一、负载敏感和压力补偿概念
（一）负载敏感(Load Sensing)和压力补偿(Pressure Compensation)是60年代提出的液压传动和控制的新概念。
以往液压系统在使用操纵过程中，存在着以下需解决的问题：
1.
2.
3.
4. 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。 操纵阀调速控制时，调速受负载压力变化和油泵流量变化的影响，难以操纵控制。 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。 液压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，为了减少能耗节能，要求液压泵和发动机在联合工作最经济点上工作。
为了解决以上问题，60年代提出液压传动控制新概念—负载敏感和压力补偿。
目前液压传动仍存在问题有待解决。例如液压传动遵循帕斯卡原理，一个泵供多个执行器时，系统压力由克服各负载中所需最大压力来确定，因此供给负载较低的执行器时必然存在压力损失。目前人们正在研究采用电路中变压器这类东西，来解决这个问题。
（二）负载敏感和压力补偿的定义：负载敏感是一个系统概念，因此应称为负载敏感系统，可把它看作是一个意义广泛的名词。（即广义的负载敏感和压力补偿）。
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。
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。 在节流调速中，根据流量基本计算式，Q ，只要调节阀口面=k ∆p ，压差保持不变（∆p =常数）
积（反映在k 上）就能控制通过阀的流量，通过改变阀的开度，不受负载和液压泵流量影响，改变和控制流量，利用流量控制阀的原理来进行调速，提出了压力补偿概念。在节流口上，并联或串联一个压力补偿器。
（三）开中心直通型油路系统存在的问题。
前面已经谈到挖掘机开心式油路都采用六通多路阀，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成起来，就构成了复杂多变的挖掘机油路。
操纵阀的结构简图和符号图如图1所示。
量来实现的。
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 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。
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。
挖掘机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。
这类油路主阀设计时，其开口特性需要精心设计，另外阀杆上的液动力和在主阀上的防吸空阀的吸入特性对操纵性能也有影响，需要考虑。
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，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，能相互配合实现所要求复合动作，是很难控制，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，要适应挖掘机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，使得挖掘机多路阀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，司机要精确控制挖掘机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。
二、通常的负载敏感阀系统：该系统采用四通阀，并联供油
（一）
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）。
进入操纵阀的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。
通过操纵阀的流量Q =c ⋅a 2g ⋅∆p
γ
式中：c ：流量系数，a ：节流开度（与阀行程有关），g ：重力加速度，
γ：油的比重，Δp ：补偿阀压差
其中c ，g ，γ可认为是常数，则Q =ka ∆p ，由于补偿阀压差一定，则通过操纵阀的流量由阀杆行程所决定，与负荷无关（见图3c 和d ）。
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，因此俗称闭式（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，
如图3（c ）和（d ）所示。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. 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。
图4
各阀杆压力补偿系统 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操纵阀杆节流控制去执行器的压力分别引到定差减压阀阀芯的左右两端。
其通过流量Q =k ∆p ，当减压阀弹簧力设定后，Δp 可认为不变，因此通过阀杆的流量只和k （阀杆行程）有关，基本不受负载压力变化的影响，多阀杆同时动作时彼此没有影响，提高了各阀杆的调速控制性能。减压阀型压力补偿流量控制阀设计压降一般为7bar 左右，但是这种负载敏感系统存在一个缺点，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，这时各阀入口压力补偿阀都能起调节作用。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时。
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，见图5（由于泵的油都供给负荷低的执行器，其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。
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，必须解决此问题。
（三） 变量泵负载敏感压力补偿系统
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（负载敏感）组成。
油泵调节阀左端受油泵压力作用，右端受最大负载压力和弹簧力作用。
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
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，压力补偿阀节流和沿途阻力损失，使油泵压力P 大于负载压力P L 。当P 作用力大于P L 作用力加弹簧力时，使阀处于右位，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-P L 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。
三、分流比（抗流量饱和）负载敏感阀系统
当多个执行器同时动作，其流量需要超过泵的供油流量时，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，影响挖掘机正常工作。
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荷敏感阀系统。
通常的负荷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，不起补偿作用。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
图6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P P 和其负载压力P L 作用，右端受操纵阀前压力P m 和由梭形阀引入的最高负载压力P L1（设P L1>PL2，P L1＝P Lmax ）作用，对压力补偿阀1取力平衡得：（设阀芯左右面积相等）
P p +P L 1=P m 1+P L 1
得 P p =P m 1
油流通过压力补偿阀无压差。
操纵阀1 进出口的压差
∆P 1=P m 1−P L 1=P −P L 1
对压力补偿阀2 取力平衡得
P p +P L 2=P m 2+P L 1
P p −P m 2=P L 1−P L 2
油流通过压力补偿阀2的压差为
P L 1−P L 2，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
∆P 2=P m 2−P L 2=P p −P L 1=∆P 1=∆P
即所有阀杆的进出口压差相等，为油泵口压力和最高负载压力之差。
通过两操纵杆的流量分别为
Q 1=K 1∆P
Q 2=K 2∆P
∆P 各阀相同，去各执行元件的流量仅取决于各阀杆的行程（K 1，K 2）
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。
（二） 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8所示。
压力补偿阀阀心一端受操纵阀进出口压力作用，其另一端受弹簧力和通过梭阀引入最高负载压力（设P L1>PL2）作用，
对压力补偿阀1取力平衡
(P m 1
−P L 1) A =F s
P m 1=F s +P L 1 A 对压力补偿阀2取力平衡 (P m 2−P L 1) A =F s P m F s
A 相等，则 如设计中，取两压力补偿阀
P m 1=P m 2
式中：
P m 1、P m 2—分别为操纵阀1和2的出口油压
P L 1—最高负载压力
F s —弹簧力
A —压力补偿阀阀心压力作用面积
各操纵阀的入口为泵的压力P p ，出口压力分别为P m 1和P m 2，两者相等，因此各操纵阀的进出口的压差都相等。
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。
1. Husco 阀后补偿分流比负载敏感阀
该阀用于小挖掘机上，阀的具体结构如图9所示。其符号原理图如图10（a ）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
图9 HUSCO负荷敏感多路阀结构
由于操纵阀起方向阀作用，通向执行器来去有两条油路，如压力补偿阀设在方向阀后就需两个，这样将使该阀的结构复杂化。为了解决此问题，Husco 操纵阀增加了一条可变节流进油道，该油道两个方向都起作用，在其后设压力补偿阀，组成了分流比负载敏感系统。通过压力补偿阀之后，再经方向阀去执行器。其实际工作原理如图10（b ）所示。该操纵阀实现了两个功能，可变节流功能和方向阀功能（设计成无节
2. 力士乐LUDV 阀后补偿分流比负载敏感阀
该阀用于力士乐挖掘机液压系统上，阀的具体结构如图11所示，其原理符号如图12所示。
1. 阀体 2.主阀 3.单向阀 4.压力补偿阀 5.带单向阀的限压阀 6.螺堵塞
图11 力士乐LUDV 多路阀具体结构图
该阀与Husco 阀有相同之处，也是操纵阀可变节流油道后设压力补偿阀，然后通过方向阀去执行器。 所不同的是其压力补偿阀与Husco 压力补偿阀不同，它除了起压力补偿作用外，还起梭阀网络作用，检出执行器中最高负荷压力作用在各压力补偿阀的左端。
该压力补偿阀是三位三通阀。三条通路：经操纵阀节流操纵后油道O ，去方向阀油道D ，和负载敏感油道LS 。压力补偿阀右端受各阀油道O 的压力作用，左端受LS 压力和弹簧作用。负荷压力最大的那个压力补偿阀要求开度最大，该阀处于右位，O 不经节流直通D ，同时通过节流孔与LS 相通，负荷压力较低的压力补偿阀只能处于开度较小的中位，O 与LS 不通，O 经节流通向D ，起均衡负载作用。因此LS 检出的是最高负荷压力。
（三）（东芝IB 系列）回油路压力补偿分流比负载敏感系统。
其符号原理如图14所示，该系统阀用于东芝挖掘机的液压系统上。
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：
P L +F =P L max 式中P L ：各阀负载压力
则得：P L =P L max P L max ：最大负载压力
F ：弹簧力，采用弱弹簧，可忽略弹簧力
即各执行器负载压力相等，都为P L max （由于回路上压力补偿阀的节流补偿作用，使各阀的负载均衡）。 各操纵阀阀杆进出口压差都相等为∆P =P m −P L =P m −P L max 式中：P p 为各阀的进口压力
由于各阀∆P 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
变量泵排量机构由伺服缸、卸载阀、节流孔和安全阀组成。卸载阀为二位二通阀，左端受泵出口压力P P 作用，右端受最大负载压力P Lmax 和弹簧力作用，它具有以下调节功能：
1） 中位卸载操纵阀都在中位时，P Lmax ＝0，P P 只需克服弹簧力。卸载阀就处在左位，油泵压力油通过该
阀经节流孔建立的压力，作用在伺服油缸活塞上，克服弹簧力，使油泵排量变得最小。
2） 高压卸载：当压力升高达到一定值时，卸载阀打开回油，节流压力使油泵排量变得很小。
3） 按需供油。
3. IB 系列多路阀的具体结构和原理符号图如图15所示。
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15 IB系列阀具体结构和原理符号图
4. IB 系列挖掘机多路阀液压系统：如图16所示
该阀由9联阀组成，用于小型挖掘机上。除动臂、斗杆、铲斗、回转，二个行走共六个阀以外，还有二个阀用于推土和动臂偏转，剩下一个阀供后备用（装其他工作装置）。所有阀都由泵并联供油。
四. NACHI阀前补偿分流比负载敏感阀系统
（一） 压差减压阀两次压力反馈系统（图17）
该负载敏感阀采用阀前补偿，和林德公司负载敏感阀基本相同，不同之处在于采用一个等差减压阀，该减压阀一端受油泵压力P 作用，另一端受最高负载压力P Lmax 和减压阀输出压力P LS 作用。从减压阀力平衡可知：
P LS =P −P L max
通过此压差减压阀输出油泵压力和最高负载压力之差Pls 作用在压力补偿阀的左端，对比该压力补偿阀和林德公司压力补偿阀力平衡方程式可知两者是相同的
P LS +P L 1=P m 1， P +P L 1=P m 1+P L max ， P LS +P L 2=P m 1， P +P L 2=P m 2+P L max ，
各操纵阀进出口压力差相等为∆P
式中： P —油泵压力 P LS —补偿压力
P L1，P L2—阀1和阀2的压力 P m1，P m2—阀1和阀2的进口压力
=P LS =P −P L max
因此可以说这是林德公司压力补偿负载敏感系统的变形和改进。
林德系统油泵调节阀的一端受油泵出口压力的直接作用，另一端受弹簧力和最高负载压力直接反馈，根据(P −P L max ) A =F 来调节泵的流量。 式中：A —调节阀压力作用面积 F—弹簧力
当(P −当(P −
P L max ) A
P L max ) A >F 油泵压力油通向油泵变量机构油缸，使油泵排量减小。
林德系统不足之处是，一般泵和多路操作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P P 与多路操作阀的进口压力P V 有差异，P P >PV ，特别是通过该管道的压降，随温度而变，冬天低温时P P 和P V 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P P −P L max 目标压差进行控制，而负载敏感阀按P V −P L max 目标压差进行控制，因P V −P L max
NACHI 对林德系统做了改进，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P LS ，作为二次压力，向油泵调节阀和压力补偿阀同时进行反馈，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压差保持一致，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。
图17 压差减压阀两次压力反馈系统
（二） 与发动机转速连动控制的负载敏感压力补偿系统（见图18）
随着发动机转速改变油泵流量随之变化，要求油泵控制目标压差和压力补偿阀控制的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。为此NACHI 采用转速连动控制阀。
利用先导操作定量泵输出油。经过定节流孔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，通过节流孔的压差与泵的流量有关。把节流孔前后压差作为油泵调节阀的目标压差。使油泵的排量控制与发动机转速相匹配。
采用压差调节阀检出节流孔前后压差P 0。
P 0=P 1−P 2
式中：
P 1—节流孔前压力 P 2—节流孔后压力
P 0作用于油泵调节阀的左端，与补偿压力P LS 相平衡，P 0=PLS 来调节油泵的流量。
P LS =P V −P L max 为多路阀泵口压力和最高压力之差。P LS =P m −P L ，P LS 也是各操纵阀入口压
力P m 和出口压力P L 之压差。
补偿压力P LS 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。
图18
（三） 与自身负载压力相关的压力补偿阀
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得快，负载压力P L 一下子升高，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，一般回转马达只能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19。 它由阀体、滑阀和柱塞组成，滑阀的右端有一个受压面积A 1，作用着操纵阀的进口压力，滑阀的左端有二个受亚面积A 2和A 3，分别作用着补偿压力P LS 和自己的负载压力P LS （如图19所示）。
图19
由压力补偿阀力平衡可得
P LS ⋅A 2+P L A 3=P m A 1
操纵阀进出口压差 ∆P =P m −P L
如 A 2
=A 3=A ，令K =A 1
则：∆P =KP LS −(1−K ) P L 当 A =A 1
∆P =P LS ∆P 等于补偿压力
当 A ≠A 1时 A 1>A K
采用K
（四） NACHI
1） 压差减压阀 二位三通阀 与前不同之处在于： 进油口是P P 而不是P 油泵和操纵阀的补偿压力
P LS =P −P L max
2） 卸载切断阀
当卸载阀打开时，P Lmax 经节流孔产生压降
P L ' max
P LS =P −P L ' max >P
−P L 即P LS ↑补偿压力增加
**P L max
'
+P o ＝弹簧力
'
P 0↑→P L max 3） 中位卸载阀
P =P 0+弹簧力+P L max
当操纵阀在中位：卸载压力为P 0+当操纵阀不在中位：P −4） 油泵调节阀
按P LS 当P LS 当P LS
P L max =P 0=0调节 >P 0 Q↓
5) 转速连动控制阀
2 P 0=P 1−P P =kQ 先
P 0随发动机转速而变 一． 中位卸载
操纵阀中位时，各阀P L
=0→P Lmaz =0
（1） 中位卸载阀卸油压力
P =P 0+P L max +弹簧力=P 0+弹簧力
（2） 油泵卸油
P LS =P −P L max =P 0+弹簧力 P L max =0，P =P 0+弹簧力 P LS >P 0
油泵调节阀在右位，P P 进入油泵控制腔
（3） 先导油泵
P1→Pp →操纵阀入口→回油（油压为零）
2
K1反映S 节流孔 P 0=P 1−P P =k 1Q 先
2
K2反映t 节流孔 P P =k 2Q 先
二． 高压卸载
（1）卸载切断阀 P L max 阀打开时 P L max （2）压差减压阀 在下位 P LS
' '
+P 0=弹簧力
2
=P L max −kQ 先−流经卸载阀液阻
=P −P L ' max P P =P LS 去油泵调节阀 Q油泵↓
PLS ↑操纵阀补偿压力↑使压力补偿器压力损失↓ （3）由于P 0卸载阀打开所需P L max ↑ ∆P
'
=P −P L max =P 0+弹簧力 P0↓使△P ↓
>P 0+弹簧力 就从中位卸载阀溢流
阀杆稍加节流就使∆P
由于与发动机转速连动的可变载荷阀控制机构提高的微流量的控制
三． 按需供油
操纵阀杆节流使得∆P
=P −P L max ↑ 压差降压阀在下位 使P P →P LS
P LS ↑→Q 油泵流量↓→流经操纵阀流量↓→△P ↓ P P →P LS 取得平衡。
一、负载敏感和压力补偿概念
（一）负载敏感(Load Sensing)和压力补偿(Pressure Compensation)是60年代提出的液压传动和控制的新概念。
以往液压系统在使用操纵过程中，存在着以下需解决的问题：
1.
2.
3.
4. 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。 操纵阀调速控制时，调速受负载压力变化和油泵流量变化的影响，难以操纵控制。 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。 液压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，为了减少能耗节能，要求液压泵和发动机在联合工作最经济点上工作。
为了解决以上问题，60年代提出液压传动控制新概念—负载敏感和压力补偿。
目前液压传动仍存在问题有待解决。例如液压传动遵循帕斯卡原理，一个泵供多个执行器时，系统压力由克服各负载中所需最大压力来确定，因此供给负载较低的执行器时必然存在压力损失。目前人们正在研究采用电路中变压器这类东西，来解决这个问题。
（二）负载敏感和压力补偿的定义：负载敏感是一个系统概念，因此应称为负载敏感系统，可把它看作是一个意义广泛的名词。（即广义的负载敏感和压力补偿）。
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。
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。 在节流调速中，根据流量基本计算式，Q ，只要调节阀口面=k ∆p ，压差保持不变（∆p =常数）
积（反映在k 上）就能控制通过阀的流量，通过改变阀的开度，不受负载和液压泵流量影响，改变和控制流量，利用流量控制阀的原理来进行调速，提出了压力补偿概念。在节流口上，并联或串联一个压力补偿器。
（三）开中心直通型油路系统存在的问题。
前面已经谈到挖掘机开心式油路都采用六通多路阀，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成起来，就构成了复杂多变的挖掘机油路。
操纵阀的结构简图和符号图如图1所示。
量来实现的。
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 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。
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。
挖掘机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。
这类油路主阀设计时，其开口特性需要精心设计，另外阀杆上的液动力和在主阀上的防吸空阀的吸入特性对操纵性能也有影响，需要考虑。
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，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，能相互配合实现所要求复合动作，是很难控制，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，要适应挖掘机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，使得挖掘机多路阀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，司机要精确控制挖掘机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。
二、通常的负载敏感阀系统：该系统采用四通阀，并联供油
（一）
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）。
进入操纵阀的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。
通过操纵阀的流量Q =c ⋅a 2g ⋅∆p
γ
式中：c ：流量系数，a ：节流开度（与阀行程有关），g ：重力加速度，
γ：油的比重，Δp ：补偿阀压差
其中c ，g ，γ可认为是常数，则Q =ka ∆p ，由于补偿阀压差一定，则通过操纵阀的流量由阀杆行程所决定，与负荷无关（见图3c 和d ）。
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，因此俗称闭式（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，
如图3（c ）和（d ）所示。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. 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。
图4
各阀杆压力补偿系统 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操纵阀杆节流控制去执行器的压力分别引到定差减压阀阀芯的左右两端。
其通过流量Q =k ∆p ，当减压阀弹簧力设定后，Δp 可认为不变，因此通过阀杆的流量只和k （阀杆行程）有关，基本不受负载压力变化的影响，多阀杆同时动作时彼此没有影响，提高了各阀杆的调速控制性能。减压阀型压力补偿流量控制阀设计压降一般为7bar 左右，但是这种负载敏感系统存在一个缺点，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，这时各阀入口压力补偿阀都能起调节作用。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时。
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，见图5（由于泵的油都供给负荷低的执行器，其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。
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，必须解决此问题。
（三） 变量泵负载敏感压力补偿系统
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（负载敏感）组成。
油泵调节阀左端受油泵压力作用，右端受最大负载压力和弹簧力作用。
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
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，压力补偿阀节流和沿途阻力损失，使油泵压力P 大于负载压力P L 。当P 作用力大于P L 作用力加弹簧力时，使阀处于右位，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-P L 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。
三、分流比（抗流量饱和）负载敏感阀系统
当多个执行器同时动作，其流量需要超过泵的供油流量时，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，影响挖掘机正常工作。
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荷敏感阀系统。
通常的负荷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，不起补偿作用。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
图6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P P 和其负载压力P L 作用，右端受操纵阀前压力P m 和由梭形阀引入的最高负载压力P L1（设P L1>PL2，P L1＝P Lmax ）作用，对压力补偿阀1取力平衡得：（设阀芯左右面积相等）
P p +P L 1=P m 1+P L 1
得 P p =P m 1
油流通过压力补偿阀无压差。
操纵阀1 进出口的压差
∆P 1=P m 1−P L 1=P −P L 1
对压力补偿阀2 取力平衡得
P p +P L 2=P m 2+P L 1
P p −P m 2=P L 1−P L 2
油流通过压力补偿阀2的压差为
P L 1−P L 2，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
∆P 2=P m 2−P L 2=P p −P L 1=∆P 1=∆P
即所有阀杆的进出口压差相等，为油泵口压力和最高负载压力之差。
通过两操纵杆的流量分别为
Q 1=K 1∆P
Q 2=K 2∆P
∆P 各阀相同，去各执行元件的流量仅取决于各阀杆的行程（K 1，K 2）
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。
（二） 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8所示。
压力补偿阀阀心一端受操纵阀进出口压力作用，其另一端受弹簧力和通过梭阀引入最高负载压力（设P L1>PL2）作用，
对压力补偿阀1取力平衡
(P m 1
−P L 1) A =F s
P m 1=F s +P L 1 A 对压力补偿阀2取力平衡 (P m 2−P L 1) A =F s P m F s
A 相等，则 如设计中，取两压力补偿阀
P m 1=P m 2
式中：
P m 1、P m 2—分别为操纵阀1和2的出口油压
P L 1—最高负载压力
F s —弹簧力
A —压力补偿阀阀心压力作用面积
各操纵阀的入口为泵的压力P p ，出口压力分别为P m 1和P m 2，两者相等，因此各操纵阀的进出口的压差都相等。
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。
1. Husco 阀后补偿分流比负载敏感阀
该阀用于小挖掘机上，阀的具体结构如图9所示。其符号原理图如图10（a ）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
图9 HUSCO负荷敏感多路阀结构
由于操纵阀起方向阀作用，通向执行器来去有两条油路，如压力补偿阀设在方向阀后就需两个，这样将使该阀的结构复杂化。为了解决此问题，Husco 操纵阀增加了一条可变节流进油道，该油道两个方向都起作用，在其后设压力补偿阀，组成了分流比负载敏感系统。通过压力补偿阀之后，再经方向阀去执行器。其实际工作原理如图10（b ）所示。该操纵阀实现了两个功能，可变节流功能和方向阀功能（设计成无节
2. 力士乐LUDV 阀后补偿分流比负载敏感阀
该阀用于力士乐挖掘机液压系统上，阀的具体结构如图11所示，其原理符号如图12所示。
1. 阀体 2.主阀 3.单向阀 4.压力补偿阀 5.带单向阀的限压阀 6.螺堵塞
图11 力士乐LUDV 多路阀具体结构图
该阀与Husco 阀有相同之处，也是操纵阀可变节流油道后设压力补偿阀，然后通过方向阀去执行器。 所不同的是其压力补偿阀与Husco 压力补偿阀不同，它除了起压力补偿作用外，还起梭阀网络作用，检出执行器中最高负荷压力作用在各压力补偿阀的左端。
该压力补偿阀是三位三通阀。三条通路：经操纵阀节流操纵后油道O ，去方向阀油道D ，和负载敏感油道LS 。压力补偿阀右端受各阀油道O 的压力作用，左端受LS 压力和弹簧作用。负荷压力最大的那个压力补偿阀要求开度最大，该阀处于右位，O 不经节流直通D ，同时通过节流孔与LS 相通，负荷压力较低的压力补偿阀只能处于开度较小的中位，O 与LS 不通，O 经节流通向D ，起均衡负载作用。因此LS 检出的是最高负荷压力。
（三）（东芝IB 系列）回油路压力补偿分流比负载敏感系统。
其符号原理如图14所示，该系统阀用于东芝挖掘机的液压系统上。
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：
P L +F =P L max 式中P L ：各阀负载压力
则得：P L =P L max P L max ：最大负载压力
F ：弹簧力，采用弱弹簧，可忽略弹簧力
即各执行器负载压力相等，都为P L max （由于回路上压力补偿阀的节流补偿作用，使各阀的负载均衡）。 各操纵阀阀杆进出口压差都相等为∆P =P m −P L =P m −P L max 式中：P p 为各阀的进口压力
由于各阀∆P 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
变量泵排量机构由伺服缸、卸载阀、节流孔和安全阀组成。卸载阀为二位二通阀，左端受泵出口压力P P 作用，右端受最大负载压力P Lmax 和弹簧力作用，它具有以下调节功能：
1） 中位卸载操纵阀都在中位时，P Lmax ＝0，P P 只需克服弹簧力。卸载阀就处在左位，油泵压力油通过该
阀经节流孔建立的压力，作用在伺服油缸活塞上，克服弹簧力，使油泵排量变得最小。
2） 高压卸载：当压力升高达到一定值时，卸载阀打开回油，节流压力使油泵排量变得很小。
3） 按需供油。
3. IB 系列多路阀的具体结构和原理符号图如图15所示。
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15 IB系列阀具体结构和原理符号图
4. IB 系列挖掘机多路阀液压系统：如图16所示
该阀由9联阀组成，用于小型挖掘机上。除动臂、斗杆、铲斗、回转，二个行走共六个阀以外，还有二个阀用于推土和动臂偏转，剩下一个阀供后备用（装其他工作装置）。所有阀都由泵并联供油。
四. NACHI阀前补偿分流比负载敏感阀系统
（一） 压差减压阀两次压力反馈系统（图17）
该负载敏感阀采用阀前补偿，和林德公司负载敏感阀基本相同，不同之处在于采用一个等差减压阀，该减压阀一端受油泵压力P 作用，另一端受最高负载压力P Lmax 和减压阀输出压力P LS 作用。从减压阀力平衡可知：
P LS =P −P L max
通过此压差减压阀输出油泵压力和最高负载压力之差Pls 作用在压力补偿阀的左端，对比该压力补偿阀和林德公司压力补偿阀力平衡方程式可知两者是相同的
P LS +P L 1=P m 1， P +P L 1=P m 1+P L max ， P LS +P L 2=P m 1， P +P L 2=P m 2+P L max ，
各操纵阀进出口压力差相等为∆P
式中： P —油泵压力 P LS —补偿压力
P L1，P L2—阀1和阀2的压力 P m1，P m2—阀1和阀2的进口压力
=P LS =P −P L max
因此可以说这是林德公司压力补偿负载敏感系统的变形和改进。
林德系统油泵调节阀的一端受油泵出口压力的直接作用，另一端受弹簧力和最高负载压力直接反馈，根据(P −P L max ) A =F 来调节泵的流量。 式中：A —调节阀压力作用面积 F—弹簧力
当(P −当(P −
P L max ) A
P L max ) A >F 油泵压力油通向油泵变量机构油缸，使油泵排量减小。
林德系统不足之处是，一般泵和多路操作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P P 与多路操作阀的进口压力P V 有差异，P P >PV ，特别是通过该管道的压降，随温度而变，冬天低温时P P 和P V 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P P −P L max 目标压差进行控制，而负载敏感阀按P V −P L max 目标压差进行控制，因P V −P L max
NACHI 对林德系统做了改进，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P LS ，作为二次压力，向油泵调节阀和压力补偿阀同时进行反馈，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压差保持一致，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。
图17 压差减压阀两次压力反馈系统
（二） 与发动机转速连动控制的负载敏感压力补偿系统（见图18）
随着发动机转速改变油泵流量随之变化，要求油泵控制目标压差和压力补偿阀控制的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。为此NACHI 采用转速连动控制阀。
利用先导操作定量泵输出油。经过定节流孔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，通过节流孔的压差与泵的流量有关。把节流孔前后压差作为油泵调节阀的目标压差。使油泵的排量控制与发动机转速相匹配。
采用压差调节阀检出节流孔前后压差P 0。
P 0=P 1−P 2
式中：
P 1—节流孔前压力 P 2—节流孔后压力
P 0作用于油泵调节阀的左端，与补偿压力P LS 相平衡，P 0=PLS 来调节油泵的流量。
P LS =P V −P L max 为多路阀泵口压力和最高压力之差。P LS =P m −P L ，P LS 也是各操纵阀入口压
力P m 和出口压力P L 之压差。
补偿压力P LS 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。
图18
（三） 与自身负载压力相关的压力补偿阀
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得快，负载压力P L 一下子升高，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，一般回转马达只能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19。 它由阀体、滑阀和柱塞组成，滑阀的右端有一个受压面积A 1，作用着操纵阀的进口压力，滑阀的左端有二个受亚面积A 2和A 3，分别作用着补偿压力P LS 和自己的负载压力P LS （如图19所示）。
图19
由压力补偿阀力平衡可得
P LS ⋅A 2+P L A 3=P m A 1
操纵阀进出口压差 ∆P =P m −P L
如 A 2
=A 3=A ，令K =A 1
则：∆P =KP LS −(1−K ) P L 当 A =A 1
∆P =P LS ∆P 等于补偿压力
当 A ≠A 1时 A 1>A K
采用K
（四） NACHI
1） 压差减压阀 二位三通阀 与前不同之处在于： 进油口是P P 而不是P 油泵和操纵阀的补偿压力
P LS =P −P L max
2） 卸载切断阀
当卸载阀打开时，P Lmax 经节流孔产生压降
P L ' max
P LS =P −P L ' max >P
−P L 即P LS ↑补偿压力增加
**P L max
'
+P o ＝弹簧力
'
P 0↑→P L max 3） 中位卸载阀
P =P 0+弹簧力+P L max
当操纵阀在中位：卸载压力为P 0+当操纵阀不在中位：P −4） 油泵调节阀
按P LS 当P LS 当P LS
P L max =P 0=0调节 >P 0 Q↓
5) 转速连动控制阀
2 P 0=P 1−P P =kQ 先
P 0随发动机转速而变 一． 中位卸载
操纵阀中位时，各阀P L
=0→P Lmaz =0
（1） 中位卸载阀卸油压力
P =P 0+P L max +弹簧力=P 0+弹簧力
（2） 油泵卸油
P LS =P −P L max =P 0+弹簧力 P L max =0，P =P 0+弹簧力 P LS >P 0
油泵调节阀在右位，P P 进入油泵控制腔
（3） 先导油泵
P1→Pp →操纵阀入口→回油（油压为零）
2
K1反映S 节流孔 P 0=P 1−P P =k 1Q 先
2
K2反映t 节流孔 P P =k 2Q 先
二． 高压卸载
（1）卸载切断阀 P L max 阀打开时 P L max （2）压差减压阀 在下位 P LS
' '
+P 0=弹簧力
2
=P L max −kQ 先−流经卸载阀液阻
=P −P L ' max P P =P LS 去油泵调节阀 Q油泵↓
PLS ↑操纵阀补偿压力↑使压力补偿器压力损失↓ （3）由于P 0卸载阀打开所需P L max ↑ ∆P
'
=P −P L max =P 0+弹簧力 P0↓使△P ↓
>P 0+弹簧力 就从中位卸载阀溢流
阀杆稍加节流就使∆P
由于与发动机转速连动的可变载荷阀控制机构提高的微流量的控制
三． 按需供油
操纵阀杆节流使得∆P
=P −P L max ↑ 压差降压阀在下位 使P P →P LS
P LS ↑→Q 油泵流量↓→流经操纵阀流量↓→△P ↓ P P →P LS 取得平衡。