多路阀液压系统（中位闭式负载敏感和压力补偿）
一、液压传动存在的问题 液压传动是工程机械理想的传动装置，工程机械的进步和发展依赖液压技术。目前工程机械是液压工业最大的市场，液压件一半以上用于工程机械，工程机械对液压技术提出了很高的要求，液压技术的发展主要是满足工程机械的需要，液压技术的水平主要体现在工程机械上，例如：液压件的大型化、小型化和高压化等，最高使用压力已达70MPa。工程机械和液压技术两者互相促进共同发展。 因此有必要深入分析液压传动的特点及其存在的问题，工程机械对液压传动所提出的要求，以便进一步提高和改进液压传动的性能。 液压传动通过管道连接传递能量，恰如生物血管，只需管路就能把能量输送到需要的地方。给设计布置上带来了很大的灵活性和方便性，液压传动容易实现各种运动形式，很适合工程机械多处需要动力，多作业装置，实现复杂运动的要求。 液压传动传递的功率密度大（单位体积或单位重量所传递的功率）、结构紧凑、重量轻，适合工程机械强劲有力，重型大马力的要求。 液压传动具有优良的传动性能，传动平稳，易防止过载，调速简单，具有无级变速性能，维修简单，使用寿命长等，能很好地满足工程机械的传动性能要求。 液压传动具有良好的操纵控制性能，液压是机械和电子的接口，电液控制是机电信一体化的关键技术。 但是液压传动存在着不尽人意的不足之处，有的已经改进，还有待解决的问题需进一步动脑筋。在工程机械使用过程中存在着以下需解决的问题。 1.节能要求：适应负载变化提供负载所需要的液压功率（流量和压力），尽量减少流量和压力损失，将节流调速改变为以容积调速为主，特别按负载需要提供负载所需的流量。要求液压系统能反向吸收作业装置的能量，具有能量再生利用的储能功能。 2.调速要求：希望操纵阀控制调速时，不受负载压力变化和油泵流量变化的影响，能按人的操纵指示来调速。 3.复合动作操纵要求：单泵供多执行器：当多执行器同时动作时，要求相互不干涉，能够操纵各执行器按所需流量供油。合理地分配流量，实现理想复合动作。 4.液压泵（单泵或多泵）和原动机的匹配问题：能充分利用原动机的功率，保持在发动机最大功率点工作，同时能防止发动机熄火；为了节能，要求液压泵和发动机联合工作在最经济点上。 5.单泵供多执行器压力损失问题：当单泵供几个执行器时，根据帕斯卡原理，系统压力由克服最大负荷所需压力来确定，因此供给负荷较低的油路中，必然存在压力损失，能不能利用电路中变压器这样东西来解决这个问题，人们正在探索。 上述的液压传动存在的问题，需要人们解决，推动着液压技术的发展，其中有些问题已解决，60年代提出了液压传动和控制的新概念——负载敏感（Load Sensing）和压力补偿（Pressure Compensation），就是解决节能、调速和复合动作等的一项技术措施。
二、开中心六通多路阀存在的问题 工程机械初期曾广泛采用六通多路阀，有二条供油路，直通供油路可组成优先油路，中位时直通回油箱进行卸载。并联供油路，组成并联油路。把二种油路采用各种方式组合起来，就构成了复杂多变的工程机械油路。 （一）操纵阀的结构简图和符号图：如图1所示。 图1 操纵阀结构简图和符号图 （二）操纵阀的开口特性和调速特性 操纵阀在中位时泵压力油P通过直通油道，通过各阀，最后回油箱T，执行器动作时P→D的阀口逐渐关小，P→A和B→T的阀口逐渐开大，其开口面积变化（方向阀的开口特性）如图2（a）所示。 图2 阀的开口特性和调速特性 其调速是采用旁路节流和进油节流的组合，其调速作用是通过阀杆节流，控制去油缸和回油箱的开口量来实现的，如图2（b）所示。 由于是靠回油节流建立的压力来克服负载压力，因此调速特性受负载压力和油泵流量的影响，如图2（c）所示，图中①表示低负载，②表示高负载。当滑阀行程一定，负荷压力增大，去油缸的流量减小，如图2（d）所示。 随着负载压力增加和液压泵流量的减少，阀杆调速的死区（空行程）增大，而阀杆有效调速范围的行程减小，调速特性曲线（流量随行程变化）变陡，阀杆行程稍有变化，流量变化大，使调速操作性能差。这是开式油路的一大缺点。 工程机械工作过程负载压力是不稳定变化着的，液压泵的流量也在不断变化，因此使其调速操作性能很不稳定，操纵困难。而且阀杆操纵力大，由于负荷压力变化引起阀口ΔP变化，液动力变化造成阀杆操纵力改变，操纵力的不规则性，使微调控制更加困难。 开式油路操纵性能另一缺点是：当一泵供多个执行器同时动作时，因液压油是向负载轻的执行器流动，需要对负载轻的执行器控制阀杆进行节流，特别是像工程机械这类机械，各执行器的负荷时刻在变化，但又要合理地分配流量，能相互配合实现所要求复合动作，是很难控制的，操纵性差。 另外开中心直通型油路由于很难控制去各执行器的流量，要适应工程机械各种作业工况的流量分配要求，不得不在多路阀中加上各种控制阀，因此有些工程机械不能采用通用多路阀，而必须采用专用多路阀，其结构很复杂。 总之，这类油路可控性差，司机要精确控制工作装置是很困难的，全靠司机感觉、经验和临场发挥。因此司机操作要求注意力高度集中，其精神负担和心理负担是很重的。
三、初期的负载敏感阀系统 该系统采用四通阀，并联供油。 （一）阀组入口压力补偿流量控制阀 阀组入口压力补偿系统如图3（a）所示。 该负载敏感系统由定量泵、阀组入口溢流阀型压力补偿器、操纵阀杆可变节流器和梭阀网络组成。在四通多路阀组入口处设旁通型压力补偿流量控制阀（又称溢流阀型压力补偿器或三通压力补偿器），其工作原理和调速阀相同，在定差溢流阀后，设节流阀组成调速阀。操纵阀杆可控的开口面积变化起可变节流阀作用（如图3b所示）。 操纵阀的进口压力和经操纵阀杆节流去执行器的压力分别引到定差溢流阀阀心的左右两端。当操纵阀多个阀杆同时动作时，通过梭阀网络检出执行器中负荷压力最高的压力，作用到定差溢流阀的右端。 图3 阀组入口压力补偿系统 通过操纵阀的流量 式中：c为流量系数，α为节流开度（与阀行程有关），g为重力加速度，γ为油的比重， Δp为补偿阀压差。 其中c，g，γ可认为是常数，则 该系统的特点是： 1.在操纵阀杆都处于中位时，溢流阀背面油压回油箱，起卸载阀作用，中位卸载压力为3.5bar左右。由于中位通过卸载阀卸油，操纵阀杆是封闭的，油液不通过阀杆，因此俗称闭心（闭中心）油路。 2.有一个操纵阀杆动作时，油泵通过该阀组的流量，由该阀杆的行程所确定，和其负载和油泵流量无关。泵的出口压力比负载压力约高10bar左右，（用于克服补偿器液阻和操纵阀液阻）。 3.泵入口旁通压力补偿阀只响应最高负载压力，多个操纵阀杆同时动作时，只是负载压力最高的得到补偿，该执行器流量由此阀杆行程确定。而其他阀杆操纵时的流量分配是不确定的。 4.溢流旁通型压力补偿阀可作为优先供油阀，即将旁通回油箱改为旁通供给下游阀。该阀首先保证它控制的阀的供油需要，剩下的才供给其下游阀。
（二）各阀杆单独压力补偿流量控制阀 仅在阀组入口设旁通型压力补偿流量控制阀，在多阀杆同时动作时，只是负荷压力最高的得到补偿，而其他阀杆流量是不确定的，为了解决此问题，在操纵阀各阀杆前增设减压阀型压力补偿流量控制阀（或称直通型或二通型压力补偿器），如图4（a）所示，减压阀型压力补偿流量控制阀结构如图4（b）所示。 该阀与调速阀工作原理相同，它是在定差减压阀后设节流阀组成调速阀，操纵阀杆可控开口面积变化，起可变节流阀的作用。操纵阀阀杆入口压力和经操纵阀杆节流后去执行器的压力分别引到定差减压阀阀芯的左右两端。 图4 各阀杆压力补偿系统 其通过流量 这时由于并联供油，油首先供给低压执行器，满足低压执行器的需要，流经低压操纵阀的压力降能达到补偿压力，其压力补偿阀能起控制流量作用。即泵流量不足时首先保证供给低压执行器，多余下来的油才供给高压执行器，此时流向高压执行器操纵阀的流量不足，达不到压力补偿阀起作用的压力。高压执行器动作速度降低，甚至不动（由于泵的油都供给负荷低的执行器，其油泵输出压力可能低于最高负荷压力）。 此时进入达到补偿压差的低压执行器，可由其操纵阀行程来控制其速度，达不到补偿压差的高压执行器，不能用操纵阀来控制其运动。 低压执行器和高压执行器的操纵阀杆行程和其速度关系如图5所示。 图5 （三）变量泵负载敏感系统 以上所述的是定量泵负载敏感压力补偿系统，执行元件调速采用节流调速，能量损失大，为了减少能量损失，应把节流调速改为容积调速，为此采用变量泵负载敏感压力补偿系统，如图6所示。 该系统采用了负载敏感泵，其变量机构由伺服油缸和油泵调节阀组成。 油泵调节阀左端受油泵压力P作用，右端受最大负载压力PL和弹簧力作用。 当左端油泵压力作用力小于右端最大负载压力和弹簧力作用时，阀在右位，伺服缸回油，在其弹簧力作用下，油泵处于最大排量位置。当左端油泵压力作用力大于右端最大负载压力和弹簧力作用时，阀在左位，油泵压力油进入伺服缸，压缩弹簧使油泵的流量减少。 图6 变量泵负载敏感系统 该系统当操纵阀都在中位时，所有负载压力线无油压都回油，油泵压力只需克服油泵调节阀弹簧力，就能使油泵调节阀处于左位，油泵油进入伺服缸，使油泵排量变得最小，实现中位卸载。 当油泵压力作用力大于最大负载压力作用力和卸载阀弹簧力时，卸载阀打开，油泵回油，由于卸载阀弹簧作用力设计成大于油泵调节阀弹簧作用力，因此油泵调节阀处于左位，油泵压力油进入伺服缸，使油泵排量变得很小，实现高压卸载。 当操纵某一操纵阀阀杆时，由于操纵阀杆节流，压力补偿阀和沿途阻力损失，使油泵压力P大于负载压力PL。当P作用力大于PL作用力加弹簧力时，使阀处于左位，压力油进入伺服缸，克服弹簧力，使油泵排量减小。由于油泵排量减小，使得操纵阀和压力补偿阀的节流压降和沿途压降都减小，则压差P－PL减小，使油泵调节阀向右移动，取得新的平衡，即操纵阀开度减小时，油泵排量也随之减少，实现容积调速，按需供油。 当多阀杆同时动作时，油泵响应最大负载操纵阀进行变量供油。 四．分流比（抗流量饱和）负载敏感阀系统 （一）概述 初期负载敏感压力补偿系统，当多个执行器同时动作，其流量需要超过泵的供油流量（即流量饱和）时，只有低压执行器能得到补偿，会出现负荷较大的执行元件速度变慢，甚至停止。使得几个机构不能同时动作，影响工程机械正常工作。 当出现流量饱和时，不能满足各执行元件流量的需要，较合理的方法是各执行元件都相应地减少供油量，对应各阀杆操纵行程，按比例分配流量。我们称这种系统为分流比负载敏感阀系统。 通常的负载敏感阀系统的特点是各操纵阀由独立的压力补偿器来设定阀杆的进口压力和出口压力之差是一定的。各阀杆的补偿压力可以设定为不相同，阀杆进出口压差是由弹簧力所决定。其主要问题是要起补偿作用必须油流经操纵阀产生的压降达到补偿压力。在并联油路中油优先流向低负荷执行器，在流量不足时，高负荷执行器得不到足够流量，因此不能起补偿作用。为了解决此问题，将压力补偿器进行改进，让它起负荷均衡器作用，低负荷的执行器通过压力补偿器的节流，使它与高负荷执行器的负荷压力相同，这样各路负荷相等，就避免了油优先流向低负荷执行器问题。 分流比负载敏感阀系统的特点是利用压力补偿器起均衡负荷作用，设计使得所有阀杆进出口的压差都是相等的，与各执行器的负荷状况无关。因为所有阀杆的进出口压差相等，所以各执行器同时动作时，通过各阀杆的流量只和该阀杆的行程（节流程度）有关。当流量饱和时，与各执行器负荷无关，根据各阀的行程成等比例地减少去各路的流量。如图1所示。 图1 分流比负载敏感阀系统抗饱和功能 起负荷均衡器作用的压力补偿阀可以布置在泵—操纵阀—执行器—回油，整个液压路线的任何处。 1.布置在泵—操纵阀之间：一般称为阀前补偿，如图2（a）所示。压力补偿阀在前，操纵阀节流调速在后，先补偿，后节流，操纵阀节流和换向作用合二为一。 2.布置在操纵阀—执行器之间：一般称为阀后补偿，由于执行器一般都是双作用，有两条油路，为了避免阀后两条油路设两个压力补偿阀，因此操纵阀增加一个节流油道。操纵阀节流调速在压力补偿阀之前，先节流后补偿，换向部分在压力补偿阀之后，如图2（b）所示。两者用双线相连，表示节流和换向两者组合成操纵阀。 3.布置在执行器和回油路之间：可称为回油补偿，操纵阀节流调速在进入执行器之前，执行器回油，经操纵阀后，通过压力补偿阀回油。 图2 压力补偿阀位置布置 根据压力补偿阀的布置位置，分流比负载敏感系统有以下三种形式： （二）阀前压力补偿分流比负载敏感系统 图3 阀前压力补偿分流比负载敏感系统 图3所示为林德公司分流比负载敏感系统，其特点是： 在每个操纵阀前设置压力补偿阀，此压力补偿阀阀心左端受油泵压力PP和其负载压力PL作用，右端受操纵阀前压力Pm和由梭形阀引入的最高负载压力PL1（设PL1>PL2，PL1＝PLmax）作用，对压力补偿阀1取力平衡得：（设阀芯左右面积相等）
得 操纵阀1 进出口的压差 对压力补偿阀2 取力平衡得 油流通过压力补偿阀2的压差为
操纵阀2 进出口的压差 即所有阀杆的进出口压差相等，为油泵进口压力和最高负载压力之差。 通过两操纵杆的流量分别为
当多执行器同时动作时，按各阀杆行程成比例地分配去各路的油量。 该系统采取负载敏感泵，变量机构由油泵调节阀（泵负载敏感阀）和伺服油缸等组成，油泵调节阀左端受油泵出口压力PP作用，右端受最高负载压力PLmax和弹簧力PS作用，从油泵调节阀阀杆力平衡可得：
当 当 油泵调节阀控制油泵出口与最高负载压力的压差， 各阀杆在此压差下，通过阀杆开口节流大小，来调节去执行器的流量，与执行器负荷无关。多执行器同时动作时，相互没有影响。 该补偿油压，由油泵调节阀来设定的，通过调节油泵排量使得泵的出口油压和最高负荷压力的压差为常数，大于此压差时，泵的排量自动减小，使压差下降；小于此压差时，泵的排量自动增大，使压差上升以保持压差不变。 当各阀杆都在较大开度，出现流量饱和时，则PP＜PLmax+FS/A，油泵处于最大排量，操纵阀的压差下降ΔP＜FS/A，但操纵阀各阀杆进出口压差仍相等，因此供各路的流量仍与各阀行程成比例。
（三）阀后压力补偿分流量比负载敏感系统 在每个操纵阀后设压力补偿阀，如图4所示。
对压力补偿阀1取力平衡
对压力补偿阀2取力平衡
式中：
各操纵阀的入口为泵的压力 若各执行元件负载压力不等，而泵的供油压力是一定的，操纵阀的进出口压差也是相等的，显然各压力补偿阀起了补偿作用，其节流程度不同，产生不同的压差，达到均衡负荷的目的。 压力补偿阀1的压降： 压力补偿阀2的压降： 正好补偿了两执行器压力负荷的差值。 阀后压力补偿分流量比负载敏感系统实例：HUSCO负载敏感多路阀结构图、符号图和原理图分别如图5（a）（b）（c）所示。 ①泵进油口 ②压力补偿阀 ③可变节流孔 ④进油腔 ⑤压力补偿阀进油口 ⑥回油口 （a） 图5 HUSCO负载敏感多路阀系统 （四）回油路压力补偿分流比负载敏感系统。（东芝IB系列多路阀） 其工作原理如图6所示，结构和符号如图7所示。 1.工作原理和特点 其主要特点是压力补偿阀布置在操纵阀回油路上。 从压力补偿阀平衡可得：
式中
则得： 即各执行器负载压力相等，都为（由于回路上压力补偿阀的节流补偿作用，使各操纵阀的负载均衡）。 各操纵阀阀杆进出口压差都相等为 由于各阀 把压力补偿阀放在回油路上的优点是可以利用压力补偿阀的节流补偿作用，防止因重力作用，过快下降或产生真空，容易利用重力组成再生回路。为实现再生供油，在油路上设再生单向阀。 图6 IB系列负载敏感阀原理图
1.压力补偿滑阀 2.回油口 3.回油腔 4.再生单向阀 5.主阀 6.LS腔 7.进油单向阀 8.进油腔 9.旁通回油道 10.检出最高负荷压力单向阀 图7 IB系列负载敏感阀具体结构和原理符号图
五、负载敏感和压力补偿的定义 根据作者的文献查阅，感到负载敏感和压力补偿尚未有明确严格的定义，人们有广义的理解和狭义的理解，还有待于液压界明确，这里仅谈一些作者的看法。 （一）负载敏感 负载敏感是一个系统概念，因此应称为负载敏感系统，由于概念上的模糊性，作者认为宜从广义性来理解，可把它看作是一个意义广泛的名词。 负载敏感通过感应检测出负载压力，流量和功率变化信号，向液压系统进行反馈，实现节能控制、流量和调速控制、恒力矩控制、力矩限制、恒功率控制、功率限制、转速限制、同时动作和与原动机动力匹配等控制的总称。负载敏感系统所采用的控制方式包括液压控制和电子控制。 从负载敏感系统的液压元件来看可分： 负载敏感阀：将压力、流量和功率变化信号，向阀进行反馈，实现控制功能的阀。 负载敏感泵：将压力、流量和功率变化信号，向泵进行反馈，实现控制功能的泵和马达。 负载敏感系统可降低液压系统能耗，提高机械生产率，改善系统可控性，降低系统油温，延长液压系统寿命。 （二）压力补偿： 将压差设定为规定值进行的自动控制都叫压力补偿。 压力补偿流量控制：不受负荷压力变化和液压泵流量变化的影响，由设定节流压差值对流量进行自动控制，称为压力补偿流量控制。 在多路阀节流调速中，根据流量基本计算式， 在变量泵排量控制系统，设置泵排量定差调节阀（压力补偿器），使泵的出口油压和最大负荷执行器油压之间保持一定，对泵的排量（流量）进行调节。
六．开中心和闭中心液压系统工作特点和优缺点分析 以上介绍了中位开式多路阀液压系统，目前我国（非外资企业）大多采用这种系统，而国外先进挖掘机厂大多改用中位闭式负载敏感压力补偿多路阀系统。下面就这两种液压系统的工作原理及其优缺点进行分析。 （一）开中心液压系统的特点和存在的问题 开中心液压系统采用六通多路阀，各操纵阀的结构简图和液压符号如图1所示。 (a) (b) (c) 图1 开式六通操纵阀结构简图和液压符号图 操纵阀在中位时泵压力油P通过直通油道D，经过各阀，最后回油箱T，执行器动作时P→D的阀口逐渐关小，P→A和B→T的阀口逐渐开大。 其调速是采用旁路回油节流和进油节流的组合，其调速作用是通过阀杆节流，控制去油缸和回油箱的开口量来实现的，如图1（c）所示。 由于是靠回油节流建立的压力来克服负载压力，因此调速特性受负载压力和油泵流量的影响，多路阀的操纵调速特性如图2（a）所示。 （a）开中心 （b）闭中心压力补偿 图2 开中心和闭中心阀的调速特性 从图2（a）开中心阀的调速特性可知：开中心油路油缸起动的阀杆行程与负荷压力、泵流量有关。负荷压力愈高，泵流量愈小，阀杆死行程愈大（死区大）。负荷压力愈高，泵流量愈小，调速区域愈小。轻负荷时，流量调整行程大，操纵性能好。重负荷时，流量调整行程小，操纵性能差。速度调整操纵不稳定，阀杆操纵行程不变，但随负荷变化和泵流量变化，则油缸速度会产生变化。 挖掘机工作过程负载压力是不稳定的，随时变化着的，液压泵的流量也在不断变化，因此使其调速性能很不稳定，操纵困难。 开中心油路操纵性能的另一缺点是：当一泵供多个执行器同时动作时，因液压油是向负载轻的执行器流动，需要对负载轻的执行器控制阀杆进行节流，特别是像挖掘机这类机械，各执行器的负荷时刻在变化，但又要合理地分配流量，以便相互配合实现所要求的复合动作，是很难控制的。 开中心油路第三个缺点是：要满足液压挖掘机各种作业工况要求，同时实现理想的复合动作，是很困难的。例如，双泵合流问题：挖掘机实际工作中，动臂、斗杆、铲斗都要求能合流，但有时却不要求合流，但对开中心油路来说，要实现有时合流，有时不合流是很困难的。 各种作业工况复合动作问题：例如：掘削装载工况，平整地面工况，沟槽侧边掘削工况等，如何向各执行器供油，向那个执行器优先供油，如何按操作者的愿望实现理想的配油关系也是很困难的。还有作业装置同时动作时行走直线性等问题。 对于开中心油路光靠操纵多路阀阀杆来实现挖掘机作业动作要求是不行的。为此设计师在开中心系统的设计上动足了脑筋，想了许多办法，采用了不少通断型二位二通阀和插装阀来改变供油，在油路上通过设置节流孔和节流阀来实现优先供油关系。但是可以这样说，采用了这些措施，开中心油路仍然是不理想的，仍不能满足挖掘机工作要求和理想的作业动作要求。
（二）负载敏感和压力补偿 开中心油路系统的主要缺点是：司机不能按自己的愿望通过操纵多路阀阀杆来控制去执行器的流量，因此难以控制挖掘机的作业动作，操纵性差。这个问题是六通多路阀调速方式所决定的，要解决此问题，必须改变操纵阀的调速方式。 人们从调速阀工作原理中获得启示，调速阀是定差压力阀（减压阀或溢流阀）和可调节流阀串联组成，如图3所示。可以定差压力阀在前，节流阀在后；也可以节流阀在前，定差压力阀在后。
图3 调速阀工作原理 将节流阀进出口压力P1和P2分别引到定差压力阀阀芯的两端，由定差压力阀使节流阀前后压差△P=P1-P2保持一定。 通过节流阀的流量为： 式中：C为流量系数，A为节流阀口通流面积，当△P为定值时，则流量Q仅取决于A。不受负载压力变化和液压泵流量变化的影响，具有自动补偿功能。这种将节流压差设定为规定值，对流量进行自动控制称为压力补偿流量控制。 1．不抗饱和的负载敏感压力补偿系统 把这个原理应用于多路阀中，例如，在多路阀的各阀入口处设定差压力补偿阀，将各操纵阀作为节流阀，将操纵阀进出口压力分别引到压力补偿阀的两端，如图4所示。根据调速阀工作原理，由操纵阀改变节流口通流面积来控制去各执行器的流量，这样操纵阀就能使得各执行器的速度只与该操纵阀杆的行程有关，与负载压力、油泵流量等无关，如图2（b）所示。 这种压力补偿系统存在一个严重缺点： 当液压泵流量足够时，通过操纵阀阀口的压差都能达到补偿压力，这时各阀入口的压力补偿阀都能起调节作用，各阀的操纵相互没有干涉。当多个执行器同时动作时，其操纵阀都在大开度下工作，各执行器总流量需求往往会超过泵的供油流量，即所谓的流量出现饱和。 这时由于并联供油，压力油首先供给低压执行器，满足低压执行器的需要，流经低压操纵阀的压力降能达到补偿压力，其压力补偿阀能起控制流量作用。即泵流量不足时首先保证供给低压执行器，多余下来的油才供给高压执行器，此时流向高压执行器操纵阀的流量不足，达不到压力补偿阀起作用的压力，高压执行器动作速度降低，甚至不动。 此时达到补偿压差的低压执行器，可由其操纵阀行程来控制其速度，达不到补偿压差的高压执行器，不能用操纵阀来控制其运动。 此现象在挖掘机上很严重，首先挖掘机要求高生产率和高速传动，要求能向一个执行元件供给泵的全部流量，其次挖掘机经常需要几个执行器同时动作，而且挖掘机负荷大，其压力感应恒功率控制和发动机转速下降等因素，都使泵输出流量降低，因此经常出现泵流量饱和现象，这种不抗饱和的负载敏感压力补偿系统在挖掘机上不能应用，必须解决此问题。 图4 各阀入口压力补偿系统 2．抗饱和（或称分流比）负载敏感压力补偿系统 多执行器共泵供油，压力油优先流向压力低的执行器，这是液压传动的基本特性所决定的。如果同时动作的各执行器，其负载压力都相等，就可以避免油流向压力低处的现象。实际上各执行器负载压力不可能相等，必须想办法在液压油路上动脑筋，采取措施使它们相等。为此开发了起负载均衡作用的压力补偿器。设置在各执行器的油路中，让它起负载均衡器的作用。低负载的执行器通过压力补偿器的节流，使它与高负载执行器负载压力相同，使各路负载压力相等，就避免了油优先流向低负载执行器的问题。由于各执行器的负载压力相等，使得各操纵阀杆进出口压差都是相等的，所以各执行器同时动作时，通过各阀杆的流量只和该阀杆的行程（节流口通流面积）有关，和各执行器的负荷无关，当流量饱和时，则根据各阀行程成比例地减少去各路的流量，这种流量分配和调速方式，作者称为分流比负载敏感压力补偿系统。 起负载均衡器作用的压力补偿器可以布置在各执行器油路的任何地方（操纵阀前，操纵阀后，或执行器的回油路上）。 下面以阀前补偿为例来说明： 如图5所示，为林德公司分流比负载敏感系统，其特点是： 在每个操纵阀前设置压力补偿阀，此压力补偿阀阀心左端受油泵压力PP和其负载压力PL作用，右端受操纵阀前压力Pm和由梭形阀引入的最高负载压力PL1（设PL1＞PL2，PL1=PLmax）作用，对压力补偿阀1取力平衡得：（设阀心左右面积相等） PP+PLmax=Pm1+PLmax 得：PP=Pm1，即油流通过压力补偿阀无压差。 操纵阀1进出口压差△P1=Pm1-PLmax=PP-PLmax 对压力补偿阀2取力平衡得： PP+PL2=Pm2+PLmax ； PP-Pm2=PLmax-PL2 油流通过压力补偿阀2的压差为PLmax-PL2，正好补偿了两执行器压力负荷的差值。 操纵阀2进出口的压差为： △P2=Pm2-PL2=PP-PLmax=△P1=△P 即所有阀杆的进出口压差相等，为油泵进口压力和最高负载压力之差。 通过两操纵杆的流量分别为： 对各阀△P均相同，去执行元件的流量仅取决于各阀杆的行程（K1，K2），当多执行器同时动作时，按各阀杆行程成比例地分配去各路的油量。 图5 阀前压力补偿分流比负载敏感系统 该系统采取负载敏感泵，变量机构由油泵调节阀（泵负载敏感阀）和伺服油缸等组成，油泵调节阀左端受油泵出口压力PP作用，右端受最高负载压力PLmax和弹簧力PS作用，从油泵调节阀阀杆力平衡可得： PPA = PLmaxA+FS A为受压面积 △P=PP-PLmax= 该系统的补偿压差△P由油泵调节阀来设定，△P取决于弹簧力FS，调节弹簧可改变系统压差，但比较麻烦。如油泵调节阀采用比例电磁阀，可通过电控方便地改变△P。可变补偿压力系统调速可以改变K（阀杆行程）也可以改变△P（电磁阀电流）来实现。而且调速都具有独立性，不受负载，泵流量和多执行器同时动作等影响。当各阀杆都在中位时，PLmax通回油，压力为零，油泵压力只需克服弹簧力，油泵调节阀就处于左位，压力油进入伺服油缸，油泵排量很小，实现中位卸载。在阀工作过程中，油泵压力与最高负载压力之间差值由油泵调节阀决定，始终保持常数，即略高于负载压力。当执行器需要流量小时，操纵阀杆节流使节流压差增加，造成PP-PLmax增大，通过油泵调节阀作用，自动使泵流量减小，使节流调速变为容积调速，使流量损失减少，使系统始终保持在所需压力和所需流量下工作。
（三）、开中心和闭中心优缺点对比分析 下面就挖掘机对液压系统的主要性能要求来进行探讨： 1．调速性能 1.开中心：执行器起动点（阀的死区）随负载和泵流量而变；调速区域随负载和泵流量而变，重负载调速区域小，流量调整行程小；有负载漂移现象，即操纵杆位置不变，随负载改变，执行器速度发生变化；微调和精细作业困难，调速性能差。 2.闭中心：执行器的速度只与该操纵阀杆的行程有关，与负载压力和油泵流量无关，无负载漂移现象。 还可以采用改变补偿压差的方法获得很好地微调功能，调速性能很好。 2．执行器同时动作，复合操作性能 1.开中心：由于负载干涉，司机难以恰当地控制去各执行器的流量，很难相互配合实现所要求的复合动作。为了运动上独立，需要单独一个泵供一个执行器。 2.闭中心：无负载干涉现象，同时动作时各执行器的运动速度只与其阀杆行程有关，司机易按自己的愿望来控制其复合动作，单泵供多个执行器仍能保持各执行器运动的独立性，当流量饱和时，各执行器的速度按其行程等比例地下降，这样仍保持原来的运动关系。 3．各阀杆供油流量选择自由度 （1）开中心：各阀杆最大流量由泵流量所确定不能选择，但各执行器需要的流量往往是不同的，油缸伸出和缩回所需流量往往也是不同的。在作业过程不同工况，执行器对油泵流量需要不同时，只能采用泵分流或合流有级设定。还要用通断型阀来改变供油关系，采用节流孔和节流阀来改变各路的供油量，但仍不能满足挖掘机各工况对执行器的流量要求。 （2）闭中心：对任一执行器均能通过阀杆行程按需限制最大流量，设定适宜的最高速度，可以通过操纵阀杆行程获得低于最高速度的任意速度。 图6为日立建机闭中心各阀的流量设定与开中心流量设定比较的示意图，从图中可看出闭中心各阀流量设定的自由度比开中心要大得多。因此闭中心能更好地符合挖掘机工况对各执行器的流量要求，使液压系统供油更加合理。 闭中心系统 开中心系统 ←流量 流量→
另外，挖掘机是多功能的机械，其上可装不同的附属装置，但多种多样的附属装置要求不同的流量。对开中心来说，阀系统无法设定其流量，对闭中心来说，同一阀杆只需调整其行程，就能改变流量来符合各种附属装置的流量需要。
4．从节能和生产率上来看 节能非常重要，这不仅涉及使用成本、经济性，还涉及能耗和排放的环境问题，反映作业效率的生产率也非常重要。 有人认为采用负载敏感压力补偿系统进行流量控制，需要一定补偿压差，会造成能量损失，因此认为闭中心能量损失大，实际上这观点是不对的。因为开中心旁通回油形式，通过阀体节流必然有液阻和能量损失，两者从阀的角度来看是差不多的。通过阀的损失主要由阀的尺寸选择和设计技术所决定。 必须指出分析阀和液压系统的能耗不能单纯从阀和液压系统来看，要从人机系统组合总的效果来看。闭中心由于操纵性好，容易实现理想的操作动作，工作效率高，能耗也低。 表1为小松公司开中心和闭中心实际土方作业对比试验的结果。生产率以单位时间土方量来表示，油耗以单位燃油量的作业量来表示，采用两个机种10T级和20T级，二者马力相同，从试验结果可知，无论生产率还是油耗都是闭中心为优。应该说明10T级，开中心采用双泵系统，闭中心采用单泵系统。双泵本身要比单泵系统省油，故单位时间油耗闭中心稍大于开中心。但最终评价能耗的指标是单位燃油量的作业量，仍然是闭中心优于开中心。从对比数据来看两者有不少的差距。 表1 开中心和闭中心分析对比 实际土方作业试验结果 机种10T级20T级马力（ps）8585120120液压系统2泵负流量控制1泵负载敏感压力补偿2泵负流量控制2泵负载敏感压力补偿作业内容掘削90度回转装载作业土方量（m3/H）1.01.041.01.13燃料（m3/H）1.01.021.01.04单位油耗作业量（m3/L）1.01.021.01.095．动态性能 挖掘机工作装置是大质量惯性系统，大容积的执行器要考虑油的体积弹性系数，因此存在动态特性问题。开中心采用旁通节流，响应快，起动平稳，而且系统稳定不易振动，从这一点来说，其操作感觉好，而闭中心系统靠压力补偿改变流量，使执行器速度变化。当遇到大惯性负载时会产生压力变化快，流量跟不上现象，使压力补偿阀不能按正确补偿压力调整，产生过度和不足调整。泵和多路操纵阀之间连接管道较长时，会引起压力传递滞后，因此闭中心易产生响应慢，操纵控制不稳定等问题。 这是初期闭中心存在的缺点，但经过实际使用和不断改进，这些问题基本上得到解决，通过适当调整压力补偿程度可以得到完全补偿特性，接近开中心的特性或介于两者之间的中间特性。 综上所述可得出以下结论：闭中心负载敏感压力补偿是为了使液压系统能更好地符合挖掘机复杂工况而开发出来的新型的液压系统，从工作原理根本上来看，其供油和调速方式理想合理，能更好地符合挖掘机作业要求。 作为多路阀液压系统，主要性能是操纵性，所谓操纵性就是能否按司机的愿望，快慢很自在地控制作业装置的运动。 开中心不能实现理想的操作动作，必然产生不正确和无谓的浪费动作，必然加重司机的生理和心理负担。装上开中心系统的挖掘机只能看成是一台粗糙的机械，不要说生手，就是熟练司机也很难驾驭。必然作业效率低和油耗高，这就是为什么很多挖掘机厂家过去采用开中心现改为闭中心的原因。这个技术发展的动向希望引起我国挖掘机厂家足够的重视。 |
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