流
量
发动机高转速
流
量
发动机高转速
发动机低转速
阀杆行程 (a) 通常负载敏感系统
发动机低转速 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。
挖掘机液压系统一般都由四大部分，IB 系统中各液压作用元件液压子系统和多路阀先 导操纵系统这二个部分没有多大特色，为节约篇幅在本文不作介绍。本文重点介绍 IB 系统 中具有特色的部分：多路阀液压系统和液压泵控制系统。
一．东芝回油路压力补偿分流比负载敏感阀（IB 系列阀） 东芝回油路压力补偿分流比负载敏感阀液压系统的原理符号，如图二所示 该阀由 9 联阀组成（动臂，斗杆，铲斗，回转和二个行走外，有三个供选用阀）， 可用 于小型挖掘机上。三个供选用阀：一个用于推土，一个用于动臂偏转，还剩下一个供后备用， （可装其他附属工作装置）。各阀并联供油，中位封闭。阀组中包括液压作用元件的过载阀 和补油阀，具有增压功能的安全阀，油泵流量控制阀和负流量控制节流孔等。
k>1 k=1 k<1
负载压力PL 图七
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。
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
为二次压力，向油泵调节阀和压力补偿阀同时进行反馈，避免了负载敏感管道较长时产生的 负载压力信号延迟的问题，自动修正了低温时泵和操纵阀之间的压力损失，使油泵和操纵阀 的调节保持一致，避免了油泵和操纵阀之间油管压力损失所造成对控制的不良影响，能防止 低温时执行元件的速度降低，获得和常温时同样的操纵感觉。
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。
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。
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。
三．与发动机转速连动控制的负载敏感压力补偿系统（见图四）
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）。
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。
图二 各阀通路情况和符号原理图
梭阀 压差减压阀
操纵阀
二次压差
压力补偿阀
油泵流量调节阀
图三 与发动机转速连动控制的负载敏感压力补偿系统
二次压力
先导操纵阀
转速匹配控制阀
油泵调节阀 先导泵
图四 与发动机转速连动控制的负载敏感压力补偿系统
东芝负载敏感压力补偿挖掘机油路
东芝负载敏感压力补偿系统（Innovative breed-off load sensing system）采用回油路分流 比负载敏感压力补偿多路阀（IB 系列多路阀）和负流量控制泵(PVB 系列变量泵)。挖掘机 液压系统如图一所示。
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。
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。
P0
PLmax
A PB
备用
左行走
(Auxially)
(Travel
[Left])
Ppal
T
Ppa2
右行走
(Travel [Right])
Ppa3
动臂偏转
(Boom Swing)
Ppa4
推土板
(Dozer)
Ppa5
回转
(Swing Motor)
Ppa6
斗杆
(Arm)
Ppa7
A1B1
Ppbl
Pr E
P0
A2B2
Ppb2
A3B3
Ppb3
A4B4
Ppb4
先导操纵 系统
pilot pressure
P2L0
Pp
S
A5B5
Ppb5
A6B6
Ppb6
A7B7
Ppb7
动臂
(Boom)
DR2 Ppa8
A8B8
Ppb8
PLS PA Pr P1 P2
DR P2HI
图一 不二越液压挖掘机液压系统
铲斗
(Bucker)
Ppa9
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
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 偿阀
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），