混凝土濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)工作特性研究

李科軍，鄧旻涯，黃文靜，張 宇，曾家旺，陳淼林

（1.中南林業(yè)科技大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院，湖南 長(zhǎng)沙 410000；2.湖南長(zhǎng)院悅誠(chéng)裝備有限公司，湖南 長(zhǎng)沙 410000）

目前，國(guó)內(nèi)大力開展中西部鐵路、公路等基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)，其中隧道建設(shè)里程占比較大。混凝土噴射是隧道修筑中的一項(xiàng)關(guān)鍵技術(shù)：借助機(jī)械，將速凝混凝土噴向巖石或結(jié)構(gòu)物表面，使巖石或結(jié)構(gòu)物得到加強(qiáng)和保護(hù)［1］。濕噴機(jī)用于輸送和噴射混凝土，是隧道施工中不可缺少的關(guān)鍵設(shè)備。濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)在料斗后方，2個(gè)擺動(dòng)缸在高壓油液的作用下驅(qū)動(dòng)擺臂左右擺動(dòng)，實(shí)現(xiàn)S形分配閥迅速換向，配合泵送系統(tǒng)將混凝土通過(guò)管路輸送到噴嘴處進(jìn)行噴射。擺動(dòng)系統(tǒng)的換向特性直接關(guān)系著濕噴機(jī)的泵送效率和噴射質(zhì)量，因此有必要對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)的工作性能進(jìn)行深入研究。靖保平等［2-3］建立了濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)的AMESim模型，分析了S形分配閥快速換向及其引起系統(tǒng)沖擊的原因，但將恒壓泵簡(jiǎn)化成定量泵，不能非常準(zhǔn)確地反映擺動(dòng)系統(tǒng)的工作特性。胡軍科等［4］提出了在變量缸敏感腔進(jìn)油口設(shè)置比例節(jié)流閥以控制閥口開度的方法，對(duì)變量缸的流量及運(yùn)動(dòng)速度進(jìn)行調(diào)節(jié)，較好地解決了擺動(dòng)系統(tǒng)的恒壓泵瞬時(shí)吸空的問(wèn)題。為了提高濕噴機(jī)的噴射效率和施工安全，劉在政等［5］研發(fā)了噴射機(jī)械手的智能化控制系統(tǒng)，采用全站型電子速測(cè)儀、三維激光掃描儀獲取濕噴機(jī)和待噴面的坐標(biāo)，基于噴頭的運(yùn)動(dòng)學(xué)模型對(duì)濕噴機(jī)臂架關(guān)節(jié)的位姿進(jìn)行規(guī)劃，實(shí)現(xiàn)了混凝土噴射的自動(dòng)化和智能化。劉蕾等［6］利用功率鍵合圖法建立了混凝土泵車泵送系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，得出了泵送油缸緩沖阻尼孔的孔徑對(duì)泵送液壓沖擊和振動(dòng)的影響規(guī)律；黃毅等［7］對(duì)混凝土泵車臂架的動(dòng)態(tài)特性和振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行預(yù)測(cè)分析，為臂架減振研究提供了理論依據(jù)；胡仕成等［8］采用解析幾何法和拉格朗日方程建立了濕噴機(jī)臂架系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，分析了驅(qū)動(dòng)油缸鉸點(diǎn)位置變化對(duì)油缸最大驅(qū)動(dòng)力的影響規(guī)律；盧志學(xué)等［9］運(yùn)用Fluent軟件對(duì)泵車無(wú)桿腔聯(lián)通閥組的內(nèi)部流道進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，以減小壓損，降低能耗?？梢?，現(xiàn)有研究主要集中在泵車結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、泵送系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性、噴射頭軌跡規(guī)劃、臂架動(dòng)力學(xué)建模和振動(dòng)控制等方面，對(duì)擺動(dòng)系統(tǒng)的研究較少。本文通過(guò)分析濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及工作原理，建立擺動(dòng)系統(tǒng)在擺動(dòng)過(guò)程中的動(dòng)力學(xué)模型，仿真分析擺動(dòng)系統(tǒng)的工作特性，并搭建實(shí)驗(yàn)平臺(tái)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，以期為擺動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)優(yōu)化提供依據(jù)。

1 濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及工作原理

濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)如圖1所示。擺動(dòng)機(jī)構(gòu)是擺動(dòng)系統(tǒng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，主要由左右固定支座、左右擺動(dòng)缸、擺臂和S形分配閥組成。2個(gè)擺動(dòng)缸對(duì)稱分布于擺臂的兩側(cè)，擺臂活塞桿與擺臂鉸接，擺動(dòng)缸缸筒與固定支座鉸接，由此形成曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。擺臂與S形分配閥固結(jié)在一起，擺動(dòng)缸驅(qū)動(dòng)擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)S形分配閥換向。兩擺動(dòng)缸無(wú)桿腔輪流進(jìn)油，當(dāng)左擺動(dòng)缸活塞桿伸出時(shí)，右擺動(dòng)缸活塞桿縮回，同時(shí)驅(qū)動(dòng)擺臂，使S形分配閥完成換向，配合左泵缸壓出混凝土，右泵缸吸入混凝土；當(dāng)左泵缸伸出至極限位置時(shí)，右擺動(dòng)缸活塞桿伸出，左擺動(dòng)缸活塞桿縮回，S形分配閥與右泵缸接通壓出混凝土，左泵缸吸入混凝土。兩擺動(dòng)缸交替動(dòng)作，使S形分配閥左右擺動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn)混凝土的連續(xù)泵送與噴射。

圖1 濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of swing system of wet spraying machine

濕噴機(jī)擺動(dòng)液壓系統(tǒng)如圖2所示。其主要由恒壓泵、溢流閥、單向閥、蓄能器、電液換向閥和左右擺動(dòng)缸組成。恒壓泵作為壓力油源向系統(tǒng)供油。當(dāng)電液換向閥處于中位時(shí)，高壓油液首先通過(guò)單向閥進(jìn)入蓄能器，為蓄能器充液。當(dāng)蓄能器中氣體壓力上升至變量泵壓力切斷閥的設(shè)定壓力14 MPa時(shí)，壓力切斷閥工作，恒壓泵開始高壓待命，輸出流量?jī)H為系統(tǒng)泄漏流量，以降低系統(tǒng)的功率損耗和發(fā)熱，提高系統(tǒng)的效率。當(dāng)左泵缸（或右泵缸）伸出至極限位置時(shí)，電液換向閥右位（或左位）得電，蓄能器的壓力油與恒壓泵輸出的壓力油共同經(jīng)過(guò)電液換向閥快速向右擺動(dòng)缸（或左擺動(dòng)缸）充油，驅(qū)動(dòng)S形分配閥與右泵缸（或左泵缸）連通，實(shí)現(xiàn)泵送系統(tǒng)持續(xù)輸送混凝土。

圖2 濕噴機(jī)擺動(dòng)液壓系統(tǒng)示意Fig.2 Schematic of swing hydraulic system of wet spraying machine

2 濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)建模

根據(jù)濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及工作原理，建立在S形分配閥擺動(dòng)過(guò)程中擺動(dòng)系統(tǒng)的鍵合圖模型和動(dòng)力學(xué)方程。在建模前，作如下簡(jiǎn)化：

1）忽略變量泵和換向閥等液壓元件的內(nèi)部泄漏；

2）電機(jī)輸入轉(zhuǎn)速恒定，不考慮油源流量的脈動(dòng)；

3）蓄能器為S形分配閥提供壓力油的過(guò)程很短，視該過(guò)程為絕熱過(guò)程；

4）不考慮油液體積彈性模量等工作特性參數(shù)隨溫度和壓力的變化；

5）兩擺動(dòng)缸有桿腔直接連油箱，視其壓力為0 MPa。

2.1 擺動(dòng)系統(tǒng)鍵合圖模型

建立的濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)鍵合圖模型如圖3所示。圖中：ωp為電機(jī)輸入轉(zhuǎn)速；Dp為變量泵的排量，由負(fù)載壓力決定；Rrf為泵出口溢流閥的溢流液阻；mpc、x?pc、rpc、kpc、Fpcs、Apc分別為壓力切斷閥閥芯的質(zhì)量、運(yùn)動(dòng)速度、運(yùn)動(dòng)黏性阻尼系數(shù)、彈簧剛度系數(shù)、穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力和有效作用面積；Rpci為泵出口到大活塞控制缸無(wú)桿腔的等效液阻；Rr1為阻尼孔r1的等效液阻；Apb、Aps分別為大、小活塞控制缸活塞桿的運(yùn)動(dòng)速度與斜盤轉(zhuǎn)動(dòng)速度的比值；Jsp、θ?sp、rsp、ksp、Msps分別為斜盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、轉(zhuǎn)動(dòng)速度、轉(zhuǎn)動(dòng)黏性阻尼系數(shù)、小活塞控制缸彈簧等效扭轉(zhuǎn)剛度系數(shù)和彈簧預(yù)緊力等效力矩；Rcv為單向閥等效液阻；Rc、kc分別為蓄能器入口的等效液阻和等效液壓剛度；Rvi、Rvo分別為電液換向閥主閥進(jìn)、出口的等效液阻；Apl、Apr分別為左、右擺動(dòng)缸活塞桿運(yùn)動(dòng)速度與擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)速度的比值；Jsa、θ?sa、rsa分別為擺臂的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、轉(zhuǎn)動(dòng)速度和轉(zhuǎn)動(dòng)黏性阻尼系數(shù)；Rvpi、Rvpo分別為電液換向閥電磁閥進(jìn)、出口的等效液阻；mv、x?v、rv、kv、Fvs、Av分別為電液換向閥主閥閥芯的質(zhì)量、運(yùn)動(dòng)速度、運(yùn)動(dòng)黏性阻尼系數(shù)、彈簧剛度系數(shù)、穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力和兩端作用面積；pp1、pp2、pp3、pp4、pp5分別為管路1，2，3，4，5的工作容腔壓力，kp1、kp2、kp3、kp4、kp5分別為其工作容腔油液的等效液壓剛度；pc為蓄能器的實(shí)時(shí)工作壓力；xlsc、xrsc分別為左、右擺動(dòng)缸的位移；kvl、pvl分別為電液換向閥主閥左工作腔的等效液壓剛度和工作壓力；kvr、pvr分別為電液換向閥主閥右工作腔的等效液壓剛度和工作壓力。

圖3 濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)鍵合圖模型Fig.3 Bond graph model of swing system of wet spraying machine

2.2 擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

根據(jù)濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)鍵合圖模型狀態(tài)方程生成規(guī)則，可以快速方便地得到其動(dòng)力學(xué)模型［10-14］。

管路1工作容腔的流量連續(xù)性方程為［15］：

管路2工作容腔的流量連續(xù)性方程為：

管路5工作容腔的流量連續(xù)性方程為：

3 濕噴機(jī)擺臂擺動(dòng)仿真分析

進(jìn)行濕噴機(jī)擺臂擺動(dòng)仿真分析。設(shè)置主要仿真參數(shù)如下：擺動(dòng)缸的缸筒內(nèi)徑、活塞桿直徑和工作行程分別為90，60和200 mm；擺臂的質(zhì)量為72 kg，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為43.5 kgm2，擺臂半徑為165 mm；鉸點(diǎn)A與鉸點(diǎn)D的距離為1 024 mm，鉸點(diǎn)A與鉸點(diǎn)E的距離為514 mm；恒壓泵排量為40 mL/r；壓力切斷閥控制壓力設(shè)定值為14 MPa；蓄能器的容積為10 L，初始充氣壓力為7 MPa；溢流閥設(shè)定壓力為16 MPa；電液換向閥主閥閥芯的直徑為25 mm，主閥彈簧預(yù)緊力為102 N；電機(jī)轉(zhuǎn)速為1 500 r/min。

基于MATLAB仿真平臺(tái)對(duì)所建立的濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行仿真分析，采用四階-龍格庫(kù)塔算法進(jìn)行數(shù)值模擬，仿真時(shí)間為20 s，仿真步長(zhǎng)為0.01 s。擺臂最大擺動(dòng)頻率為30次/min，設(shè)置電液換向閥的換向頻率為0.5 Hz。由于混凝土的攪拌阻力復(fù)雜多變，為簡(jiǎn)化仿真，只分析料斗中無(wú)混凝土的工況。開始時(shí)，左、右擺動(dòng)缸伸出的長(zhǎng)度相等，即擺臂處于中心位置，此時(shí)S形分配閥既不與左泵缸連通，也不與右泵缸連通。啟動(dòng)時(shí)（即t=0 s），先給電磁閥左位通電并保持，左擺動(dòng)缸無(wú)桿腔進(jìn)壓力油，驅(qū)動(dòng)擺臂順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，使得S形分配閥與左泵缸連通；2 s后，電磁閥右位得電并保持，右擺動(dòng)缸無(wú)桿腔進(jìn)壓力油，驅(qū)動(dòng)擺臂逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，使得S形分配閥與右泵缸連通。如此，循環(huán)動(dòng)作。

在擺臂擺動(dòng)過(guò)程中恒壓泵的響應(yīng)曲線如圖4所示。由圖4（a）可知：在擺臂前5次擺動(dòng)過(guò)程中，斜盤一直處于最大傾角狀態(tài)，這是因?yàn)樵跀[臂擺動(dòng)過(guò)程中恒壓泵一方面給擺動(dòng)缸供油，另一方面在擺臂達(dá)到極限位置后須給蓄能器充液，直至蓄能器壓力達(dá)到恒壓泵壓力切斷閥的設(shè)定壓力14 MPa；在擺臂第1次擺動(dòng)時(shí)，恒壓泵出口壓力僅為0.6 MPa，這是因?yàn)閿[臂處于空載狀態(tài)，僅克服擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)阻力和右擺動(dòng)缸無(wú)桿腔回油阻力，無(wú)法給蓄能器充液，直至擺臂順時(shí)針運(yùn)動(dòng)到極限位置；隨著擺臂擺動(dòng)次數(shù)的增加，擺臂運(yùn)動(dòng)至極限位置時(shí)的泵出口壓力逐漸升高，在第5次擺動(dòng)到極限位置時(shí)，泵出口壓力達(dá)到系統(tǒng)最大工作壓力；此后，在擺臂擺動(dòng)過(guò)程中，泵出口壓力先在0.24 s內(nèi)由14 MPa下降至2.6 MPa，與蓄能器一起給擺動(dòng)缸供油，緊接著在0.41 s內(nèi)升高至11.6 MPa而給蓄能器充液，再緩慢升高至14 MPa完成對(duì)蓄能器充液。由圖4（b）可知，斜盤傾角隨之呈0°～19°的周期性變化。

圖4 恒壓泵響應(yīng)曲線Fig.4 Response curve of constant pressure pump

在擺臂擺動(dòng)過(guò)程中蓄能器的響應(yīng)曲線圖5所示。由圖可知：在擺臂開始第1次擺動(dòng)時(shí)，蓄能器氣室壓力高于恒壓泵出口壓力，恒壓泵出口油液全部供給擺動(dòng)缸，當(dāng)擺動(dòng)缸運(yùn)動(dòng)至極限位置時(shí)，蓄能器開始充液，當(dāng)壓力達(dá)到8.5 MPa時(shí)，擺臂開始第2次擺動(dòng)，此時(shí)蓄能器和恒壓泵一起給擺動(dòng)缸供油，在擺臂運(yùn)動(dòng)至極限位置時(shí)，蓄能器又開始充液，當(dāng)壓力達(dá)到9.6 MPa時(shí)，擺臂開始第3次擺動(dòng)，如此循環(huán)反復(fù)，在擺臂完成第5次擺動(dòng)時(shí)，蓄能器氣室壓力達(dá)到14 MPa。此后，蓄能器氣室壓力在11.2～14 MPa之間變化，相應(yīng)的氣室容積在6.1～7.1 L之間變化，不斷進(jìn)行充液與放液。在每次換向過(guò)程中供給擺動(dòng)缸的油液流量約為50.5 L/min。

圖5 蓄能器響應(yīng)曲線Fig.5 Response curve of accumulator

在擺臂擺動(dòng)過(guò)程中電液換向閥主閥的響應(yīng)曲線如圖6所示。其中主閥閥口A流量為正表示油液流入左擺動(dòng)缸無(wú)桿腔，為負(fù)表示油液流出左擺動(dòng)缸無(wú)桿腔。由圖6（a）可知：主閥閥芯左右方向的運(yùn)動(dòng)行程很短，只有6 mm，兼之左右回位彈簧預(yù)緊力較小，左右控制腔較小的油壓就可以驅(qū)動(dòng)主閥閥芯運(yùn)動(dòng)，在3 ms內(nèi)完成換向，不受蓄能器充液壓力的影響。由圖6（b）可知：在擺臂開始第1次擺動(dòng)時(shí)，主閥閥口A的最大流量只有60 L/min，這是因?yàn)樾钅芷鳉馐覊毫Ω哂诒贸隹趬毫?，還無(wú)法充液，擺動(dòng)缸的運(yùn)動(dòng)完全由恒壓泵供油，當(dāng)擺動(dòng)缸運(yùn)動(dòng)至極限位置時(shí)，恒壓泵才給蓄能器充液；在擺臂開始第2次擺動(dòng)時(shí)，主閥閥口A的最大流量增至305 L/min，這是因?yàn)樾钅芷髋c恒壓泵一起給擺動(dòng)缸供油；隨著擺動(dòng)次數(shù)的增加，系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)，主閥閥口A的最大流量穩(wěn)定在382.5 L/min，而泵出口最大流量?jī)H為60 L/mim，說(shuō)明蓄能器短時(shí)間內(nèi)大流量放液是引起S形分配閥快速換向的主要原因。

圖6 電液換向閥主閥響應(yīng)曲線Fig.6 Response curve of main valve of electro hydraulic directional valve

在擺臂擺動(dòng)過(guò)程中左擺動(dòng)缸響應(yīng)曲線如圖7所示。由圖可知：左擺動(dòng)缸的運(yùn)動(dòng)可以分為4個(gè)狀態(tài)：狀態(tài)1，伸出運(yùn)動(dòng)；狀態(tài)2，伸出至極限位置保持不動(dòng)；狀態(tài)3，縮回運(yùn)動(dòng)；狀態(tài)4，縮回至極限位置保持不動(dòng)。在系統(tǒng)未達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)之前，左擺動(dòng)缸處于狀態(tài)1時(shí)，無(wú)桿腔油液壓力出現(xiàn)峰值，并隨著擺動(dòng)次數(shù)的增加逐漸升高至14 MPa，但壓力峰值的維持時(shí)間很短，然后急速下降至2 MPa，活塞桿的伸縮（位移由0 mm至200 mm，或由200 mm至0 mm）時(shí)間也由0.72 s減小至0.24 s，這是因?yàn)橄到y(tǒng)高壓待命，但負(fù)載較小，壓力短時(shí)間出現(xiàn)峰值后急速降低，但蓄能器的放液作用使得S形分配閥快速完成換向；當(dāng)左擺動(dòng)缸處于狀態(tài)2時(shí)，恒壓泵開始給蓄能器充液，無(wú)桿腔油液壓力和蓄能器充液壓力變化一致，且隨著擺動(dòng)次數(shù)的增加充液壓力逐漸升高，最終穩(wěn)定在14 MPa；當(dāng)左擺動(dòng)缸處于狀態(tài)3時(shí)，無(wú)桿腔油液壓力在較短時(shí)間內(nèi)維持0.4 MPa的回油阻力，隨著擺動(dòng)次數(shù)的增加活塞桿縮回時(shí)間穩(wěn)定在0.24 s；當(dāng)左擺動(dòng)缸處于狀態(tài)4時(shí)，擺動(dòng)缸無(wú)桿腔直接與油箱相連，油液壓力為0 MPa。右擺動(dòng)缸的運(yùn)動(dòng)規(guī)律與左擺動(dòng)缸類似，不再贅述。

圖7 左擺動(dòng)缸響應(yīng)曲線Fig.7 Response curve of left swing cylinder

4 濕噴機(jī)擺臂擺動(dòng)實(shí)驗(yàn)

在混凝土濕噴機(jī)上搭建擺臂擺動(dòng)測(cè)試平臺(tái)，如圖8所示。將壓力傳感器安裝在左擺動(dòng)缸無(wú)桿腔進(jìn)油口處以采集油液工作壓力，設(shè)置傳感器的采樣周期為0.01 s。啟動(dòng)電機(jī)，電液換向閥的換向周期為2 s，擺臂在空載情況下運(yùn)動(dòng)2 min至穩(wěn)定狀態(tài)，然后通過(guò)手持式液壓測(cè)試儀采集左擺動(dòng)缸無(wú)桿腔的壓力，并將壓力數(shù)據(jù)導(dǎo)入電腦。左擺動(dòng)缸無(wú)桿腔壓力測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果的對(duì)比如圖9所示。

圖8 混凝土濕噴機(jī)擺臂擺動(dòng)測(cè)試平臺(tái)Fig.8 Swing test platform of swing arm of concrete wet spraying machine

圖9 左擺動(dòng)缸無(wú)桿腔壓力測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果的對(duì)比Fig.9 Comparison of pressure test results and simulation results of rodless cavity of left swing cylinder

由圖9可知：左擺動(dòng)缸活塞桿完成伸縮和蓄能器完成充液的時(shí)間分別為0.31 s和1.06 s，比仿真所得的時(shí)間略有增加，且壓力有一定的波動(dòng)。這是因?yàn)樵跀[臂實(shí)際擺動(dòng)過(guò)程中恒壓泵輸出油液具有脈動(dòng)性，且仿真變量與實(shí)際參數(shù)的取值有差異，也受到了傳感器測(cè)量精度的影響，加之沒(méi)有考慮恒壓泵等液壓元件的泄漏。但左擺動(dòng)缸無(wú)桿腔工作壓力測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果的峰值和穩(wěn)態(tài)值基本相等，且變化趨勢(shì)基本一致，驗(yàn)證了所建擺動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性。

5 結(jié) 論

根據(jù)混凝土濕噴機(jī)擺動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及工作原理，考慮液壓元件內(nèi)部閥芯等零部件的運(yùn)動(dòng)響應(yīng)時(shí)間等因素，基于鍵合圖理論建立了擺動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，并進(jìn)行仿真分析和實(shí)驗(yàn)測(cè)試，得出如下結(jié)論：

1）在擺臂運(yùn)動(dòng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)之前，恒壓泵一直處于全排量供油狀態(tài)，蓄能器反復(fù)充液與放液，且充液壓力隨擺臂擺動(dòng)次數(shù)的增加而逐漸升高，最終穩(wěn)定在14 MPa；S形分配閥換向時(shí)間隨擺臂擺動(dòng)次數(shù)的增加而逐漸減少，最終穩(wěn)定在0.24 s。

2）在擺臂運(yùn)動(dòng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)之后，恒壓泵斜盤擺角在0°～19°之間交替變化，蓄能器充液與放液體積穩(wěn)定在1.1 L左右，使得電液換向閥最大瞬間流量可以達(dá)到382.5 L/min，滿足S形分配閥快速換向的要求。

3）電液換向閥主閥彈簧預(yù)緊力較小，且運(yùn)動(dòng)行程較短，而閥芯端面作用面積較大，較低的油壓就可以驅(qū)動(dòng)閥芯完成換向，其換向時(shí)間不受蓄能器工作壓力的影響，但最大換向瞬時(shí)流量由蓄能器放液流量決定。

4）擺動(dòng)缸無(wú)桿腔工作壓力的測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果基本一致，驗(yàn)證了所建模型的準(zhǔn)確性，為進(jìn)一步分析和優(yōu)化擺動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)性能提供了參考。