2.2 挖掘機常用液壓系統工作原理

2.2.1 液壓系統概述

液壓系統是挖掘機的重要組成部分之一。按照挖掘機工作裝置和各個機構的傳動要求，把各種液壓元件用管路有機地連接起來就組成一個挖掘機液壓系統。它是以油液為工作介質、利用液壓泵將內燃發動機的機械能轉變為液壓能并進行傳遞，然后通過液壓缸和液壓馬達等執行元件將液壓能轉變為機械能，進而實現挖掘機的各種動作。按照不同的功能，可將挖掘機液壓系統分為三個基本部分：工作裝置系統、回轉系統和行走系統。挖掘機的工作裝置主要由動臂、斗桿、鏟斗及相應的液壓缸組成，它包括動臂、斗桿、鏟斗三個液壓回路。回轉裝置的功能是將工作裝置和上部轉臺進行回轉，以便進行挖掘和卸料，完成該動作的液壓元件是回轉馬達。回轉系統工作時，必須滿足如下條件：回轉迅速，起動和制動無沖擊、振動和搖擺，與其他機構同時動作時，能合理地分配去往各機構的流量。行走裝置的作用是支撐挖掘機的整機質量并完成行走任務，多采用履帶式和輪胎式機構，所用的液壓元件主要是行走馬達。行走系統的設計要考慮直線行駛問題，即在挖掘機行走過程中，如果某一工作裝置動作，不至于造成挖掘機發生行走偏轉現象。

目前應用于液壓挖掘機的液壓系統主要有三種類型：一是在國內比較常見的負流量系統，二是正流量系統，三是歐州最為常用的負載敏感系統。正流量系統與負流量系統一般都是開中心系統，負載敏感系統一般為閉中心系統。

在操控性方面，因歐美地區的生活水平較高，整機的操作人對整機的可操作性要求高。因此，動作具有可預測性且與負載無關的負載敏感系統在歐州最為常用，但其價格較高。在我國，由于很長一段時間勞動力相對便宜且勞動力充足，因此，更偏向于采用需要經驗比較豐富才能操作好與負載壓力有關的負流量系統。目前，一般的小型液壓挖掘機也會采用負載敏感系統。但隨著我國生活水平的提高、勞動力成本的上升，負載敏感系統將會逐漸代替傳統的負流量系統和正流量系統。

2.2.2 負流量、正流量系統

液壓挖掘機采用負流量和正流量系統的多路閥都是開式的六通型多路閥，其微調特性可以參考文獻。這里簡述其工作原理：

如圖2-10所示，多路閥入口壓力油經一條專用的直通油道，即中立位置回油道（P→P₁→C→T）回油箱。該回油道由每聯換向閥的兩個腔（E，F）組成，當各聯閥均在中間位置時，每聯換向閥的這兩個腔都是連通的，從而使整個中立位置回油管道通暢，液壓泵來的油液直接經此油道回油箱。當多路閥任何一聯換向閥換向時，都會把此油道切斷，液壓泵來的油液，就從這聯閥經已接通的工作油口進入所控制的執行元件。

換向閥閥桿在移動過程中，中立位置回油道是逐漸減小最后被切斷的，從此閥口回油箱的流量是逐漸減小，并一直減小到零；而進入執行元件的流量，則從零逐漸增加并一直增大到泵的供油量。

因此，采用六通型多路閥的液壓挖掘機，其液壓泵輸出的油液被分成兩部分：一部分用來驅動液壓缸或液壓馬達工作，屬于有效流量；另一部分通過多路閥的中位回到油箱，屬于無效流量。要提高系統工作效率，就需要減小無效流量，無效流量占總輸入流量的比例越小越好。

1.負流量系統

（1）工作原理

在挖掘機領域，為了減少六通多路閥中產生的旁路回油損失，目前廣泛應用于中型液壓挖掘機的是負流量系統。如圖2-11所示，在多路閥的最后一聯和油箱之間設置流量檢測裝置，主控閥中有一條中心油道P₁-C，當主控閥各閥芯處于中位時（手柄無操作時）或者閥芯微動時（手柄微操作時），液壓泵的液壓油通過多路閥中心油道P₁-C到達主控閥底部流量檢測裝置，經過底部流量檢測裝置節流口的增壓產生方向流。當回路中所有換向閥閥芯處于中位，泵的全部流量卸荷時，通過節流口的流量q達到最大值，負流量控制壓力Δp也最大。負流量控制壓力Δp=Δp_max（Δp_max由與節流口NR1或節流口NR2并聯的溢流閥調定）。由FR或FL取出的信號控制泵的排量與旁路回油流量成負線性關系，從而降低旁路回油功率損失。當多路換向閥任意一聯處于最大開度時，液壓泵輸出流量幾乎全部進入相應的執行器，通過節流口的回油量很小（接近于0），負流量控制壓力Δp最小，幾乎為零，此時主泵的排量自動增加到最大以滿足作業速度的需要。當多路換向閥的開度在中位和最大開度之間微動時，變量泵的控制壓力Δp在Δp_max~Δp_min之間，而液壓泵的排量也在最小和最大排量之間變化，且p_i越大，液壓泵的排量越小，即液壓泵的控制壓力與液壓泵的排量成反比。

在圖2-12中，用三個節流閥來模擬采用負流量的多路閥等效控制回路，它們的開口大小均受手柄（圖中未給出）的控制，具體操作過程為：手柄行程越大，對應的二次先導壓力也會越大，由二次先導壓力控制的主閥芯的開度也會越大；與之對應，主閥芯的開度越大，即圖2-12中進油節流閥的開口越大，主油路分向執行器的油越多，執行器的速度就會越快，通過中位流經流量檢測裝置的油（即圖2-12中旁路回油節流）越少，負流量控制壓力就會越小。反之，如果手柄行程越小，對應的二次先導壓力也會越小，由二次先導壓力控制的主閥芯的開度也會越小；與之對應，主閥芯的開度越小，主油路分向執行器的油（即圖2-12中進油節流）越少，執行器的速度就會越慢，通過中位流經流量檢測裝置的油（即圖2-12中旁路回油節流）就越多，負流量控制壓力就會越大。如圖2-13所示，主泵根據負流量控制壓力的大小對其排量進行控制。負流量控制壓力越大，主泵的排量控制伺服活塞大腔的壓力降低，排量減小；反之，負流量控制壓力越小，液壓泵的排量控制伺服活塞大腔的壓力升高，排量減增大，這就是負流量系統的控制特性。

（2）節能特性分析

負流量控制系統本質上是一個恒流量控制，通過在多路閥旁路回油通道上設置流量檢測單元，最終達到控制旁路回油流量為一個較小的恒定值，最終轉換成旁路回油節流口處的恒壓控制。負流量控制系統的關鍵點是旁路回油壓力如何設定，旁路回油設定壓力高，則泵的輸出壓力也高，系統可以迅速建立起克服負載所需要的壓力，系統的調速性較好，駕駛人操作時無滯后感；但旁路損失功率增大，尤其是當驅動輕負載時，旁路回油設定壓力過高并無實際意義。反之，旁路回油設定壓力低時，系統調速性能會變差，但更為節能。當前，旁路回油設定壓力一般設定在3～5MPa左右。下面分析負流量系統能耗高的主要原因。

1）液壓挖掘機不工作時的能量消耗。以川崎中型挖掘機用負流量系統為例，即使操作手柄處于中位，一個變量泵仍然有20~30L/min左右的流量通過多路閥中位進入油箱，雙泵系統則大約有60L/min左右的流量損失。按當前的旁路回油設定壓力5MPa為例，即使挖掘機不工作，其旁路損失功率也有5kW。如果把負流量的中位流量調小，又會造成執行器工作時的響應速度不快。

2）挖掘機實際作業工況時的能量消耗。輕載移動時，一般速度較快，系統壓力較小，大部分液壓泵的流量進入液壓缸或液壓馬達的驅動腔，而通過多路閥中位進入油箱的流量較少，負流量控制壓力較小，液壓泵的排量也較大；但當負載增加到很大，執行器的速度較小，一般情況下先導操作壓力也較小，多路閥并沒有越過調速區域，進入負載驅動液壓缸或液壓馬達的驅動腔的流量較小，通過多路閥中位回到油箱的流量會增大，然后液壓泵排量逐漸減小，當旁路流量達到近30L/min后，液壓泵的排量也基本降到最小，負載的動作速度降到非常慢，系統壓力也基本在30MPa左右，通過計算，這種工況時的旁路節流損失大約為30kW（雙泵）。

（3）操控性分析

1）調速特性不好。六通型多路閥的比例調節區域是指多路閥的旁路回路P₁-C逐漸關閉，而P-A或P-B逐漸打開的過程，此時駕駛人會感覺負載速度會隨著先導手柄行程的變化而變化；一旦旁路回路P₁-C關閉，不管操作手柄的行程如何變化，泵的流量全部進入負載驅動液壓缸或液壓馬達或者在超載時通過安全閥回油箱，負載的速度不受手柄控制；但實際上，多路閥的旁路回路P₁-C關閉的閥芯位移很小，相當于閥口打開的初始階段，同時還受到負載壓力和泵流量的影響。

如圖2-14所示，負流量系統的調速是旁路回油節流和進油節流的組合，通過閥芯節流，控制進入液壓缸或液壓馬達的流量，由于是靠旁路回油節流建立的壓力克服負載壓力，因此調速特性受負載壓力和液壓泵流量的影響。如圖2-14所示，在輕載時，克服負載所需要的壓力較小，多路閥工作時，旁路節流從全開逐漸過渡到關閉，由于靠旁路回油節流建立的壓力不大，因此多路閥的閥芯并不需要越過一個很大的行程。因此，多路閥的閥芯調速行程大，死區小，多路閥比例可調行程大，操縱性能好；隨著負載壓力升高，需要旁路回油節流建立的壓力較大，多路閥閥芯的行程需要越過一個較大的行程，甚至越過了整個比例調節區域（旁路節流口完全關閉）后才能建立起克服負載所需要的壓力，因此，閥桿調速的死區（空行程）增大，有效的調速范圍行程減小，調速特性曲線（流量隨行程變化）變陡，導致閥桿行程稍有變化，流量變化就很大，閥的調速性能變差。

2）流量波動較大。開中心系統操縱性能的另一缺點是流量波動大，挖掘機在工作過程中，其負載壓力是不斷變化的，加之液壓泵的流量也在不斷變化，速度調整操縱不穩定，閥桿操縱行程不變，但隨負載變化和泵流量變化，液壓缸速度會產生變化。因此，開中心系統的調速性能不穩定，這是開中心系統的缺點之一。

由于工程機械大多為多執行器系統，當一個液壓泵供多個執行器同時動作時，因液壓油是向負載輕的執行器流動，需要操縱閥桿對負載輕的執行器控制閥進行節流。特別是像挖掘機這類機械，各執行器的負載時刻在變化，但又要合理地分配流量，以便相互配合實現所要求的復合動作，是很難控制的。

要滿足液壓挖掘機各種作業工況要求，同時實現理想的復合動作，是很困難的。例如，雙泵合流問題：挖掘機實際工作中，動臂、斗桿、鏟斗都要求能合流，但有時卻不要求合流；但對開中心系統來說，要實現有時合流，有時不合流是很困難的。各種作業工況復合動作問題：例如掘削裝載工況，平整地面工況和溝槽側邊掘削工況等，如何向各執行器供油，向哪個執行器優先供油，如何按操作人的愿望實現理想的配油關系也是很困難的。還有作業裝置同時動作時，行走直線性等問題。對于開中心系統光靠操縱多路閥閥桿來實現挖掘機作業動作要求是不行的。為此，設計師在開中心系統的設計上動足了腦筋，想了許多措施，如采用通斷型二位二通閥和插裝閥來改變供油，在油路上設置節流孔和節流閥來實現優先供油關系等。但采用了這些措施后，開中心系統仍然是不理想的，仍不能滿足挖掘機工作要求和理想的作業動作要求。

3）對負載實際所需流量的敏感性不強。負流量的第三個缺點是對流量需求的變化不夠敏感。首先，負流量的壓力信號是要在多余流量產生以后通過節流閥口產生，這已經是先發生了流量不匹配的結果了。只有當液壓泵和液壓閥的流量供需之間出現不匹配時，對流量才有糾正作用，這在本質上是一種事后補償機制。其次，液壓壓力傳遞需要一定的延時，同時液壓泵的排量響應需要一定的時間。因此，執行器的速度并不能及時跟隨液壓閥開度的變化，使得操作人感覺到系統的操控性較差，手感不好。

4）液壓泵變量機構磨損快。為了得到較高的流量精度，反饋環節需要持續不斷地對液壓泵的變量機構進行微調，這在客觀上加劇了液壓泵變量機構的磨損，使得液壓泵的壽命大大降低。

（4）典型應用

負流量控制系統起源于日本。20世紀80年代出現在挖掘機上，90年代廣泛用于中型挖掘機。它結構簡單，有一定的節能效果，日本大量的中型挖掘機采用此系統。

日本川崎（KAWASAKI）公司制造的K3V系列主泵（圖2-15）及KMX系列主閥所組成的系統是典型的負流量控制系統，已得到廣泛的應用。該系統采用的就是小孔節流的流量檢測方法，結構簡單、易于實現。

另外一種流量檢測裝置是用射流元件進行流量檢測。典型代表為日本小松（KOMATSU）公司制造的用于PC200-5、PC300-5、PC400-5型挖掘機上的節能系統OLSS（開中心負載傳感系統）。所謂“中心開式”是指主閥處于中位時閥芯是開放的，回油道由此通過。在主閥回油道上裝有射流傳感器，它與系統中的負流量控制閥（NC閥）共同控制主泵變量機構（伺服缸）。回油量越大，射流傳感器輸出的傳感壓差也越大，NC閥輸出的控制壓力就越小，主泵流量就越小。這與負流量控制系統總效果是一致的，所不同的是主泵控制壓力與主泵流量q成正比，而非負流量控制關系。德國力士樂公司作為液壓元件制造的龍頭企業并不看好負流量系統，因此并沒有推出關于負流量系統的多路閥和液壓泵。

2.正流量系統

（1）工作原理

如圖2-16所示，正流量系統和負流量系統相類似，主要區別在于前者直接采用手柄的先導壓力控制主泵排量，故手柄的先導壓力同時并聯控制系統流量的供給元件和需求元件，這就克服了負流量系統中間環節過多、響應時間過長的問題。如果合理配置主閥對先導壓力的響應時間和主泵對先導壓力的響應時間，從理論上可以實現主泵流量供給對主閥流量需求的無延時響應，實現了系統流量的“所得即所需”。正流量系統一般分成液控和電控。液控正流量系統是通過多個梭閥把先導操作壓力的最大壓力引入變量泵的控制油路，具有一定的傳遞延時；電控正流量系統通過壓力傳感器檢測最大先導操作手柄壓力，該壓力信號作為變量泵控制器的輸入信號，根據一定的算法，通過控制電比例減壓閥來控制液壓泵的排量。

正流量系統必須對輸入到主泵控制器的先導信號進行選擇，最常見的方式是通過增加梭閥組，將操作手柄輸出的先導信號進行選擇，一般選取最大的先導信號作為主泵的排量控制信號。由于增加了梭閥組，相應的正流量控制系統也提高了復雜程度和制作成本。另外一種方式是對先導壓力利用壓力傳感器轉換成電信號，微處理器將所有的電信號相加，再通過正比例調節減壓閥來控制液壓泵的排量。

（2）節能特性分析

正流量控制系統的先導控制信號由于可以獨立于主換向閥而單獨存在，其控制信號可以是液壓系統的壓力信號，也可以是電控系統的電流信號，甚至可以是氣動系統的控制信號。由于該信號的完全獨立性，泵的斜盤傾角可以做到最小并趨近于零，輸出流量僅可維持系統再次起動工作即可（一般控制在2L/min以內）。由于沒有旁路流量檢測裝置，旁路回油壓力一般在0.6~3.0MPa之間，減小了不必要的功率損失。而在負流量控制的液壓系統中負壓信號的壓力大約是5MPa，此壓力只用于產生負壓信號；從而使得正流量的挖掘機在完成同樣工作量的情況下比負流量控制的挖掘機省油。與負流量系統相比，正流量機型可以節油12%左右，提高作業效率約9%。

但實際上，正流量系統也存在不節能的工況：比如當手柄最大，主泵工作在最大排量，如果此時負載較大，速度較慢時，系統壓力高，但執行器只需要一點流量，即大部分油液通過中位回油箱。此時需要駕駛人待克服負載的壓力建立后降低先導操作手柄的行程，進而降低液壓泵的排量。這也是同一機型不同駕駛人操作時節能效果不一樣的典型案例。

（3）操控性分析

1）優點。在正流量系統中，由于泵的控制信號采集于二次先導壓力，此壓力信號同時發送至液壓泵和主控制閥，這就使得兩者的動作可以同步進行。這即是“與負流量相比，正流量操作敏感性好”的主要原因。

2）不足之處如下。

① 比例調速特性不好。由于六通多路閥的中位直接通油箱，位于調速區內的閥芯難以形成克服負載的系統壓力，直到閥芯基本越過調速區后液壓油才開始進入工作缸，因此該系統會造成液壓缸速度突然加快。在重載時，正流量系統的調速特性比負流量差，如圖2-17所示。

② 與負流量相比，正流量更不穩定。正流量系統一般采用較多的梭閥選出最高的控制壓力，系統較為復雜；同時多個梭閥會造成控制壓力信號的傳遞滯后，可能會對系統的穩定性帶來不利的影響。

③ 負載所需流量難以精確估計。挖掘機是一個速度控制系統，一般認為先導操作手柄的行程越大，先導控制壓力越大，所希望的執行器速度也越大，故所需要的流量也越大。但如果正流量泵的控制壓力是來源于梭閥所選擇的最大壓力，那么存在以下問題。

這個最大壓力來源于哪個執行器的先導操作手柄，對于液壓泵來說并不知道，是否多個操作手柄都是輸出最大壓力也不知道。比如當動臂上升的先導控制壓力最大時，而其他先導操作壓力為零時，動臂按某個速度上升，此時只要其他操作手柄離開中位，其實此時負載所需要的流量增大了，但液壓泵的排量并未增大，因此動臂上升的速度下降了。在判斷負載所需要的流量方面，正流量系統甚至不如負流量系統，只是正流量系統比負流量系統響應更為迅速。

以液壓挖掘機為例，先導操作手柄包括機械臂、斗桿、鏟斗、回轉、左行走和右行走。那么只要其中一個先導操作手柄輸出最大壓力，液壓泵就會輸出最大流量。那么當控制壓力變化時，主泵排量的變化規律如何設定？實際上，不同執行器希望排量和控制壓力的變化規律是不同的，這點可以通過多路閥控制不同執行器的每聯比例換向閥的控制壓力-通流面積的特性關系看出來。因此，正流量的主泵排量變化特性難以同時滿足不同執行器的需求。

挖掘機執行器輸出力大但所需要的流量很小。先導操作手柄輸出壓力的大小并不是表征負載所需要的流量大小，而是輸出力的大小。比如強力挖掘時，鏟斗碰到較重負載時，往往鏟斗的操作手柄輸出壓力很大，以產生一個較大挖掘力，但此時所需要的流量幾乎為零；挖掘機在側壁掘削時，為了保證挖掘的垂直性，一般會通過操作回轉先導手柄使轉臺產生一個對側壁的反向作用力，防止側壁掘削過程的鏟斗反推。因此，完全通過先導操作壓力信號來預估流量，本身也是存在問題。

④ 流量波動大。和負流量系統一樣，都沒有采用節流閥口的定壓差控制，都是采用開中心的六通型多路閥，都只能實現較小行程的微調特性，也同樣存在分流和合流問題。

（4）典型應用

正流量控制系統多見于德國力士樂（Rexroth）公司產品，它需要較多的梭閥組予以支持，目前的用量正在減少。德國力士樂公司制造的A8VSO系列主泵及M8和M9系列主閥所組成的系統是正流量控制系統，具有較強的功能。該系統需配梭閥組，較負流量控制系統復雜一些。該類系統只能根據先導壓力最大的一路閥的開度控制液壓泵的排量，其他各閥的開度無論大小均不參與控制過程，在各閥同時操作時亦不能進行流量的疊加。川崎K3V112DTP系列主泵和川崎KMX15RA系列主閥也可以組成正流量挖掘機液壓系統。

為了改善正流量控制中液壓泵的控制性能，力士樂公司的7M9-25主閥預留了液壓泵的電控功能。每個主閥的先導壓力利用壓力傳感器轉換成電信號，微處理器將所有的電信號相加，并通過正比例調節減壓閥來控制液壓泵的排量，即使所有的執行器同時動作，也能使主泵的排量調節到滿足系統的要求。

目前整機上應用的典型代表為三一、福田雷沃、日立建機和神鋼等。

2.2.3 負載敏感系統

1.工作原理

（1）傳統負載敏感系統

正、負流量控制系統能使泵的排量根據檢測到的控制信號自動調節，使泵流量隨負載的變化而變化，實現按需供給。但這兩種系統中的流量不僅與節流閥的開口面積有關，而且受負載變化的影響，負載調速區域小，流量調整行程小，并存在負載漂移現象，即操縱桿位置不變，隨負載改變，執行器速度發生變化，微調和精細作業困難，調速性能較差。

工程機械的液壓系統屬多執行器復合動作系統，為了提高系統的操控性，當前小型液壓挖掘機一般采用負載敏感系統。負載敏感系統的類型也包括定量泵負載敏感系統（圖2-18）和變量泵負載敏感系統（圖2-19）以及多變量泵負載敏感系統（中型挖掘機應用）等。其基本原理是利用負載變化引起的壓力變化，調節泵的輸出壓力，使泵的壓力始終比負載壓力高出一定的壓差，約為2MPa，而輸出流量適應系統的工作需求。負載敏感系統中采用執行器的速度與負載壓力和液壓泵流量無關，只與操縱閥桿行程有關，獲得了較好的操作性。

以變量泵負載敏感系統為例，負載敏感方式為液壓-機械控制，通過閥組和壓力檢測網選擇出最高的負載壓力，用選出的最高壓力控制變量泵斜盤的傾角。為了使各個執行器的動作不受負載壓力變化的影響，在每一個控制閥的進口都裝有壓差補償器以保證控制閥的壓差穩定，這即是為什么采用負載敏感系統的挖掘機比負流量/正流量系統的挖掘機的操控性更好，具有動作可預知性且與負載無關的原因。

由于流量分配型壓力補償閥的出現，使得單泵多執行器的負載敏感控制變得更為實用。因此，采用這種負載敏感系統的挖掘機普遍采用單泵供油方式，從而省掉復雜的合流控制功能，使液壓系統變得更簡單，可靠性更高。

（2）抗流量飽和負載敏感系統（LUDV）

傳統的負載敏感系統實現了系統的負載適應控制，但當多個執行器同時動作時，泵的流量可能會出現飽和。實際上，一般工程機械中泵的輸出流量不會按幾個執行器最大流量的相加進行設計，因此泵的流量飽和現象在工程機械中經常發生。對于液壓挖掘機等工程機械，常見發生流量飽和的工況如下。

1）當以最高速度同時驅動幾個執行器，使每個操作閥的操作量都為最大時，泵的輸出流量就會不足。

2）在以最大操作量對高負載進行復合操作時，更加劇了泵輸出流量的不足。

3）如果挖掘機在進行一些比較精細的作業（如挖掘機對地面平整等）時，一般原動機都處于低轉速工況。

當泵的流量不足時，首先泵的輸出壓力會下降，不能達到比任意時刻的最大負載壓力高出壓差補償閥的某個壓差，使得最高負載的執行器的前后壓差較小，進入最高負載的執行器的流量減少，執行器的速度降低，這樣就不能實現多執行器的同步操作要求。

LUDV系統是以執行器最高負載壓力控制泵和壓力補償的負載獨立流量分配系統。當執行器所需流量大于泵的流量時，系統會按比例將流量分配給各執行器，而不是流向輕負載的執行器。該系統中的壓力補償閥位于多路閥后側，變量泵輸出的流量流經節流閥至壓力補償閥，而壓力補償閥另一端則是通過梭閥選擇的系統最大負載壓力，液壓系統原理如圖2-20所示。

根據薄壁小孔的流量方程：

式中，q為通過小孔流量；C_d為小孔流量系數；A₀為小孔通流截面面積；Δp為小孔進出口壓差；ρ為液壓油密度。

流經兩個閥的流量分別為

壓力補償閥出口壓力與負載壓力差（假設p₁>p₂）：p_m1-p₁=p_k1，p_m2-p₁=p_k2，其中p_m1和p_m2分別為兩個操縱閥出口壓力，p_k1和p_k2分別為兩個壓力補償閥的彈簧預壓力。調整兩個壓力補償閥的彈簧預壓力p_k1=p_k2，則p_m1=p_m2，從而保持操縱閥進出口壓差一致，Δp₁=Δp₂=常數，即兩回路所得的流量只與操縱閥的開度成比例，各回路流量按操縱閥的通流面積成比例分配。

與負載敏感系統相比，泵輸出流量不足時，在壓力補償閥的作用下，仍可以使多路閥閥口上的壓差繼續保持一致。在這種情況下，雖然執行器的工作速度會降低，但由于所有閥口上的壓差一致，因此各執行器的工作速度之間的比例關系仍保持不變，從而保證了挖掘機動作的準確性。

德國Linde公司生產的LSC系統也是一種抗飽和負載敏感系統，是林德公司在1988年登記的專利，基本原理是采用先節流后減壓的二通調速閥原理，較好地解決了抗流量飽和問題。LSC系統一般由一個帶負載敏感功能的HPR液壓泵和一組帶負載敏感功能的VW閥組成。圖2-21為林德LSC系統的原理圖。

德國力士樂（Rexroth）公司進一步發展了稱為LUDV的抗流量飽和負載敏感控制原理，也是一種閥后補償的負載敏感系統。力士樂公司在1991年申請了用于單執行器的專利，在2003年申請了用于雙執行器的專利。目前，力士樂的主閥SX14和液壓泵A11V09的組合就是典型的LUDV系統。M7-22型液控多路閥（20t挖掘機用）也是LUDV原理，在需求流量大于動力源所能提供的最大流量時，所有執行器運動速度按相同的比例減小，保證了速度的相對穩定性。

此外，日本小松公司的PC-7系列挖掘機采用的是閉中心負載敏感系統（CLSS——Close Load Sensing System）。該系統由兩個主泵、操作閥和執行元件等構成，其主泵的負載敏感閥起到感知負載，對輸出流量進行控制的作用。

2.節能特性分析

（1）采用負載敏感技術的系統節能原理

采用負載敏感后，對于定量泵負載敏感系統可以實現液壓泵出口壓力始終只比負載最大壓力大某個壓差，實現了按需供給；變量泵負載敏感技術更是同時實現了壓力和流量都與負載相適應。因此，主泵的輸出功率是根據負載的需求提供的，液壓系統中并沒有多余的功率消耗。這即是負載敏感技術的節能原理。

（2）負載敏感技術的系統能耗分析

1）空載流量損失。空載流量損失是指挖掘機在不工作狀態下液壓系統自身內部消耗的能量。理論上負載敏感系統無空載流量損失，不過由于主泵內部潤滑等的需要不可能做到空載時無輸出流量，因此實際上負載敏感系統仍然有部分空載流量損失。從空載流量損失方面評價，負流量系統損耗最高，正流量和負載敏感系統相對損耗較低。

2）操作手柄全開時的能量損失。在單執行機構時，與正負流量相比，其壓力損失約多1.3MPa。在復合動作時，與正負流量相比，其壓力損失約多1MPa。因而在操作手柄全開時，負載敏感系統的能量損失會較多。

3）操作手柄非全開時的能量損失：正負流量同為旁路節流調速，當負載很大，其旁路節流損失也很大。這種情況最突出的是在精細模式時。試想如果負載壓力高達30MPa，此時負載又需慢速工作，對負流量在旁路將有近30L/min的旁路節流流量，這將是很大的能量損失。而負載敏感系統只表現為主泵至主閥的2MPa左右的控制壓力損失。因而在操作手柄非全開時，負載敏感系統節能效果更好些。

主要原因如下：

首先，雖然負載敏感系統采用閉中心的多路閥，不存在中位損失，但負載敏感原理的控制量是壓差，可稱為壓力匹配型的負載敏感技術。這種技術的缺陷是存在較大的壓差損失，最低也在2MPa左右。

其次，在單泵多執行器系統中，主管道仍有附加節流損失。盡管在單一執行器工況，它的效率很接近閉式容積傳動系統，但在多個變化較大的執行器并聯的工況下，由于只能與最大負載相適應，效率將大幅下降。以液壓挖掘機為例，由于挖掘機工作中各個執行器驅動的負載相差極大，而負載敏感只能和最高負載相匹配，所以仍存在很大的能耗，尤其是在輕負載執行器的控制閥口上。研究表明，消耗在控制閥上的能耗超過30%。這即是為什么在中大型液壓挖掘機上如果采用負載敏感技術，一般采用多泵負載敏感技術的原因。

3.操控性分析

（1）可操作性更好

為了使各個執行器的動作不受負載壓力變化的影響，負載敏感系統在每一個控制進入液壓缸或馬達驅動腔的流量控制閥的進口都裝有壓差補償器以保證控制閥的前后壓差穩定，這樣控制閥的流量取決于閥口開度，與負載大小無關，即在不同負載時，只要手柄的行程一致，執行器的速度基本相同。因此，負載敏感系統的優點在于能完全按駕駛人的意愿分配流量，因而其操作性能優于正負流量系統。

（2）執行器的速度響應較負流量、正流量差

泵出口壓力和最大負載壓力的差值一般設定為2MPa，從節能角度出發，是否可以降低壓差？其實這個參數不僅會影響整機的節能效果，也會影響執行器速度的動態響應。采用正流量或負流量的六通型多路閥為開中心系統，開中心中位時主泵始終有部分流量，一旦需要驅動負載時，液壓泵不需經過起動階段，響應速度比采用負載敏感技術的閉中心系統要快。由于負載敏感系統空載時沒有液壓油通過主閥，因而其響應速度慢于正負流量系統。但可使操作柔和，微動性能比較好。實際上，一種理想的負載敏感壓差控制方案應該是變壓差控制方案。當執行器開始工作時，增大壓差以提高執行器的動態響應，待執行器起動后，降低壓差以降低能量損失。

（3）液壓-機械壓力檢測管道的時間常數的影響及其穩定性

當壓力檢測管路較長時，管路的時間常數對系統動態特性有負面影響。負載補償存在液壓執行元件壓力建立階段，引起負載壓力檢測信號的延遲，導致系統動態過程產生振蕩，甚至不穩定。因此，功率適應泵和負載敏感閥需經過仔細的動態設計，才能配套使用，導致元件的互換性比較差。也就是說，倘若你選用某家公司的功率適應泵，而采用另外一家公司的負載敏感閥，盡管規格匹配，元件合格，組成的系統卻可能失效。

為了簡化先導控制管路、消除先導控制管網引起的滯后，國外進一步發展了用電子比例閥代替液控減壓閥的負載敏感技術。采用電液負載補償可以克服該缺點，其主要特點是，取消機液負載補償閥，通過檢測液壓控制閥兩端的壓差及閥芯位移，計算出通過該閥的流量，實現內部流量閉環控制；傳統的負載敏感油路通過梭閥切換多路閥的最高聯負載，通過液壓管路傳遞系統壓力，當管路比較長時，系統將出現不穩定現象，而且所傳遞的壓力為執行器一端的壓力，對另一端的壓力一般不作檢測。如果仍按原先的控制方式，將出現一些異常工況；而電液負載敏感的方法是通過在執行器兩端安裝壓力傳感器，比較多路閥最高聯的壓力，最終控制執行系統壓力。由于電信號的傳遞幾乎沒有延時，響應性能得到改善。

（4）流量波動較正流量、負流量更小，但存在初始階躍沖擊

負載補償閥一般采用定差減壓閥（圖2-22），負載補償閥在初始工作狀態時主閥口處于全開狀態。一方面負載補償閥自身為一個典型的質量-彈簧-阻尼系統，閥芯從全開位置移動到目標位移需要一個動態響應過程；另一方面閥芯從全開位置移動到目標位置時，閥芯的彈簧腔被進一步壓縮，類似一個泵效應，彈簧腔的液壓油會被擠壓出來，進一步增大了出油口的液壓油流量，使得系統流量會產生一個階躍沖擊，如圖2-23所示，因此導致補償特性較差。

4.主要研究進展

負載敏感系統發展于20世紀80年代的歐洲，越來越廣泛地運用于中小型挖掘機上，節能效果顯著。它在各執行器同時工作時，流量供給只取決于操縱手柄的開度，而與負載大小無關，這克服了開中心閥與負載有關的缺點，使得作業的可控性增強。德國力士樂公司的LUDV系統、林德公司的LSC系統、日本小松公司的CLSS系統（圖2-24）以及日立建機公司的負載敏感系統等都屬于這一類。

負載敏感系統早在20世紀60~70年代就被提出，但直到1988年才在歐洲真正用于液壓挖掘機。進入90年代后，日本也開始在這方面進行研究，并推出了一系列相應的挖掘機產品，如小松公司的PC200-6、日立建機的EX200-2等。目前，商業化的負載敏感系統類型見表2-1，典型的小噸位單泵負載敏感系統一般采用Rexroth的A10V+LUDV閥成套使用，采用閥后補償的多路閥，具有抗流量飽和的功能。該系統一般采用閉中心控制系統，避免了旁路節流損失，但仍不能解決負值負載導致的出口節流損失以及多執行器導致多路閥的聯動節流損失。此外，該系統在多執行器同時工作時，如果執行器的負載差別較大，系統的能量損失仍然很大。工程機械的復合動作較多，如何解決多執行器同時運行時，低負載執行器能量消耗的問題，是負載敏感系統的難點之一。

由于挖掘機工作中各個執行器驅動的負載相差很大，而負載敏感和負流量控制只能和最高負載相匹配，所以仍然存在很大的能耗。研究表明，消耗在控制閥上的能耗超過30%，所以，降低液壓系統的能耗一直是該領域的重點研究課題。代表性的工作有，20世紀90年代初德國研究者在負載敏感控制基礎上提出電液負載敏感控制原理，用壓力傳感器取代復雜的壓力檢測管網，通過閥口流量計算公式控制閥的流量，省掉了壓差補償器，簡化了系統的機械結構、降低了能耗；日本學者對采用高速開關閥控制壓力電閉環比例泵組成的電液負載敏感系統作了研究，并提出用比例壓力閥改變壓差補償器的補償壓差，實現抗流量飽和的流量分配控制。

傳統的負載敏感原理控制量是壓差，可稱為壓力匹配型的負載敏感技術。這種技術的缺陷是存在較大的壓差損失，最低在2MPa左右；系統的穩定性較差，容易引發振動。為此德國Aachen工大的Zaehe博士進一步提出無需壓力傳感器、按流量計算負載壓差和按總流量控制的多執行器原理。德國Braun-schweig大學的Harms教授提出根據比例閥的流量設定值或閥芯位置確定出負載所需流量，對泵的流量進行控制的流量匹配控制原理。這幾種方法均需檢測液壓泵的轉速和斜盤傾角，不便在移動設備中應用，當時并未引起足夠重視。直到2001年，Dresden工業大學液壓研究所的Helduser教授，進一步提出用位移傳感器檢測比例流量閥壓差補償器的開口量、泵出口旁通壓差補償器的開口量，不需要檢測泵轉速的流量匹配控制原理，這一技術才引起人們的關注。他的研究課題也獲得了德國國家基金DFG的連續資助，取得了降低能耗10%以上的效果，成為電液技術新的研究熱點。Dresden工業大學液壓研究所進一步發展了雙回路的流量匹配負載敏感技術，顯著降低了節流損失；國內浙江大學也對該項技術做了深入的研究。