伺服控制系统是一种执行元件能够以一定的精度自动地按照输入信号的变化规律而动作的自动控制系统，也称随动系统。液压伺服（随动）系统指的是采用液压控制元件，根据液压传动原理建立起来的伺服系统。它是一种由输入信号可以连续地、按比例地控制执行元件的速度、力矩或力、位置，有较高的控制精度和调节性能的控制系统。
液压伺服控制系统的组成框图如图7-2所示。
图7-2 液压电液伺服控制系统组成框图
液压伺服系统有许多种类，按照不同的分类方法会得出不同的结果。
按照液压功率放大器的类型分：
（1）阀控系统：由伺服阀按照节流原理，控制输入执行元件的流量和压力大小的系统，也称节流式控制系统；
（2）泵控系统：利用伺服变量泵改变排量的做法，控制输入执行元件的流量和压力大小的系统，也称容积式控制系统。
按照控制信号的类别和伺服阀的类型：机液伺服系统、电液伺服系统和气液伺服系统。
按照负载运动性质及输出的物理量分：液压位置伺服系统、液压压力伺服系统、液压速度伺服系统和液压加速度伺服系统。
按照检测元件的输出量形式及信号处理手段分：模拟式液压伺服系统和数字式液压伺服系统。
液压伺服控制系统除了具有一般液压传动所固有的优点外，还有系统刚度大、控制精度高、响应速度快、可以快速启动、停止和反向的优点。所以，可以组成体积小、重量轻、加速能力强、动作迅速和控制精度高的大功率和大负载的伺服系统。但同样也存在一些缺点，比如除了普通液压系统所具有的缺点外，它的控制元件（主要是各类伺服阀）和执行元件因为加工精度高，所以价格贵、怕污染，对液压油的要求高。
由于液压伺服系统的优点明显突出，因此使得它在国民经济和国防建设等方面的应用非常广泛。
上世纪四十年代，为了满足伺服系统快速响应和精密控制的需要，在液压系统中出现了一种以小的电气信号去控制系统内液体压力或流量的伺服元件—伺服阀。伺服阀是伺服控制系统的核心，它可以按照给定的输入信号连续成比例地控制流体的压力、流量和方向，使被控对象按照输入信号的规律变化。
伺服阀按照输出特性有流量控制阀、压力控制阀、压力—流量控制阀；按结构形式有滑阀、喷嘴挡板阀和射流管阀等。
1.滑阀
1）滑阀的工作原理和结构特性
滑阀是最常用的结构形式，它常用作工业伺服阀的前置级和所有伺服阀的功率级。滑阀按照外接油口的多少不同分为二通、三通、四通等；按照控制边数的不同分为单边、双边和四边滑阀，其工作原理如图7-3所示。其中图7-3a为二通单边滑阀，图7-3b为三通双边滑阀，图7-3c为四通四边滑阀。阀芯的位移不同于液压传动中开关式换向阀，而是双向连续变化的。基本功能是连续改变控制棱边（节流口）的流通面积，以改变进入液压缸（或执行件）两腔的压力和流量，达到控制液压缸输出运动和动力的目的。
图7-3滑阀工作原理图
(a)二通单边滑阀 (b)三通双边滑阀 (c)四通四边滑阀
根据阀在中间平衡位置时控制棱边的不同初始开口量，滑阀又可以分为正开口、零开口和负开口。如图7-4所示。
图7-4滑阀的开口形式
(a)负开口 (b)零开口 (c)正开口
当阀芯移动时，不同初始开口量的阀将有不同的流量输出特性，图7-5为三种不同开口形式滑阀的位置－流量特性曲线。
图7-5 滑阀不同开口形式的位移—流量特性
(1)负开口 (2)零开口 (3)正开口
阀的开口形式对其控制性能影响很大，尤其是在零位附近的特性。从图7-4a可以看出，负开口滑阀在中间平衡位置时，四个节流口完全被遮盖，彻底切断了油源和执行件之间的通路。阀芯需要左、右移动
的距离后，才能将相应的节流口打开，才会有油液输给执行件。所以在滑阀的位置－流量特性曲线上形成一段没有油液输出的非线性死区，灵敏度低，对于高精度的伺服阀控制系统是不应该使用这类结构的伺服阀。但这种结构的伺服阀制造容易，成本低，可以在工作过程的任何位置上可靠地停止，所以在手动伺服阀或比例控制系统中还选用这种阀。图7-4b是零开口阀，其位置－流量特性曲线是线形的，控制性能好，灵敏度高。实际上阀总存在径向间隙，节流工作边有圆角，有一定的泄漏，要求零位泄漏越小越好，但制造工艺复杂，成本高。图7-4c是正开口阀，结构简单，但是液体无功损耗比较大。
2）滑阀的流量－压力特性
滑阀的流量－压力特性反映了在静态情况下滑阀的负载流量
与阀芯位移
、负载压力
之间的函数关系，即
下面以理想的零开口四边滑阀为例分析阀的静态特性，首先假定阀的节流口边为锐边，各阀口匹配均匀对称，开口开度相等，油源压力稳定，油液是理想液体，管道无变形，无泄漏，忽略其他一切压力损失。
图7-6零开口四边滑阀计算简图
图7-6为零开口四边滑阀计算简图，当阀芯从零位右移
时，根据节流口的流量公式（设回油压力为零），进入液压缸的液体流量是
（7-1）
流出液压缸的液体流量为
（7-2）
在稳态时 
（7-3）
油源供油压力 
（7- 4）
负载产生的压力 
（7-5）
由式（7-4）、（7-5）得
（7-6）
（7-7）
将式（7-6）、（7-7）代入（7-1）或（7-2）得
（7-8）
式中 
阀口的面积梯度；
阀口的几何流通面积。
式（7-8）就是理想零开口四边滑阀的流量－压力特性方程。为了便于清楚对比，将式（7-8）通过处理可以得到无量纲流量－压力特性方程为
（7-9）
式中 
；
；
。
以
为变参数，以
为纵坐标、
为横坐标可以绘制出许多条无量纲流量－压力特性曲线族，如图7-7所示。
图7-7零开口四边滑阀流量－压力曲线
曲线表现出非线性关系，基本呈现抛物线形状，这个现象主要是由节流口的非线性特
性造成的，当
时，非线性关系严重，愈大，非线性关系愈严重，当
较小时，曲线可以近似当作直线对待；如果
为常量时，增加，负载流量也增加；由于滑阀的节流口是匹配对称的，阀在两个方向上的控制性能是一样的，所以流量－压力特性曲线对称于原点。
滑阀的静态特性系数：
（1）流量放大系数（流量增益）
（7-10）
表示了在负载压力一定时，滑阀单位输入位移导致的负载流量变化的大小。
愈大，滑阀对负载流量的控制就愈灵敏。
（2）压力放大系数（压力增益）
（7-11）
表示了在负载流量一定时，滑阀单位输入位移所导致的负载压力变化的大小。
愈大，滑阀对负载压力的控制就愈灵敏。
（3）流量压力系数
（7-12）
表示在滑阀开口一定时，负载单位压力变化所导致的负载流量变化的大小。
愈大，说明负载压力很小的变化就能对滑阀流量产生大的变化。
滑阀的三个静态特性系数之间的关系是
或 
（7-13）
滑阀的三个特性系数在确定系统的稳定性、响应特性和稳态误差时非常重要。流量增益直接影响系统的开环增益，因而对系统的稳定性有直接的影响；流量压力系数直接影响阀控液压马达、液压缸系统的阻压比；压力增益表明液压动力机构启动大惯性和大摩擦负载的能力。
需要说明的是滑阀的特性系数是随工作点的变化而变化的。流量－压力曲线在原点处的阀系数称零点阀系数，也称零位工作点，因为阀经常在原点附近工作，因此是滑阀重要的工作点。此处阀的流量增益最大，系统的开环增益最高；压力－流量系数最小，系统的阻尼最低。如果系统在该点是稳定的，在其它点必然是稳定的。
滑阀的优点是压力增益可以很高，通过的流量可以很大，特性易于计算和控制，抗污染性能较好。缺点是配合公差要求严格，制造成本高，作用在阀芯上的力较多、较大且变化，要求较大的控制力。做前置级时，动态响应较低。
2.喷嘴挡板阀
喷嘴挡板阀的工作原理如图7-8所示。喷嘴挡板阀主要由节流口1、喷嘴2、挡板3组成。具体结构可分为单喷嘴挡板阀和双喷嘴挡板阀，喷嘴和挡板之间形成一个可变的节流口，挡板的位置由输入信号控制，由于挡板的位移较小，挡板的转角也非常小，可以近似地按照平移的方式处理挡板与喷嘴之间的位移。
在图7-8a中，压力一定的液体一部分流入液压缸的有杆腔，另一部分经过固定节流口后，其中一部分流入液压缸的无杆腔，其余经过喷嘴喷出，流回油箱。当信号改变挡板的偏转位置时，改变了可变的节流口的大小，也就改变了流经节流口的流量，从而改变了液压缸两腔的压力，使液压缸活塞产生运动。
图7-8 喷嘴挡板阀工作原理图
(a)单喷嘴挡板阀 (b)双喷嘴挡板阀
1—节流口； 2—喷嘴； 3—挡板。
双喷嘴挡板阀如图7-8b所示，它相当于两个单喷嘴挡板阀的并联结构，其工作原理基本与单喷嘴挡板阀相同，但其所控制的负载形式有所不同，常用于对称结构，如双出杆液压缸。双喷嘴挡板阀由于结构对称而具有的优点是：温度和供油压力变化导致的零漂小，即零位点的工作漂移小；挡板所受的液动力小，在零位时的液动力平衡；压力－流量曲线的对称性和线性度好，压力控制敏感度比单喷嘴挡板阀大一倍。
喷嘴挡板阀的优点是结构简单、公差较大；特性可预测；无死区、无摩擦副，灵敏度高；挡板惯性很小，所需的控制力小，动态响应高。其缺点是抗污染性能差，要求很高的过滤精度；零位泄露量大，功率损耗大，效率低，通常作伺服阀的前置放大级。
3.射流管阀
射流管阀工作原理如图7-9所示，它由射流管接收器组成。射流管阀不是采用节流的方式，而是靠能量分配和转换实现控制的，能量的分配是靠改变射流管与接收器的相对位置实现的。射流管一般做成收缩形或拉瓦尔管形，当流体流经射流管时，将压力转换成动能射入接收器，接收器是一个扩张管，液流流经后减速扩压，使进入的流体恢复其压力能。当射流管位于接收器的两个接收通道之间时，两个接收通道内压力相等，液压缸两腔压力相等，活塞保持位置不变；假如当射流管向左偏移时，左侧接收孔道内的压力大于右侧接收孔道内的压力，使液压缸左移，同时接收器也和液压缸一起移动，直到射流管又位于两个接收孔道中间位置为止；反之亦如此。液压缸的移动方向由控制信号的方向决定，液压缸移动速度的快慢由控制信号的大小决定。
图7-9射流管阀工作原理图
射流管阀的优点是结构简单，制造成本低廉；喷口较大，流量较大；抗污染能力很好，可靠性很高；无死区，转动摩擦小，灵敏度高；压力恢复系数和流量恢复系数较大，效率较高。缺点是射流管惯性较大，动态响应较低；特性不易预测，设计时要靠模型试验。适用于中、小功率控制系统或伺服阀的前置级。
4.电液伺服阀
伺服阀既是信号转换元件，又是功率放大元件，它是液压控制系统的心脏。
伺服阀分为电液伺服阀、气液伺服阀、机液伺服阀三大类，它们的基本组成部分相同。由于电液伺服阀应用很广，使用量大，所以通常所说伺服阀是指电液伺服阀。
1）电液伺服阀的工作原理和类型
电液伺服阀是电液伺服系统的功率放大转换元件，其作用是将输入的小功率电信号转换放大成液压大功率输出。它是电液伺服系统的核心元件，其性能的好坏对整个液压系统的性能影响很大。
电液伺服阀的种类很多，按照液压放大器的级数分为：单级、两级和三级电液伺服阀；
按照电液伺服阀前置级放大器结构形式分为：滑阀式、喷嘴挡板阀式、射流管阀式；按照阀的内部结构及反馈型式分为：位置反馈式、负载压力反馈式和负载流量反馈式。但电液伺服阀基本都是由电气-机械转换器、液压放大器和反馈装置三部分组成，如图7-10所示。
图7-10 电液伺服阀的组成框图
若是单级电液伺服阀，则图7-10中无先导级阀；否则为多级阀。比例电磁铁、力马达或力矩马达形式之一的电气—机械转换器用于将输入电信号转换为力或力矩，以产生驱动先导级阀运动的位移或转角；先导级阀又称为前置级（可以是滑阀、锥阀、喷嘴挡板阀或插装阀），用于接收小功率的电气—机械转换器输入的位移或角度信号，将机械量转换为液压力驱动主阀；主阀（滑阀或插装阀）将先导级阀的液压力转换为流量或压力输出；设在阀内部的检测反馈机构（可以是液压、机械、电气反馈等）将先导阀或主阀控制口的压力、流量或阀芯的位移反馈到先导级阀的输入或比例放大器的输入端，实现输入输出的比较，从而提高阀的控制性能。
电液伺服阀的工作原理图如图7-11所示，由电磁和液压两部分组成，其电气—机械转换器是力矩马达，力矩马达由永久磁铁、导磁铁、衔铁、线圈和弹簧组成；前置级放大器是喷嘴挡板阀；液压功率放大器采用四边滑阀结构。当线圈没有信号电流通过时，衔铁、挡板、滑阀均处于中位。当线圈有信号电流通过时，磁铁被磁化，与永久磁铁初始的磁场合成产生电磁力矩，使衔铁连同挡板偏转一个角度。挡板的偏移改变了喷嘴和挡板之间间隙，使得滑阀两端油液的压力发生变化，进一步导致滑阀阀芯向油液压力小的方向移动。阀芯的移动使反馈杆产生弹性变形，对衔铁挡板组件产生力反馈。当作用在衔铁挡板组件上电磁力矩与反馈杆产生弹性变形和弹簧管反力矩达到平衡时，滑阀停止移动，保持阀芯在一定的开口位置上，输出相应的流量。
图7-11 电液伺服阀工作原理图
输入信号电流大小与衔铁的转角和挡板的位移以及滑阀位置成正比，在一定负载压力情况下，阀的输出流量与输入电信号成正比，当输入电信号换向时，阀芯位移方向改变，阀的输出流量也随之换向，所以，这种阀是一种流量控制型的电液伺服阀。
电气－机械转换器将输入的小功率电信号转换成阀芯的机械运动，输出的力或力矩很小，在流量大的情况下，满足不了直接驱动功率阀的需求，需要设置液压前置放大级。前置放大级可以采用滑阀、喷嘴挡板阀或射流管阀，最后的功率级采用滑阀。
2）电液伺服阀的静态特性
电液伺服阀的静态特性包括空载流量特性曲线、流量－压力特性曲线、压力特性曲线等。
（1）空载流量特性曲线
电液伺服阀的空载流量特性曲线如图7-12所示，它也是电液伺服阀流量增益曲线，反映了负载流量与输入电流在给定的压降下的对应关系。
图7-12 电液伺服阀流量特性曲线
理论上负载流量与输入电流是线性关系，实际上由于电液伺服阀的力矩马达磁铁的磁滞效应以及滑阀上的摩擦作用，造成了两条流量曲线的非线性和不重叠。因此由空载流量特性曲线可以确定伺服阀的静态滞后宽度、线性度、对称度、零漂等性能指标，同时也表明了伺服阀零位的类型（如零开口、正开口、负开口）。
（2）流量－压力特性曲线
电液伺服阀的流量－压力特性曲线如图7-13所示，表示电液伺服阀在稳态工作情况下，输入电流、负载流量、负载压力三者之间的关系，通常用这组曲线确定伺服阀的类型、规格，以便于负载流量和压力的匹配关系。
图7-13 电液伺服阀流量－压力特性曲线图
（3）压力特性曲线
电液伺服阀的压力特性曲线如图7-14所示，表明了伺服阀在负载流量为零的情况下（关闭两个负载通道），负载压力随输入电流在正、负额定数值变化周期内的变化情况，反映了伺服阀的灵敏度，曲线的斜率是伺服阀的压力增益。一般希望伺服阀有较高的灵敏度。如果伺服阀的压力灵敏度低，说明阀的零位泄漏量大，阀芯与阀体的配合精度低，从而会使伺服系统的动作响应迟钝缓慢。
图7-14 电液伺服阀压力特性曲线
（4）泄漏特性曲线
泄漏特性曲线指的是在流量为零的情况下，由回油口流出的阀内部泄漏量。泄漏量随输入电流变化而变化，当阀芯处于零位时泄漏量最大。对于多级伺服阀，泄流量是由各级阀的泄漏之和。零位时泄漏量对于新阀而言反映了制造质量，对于旧阀则反映了磨损情况。
3）电液伺服阀的动态特性
电液伺服阀的动态特性常用频率响应或瞬态响应表示，频率响应是指伺服阀的输入电流在某一频率范围内作等幅正弦变化时，阀的输出空载流量与输入电流在稳定状态下的复数比。频率响应用幅频特性和相频特性表示，幅频特性是输出信号与输入信号的幅值比(dB)与频率的函数关系，相频特性是输出信号与输入信号的相位差与频率的函数关系。
幅值比
以分贝表示，即
式中 
输入电流为基准频率时，输出流量的幅值；
在某一频率下输出流量的幅值。
伺服阀的频宽通常是以幅频值为-3dB时的频率与零频率间的区间作为幅频宽，以相位角滞后90°时的频率与零频率间的区间作为相频宽。
频宽是衡量电液伺服阀的重要动态参数，是电液伺服阀响应速度的度量，说明了伺服阀在多大范围内能够精确复现输入信号。选择伺服阀时其频宽必须根据系统的实际需要来确定，频宽大则响应速度快，但过大会使电子噪音和颤动信号传到负载上去；频宽太窄又会限制整个系统的响应速度。
4）电液伺服阀的选择
（1）电液伺服阀选择原则：
电液伺服阀的工作原理、压力、额定流量和动态响应等性能必须满足被控系统的要求；
尽量选择通用型号的伺服阀；
注意伺服阀的电气性能与控制系统相匹配；
附属装置配套完整；
外形和工作液满足安装和系统装配要求；
性能稳定、工作可靠、使用寿命长、价格合理。
（2）电液伺服阀的选择
以电液伺服阀驱动双作用液压缸，直接带动惯性负载
、速度
、系统压力为
为
例。
Ⅰ.液压缸活塞面积
：
式中 
为最大负载力；
Ⅱ.确定负载流量
和负载压力，考虑负载的速度和负载力分别为和，则
Ⅲ.确定电液伺服阀的流量
，一般按照负载流量的1.1～1.3倍选择，然后计算空流量
由空载流量折算成样本压力
下的流量
为
Ⅳ.确定电液伺服阀的频宽，一般取负载固有频率的三倍以上；
Ⅴ.系统的供油压力必须在电液伺服阀样本的许可压力范围内，电液伺服阀的流量应该等于或稍微大于计算流量，如过大将造成浪费和系统精度与性能的降低。
液压伺服控制系统按照控制信号的类别和伺服阀的类型分为：机械－液压、电气－液压、气动－液压等几种，其中应用较多的是机械－液压和电气－液压控制系统。按照负载运动性质及输出量的物理量可以分为液压位置伺服系统、液压速度伺服系统、液压加速度伺服系统、液压压力伺服系统。按照液压功率放大器的类型还可以分为节流控制（阀控）式和容积控制（泵控）式。在机械设备中，主要有机械－液压伺服控制系统和电气－液压伺服控制系统，下面仅就机械－液压伺服控制系统和电气－液压伺服控制系统进行介绍。
1.机械－液压伺服控制系统
机械－液压伺服控制系统是一个闭环控制系统，是一个由机械装置将液压动力部件的输出反馈到输入端的机－液位置控制系统。该系统广泛地应用在一些具有自行式功能的建设机械的转向系统中、飞机舵面操作系统和液压仿型机床等。具有结构简单、工作可靠的优点。
机械－液压伺服控制系统的组成部分有伺服阀、液压缸和机械反馈机构。按照机械反馈机构的形式分为内反馈和外反馈两大类，液压缸体与伺服阀体刚性连接成一体组成反馈装置的系统称为内反馈系统，由机械连杆组成反馈装置的系统称为外反馈系统。
图7-15是外反馈式机械－液压伺服控制系统的原理图。
图7-15 机械－液压伺服控制系统原理图
(a)原理图 (b)差动杆位移图
系统采用四通阀控液压缸为动力部件，反馈部分采用杠杆装置，通过原理图可以看出，输入位移
和输出位移
通过差动杆AC进行比较，在B点给出偏差信号（阀位移）
。由图7-15b可以得出阀芯的位移
(7-14)
式中 
——输入放大系数
；
——反馈系数
。
设动力部件上的负载为惯性负载，外加力干扰，弹性负载很小可以忽略，给出动力部件的动态输出方程
如下
(7-15)
式中 
活塞有效面积；
液压缸总行程容积（包括阀、连接管道容积）；
阀流量增益；
阀芯位移的拉氏变换；
阀的压力流量系数；
油液有效体积弹性模量；
微分算子；
动力部件的液压固有频率；
动力部件的液压阻尼比；
FL 外加力干扰。
动态输出方程表示了液压缸对阀的输入位移和外载荷的响应特性。由式（7-14）和（7-15）可以画出系统的传递函数方块图如图7-16所示。
图7-16 机械-液压伺服控制系统传递函数方块图
通过方块图7-16可得出系统的开环传递函数
和闭环传递函数
分别为
（7-16）
式中 
开环放大系数，
。
（7-17）
式中 
闭环传递函数一阶环节的转折频率；
闭环传递函数二阶环节的固有频率；
闭环传递函数二阶环节的阻尼比。
因为系统是一个闭环系统，其稳定性是决定系统能否正常工作的必要条件，为了使系统稳定，必须使相位裕量和增益裕量均为正值。因系统的相频特性的相位滞后量稍大于90°，因此相位裕量肯定是正值。所以稳定条件就只需增益裕量为正值即可，由此可以得到系统的稳定条件为：
式中 
系统开环放大系数（开环增益）。
愈大，系统响应愈快，系统的稳态精度也愈高。但还要受到系统稳定性的限制。为了保证液压伺服系统的稳定性，通常规定相位裕量应该大于30°～ 60°，幅值裕量为6～12dB。由于液压阻尼比
和动力部件液压固有频率由执行元件和负载决定，当位置控制系统未加校正时，
通常取值在0.1～0.2范围内，所以开环系统放大系数大约限制在动力部件液压固有频率的20％～40％。这个值可以作为设计未加校正系统的经验数值。另外，系统稳定性还要受到整个系统结构刚度的影响，如执行元件与负载的连接刚度、反馈装置的刚度不足，将会使整个液压动力部件的固有频率降低，从而使稳定性变差。
系统的主要性能包括对控制信号输入的动态响应特性和系统误差。
动态响应特性指瞬态响应（时域响应）和频率响应。对机械－液压伺服控制系统而言，一般都能满足使用要求，不需采用特殊的校正措施。
对机械－液压伺服控制系统来讲，系统总误差由稳态误差和静态误差组成，跟随误差（由给定输入信号引起的误差）和负载误差（由外负载力引起的误差）称为稳态误差；静态误差包括阀的死区、零漂、测量元件误差。为了保证系统要求的精度，总误差应该小于要求值，除了稳态误差外，还应该使系统的静态误差不超过误差总量的50％。
2.电液伺服控制系统
电液伺服控制系统主要有位置控制系统、速度控制系统和力控制系统等。电液位置伺服控制系统是最常见的伺服控制系统，有阀控系统和泵控系统，可以用于飞机、船舶、冶金和建设机械等。
电液位置伺服控制系统具有响应速度快、控制精度高的优点。图7-17是电液（阀控液压缸）位置伺服系统原理图，指令信号与从传感器检测的反馈信号经过比较放大后，输入电液伺服阀，经过阀的转换放大后输出液压能，液压能推动液压缸活塞移动，活塞移动的位置总是按照指令信号给定的规律变化。
图7-17 电液位置伺服控制系统原理图
图7-18是电液位置伺服控制系统职能框图。
图7-18 电液位置伺服控制系统职能框图
电液伺服阀的传递函数反映了功率级阀芯位移与输入电流的关系。当伺服系统的动力机构的液压固有频率
低于50Hz时，伺服阀传递函数可以用一阶环节近似表示
（7-18）
当伺服系统的动力机构的液压固有频率高于50Hz时，伺服阀传递函数可以用二阶环节近似表示
（7-19）
式中 
伺服阀的流量增益；
伺服阀的时间常数；
伺服阀的固有频率；
伺服阀的阻尼比。
因为电液伺服阀响应速度较快，动力机构的液压固有频率一般是回路中最低的，放大器和阀固有频率比动力执行机构的固有频率高，伺服系统的动态特性主要决定于动力执行机构。所以整个伺服系统的固有频率就可以认为等于液压马达或液压缸的固有频率，并且也可以忽略弹性负载的影响。通过如此简化，电液位置伺服控制系统的开环传递函数近似地写成
（7-20）
式中 ——开环放大系数，对动力部件，
——动力部件的液压固有频率；
——动力部件的液压阻尼比。
由式（7-20）可见，电液位置伺服控制系统的开环传递函数与机械－液压位置伺服控制系统的开环传递函数形式相同，说明了它们具有相同的分析方法和结论。
电液位置伺服控制系统的稳定性判据为：
电液位置伺服控制系统的精度分析也与机械－液压位置伺服控制系统相同。
3.液压伺服系统的设计
液压伺服系统的设计包括静态设计和动态校验，如果静态设计不能满足动态指标的要求，则还需要对静态设计的有关参数进行修改或采用校正手段对系统进行有效的补偿和改进，以满足系统在动、静态方面指标要求。
液压伺服系统设计步骤如下：
（1）明确系统的应用要求和用途，确定有关的技术指标，可靠性要求等；
（2）掌握负载的性质和控制对象的运动工况、计算与控制对象运动规律相关的参数：如惯性力、粘性力、弹性力负载等；计算运动部件的速度、加速度，画出速度、加速度图；
（3）掌握系统的工作环境：如环境温度、湿度、粉尘、冲击、振动等情况；
（4）阅读技术文件、掌握系统的技术指标，如功率、效率、精度（包括静态误差、稳态误差、总误差）、动态品质如稳定性（包括稳定裕度、相位稳定裕度）、动态响应品质（包括频宽、过程过渡时间、超调量等；
（5）确定控制方案：根据所选定的控制方案，拟定控制系统的整体结构，绘制控制系统的原理方框图；
（6）进行静态设计计算：根据系统要求和负载性质、运动工况、选择液压动力部件的结构形式和参数，主要包括系统压力、流量等，分析控制系统的工作循环状况，绘制系统的负载工况图；
（7）选择液压元件：根据系统的静态设计计算和匹配要求，选择伺服阀、比例阀、泵等有关元件和其它执行元件的类型；
（8）根据系统的工作状态和精度要求，初步确定系统的开环增益，选择检测元件、反馈元件、放大元件和其它元件；
（9）写出有关元件的运动方程和数学模型（传递函数）；
（10）绘制系统的方框图，写出系统的开环和闭环频率特性；
（11）分析系统的稳定性、校核系统的频宽；
（12）通过仿真或计算分析系统的过渡状态，校核动态品质；
（13）误差的分析与计算（或估算）：分析计算稳态误差，校核系统精度指标；
（14）修改设计：如果系统的精度或者动态品质不能满足使用要求，修改动力部件参数，或者采用校正方法，或者采用补偿方案，直至满足要求为止；
（15）选择液压源和辅助元件以及设备；
（16）模拟试验，必要时对以上设计进行修改或者调整，直至满足系统要求为止。