采用 K<1 压力补偿阀结构，△P 与自身负载压力有关，如图七所示，随着自身负载压 力的提高，压差△P 减少，使得流量自动减少，这样当遇到惯性负荷时，不会因负载压力突 然增高，产生压力补偿阀过度调整，使进入回转马达的流量超过目标流量。避免了产生来 回振摆的现象。 采用了这种与自身负载压力相关的压力补偿阀，遇到惯性负荷也能平稳控制，挖掘机 回转就不需要采用单独油泵供油。 五．液压系统其他功能阀（见图一） 1．安全阀 A：控制系统油压。 2．中位卸载阀 B：从符号原理图上可知，该阀是二位二通阀。 中位卸载阀力平衡方程式为： P•A=(P0+PLmax)A+F P=P0+PLmax+F/A 式中： F— 弹簧力 A— 阀液压作用面积 当油泵压力 P>P0+PLmax+F/A 时，油泵就通过此阀溢流。当所有操纵阀杆都在中位时， PLmax =0(即回油)，即此时油泵卸载压力为 P0+F/A。 由于有弹簧力 F/A 的作用，因此 P-PLmax=PLS>P0，油泵调节阀处于右位（见图三） 。先 导操纵压力油进入泵的变量机构，使变量泵的流量变到最小。 该液压系统，当所有操纵阀都不工作时，泵处于最小排量和很低油压下运转。 3．切断阀 C： 从符号原理图上可知，该阀为压力阀。 其力平衡方程式为：PLmax+P0=F/A 式中： F— 弹簧力 A— 阀液压作用面积 当最高负载压力 PLmax 超过设定值时，此阀打开排油。由于液压油流动，产生压差，使 P-PLmax 增大，油泵流量调节阀起作用，油泵流量减至最小。 4．等差减压阀 D（见图一） 应该说明系统中等差减压阀 D 输入油压不是主油泵压力油 P， 而是先导油泵压力油 Pp， 因此系统补偿压差 PLS 不是由液压系统主油泵产生，而是由先导油泵产生。
0
一. 分流比阀前补偿负载敏感压力补偿多路阀组 该阀组有九个阀杆(左右行走，回转，动臂，斗杆，铲斗，推土板和后备)，另有四个控 制阀(安全阀 A，卸载阀 B，切断阀 C 和压差减压阀 D)。 在每个阀前设压力补偿阀，各阀通路情况和工作原理如图二(a)，(b)，(c)所示，该阀为 三位十二通阀，有二个进油 P 口，三个回油 T 口，三个 LS(压力补偿口)，二个执行器(A、 B)口，二个先导油压(Pi)控制油口(进出口)，如图二(a)所示。为了清楚地了解油口连通情况， 图二(b)画出了一个阀位(中位)，来表示油路连接情况。如果把相同的油口合并，并取掉先导 控制油口，则该阀实际上是带补偿油口的三位四通阀，如图二(c)所示。 压力补偿阀左端受阀杆进口压力 Pm 作用， 右端受补偿压力 PLS 和该阀杆的负载压力 （阀 杆出口压力）PL 作用，从压力补偿阀阀杆力平衡可得： Pm=PL+PLS 阀杆进出口的压差△P 为： △P =Pm-PL=PLS 各压力补偿阀右端都受 PLS 作用，因此各阀杆的进出口的压差都相等。 经各压力补偿阀的压差为： △P= P-Pm= P-PL-PLS 因同时动作的各阀的负载压力 PL 是不同的，因此同时动作时，各压力补偿阀的压降不 同，此压降差正好补偿了负载压力差，起到了负载均衡器的作用。
流 量
发动机高转速
流 量
发动机高转速
发动机低转速 发动机低转速 阀杆行程 (a) 通常负载敏感系统 阀杆行程 (b) 转速连动控制负载敏感系统
图五 阀杆行程流量特性
从图中可见，当发动机在低转速时，阀杆达到一定行程后，阀杆行程（阀的开度）增 加，阀控制的流量保持不变（在图中水平线） 。 图五（b）为转速连动控制的负载敏感系统，由于转速连动控制，当发动机转速低时， 补偿压差降低，因此该情况下，阀杆行程和通过流量曲线，为一条连续的倾斜线，没有水 平线区段。 发动机高转速和低转速，流量与行程的特性曲线，仅斜率不同，发动机低转速时，特 性曲线倾斜度小，微调操作性能好。 四．与自身负载压力相关的压力补偿阀（见图六） 压力补偿是保持操纵阀的进出口压差在目标压差值来进行控制的。当遇到惯性负载较 大时，例如挖掘机回转马达启动时，负载压力变化比回转速度变化来的快，负载压力 PL 迅 速升高，而流量增加跟不上，使压力补偿阀不能按补偿压力正确调整，产生过度或不足调 整，来回摆动，伴随着产生大的流量变动。使得进入回转马达的流量偏离目标流量来回增 减变动，引起回转马达产生振摆波动。为了避免这个问题，过去挖掘机采用负载敏感压力 补偿系统时，一般回转马达独立地采用单泵供油。 NACHI 为了解决这个问题，开发了与自身负载压力相关的压力补偿阀，其具体结构见 图六。 它由阀体、滑阀和柱塞组成，滑阀的右端有一个受压面积 A1，作用着操纵阀的进口压 力，滑阀的左端有两个受压面积 A2 和 A3，分别作用着补偿压力 PLS 和自己的负载压力 PL （如图六所示） 。
（一）IB 系列多路阀的具体结构和原理符号图如图三所示
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 图三 IB 系列阀具体结构和原理符号图 IB 系列多路阀每个阀外，由主阀 5（三位十通阀） ，压力补偿阀 1。进油单向阀 7，再生 单向阀 4， 检出最高负载压力单向阀 10。 以及油缸 A 和 B 腔的过载阀和补油单向阀等组成。 （二）回油路压力补偿工作原理和特点 IB 系列负载敏感阀工作原理如图四所示。 压力补偿阀左端受负载压力 PL（即操作阀的出口压力）和弹簧力作用，右端受最大负 载压力 PLmax 作用，从压力补偿阀力平衡可得： APL+Fs=PLmaxA 式中：A－受压面积 Fs－弹簧力 采用弱弹簧，可忽略弹簧力。得： PL=PLmax 由于回油路上压力补偿阀的节流补偿作用， 使各操纵阀控制的执行器负载均衡， 各执行 器负载压力相同，都为 PLmax。 通过各压力补偿阀的压差 ΔP 为 ΔPL=PLmax－PL 恰好补偿了负载压力差 各操纵阀阀杆进出口压差都相等为: ΔPL=Pm－PL = Pm－PLmax 式中：Pm 为各阀的进口压力 由于各阀 ΔP 相等，因此通过各阀杆的流量只与阀杆行程有关，具有抗饱和的功能。 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，具有平衡功能。
(Arm)
(Boom)
(Bucker)
Ppa9
T
Ppa8
DR2
AI
u
Pp
t
D
PLS
C
P
P0
Pr
P0
PLmax
DR1
A
P B
A1B1
Ppbl 统 系 纵 操 导 先 Ppb2 Ppb3 Ppb4 Ppb5 Ppb6
A2B2
A3B3A4B4A5B5A6B6A7B7
Ppb7
A8B8
Ppb8
A9B9
Ppb9
图四 与发动机转速连动控制的负载敏感压力补偿系统
随着发动机的转速改变油泵流量随之变化，要求油泵控制目标补偿压差和多路阀进出口 压差也随之改变，要求目标补偿压差随发动机转速自动变化，随着发动机转速上升，目标 补偿压差自动增加。为此 NACHI 采用转速匹配控制阀（图一中 E） 。 利用先导操纵定量泵输出的液压油。经过定节流口产生的压差来检出发动机转速。因 为定量泵的流量与发动机转速成正比，通过节流孔 S 产生的压差与泵的流量有关。把节流 孔 S 前后压差作为油泵调节阀的目标压差。从而使油泵的排量控制与发动机转速相匹配。 通过转速匹配阀（实际是压差调节阀）检出节流孔前后压差 P0。 从转速匹配阀的力平衡可得： P0=P1-P2 式中： P1— 节流孔前压力 P2— 节流孔后压力 在原油泵调节阀上取掉弹簧，将 P0 作用于油泵调节阀的左端，作为目标补偿压差（替 代弹簧作用）与补偿压力 PLS（作用在油泵调节阀的右端）相平衡，按 P0= PLS 来调节油泵 的流量。 PLS=PV-PLmax 为多路阀进口压力和最高负载压力之差。PLS= Pm-PL，PLS 也是各操纵阀入 口压力 Pm 和出口压力 PL 之压差。 目标补偿压差△P（PLS）随发动机转速而变，使系统与发动机工况相匹配，使得在所有 发动机转速范围都能保持最佳的操纵感觉，改善了微调操作性能，也降低了系统的能耗。 图五（a）为通常负载敏感系统，图中表示在发动机高转速和低转速时，阀杆行程和通 过流量的关系曲线。
流量
k>1 k=1 k<1
负载压力P L
图六 与自身负载压力相关的压力补偿阀 图七
由压力补偿阀力平衡可得 PLSA2+PLA3= PmA1 操纵阀进出口压差 △P= Pm-PL 如 A2=A3=A，令 K=A/A1 则： △P=KPLS-(1-K)PL 当 A=A1 △P=PLS △P 等于补偿压力 当 A≠A1 时 A1>A K<1 △P 随负荷增加而减少 A1>A K>1 △P 随负荷增加而增加
图二 各阀通路情况和符号原理图
图三 压差减压阀两次压力反馈负载敏感系统
二. 压差减压阀两次压力反馈负载敏感系统(见图三) 该负载敏感阀采用阀前补偿， 采用一个等差减压阀， 该减压阀是二位三通阀 （图一中 D） ， 有三条通路：P 油泵压力油，补偿压力油 PLS 和回油路，其一端受油泵压力 P 作用，另一端 受最高负载压力 PLmax 和减压阀输出压力 PLS 作用。从减压阀力平衡可知，该减压阀输出的 油压为：PLS=P-PLmax 压差减压阀输出油泵压力和最高负载压力之差 PLS，作用在各压力补偿阀的左端和油泵 流量调节阀的左端。 从油泵流量调节阀力平衡可知： PLS= FS/A 式中：FS：流量调节阀弹簧力 A ：流量调节阀受压面积 当 PLS> FS/A 流量调节阀在右位，油泵压力油进入变量油缸使油泵流量减小 当 PLS< FS/A 流量调节阀在左位，变量油缸回油，在弹簧力作用下，使油泵流量增加 流量调节阀控制补偿压力 PLS 的大小。 通常负载敏感压力补偿系统， 一般泵和多路操纵阀之间连接管道较长， 引起压力传递滞 后，使得控制不稳定，由于管道阻力引起压降，使得泵的出口压力 PP 和多路操纵阀的进口 压力 PV 有差异，PP>PV，特别是通过该管道的压降，随温度而变，冬天低温时 PP 和 PV 之间 压差较大，造成泵的流量控制和负载敏感阀的流量控制不一致，泵的流量按 PP-PLmax 目标压 差进行控制，而负载敏感阀按 PV-PLmax 目标压差进行控制，因 PV -PLmax<PP-PLmax，因此低温 时管道液阻大，会引起执行元件供油流量明显减少。 NACHI 作了改进， 采用压差减压阀检出多路阀的进口压力和最高负载压力之差 PLS， 作