī)в袎翰罘答伜退俣确答伒姆椒ê?，不同運(yùn)行速度時(shí)期望角速度與實(shí)際角速度曲線(xiàn)。由于在開(kāi)環(huán)和閉環(huán)兩種方法下，動(dòng)態(tài)運(yùn)行過(guò)程中均是速度前饋起主要作用，因此運(yùn)行速度趨勢(shì)基本相同，實(shí)際運(yùn)行速度基本為期望速度，但由于閉環(huán)中增加了角位移、壓差和速度等反饋量，有較小超調(diào)。

圖16 閉環(huán)控制的角速度曲線(xiàn)Fig.16 Angular speed curves of closed-loop

5 結(jié)論

(1)仿真和試驗(yàn)研究表明，采用所提出的控制策略，對(duì)于不同的期望速度和期望位置，無(wú)論正向還是反向運(yùn)行，都可以獲得較高的定位精度，與僅采用速度前饋的開(kāi)環(huán)控制相比，位置閉環(huán)控制的定位精度顯著提高，定位誤差較小，誤差保持在0.5°～1.5°之間。

(2)在位置閉環(huán)運(yùn)行過(guò)程中，實(shí)際運(yùn)行速度基本為期望速度，并通過(guò)壓差反饋和速度反饋減小了系統(tǒng)運(yùn)行壓力波動(dòng)和速度波動(dòng)，最大波動(dòng)壓力減小了41.6%，改善了運(yùn)行平穩(wěn)性。

(3)系統(tǒng)回路采用進(jìn)出口獨(dú)立控制原理，在回轉(zhuǎn)運(yùn)行過(guò)程中，減小了節(jié)流損失，降低了液壓泵輸出壓力；并采用流量匹配原理，使液壓泵輸出流量與負(fù)載流量相適應(yīng)，避免了溢流損失，提高了系統(tǒng)能效。