王 濤1,，劉 毅，黃方平，章卓耿，金列俊，高如君

(1. 安徽理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，安徽 淮南 232001；2. 浙江大學(xué) 寧波理工學(xué)院，浙江 寧波 315100)

引言

在傳統(tǒng)的液壓系統(tǒng)回路中，常采用閥芯聯(lián)動(dòng)的液壓方向閥對(duì)執(zhí)行元件進(jìn)回油進(jìn)行控制，這就使得進(jìn)出口的打開與關(guān)閉總是同時(shí)的，其進(jìn)出口節(jié)流面積無法進(jìn)行獨(dú)立調(diào)節(jié)。而負(fù)載口獨(dú)立控制技術(shù)，則利用雙閥芯或多閥芯[1-2]，解除了執(zhí)行元件進(jìn)出口之間的聯(lián)動(dòng)，能夠?qū)崿F(xiàn)液壓執(zhí)行元件進(jìn)出口的獨(dú)立控制，這增加了系統(tǒng)自由度，提高了系統(tǒng)對(duì)復(fù)雜工況的適應(yīng)能力[3]，在國(guó)防武器[4-5]和工程機(jī)械[6-7]智能化、節(jié)能化等領(lǐng)域具有廣闊的應(yīng)用前景[8]。其中負(fù)載口獨(dú)立控制閥及其控制策略的優(yōu)化設(shè)計(jì)是負(fù)載獨(dú)立控制技術(shù)進(jìn)一步提升的關(guān)鍵。

負(fù)載口獨(dú)立控制技術(shù)最早由PALMBERG J.-O.教授系統(tǒng)地提出，他采用4個(gè)電液比例錐閥對(duì)電液負(fù)載恒壓泵進(jìn)行控制，增加了系統(tǒng)的柔性[9]；張國(guó)泰等[10]提出一種帶閥后壓差補(bǔ)償?shù)呢?fù)載口獨(dú)立控制閥，降低了流量控制成本；趙翔宇等[11]提出一種新型螺旋先導(dǎo)獨(dú)立負(fù)載多路閥，采用新型液壓半橋先導(dǎo)放大結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，適用于大流量工作環(huán)境；ZHANG Q等[12]提出一種由5個(gè)雙向滑閥組成的負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)，能通過軟件編程實(shí)現(xiàn)不同的閥中位功能；DING R Q等[13]和徐兵等[14]提出一種負(fù)載口獨(dú)立節(jié)能系統(tǒng)泵閥聯(lián)合控制策略，降低了系統(tǒng)能耗；阮健等[15]通過大流量2D伺服閥控制器，實(shí)現(xiàn)了閥芯的精確控制，可用于負(fù)載口獨(dú)立系統(tǒng)；ZHANG B等[16]則針對(duì)負(fù)載口獨(dú)立系統(tǒng)設(shè)計(jì)了流量和壓力耦合控制器，進(jìn)一步提高了控制精度。

上述研究表明，負(fù)載口獨(dú)立控制系統(tǒng)消除了進(jìn)油口和出油口之間的耦合關(guān)系，可根據(jù)負(fù)載的變化運(yùn)用不同的控制策略，使不同工作點(diǎn)都可以達(dá)到最佳的控制和節(jié)能效果，提高了控制系統(tǒng)的自由度，具有較高的控制精度。因此提出一種負(fù)載口獨(dú)立控制雙聯(lián)閥[17]，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，采用2個(gè)閥芯錯(cuò)位組合設(shè)計(jì)，能實(shí)現(xiàn)進(jìn)出閥口節(jié)流面積精確、獨(dú)立調(diào)節(jié)。

本研究主要介紹了負(fù)載口獨(dú)立控制雙聯(lián)閥的工作原理，建立了其數(shù)學(xué)模型，并利用MATLAB/Simulink進(jìn)一步分析了該閥在3種不同工況下的工作特性。

1 工作原理

圖1所示為負(fù)載口獨(dú)立控制雙聯(lián)閥控缸系統(tǒng)原理圖，主要包括2個(gè)雙聯(lián)閥單元體、伺服電機(jī)、直線電機(jī)以及雙出桿液壓缸等，其負(fù)載口獨(dú)立控制雙聯(lián)閥的立體結(jié)構(gòu)如圖2所示。其中，2個(gè)雙聯(lián)閥單元體閥芯的一端通過齒輪組與伺服電機(jī)相聯(lián)，可由伺服電機(jī)帶動(dòng)同步旋轉(zhuǎn)；而2個(gè)單元體閥芯的另一端分別與2個(gè)直線電機(jī)相聯(lián)，可由2個(gè)直線電機(jī)獨(dú)立帶動(dòng)2個(gè)單元體閥芯線性移動(dòng)；如圖1b、圖1c所示閥口i、ii、iii、iv是由閥套溝槽與閥芯臺(tái)肩溝槽所形成的通流閥口，閥口ii和閥口iv結(jié)構(gòu)分布相同，閥口i和閥口iii結(jié)構(gòu)分布相同，且不同時(shí)導(dǎo)通。如圖1a中實(shí)線部分油路所示，液壓油從油源P進(jìn)入到第二雙聯(lián)閥單元體R2的f腔室，當(dāng)伺服電機(jī)帶動(dòng)2個(gè)單元體閥芯從中位(閥口i、ii、iii、iv均不導(dǎo)通時(shí)閥芯所處的位置，相當(dāng)于“O”形中位機(jī)能)旋轉(zhuǎn)到如圖所示的位置時(shí)，閥口iii打開，f腔室中的液壓油通過閥口iii流入到e腔室，由于e腔室與雙出桿液壓缸的右腔室B相聯(lián)通，從而推動(dòng)液壓缸活塞桿向左移動(dòng)。同時(shí)，隨著液壓缸活塞桿向左移動(dòng)，液壓缸左腔室A中的液壓油流入到第1雙聯(lián)閥單元體R1的b腔室，由于閥口i與閥口iii結(jié)構(gòu)分布相同，閥口i也處于打開狀態(tài)，因此b腔室中的液壓油通過閥口i流入到a腔室，最終液壓油回到油箱T以完成整個(gè)液壓缸活塞桿向左移動(dòng)的過程。同理，若伺服電機(jī)帶動(dòng)2個(gè)單元體閥芯再次從中位以反方向同步旋轉(zhuǎn)相同的角度，閥口i(iii)關(guān)閉的同時(shí)閥口ii(iv)逐漸打開，如圖1a虛線部分油路所示，液壓油從油源P進(jìn)入到第一雙聯(lián)閥單元體R1的c腔室，通過閥口ii流入到d腔室，然后流入到雙出桿液壓缸的左腔室A，推動(dòng)液壓缸活塞桿向右移動(dòng)。同時(shí)，隨著液壓缸活塞桿向右移動(dòng)，液壓缸右腔室B中的液壓油流入到第2雙聯(lián)閥單元體R2的g腔室，然后通過閥口iv流入到h腔室，最終流入到油箱T以完成整個(gè)液壓缸活塞桿向右移動(dòng)的過程。

1.伺服電機(jī) 2.齒輪組 3.閥芯 4.閥套 5.閥體 6.第一直線電機(jī) 7.第二直線電機(jī) 8.雙出桿液壓缸R(shí)1.第一雙聯(lián)閥單元體 R2.第二雙聯(lián)閥單元體 P.油源 T.油箱 A.液壓缸左腔室 B.液壓缸右腔室圖1 負(fù)載口獨(dú)立控制雙聯(lián)閥控缸系統(tǒng)原理圖[17]

1.伺服電機(jī) 2.彈性聯(lián)軸器 3.齒輪箱左蓋板 4.齒輪組 5.齒輪箱右蓋板 6.復(fù)位彈簧 7.閥芯 8.閥套 9.閥體 10.直線電機(jī)圖2 負(fù)載口獨(dú)立控制雙聯(lián)閥立體結(jié)構(gòu)圖

基于上述原理，通過對(duì)2個(gè)直線電機(jī)軸向進(jìn)給量和伺服電機(jī)旋轉(zhuǎn)角度的聯(lián)合控制或單獨(dú)控制，便可實(shí)現(xiàn)對(duì)進(jìn)出閥口節(jié)流面積的精確、獨(dú)立調(diào)節(jié)，這增加了系統(tǒng)控制自由度，有利于復(fù)雜功能的實(shí)現(xiàn)，可適用于復(fù)雜工況下的應(yīng)用場(chǎng)景。

2 數(shù)學(xué)模型

分析時(shí)假定：供油壓力ps恒定；回油壓力p0約為0。圖3所示為動(dòng)力元件簡(jiǎn)化模型，當(dāng)液壓缸活塞桿向左移動(dòng)時(shí)，閥口i、iii打開，閥口ii、iv關(guān)閉；當(dāng)液壓缸活塞桿向右移動(dòng)時(shí)，閥口ii、iv打開，閥口i、iii關(guān)閉。

圖3 動(dòng)力元件簡(jiǎn)化模型

2.1 閥口通流面積控制方程

圖4所示為工作過程中閥芯和閥套的配合關(guān)系，其中圖4a、圖4b分別展示了伺服電機(jī)在正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)情況下的閥口通流面積變化過程以及所對(duì)應(yīng)的閥工作位置。分析時(shí)以該圖視角觀察，將閥芯逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)，即伺服電機(jī)順時(shí)針旋轉(zhuǎn)定義為正轉(zhuǎn)；將閥芯順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，即伺服電機(jī)逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)定義為反轉(zhuǎn)。圖中：閥口通流面積取決于控制邊x1和x2之間的閥芯線性位移(xv)以及控制邊θ1和θ2之間的閥芯旋轉(zhuǎn)角位移(θ)；控制邊x1與閥套溝槽邊界x3重合時(shí)為最大閥芯線性位移xvmax；閥芯旋轉(zhuǎn)角位移θ對(duì)應(yīng)弦長(zhǎng)為yv，對(duì)應(yīng)最大弦長(zhǎng)為yvmax。

圖4 工作過程中閥芯和閥套的配合關(guān)系圖

圖中黑色填充區(qū)域即為閥口通流面積Aj(j= i, ii, iii, iv)，分析中將閥口i、ii、iii、iv均關(guān)閉時(shí)的位置定義為閥芯旋轉(zhuǎn)角位移和線性位移的零位，即當(dāng)Ai=Aii=Aiii=Aiv=0時(shí)，θ=xv=0，其中閥芯旋轉(zhuǎn)角位移θ及其對(duì)應(yīng)弦長(zhǎng)yv滿足以下關(guān)系式：

(1)

式中，n── 齒輪組傳動(dòng)比

n0—— 伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速

R── 閥芯臺(tái)肩半徑

由于伺服電機(jī)在正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)情況下的閥口通流面積增大和減小的過程完全一樣，因此為了簡(jiǎn)化分析，均只考慮閥口通流面積從零逐漸增大的過程。于是，在這兩種情況下的閥口通流面積變化分別可用以下方程來表示：

1) 伺服電機(jī)正轉(zhuǎn)(左位: P-B; A-T)

xv1∈[0,x]

xv2∈[0,x]

(2)

2) 伺服電機(jī)反轉(zhuǎn)(右位: P-A; B-T)

xv1∈[0,xmax]

xv2∈[0,xmax]

(3)

式中，xv1── R1單元體閥芯線性位移

xv2── R2單元體閥芯線性位移

Z── 閥芯臺(tái)肩均布溝槽個(gè)數(shù)

2.2 閥口負(fù)載流量控制方程

根據(jù)節(jié)流孔流量計(jì)算公式，經(jīng)過閥口i、ii、iii、iv的流量qj(j=i、ii、iii、iv)可以用以下方程來表示：

(4)

式中，Cd── 流量系數(shù)

ρ── 液壓油的密度

pa── 液壓缸左腔室的壓力

p0── 回油壓力，約為0

ps── 供油壓力

pb── 液壓缸右腔室的壓力

與一般閥口匹配對(duì)稱的閥不同，負(fù)載口獨(dú)立控制閥由于其負(fù)載口獨(dú)立特性，在動(dòng)態(tài)時(shí)ps=pa+pb并不總是成立，這取決于進(jìn)出閥口的開度大小。

則正向進(jìn)油閥口壓降為：

(5)

式中，k── 面積比Aiii/Ai

根據(jù)該閥結(jié)構(gòu)原理，k=xv2/xv1，由此可知，僅當(dāng)k=1，即xv1=xv2時(shí)，ps=pa+pb才成立。根據(jù)液壓缸活塞受力平衡可得：

pb=pa+pL

(6)

式中，pL── 負(fù)載壓力

將方程式(5)和式(6)聯(lián)立可求得：

(7)

于是，該正向進(jìn)油閥口壓降可表示為：

(8)

當(dāng)反向進(jìn)油時(shí)，同理可推得：

(9)

于是反向進(jìn)油閥口壓降可表示為：

(10)

這表明，進(jìn)油閥口壓降大小由供油壓力ps、負(fù)載壓力pL和面積比k共同決定。

假定：由油液壓縮性而產(chǎn)生的流量為0，若取動(dòng)態(tài)時(shí)負(fù)載流量為流進(jìn)流出液壓缸的平均流量，則負(fù)載流量qL可表示為：

qL=[(qiii-qii)+(qi-qii)]/2

(11)

將方程式(4)、式(8)、式(10)代入式(11)中可得負(fù)載流量qL為：

(12)

考慮到伺服電機(jī)正轉(zhuǎn)時(shí)，即0≤θ≤π/2Z時(shí)，Aii=Aiv=0；伺服電機(jī)反轉(zhuǎn)時(shí)，即0≤θ≤-π/2Z時(shí)，Ai=Aiii=0。因此負(fù)載流量qL可以改寫成如下形式：

(13)

利用線性化理論對(duì)閥進(jìn)行動(dòng)態(tài)分析時(shí)，流量增益是一個(gè)非常重要的性能參數(shù)，它往往對(duì)系統(tǒng)的穩(wěn)定性、響應(yīng)特性、穩(wěn)態(tài)誤差等有直接的影響，因此以下對(duì)閥芯角位移和線性位移單獨(dú)控制工況下的流量增益進(jìn)行分析。

首先為了便于線性化分析，假定：2Rsin(θ/2)≈Rθ，結(jié)合上述方程式(2)、式(3)，閥口通流面積控制方程可改寫成如下形式：

A(xv,θ)=Z·Rθ·xv

(14)

然后將上述方程式(14)代入式(13)中可以推導(dǎo)出該閥在正向進(jìn)油時(shí)負(fù)載流量qL為：

(15)

于是，當(dāng)k=1，即xv1=xv2，僅θ單獨(dú)控制時(shí)閥芯角位移流量增益Kθ可簡(jiǎn)化為：

(16)

當(dāng)xv1為一常數(shù)c，僅xv2單獨(dú)控制時(shí)閥芯線性位移流量增益Kxv2可簡(jiǎn)化為：

(17)

其對(duì)應(yīng)零位流量增益為：

(18)

(19)

由方程式(18)和式(19)可以看出，在上述假設(shè)條件下，該負(fù)載口獨(dú)立控制雙聯(lián)閥的閥芯角位移零位流量增益和線性位移零位流量增益均取決于供油壓力ps、閥芯臺(tái)肩均布溝槽個(gè)數(shù)Z和閥芯臺(tái)肩半徑R；其中，閥芯線性位移零位流量增益還取決于進(jìn)油閥口線性位移xv2、回油閥口線性位移c以及閥芯旋轉(zhuǎn)角位移θ。

2.3 液壓缸流量連續(xù)性控制方程

假定：忽略管道中的壓力損失和管道動(dòng)態(tài)以及液壓缸的泄漏；液壓缸每個(gè)工作腔內(nèi)各處壓力相等，油溫和體積彈性模量為常數(shù)。

經(jīng)過簡(jiǎn)化，可推導(dǎo)出流量連續(xù)性控制方程為：

(20)

式中，Ap── 液壓缸活塞的有效面積

xp── 液壓缸活塞位移

Vt── 液壓缸2個(gè)腔室的總壓縮容積

βe── 油液的有效體積彈性模量

2.4 液壓缸與負(fù)載的力平衡控制方程

假定：液壓缸活塞負(fù)載質(zhì)量塊沿光滑導(dǎo)軌移動(dòng)，彈性力與阻尼力相比液壓缸受到的力非常的小，可忽略不計(jì)，則液壓缸與負(fù)載的力平衡控制方程可簡(jiǎn)化為：

(21)

式中，F(xiàn)g── 液壓缸輸出力

m── 活塞及負(fù)載等效總質(zhì)量

FL── 作用在活塞上的任意外負(fù)載力

3 特性分析

3.1 數(shù)值求解模型

根據(jù)上述數(shù)學(xué)模型，利用MATLAB/Simulink建立起該負(fù)載口獨(dú)立控制雙聯(lián)閥控缸數(shù)值求解模型，如圖5所示，具體包括4個(gè)子模塊控制方程，分別為閥口通流面積控制方程、閥口負(fù)載流量控制方程、液壓缸流量連續(xù)性控制方程和液壓缸與負(fù)載力平衡控制方程。其中，數(shù)值求解中用到的主要參數(shù)如表1所示。

圖5 負(fù)載口獨(dú)立控制雙聯(lián)閥控缸數(shù)值求解模型

表1 數(shù)值求解主要參數(shù)

3.2 分析結(jié)果

1) 閥芯角位移和線性位移聯(lián)合控制工況下供油壓力與負(fù)載流量和活塞位移的關(guān)系

如圖6曲面所示，在靠近閥芯旋轉(zhuǎn)角位移和線性位移零位附近的地方可以實(shí)現(xiàn)非常微小節(jié)流閥口面積的控制，且該位置(A/Amax= 0.0～0.1)所圍成的曲面面積相對(duì)較大，這表明在該位置范圍內(nèi)流量調(diào)節(jié)精度和靈活性相對(duì)較高，可應(yīng)用于流量精密控制領(lǐng)域。同時(shí)，在閥芯角位移和線性位移行程末端附近可以達(dá)到較大的閥口通流面積，適用于大流量工況，雖相比零位附近其流量調(diào)節(jié)范圍相對(duì)較小，但通過合適的控制策略設(shè)計(jì)，其流量控制精度依然可以得到較大程度的提升。

圖6 閥口通流面積變化特性

具體的，如圖7所示，若對(duì)伺服電機(jī)旋轉(zhuǎn)角度和直線電機(jī)軸向進(jìn)給量進(jìn)行同步控制，使閥芯旋轉(zhuǎn)角位移θ以20 Hz的換向頻率從0勻速變化到π/4的同時(shí)，閥芯線性位移xv2也剛好從0勻速增加到6 mm，且在這過程中令xv1=6 mm保持不變，那么從圖中可以發(fā)現(xiàn)：

圖7 不同供油壓力下負(fù)載流量及活塞位移變化特性

負(fù)載流量和相對(duì)應(yīng)的活塞位移會(huì)隨供油壓力的增加而增加，且增速逐漸放緩；在不考慮任意外負(fù)載力以及其他因素干擾的情況下，閥芯角位移θ和線性位移xv2在0～30% 的工作行程范圍內(nèi)，隨著供油壓力從2 MPa 增加到10 MPa，負(fù)載流量可在0～30 L/min范圍內(nèi)進(jìn)行調(diào)節(jié)，與此同時(shí)相對(duì)應(yīng)的活塞位移可在0～5 mm 范圍內(nèi)進(jìn)行調(diào)節(jié)；當(dāng)閥芯角位移和線性位移達(dá)到最大工作行程時(shí)，10 MPa供油壓力下可達(dá)到最大負(fù)載流量為186 L/min，且其最大活塞位移接近100 mm。

2) 閥芯角位移單獨(dú)控制工況下供油壓力與負(fù)載流量和活塞位移的關(guān)系

不考慮非線性因素的影響，根據(jù)式(16)，動(dòng)態(tài)時(shí)閥芯角位移流量增益與閥芯角位移無關(guān)，因此得出閥芯角位移單獨(dú)控制時(shí)負(fù)載流量與閥芯旋轉(zhuǎn)角位移之間存在正比例關(guān)系。

具體的，如圖8所示，若對(duì)伺服電機(jī)旋轉(zhuǎn)角度進(jìn)行控制，使得閥芯旋轉(zhuǎn)角位移以20 Hz的換向頻率勻速增加到π/4，且在這過程中，始終令xv1=xv2=6 mm，那么從圖中可以發(fā)現(xiàn)：在供油壓力從2 MPa增加到10 MPa 的過程中，負(fù)載流量與閥芯旋轉(zhuǎn)角位移始終成正比，這符合上述理論推導(dǎo)，因而該工況下具有良好的線性流量增益效果，其對(duì)應(yīng)的活塞位移曲線趨于正弦曲線；當(dāng)閥芯旋轉(zhuǎn)角位移達(dá)到最大工作行程時(shí)，10 MPa 供油壓力下負(fù)載流量能達(dá)到210 L/min，明顯比上述聯(lián)合控制工況下的負(fù)載流量大，這是因?yàn)樵摴r下閥芯線性位移xv2始終保持在最大工作行程，而聯(lián)合控制工況下則與角位移同步增大，因而使其負(fù)載流量及活塞位移相對(duì)較大。

圖8 不同供油壓力下負(fù)載流量及活塞位移變化特性(θ單獨(dú)控制；xv1=xv2=6 mm；f=20 Hz)

3) 閥芯線性位移單獨(dú)控制工況下供油壓力與負(fù)載流量和活塞位移的關(guān)系

不考慮非線性因素的影響，根據(jù)式(17)，動(dòng)態(tài)時(shí)若令閥芯角位移θ也為一常數(shù)，則閥芯線性位移流量增益還與線性位移xv2有關(guān)，因此不能得出閥芯線性位移單獨(dú)控制工況下負(fù)載流量與閥芯線性位移成正比。于是結(jié)合式(15)、式(17)將qL(xv2)作二階求導(dǎo)，發(fā)現(xiàn)xv2在0～6 mm區(qū)間內(nèi)，qL(xv2)″<0，因此可以得出閥芯線性位移單獨(dú)控制時(shí)負(fù)載流量與閥芯線性位移之間存在凸函數(shù)關(guān)系。

具體的，如圖9所示，若對(duì)直線電機(jī)軸向進(jìn)給量進(jìn)行控制，使得閥芯線性位移xv2以20 Hz的換向頻率勻速增加到6 mm，且在這過程中，始終令xv1=6 mm，θ=π/4，那么從圖中可以發(fā)現(xiàn)：在供油壓力從2 MPa增加到10 MPa的過程中，負(fù)載流量與閥芯線性位移之間并不是正比例關(guān)系，該曲線有向外凸的趨勢(shì)，且供油壓力越大，向外凸的趨勢(shì)越明顯，供油壓力越小，向外凸的趨勢(shì)越不明顯，甚至逐漸趨于正比例關(guān)系，結(jié)合式(17)可得出是因?yàn)楣┯蛪毫Φ拇笮∮绊懥碎y芯線性位移流量增益的大?。划?dāng)閥芯線性位移xv2達(dá)到最大工作行程時(shí)，10 MPa供油壓力下負(fù)載流量能達(dá)到225 L/min，活塞位移接近160 mm，相比上述2種工況，這種工況下的負(fù)載流量和活塞位移最大，這與閥口控制邊寬度設(shè)計(jì)有關(guān)，相同情況下，單位時(shí)間內(nèi)閥芯線性位移移動(dòng)的距離大于角位移移動(dòng)的距離，因此閥芯線性位移對(duì)閥口通流面積的影響程度相對(duì)較大，這就使得閥芯線性位移單獨(dú)控制工況下的負(fù)載流量及活塞位移相對(duì)較大。

圖9 不同供油壓力下負(fù)載流量及活塞位移變化特性(xv2單獨(dú)控制；xv1=6 mm；θ=π/4；f=20 Hz)

4 結(jié)論

(1) 閥芯角位移和線性位移聯(lián)合控制工況下，在其工作行程零位附近，可以實(shí)現(xiàn)微小流量及活塞位移的穩(wěn)定控制，且在該位置范圍內(nèi)流量調(diào)節(jié)精度和靈活性相對(duì)較高，可應(yīng)用于流量精密控制領(lǐng)域；同時(shí)，在閥芯角位移和線性位移工作行程末端附近可以達(dá)到較大的負(fù)載流量及活塞位移，可適用于大流量、大行程工作場(chǎng)景，通過合適的控制策略設(shè)計(jì)，其流量控制精度可以得到進(jìn)一步地提升；

(2) 閥芯角位移單獨(dú)控制工況下，當(dāng)閥芯旋轉(zhuǎn)角位移達(dá)到最大工作行程時(shí)，相比聯(lián)合控制工況，同樣供油壓力下負(fù)載流量及活塞位移較大；不考慮非線性因素的影響，其負(fù)載流量與閥芯旋轉(zhuǎn)角位移成正比，因而該工況下具有良好的線性流量增益效果，其對(duì)應(yīng)的活塞位移曲線趨于正弦曲線，可滿足流量線性控制要求；

(3) 閥芯線性位移單獨(dú)控制工況下，當(dāng)閥芯線性位移達(dá)到最大工作行程時(shí)，相比上述2種工況，在同樣的供油壓力下能獲得最大的負(fù)載流量和活塞位移，這使得該工況下系統(tǒng)具有較高的靈敏度，有利于實(shí)現(xiàn)大流量快速響應(yīng)動(dòng)作；不考慮非線性因素的影響，其負(fù)載流量與閥芯線性位移之間存在凸函數(shù)關(guān)系，且供油壓力越大，向外凸的趨勢(shì)越明顯，供油壓力越小，向外凸的趨勢(shì)越不明顯，甚至逐漸趨于正比例關(guān)系，因此在該工況下較小的供油壓力有利于流量的線性控制。

以上研究表明該負(fù)載口獨(dú)立控制雙聯(lián)閥能通過進(jìn)出閥口節(jié)流面積的獨(dú)立調(diào)節(jié)實(shí)現(xiàn)3種控制工況下流量和活塞位移的高精度控制，具有較高的靈活性，一方面可為閥芯旋轉(zhuǎn)式負(fù)載口獨(dú)立控制閥的設(shè)計(jì)分析提供借鑒，另一方面可為復(fù)雜工況下流量和壓力的匹配補(bǔ)償控制提供新思路。