2.2 挖掘机常用液压系统工作原理

2.2.1 液压系统概述

液压系统是挖掘机的重要组成部分之一。按照挖掘机工作装置和各个机构的传动要求，把各种液压元件用管路有机地连接起来就组成一个挖掘机液压系统。它是以油液为工作介质、利用液压泵将内燃发动机的机械能转变为液压能并进行传递，然后通过液压缸和液压马达等执行元件将液压能转变为机械能，进而实现挖掘机的各种动作。按照不同的功能，可将挖掘机液压系统分为三个基本部分：工作装置系统、回转系统和行走系统。挖掘机的工作装置主要由动臂、斗杆、铲斗及相应的液压缸组成，它包括动臂、斗杆、铲斗三个液压回路。回转装置的功能是将工作装置和上部转台进行回转，以便进行挖掘和卸料，完成该动作的液压元件是回转马达。回转系统工作时，必须满足如下条件：回转迅速，起动和制动无冲击、振动和摇摆，与其他机构同时动作时，能合理地分配去往各机构的流量。行走装置的作用是支撑挖掘机的整机质量并完成行走任务，多采用履带式和轮胎式机构，所用的液压元件主要是行走马达。行走系统的设计要考虑直线行驶问题，即在挖掘机行走过程中，如果某一工作装置动作，不至于造成挖掘机发生行走偏转现象。

目前应用于液压挖掘机的液压系统主要有三种类型：一是在国内比较常见的负流量系统，二是正流量系统，三是欧州最为常用的负载敏感系统。正流量系统与负流量系统一般都是开中心系统，负载敏感系统一般为闭中心系统。

在操控性方面，因欧美地区的生活水平较高，整机的操作人对整机的可操作性要求高。因此，动作具有可预测性且与负载无关的负载敏感系统在欧州最为常用，但其价格较高。在我国，由于很长一段时间劳动力相对便宜且劳动力充足，因此，更偏向于采用需要经验比较丰富才能操作好与负载压力有关的负流量系统。目前，一般的小型液压挖掘机也会采用负载敏感系统。但随着我国生活水平的提高、劳动力成本的上升，负载敏感系统将会逐渐代替传统的负流量系统和正流量系统。

2.2.2 负流量、正流量系统

液压挖掘机采用负流量和正流量系统的多路阀都是开式的六通型多路阀，其微调特性可以参考文献。这里简述其工作原理：

如图2-10所示，多路阀入口压力油经一条专用的直通油道，即中立位置回油道（P→P₁→C→T）回油箱。该回油道由每联换向阀的两个腔（E，F）组成，当各联阀均在中间位置时，每联换向阀的这两个腔都是连通的，从而使整个中立位置回油管道通畅，液压泵来的油液直接经此油道回油箱。当多路阀任何一联换向阀换向时，都会把此油道切断，液压泵来的油液，就从这联阀经已接通的工作油口进入所控制的执行元件。

换向阀阀杆在移动过程中，中立位置回油道是逐渐减小最后被切断的，从此阀口回油箱的流量是逐渐减小，并一直减小到零；而进入执行元件的流量，则从零逐渐增加并一直增大到泵的供油量。

因此，采用六通型多路阀的液压挖掘机，其液压泵输出的油液被分成两部分：一部分用来驱动液压缸或液压马达工作，属于有效流量；另一部分通过多路阀的中位回到油箱，属于无效流量。要提高系统工作效率，就需要减小无效流量，无效流量占总输入流量的比例越小越好。

1.负流量系统

（1）工作原理

在挖掘机领域，为了减少六通多路阀中产生的旁路回油损失，目前广泛应用于中型液压挖掘机的是负流量系统。如图2-11所示，在多路阀的最后一联和油箱之间设置流量检测装置，主控阀中有一条中心油道P₁-C，当主控阀各阀芯处于中位时（手柄无操作时）或者阀芯微动时（手柄微操作时），液压泵的液压油通过多路阀中心油道P₁-C到达主控阀底部流量检测装置，经过底部流量检测装置节流口的增压产生方向流。当回路中所有换向阀阀芯处于中位，泵的全部流量卸荷时，通过节流口的流量q达到最大值，负流量控制压力Δp也最大。负流量控制压力Δp=Δp_max（Δp_max由与节流口NR1或节流口NR2并联的溢流阀调定）。由FR或FL取出的信号控制泵的排量与旁路回油流量成负线性关系，从而降低旁路回油功率损失。当多路换向阀任意一联处于最大开度时，液压泵输出流量几乎全部进入相应的执行器，通过节流口的回油量很小（接近于0），负流量控制压力Δp最小，几乎为零，此时主泵的排量自动增加到最大以满足作业速度的需要。当多路换向阀的开度在中位和最大开度之间微动时，变量泵的控制压力Δp在Δp_max~Δp_min之间，而液压泵的排量也在最小和最大排量之间变化，且p_i越大，液压泵的排量越小，即液压泵的控制压力与液压泵的排量成反比。

在图2-12中，用三个节流阀来模拟采用负流量的多路阀等效控制回路，它们的开口大小均受手柄（图中未给出）的控制，具体操作过程为：手柄行程越大，对应的二次先导压力也会越大，由二次先导压力控制的主阀芯的开度也会越大；与之对应，主阀芯的开度越大，即图2-12中进油节流阀的开口越大，主油路分向执行器的油越多，执行器的速度就会越快，通过中位流经流量检测装置的油（即图2-12中旁路回油节流）越少，负流量控制压力就会越小。反之，如果手柄行程越小，对应的二次先导压力也会越小，由二次先导压力控制的主阀芯的开度也会越小；与之对应，主阀芯的开度越小，主油路分向执行器的油（即图2-12中进油节流）越少，执行器的速度就会越慢，通过中位流经流量检测装置的油（即图2-12中旁路回油节流）就越多，负流量控制压力就会越大。如图2-13所示，主泵根据负流量控制压力的大小对其排量进行控制。负流量控制压力越大，主泵的排量控制伺服活塞大腔的压力降低，排量减小；反之，负流量控制压力越小，液压泵的排量控制伺服活塞大腔的压力升高，排量减增大，这就是负流量系统的控制特性。

（2）节能特性分析

负流量控制系统本质上是一个恒流量控制，通过在多路阀旁路回油通道上设置流量检测单元，最终达到控制旁路回油流量为一个较小的恒定值，最终转换成旁路回油节流口处的恒压控制。负流量控制系统的关键点是旁路回油压力如何设定，旁路回油设定压力高，则泵的输出压力也高，系统可以迅速建立起克服负载所需要的压力，系统的调速性较好，驾驶人操作时无滞后感；但旁路损失功率增大，尤其是当驱动轻负载时，旁路回油设定压力过高并无实际意义。反之，旁路回油设定压力低时，系统调速性能会变差，但更为节能。当前，旁路回油设定压力一般设定在3～5MPa左右。下面分析负流量系统能耗高的主要原因。

1）液压挖掘机不工作时的能量消耗。以川崎中型挖掘机用负流量系统为例，即使操作手柄处于中位，一个变量泵仍然有20~30L/min左右的流量通过多路阀中位进入油箱，双泵系统则大约有60L/min左右的流量损失。按当前的旁路回油设定压力5MPa为例，即使挖掘机不工作，其旁路损失功率也有5kW。如果把负流量的中位流量调小，又会造成执行器工作时的响应速度不快。

2）挖掘机实际作业工况时的能量消耗。轻载移动时，一般速度较快，系统压力较小，大部分液压泵的流量进入液压缸或液压马达的驱动腔，而通过多路阀中位进入油箱的流量较少，负流量控制压力较小，液压泵的排量也较大；但当负载增加到很大，执行器的速度较小，一般情况下先导操作压力也较小，多路阀并没有越过调速区域，进入负载驱动液压缸或液压马达的驱动腔的流量较小，通过多路阀中位回到油箱的流量会增大，然后液压泵排量逐渐减小，当旁路流量达到近30L/min后，液压泵的排量也基本降到最小，负载的动作速度降到非常慢，系统压力也基本在30MPa左右，通过计算，这种工况时的旁路节流损失大约为30kW（双泵）。

（3）操控性分析

1）调速特性不好。六通型多路阀的比例调节区域是指多路阀的旁路回路P₁-C逐渐关闭，而P-A或P-B逐渐打开的过程，此时驾驶人会感觉负载速度会随着先导手柄行程的变化而变化；一旦旁路回路P₁-C关闭，不管操作手柄的行程如何变化，泵的流量全部进入负载驱动液压缸或液压马达或者在超载时通过安全阀回油箱，负载的速度不受手柄控制；但实际上，多路阀的旁路回路P₁-C关闭的阀芯位移很小，相当于阀口打开的初始阶段，同时还受到负载压力和泵流量的影响。

如图2-14所示，负流量系统的调速是旁路回油节流和进油节流的组合，通过阀芯节流，控制进入液压缸或液压马达的流量，由于是靠旁路回油节流建立的压力克服负载压力，因此调速特性受负载压力和液压泵流量的影响。如图2-14所示，在轻载时，克服负载所需要的压力较小，多路阀工作时，旁路节流从全开逐渐过渡到关闭，由于靠旁路回油节流建立的压力不大，因此多路阀的阀芯并不需要越过一个很大的行程。因此，多路阀的阀芯调速行程大，死区小，多路阀比例可调行程大，操纵性能好；随着负载压力升高，需要旁路回油节流建立的压力较大，多路阀阀芯的行程需要越过一个较大的行程，甚至越过了整个比例调节区域（旁路节流口完全关闭）后才能建立起克服负载所需要的压力，因此，阀杆调速的死区（空行程）增大，有效的调速范围行程减小，调速特性曲线（流量随行程变化）变陡，导致阀杆行程稍有变化，流量变化就很大，阀的调速性能变差。

2）流量波动较大。开中心系统操纵性能的另一缺点是流量波动大，挖掘机在工作过程中，其负载压力是不断变化的，加之液压泵的流量也在不断变化，速度调整操纵不稳定，阀杆操纵行程不变，但随负载变化和泵流量变化，液压缸速度会产生变化。因此，开中心系统的调速性能不稳定，这是开中心系统的缺点之一。

由于工程机械大多为多执行器系统，当一个液压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，需要操纵阀杆对负载轻的执行器控制阀进行节流。特别是像挖掘机这类机械，各执行器的负载时刻在变化，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。

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；但对开中心系统来说，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，平整地面工况和沟槽侧边掘削工况等，如何向各执行器供油，向哪个执行器优先供油，如何按操作人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。对于开中心系统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，想了许多措施，如采用通断型二位二通阀和插装阀来改变供油，在油路上设置节流孔和节流阀来实现优先供油关系等。但采用了这些措施后，开中心系统仍然是不理想的，仍不能满足挖掘机工作要求和理想的作业动作要求。

3）对负载实际所需流量的敏感性不强。负流量的第三个缺点是对流量需求的变化不够敏感。首先，负流量的压力信号是要在多余流量产生以后通过节流阀口产生，这已经是先发生了流量不匹配的结果了。只有当液压泵和液压阀的流量供需之间出现不匹配时，对流量才有纠正作用，这在本质上是一种事后补偿机制。其次，液压压力传递需要一定的延时，同时液压泵的排量响应需要一定的时间。因此，执行器的速度并不能及时跟随液压阀开度的变化，使得操作人感觉到系统的操控性较差，手感不好。

4）液压泵变量机构磨损快。为了得到较高的流量精度，反馈环节需要持续不断地对液压泵的变量机构进行微调，这在客观上加剧了液压泵变量机构的磨损，使得液压泵的寿命大大降低。

（4）典型应用

负流量控制系统起源于日本。20世纪80年代出现在挖掘机上，90年代广泛用于中型挖掘机。它结构简单，有一定的节能效果，日本大量的中型挖掘机采用此系统。

日本川崎（KAWASAKI）公司制造的K3V系列主泵（图2-15）及KMX系列主阀所组成的系统是典型的负流量控制系统，已得到广泛的应用。该系统采用的就是小孔节流的流量检测方法，结构简单、易于实现。

另外一种流量检测装置是用射流元件进行流量检测。典型代表为日本小松（KOMATSU）公司制造的用于PC200-5、PC300-5、PC400-5型挖掘机上的节能系统OLSS（开中心负载传感系统）。所谓“中心开式”是指主阀处于中位时阀芯是开放的，回油道由此通过。在主阀回油道上装有射流传感器，它与系统中的负流量控制阀（NC阀）共同控制主泵变量机构（伺服缸）。回油量越大，射流传感器输出的传感压差也越大，NC阀输出的控制压力就越小，主泵流量就越小。这与负流量控制系统总效果是一致的，所不同的是主泵控制压力与主泵流量q成正比，而非负流量控制关系。德国力士乐公司作为液压元件制造的龙头企业并不看好负流量系统，因此并没有推出关于负流量系统的多路阀和液压泵。

2.正流量系统

（1）工作原理

如图2-16所示，正流量系统和负流量系统相类似，主要区别在于前者直接采用手柄的先导压力控制主泵排量，故手柄的先导压力同时并联控制系统流量的供给元件和需求元件，这就克服了负流量系统中间环节过多、响应时间过长的问题。如果合理配置主阀对先导压力的响应时间和主泵对先导压力的响应时间，从理论上可以实现主泵流量供给对主阀流量需求的无延时响应，实现了系统流量的“所得即所需”。正流量系统一般分成液控和电控。液控正流量系统是通过多个梭阀把先导操作压力的最大压力引入变量泵的控制油路，具有一定的传递延时；电控正流量系统通过压力传感器检测最大先导操作手柄压力，该压力信号作为变量泵控制器的输入信号，根据一定的算法，通过控制电比例减压阀来控制液压泵的排量。

正流量系统必须对输入到主泵控制器的先导信号进行选择，最常见的方式是通过增加梭阀组，将操作手柄输出的先导信号进行选择，一般选取最大的先导信号作为主泵的排量控制信号。由于增加了梭阀组，相应的正流量控制系统也提高了复杂程度和制作成本。另外一种方式是对先导压力利用压力传感器转换成电信号，微处理器将所有的电信号相加，再通过正比例调节减压阀来控制液压泵的排量。

（2）节能特性分析

正流量控制系统的先导控制信号由于可以独立于主换向阀而单独存在，其控制信号可以是液压系统的压力信号，也可以是电控系统的电流信号，甚至可以是气动系统的控制信号。由于该信号的完全独立性，泵的斜盘倾角可以做到最小并趋近于零，输出流量仅可维持系统再次起动工作即可（一般控制在2L/min以内）。由于没有旁路流量检测装置，旁路回油压力一般在0.6~3.0MPa之间，减小了不必要的功率损失。而在负流量控制的液压系统中负压信号的压力大约是5MPa，此压力只用于产生负压信号；从而使得正流量的挖掘机在完成同样工作量的情况下比负流量控制的挖掘机省油。与负流量系统相比，正流量机型可以节油12%左右，提高作业效率约9%。

但实际上，正流量系统也存在不节能的工况：比如当手柄最大，主泵工作在最大排量，如果此时负载较大，速度较慢时，系统压力高，但执行器只需要一点流量，即大部分油液通过中位回油箱。此时需要驾驶人待克服负载的压力建立后降低先导操作手柄的行程，进而降低液压泵的排量。这也是同一机型不同驾驶人操作时节能效果不一样的典型案例。

（3）操控性分析

1）优点。在正流量系统中，由于泵的控制信号采集于二次先导压力，此压力信号同时发送至液压泵和主控制阀，这就使得两者的动作可以同步进行。这即是“与负流量相比，正流量操作敏感性好”的主要原因。

2）不足之处如下。

① 比例调速特性不好。由于六通多路阀的中位直接通油箱，位于调速区内的阀芯难以形成克服负载的系统压力，直到阀芯基本越过调速区后液压油才开始进入工作缸，因此该系统会造成液压缸速度突然加快。在重载时，正流量系统的调速特性比负流量差，如图2-17所示。

② 与负流量相比，正流量更不稳定。正流量系统一般采用较多的梭阀选出最高的控制压力，系统较为复杂；同时多个梭阀会造成控制压力信号的传递滞后，可能会对系统的稳定性带来不利的影响。

③ 负载所需流量难以精确估计。挖掘机是一个速度控制系统，一般认为先导操作手柄的行程越大，先导控制压力越大，所希望的执行器速度也越大，故所需要的流量也越大。但如果正流量泵的控制压力是来源于梭阀所选择的最大压力，那么存在以下问题。

这个最大压力来源于哪个执行器的先导操作手柄，对于液压泵来说并不知道，是否多个操作手柄都是输出最大压力也不知道。比如当动臂上升的先导控制压力最大时，而其他先导操作压力为零时，动臂按某个速度上升，此时只要其他操作手柄离开中位，其实此时负载所需要的流量增大了，但液压泵的排量并未增大，因此动臂上升的速度下降了。在判断负载所需要的流量方面，正流量系统甚至不如负流量系统，只是正流量系统比负流量系统响应更为迅速。

以液压挖掘机为例，先导操作手柄包括机械臂、斗杆、铲斗、回转、左行走和右行走。那么只要其中一个先导操作手柄输出最大压力，液压泵就会输出最大流量。那么当控制压力变化时，主泵排量的变化规律如何设定？实际上，不同执行器希望排量和控制压力的变化规律是不同的，这点可以通过多路阀控制不同执行器的每联比例换向阀的控制压力-通流面积的特性关系看出来。因此，正流量的主泵排量变化特性难以同时满足不同执行器的需求。

挖掘机执行器输出力大但所需要的流量很小。先导操作手柄输出压力的大小并不是表征负载所需要的流量大小，而是输出力的大小。比如强力挖掘时，铲斗碰到较重负载时，往往铲斗的操作手柄输出压力很大，以产生一个较大挖掘力，但此时所需要的流量几乎为零；挖掘机在侧壁掘削时，为了保证挖掘的垂直性，一般会通过操作回转先导手柄使转台产生一个对侧壁的反向作用力，防止侧壁掘削过程的铲斗反推。因此，完全通过先导操作压力信号来预估流量，本身也是存在问题。

④ 流量波动大。和负流量系统一样，都没有采用节流阀口的定压差控制，都是采用开中心的六通型多路阀，都只能实现较小行程的微调特性，也同样存在分流和合流问题。

（4）典型应用

正流量控制系统多见于德国力士乐（Rexroth）公司产品，它需要较多的梭阀组予以支持，目前的用量正在减少。德国力士乐公司制造的A8VSO系列主泵及M8和M9系列主阀所组成的系统是正流量控制系统，具有较强的功能。该系统需配梭阀组，较负流量控制系统复杂一些。该类系统只能根据先导压力最大的一路阀的开度控制液压泵的排量，其他各阀的开度无论大小均不参与控制过程，在各阀同时操作时亦不能进行流量的叠加。川崎K3V112DTP系列主泵和川崎KMX15RA系列主阀也可以组成正流量挖掘机液压系统。

为了改善正流量控制中液压泵的控制性能，力士乐公司的7M9-25主阀预留了液压泵的电控功能。每个主阀的先导压力利用压力传感器转换成电信号，微处理器将所有的电信号相加，并通过正比例调节减压阀来控制液压泵的排量，即使所有的执行器同时动作，也能使主泵的排量调节到满足系统的要求。

目前整机上应用的典型代表为三一、福田雷沃、日立建机和神钢等。

2.2.3 负载敏感系统

1.工作原理

（1）传统负载敏感系统

正、负流量控制系统能使泵的排量根据检测到的控制信号自动调节，使泵流量随负载的变化而变化，实现按需供给。但这两种系统中的流量不仅与节流阀的开口面积有关，而且受负载变化的影响，负载调速区域小，流量调整行程小，并存在负载漂移现象，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，调速性能较差。

工程机械的液压系统属多执行器复合动作系统，为了提高系统的操控性，当前小型液压挖掘机一般采用负载敏感系统。负载敏感系统的类型也包括定量泵负载敏感系统（图2-18）和变量泵负载敏感系统（图2-19）以及多变量泵负载敏感系统（中型挖掘机应用）等。其基本原理是利用负载变化引起的压力变化，调节泵的输出压力，使泵的压力始终比负载压力高出一定的压差，约为2MPa，而输出流量适应系统的工作需求。负载敏感系统中采用执行器的速度与负载压力和液压泵流量无关，只与操纵阀杆行程有关，获得了较好的操作性。

以变量泵负载敏感系统为例，负载敏感方式为液压-机械控制，通过阀组和压力检测网选择出最高的负载压力，用选出的最高压力控制变量泵斜盘的倾角。为了使各个执行器的动作不受负载压力变化的影响，在每一个控制阀的进口都装有压差补偿器以保证控制阀的压差稳定，这即是为什么采用负载敏感系统的挖掘机比负流量/正流量系统的挖掘机的操控性更好，具有动作可预知性且与负载无关的原因。

由于流量分配型压力补偿阀的出现，使得单泵多执行器的负载敏感控制变得更为实用。因此，采用这种负载敏感系统的挖掘机普遍采用单泵供油方式，从而省掉复杂的合流控制功能，使液压系统变得更简单，可靠性更高。

（2）抗流量饱和负载敏感系统（LUDV）

传统的负载敏感系统实现了系统的负载适应控制，但当多个执行器同时动作时，泵的流量可能会出现饱和。实际上，一般工程机械中泵的输出流量不会按几个执行器最大流量的相加进行设计，因此泵的流量饱和现象在工程机械中经常发生。对于液压挖掘机等工程机械，常见发生流量饱和的工况如下。

1）当以最高速度同时驱动几个执行器，使每个操作阀的操作量都为最大时，泵的输出流量就会不足。

2）在以最大操作量对高负载进行复合操作时，更加剧了泵输出流量的不足。

3）如果挖掘机在进行一些比较精细的作业（如挖掘机对地面平整等）时，一般原动机都处于低转速工况。

当泵的流量不足时，首先泵的输出压力会下降，不能达到比任意时刻的最大负载压力高出压差补偿阀的某个压差，使得最高负载的执行器的前后压差较小，进入最高负载的执行器的流量减少，执行器的速度降低，这样就不能实现多执行器的同步操作要求。

LUDV系统是以执行器最高负载压力控制泵和压力补偿的负载独立流量分配系统。当执行器所需流量大于泵的流量时，系统会按比例将流量分配给各执行器，而不是流向轻负载的执行器。该系统中的压力补偿阀位于多路阀后侧，变量泵输出的流量流经节流阀至压力补偿阀，而压力补偿阀另一端则是通过梭阀选择的系统最大负载压力，液压系统原理如图2-20所示。

根据薄壁小孔的流量方程：

式中，q为通过小孔流量；C_d为小孔流量系数；A₀为小孔通流截面面积；Δp为小孔进出口压差；ρ为液压油密度。

流经两个阀的流量分别为

压力补偿阀出口压力与负载压力差（假设p₁>p₂）：p_m1-p₁=p_k1，p_m2-p₁=p_k2，其中p_m1和p_m2分别为两个操纵阀出口压力，p_k1和p_k2分别为两个压力补偿阀的弹簧预压力。调整两个压力补偿阀的弹簧预压力p_k1=p_k2，则p_m1=p_m2，从而保持操纵阀进出口压差一致，Δp₁=Δp₂=常数，即两回路所得的流量只与操纵阀的开度成比例，各回路流量按操纵阀的通流面积成比例分配。

与负载敏感系统相比，泵输出流量不足时，在压力补偿阀的作用下，仍可以使多路阀阀口上的压差继续保持一致。在这种情况下，虽然执行器的工作速度会降低，但由于所有阀口上的压差一致，因此各执行器的工作速度之间的比例关系仍保持不变，从而保证了挖掘机动作的准确性。

德国Linde公司生产的LSC系统也是一种抗饱和负载敏感系统，是林德公司在1988年登记的专利，基本原理是采用先节流后减压的二通调速阀原理，较好地解决了抗流量饱和问题。LSC系统一般由一个带负载敏感功能的HPR液压泵和一组带负载敏感功能的VW阀组成。图2-21为林德LSC系统的原理图。

德国力士乐（Rexroth）公司进一步发展了称为LUDV的抗流量饱和负载敏感控制原理，也是一种阀后补偿的负载敏感系统。力士乐公司在1991年申请了用于单执行器的专利，在2003年申请了用于双执行器的专利。目前，力士乐的主阀SX14和液压泵A11V09的组合就是典型的LUDV系统。M7-22型液控多路阀（20t挖掘机用）也是LUDV原理，在需求流量大于动力源所能提供的最大流量时，所有执行器运动速度按相同的比例减小，保证了速度的相对稳定性。

此外，日本小松公司的PC-7系列挖掘机采用的是闭中心负载敏感系统（CLSS——Close Load Sensing System）。该系统由两个主泵、操作阀和执行元件等构成，其主泵的负载敏感阀起到感知负载，对输出流量进行控制的作用。

2.节能特性分析

（1）采用负载敏感技术的系统节能原理

采用负载敏感后，对于定量泵负载敏感系统可以实现液压泵出口压力始终只比负载最大压力大某个压差，实现了按需供给；变量泵负载敏感技术更是同时实现了压力和流量都与负载相适应。因此，主泵的输出功率是根据负载的需求提供的，液压系统中并没有多余的功率消耗。这即是负载敏感技术的节能原理。

（2）负载敏感技术的系统能耗分析

1）空载流量损失。空载流量损失是指挖掘机在不工作状态下液压系统自身内部消耗的能量。理论上负载敏感系统无空载流量损失，不过由于主泵内部润滑等的需要不可能做到空载时无输出流量，因此实际上负载敏感系统仍然有部分空载流量损失。从空载流量损失方面评价，负流量系统损耗最高，正流量和负载敏感系统相对损耗较低。

2）操作手柄全开时的能量损失。在单执行机构时，与正负流量相比，其压力损失约多1.3MPa。在复合动作时，与正负流量相比，其压力损失约多1MPa。因而在操作手柄全开时，负载敏感系统的能量损失会较多。

3）操作手柄非全开时的能量损失：正负流量同为旁路节流调速，当负载很大，其旁路节流损失也很大。这种情况最突出的是在精细模式时。试想如果负载压力高达30MPa，此时负载又需慢速工作，对负流量在旁路将有近30L/min的旁路节流流量，这将是很大的能量损失。而负载敏感系统只表现为主泵至主阀的2MPa左右的控制压力损失。因而在操作手柄非全开时，负载敏感系统节能效果更好些。

主要原因如下：

首先，虽然负载敏感系统采用闭中心的多路阀，不存在中位损失，但负载敏感原理的控制量是压差，可称为压力匹配型的负载敏感技术。这种技术的缺陷是存在较大的压差损失，最低也在2MPa左右。

其次，在单泵多执行器系统中，主管道仍有附加节流损失。尽管在单一执行器工况，它的效率很接近闭式容积传动系统，但在多个变化较大的执行器并联的工况下，由于只能与最大负载相适应，效率将大幅下降。以液压挖掘机为例，由于挖掘机工作中各个执行器驱动的负载相差极大，而负载敏感只能和最高负载相匹配，所以仍存在很大的能耗，尤其是在轻负载执行器的控制阀口上。研究表明，消耗在控制阀上的能耗超过30%。这即是为什么在中大型液压挖掘机上如果采用负载敏感技术，一般采用多泵负载敏感技术的原因。

3.操控性分析

（1）可操作性更好

为了使各个执行器的动作不受负载压力变化的影响，负载敏感系统在每一个控制进入液压缸或马达驱动腔的流量控制阀的进口都装有压差补偿器以保证控制阀的前后压差稳定，这样控制阀的流量取决于阀口开度，与负载大小无关，即在不同负载时，只要手柄的行程一致，执行器的速度基本相同。因此，负载敏感系统的优点在于能完全按驾驶人的意愿分配流量，因而其操作性能优于正负流量系统。

（2）执行器的速度响应较负流量、正流量差

泵出口压力和最大负载压力的差值一般设定为2MPa，从节能角度出发，是否可以降低压差？其实这个参数不仅会影响整机的节能效果，也会影响执行器速度的动态响应。采用正流量或负流量的六通型多路阀为开中心系统，开中心中位时主泵始终有部分流量，一旦需要驱动负载时，液压泵不需经过起动阶段，响应速度比采用负载敏感技术的闭中心系统要快。由于负载敏感系统空载时没有液压油通过主阀，因而其响应速度慢于正负流量系统。但可使操作柔和，微动性能比较好。实际上，一种理想的负载敏感压差控制方案应该是变压差控制方案。当执行器开始工作时，增大压差以提高执行器的动态响应，待执行器起动后，降低压差以降低能量损失。

（3）液压-机械压力检测管道的时间常数的影响及其稳定性

当压力检测管路较长时，管路的时间常数对系统动态特性有负面影响。负载补偿存在液压执行元件压力建立阶段，引起负载压力检测信号的延迟，导致系统动态过程产生振荡，甚至不稳定。因此，功率适应泵和负载敏感阀需经过仔细的动态设计，才能配套使用，导致元件的互换性比较差。也就是说，倘若你选用某家公司的功率适应泵，而采用另外一家公司的负载敏感阀，尽管规格匹配，元件合格，组成的系统却可能失效。

为了简化先导控制管路、消除先导控制管网引起的滞后，国外进一步发展了用电子比例阀代替液控减压阀的负载敏感技术。采用电液负载补偿可以克服该缺点，其主要特点是，取消机液负载补偿阀，通过检测液压控制阀两端的压差及阀芯位移，计算出通过该阀的流量，实现内部流量闭环控制；传统的负载敏感油路通过梭阀切换多路阀的最高联负载，通过液压管路传递系统压力，当管路比较长时，系统将出现不稳定现象，而且所传递的压力为执行器一端的压力，对另一端的压力一般不作检测。如果仍按原先的控制方式，将出现一些异常工况；而电液负载敏感的方法是通过在执行器两端安装压力传感器，比较多路阀最高联的压力，最终控制执行系统压力。由于电信号的传递几乎没有延时，响应性能得到改善。

（4）流量波动较正流量、负流量更小，但存在初始阶跃冲击

负载补偿阀一般采用定差减压阀（图2-22），负载补偿阀在初始工作状态时主阀口处于全开状态。一方面负载补偿阀自身为一个典型的质量-弹簧-阻尼系统，阀芯从全开位置移动到目标位移需要一个动态响应过程；另一方面阀芯从全开位置移动到目标位置时，阀芯的弹簧腔被进一步压缩，类似一个泵效应，弹簧腔的液压油会被挤压出来，进一步增大了出油口的液压油流量，使得系统流量会产生一个阶跃冲击，如图2-23所示，因此导致补偿特性较差。

4.主要研究进展

负载敏感系统发展于20世纪80年代的欧洲，越来越广泛地运用于中小型挖掘机上，节能效果显著。它在各执行器同时工作时，流量供给只取决于操纵手柄的开度，而与负载大小无关，这克服了开中心阀与负载有关的缺点，使得作业的可控性增强。德国力士乐公司的LUDV系统、林德公司的LSC系统、日本小松公司的CLSS系统（图2-24）以及日立建机公司的负载敏感系统等都属于这一类。

负载敏感系统早在20世纪60~70年代就被提出，但直到1988年才在欧洲真正用于液压挖掘机。进入90年代后，日本也开始在这方面进行研究，并推出了一系列相应的挖掘机产品，如小松公司的PC200-6、日立建机的EX200-2等。目前，商业化的负载敏感系统类型见表2-1，典型的小吨位单泵负载敏感系统一般采用Rexroth的A10V+LUDV阀成套使用，采用阀后补偿的多路阀，具有抗流量饱和的功能。该系统一般采用闭中心控制系统，避免了旁路节流损失，但仍不能解决负值负载导致的出口节流损失以及多执行器导致多路阀的联动节流损失。此外，该系统在多执行器同时工作时，如果执行器的负载差别较大，系统的能量损失仍然很大。工程机械的复合动作较多，如何解决多执行器同时运行时，低负载执行器能量消耗的问题，是负载敏感系统的难点之一。

由于挖掘机工作中各个执行器驱动的负载相差很大，而负载敏感和负流量控制只能和最高负载相匹配，所以仍然存在很大的能耗。研究表明，消耗在控制阀上的能耗超过30%，所以，降低液压系统的能耗一直是该领域的重点研究课题。代表性的工作有，20世纪90年代初德国研究者在负载敏感控制基础上提出电液负载敏感控制原理，用压力传感器取代复杂的压力检测管网，通过阀口流量计算公式控制阀的流量，省掉了压差补偿器，简化了系统的机械结构、降低了能耗；日本学者对采用高速开关阀控制压力电闭环比例泵组成的电液负载敏感系统作了研究，并提出用比例压力阀改变压差补偿器的补偿压差，实现抗流量饱和的流量分配控制。

传统的负载敏感原理控制量是压差，可称为压力匹配型的负载敏感技术。这种技术的缺陷是存在较大的压差损失，最低在2MPa左右；系统的稳定性较差，容易引发振动。为此德国Aachen工大的Zaehe博士进一步提出无需压力传感器、按流量计算负载压差和按总流量控制的多执行器原理。德国Braun-schweig大学的Harms教授提出根据比例阀的流量设定值或阀芯位置确定出负载所需流量，对泵的流量进行控制的流量匹配控制原理。这几种方法均需检测液压泵的转速和斜盘倾角，不便在移动设备中应用，当时并未引起足够重视。直到2001年，Dresden工业大学液压研究所的Helduser教授，进一步提出用位移传感器检测比例流量阀压差补偿器的开口量、泵出口旁通压差补偿器的开口量，不需要检测泵转速的流量匹配控制原理，这一技术才引起人们的关注。他的研究课题也获得了德国国家基金DFG的连续资助，取得了降低能耗10%以上的效果，成为电液技术新的研究热点。Dresden工业大学液压研究所进一步发展了双回路的流量匹配负载敏感技术，显著降低了节流损失；国内浙江大学也对该项技术做了深入的研究。