液压挖掘机的三种流量控制方式
成都小松检测技术研究所 田少民
卡特挖掘机液电控制维修手册
作者：李波 主编
小松挖掘机液电控制维修手册
作者：李波 编
工程机械手册——挖掘机械
作者：何周雄、何旺、张云、刘剑、李盛龙
日立挖掘机液电控制维修手册
作者：李波 主编
摘要：在液压挖掘机的负载适应控制策略中，负流量（Negative Flow Control）、正流量控制（Positive Flow Control）及负荷传感器控制（Load Sensing Control）三种流量控制方式的流行称谓，是按其泵控特性来分类的。本文通过对多种厂牌型号挖掘机的比较分析，提出了旁通流量控制（By-pass Flow Control）、先导传感控制（Pilot Sensing Control）及负荷传感控制的分类。这一分类方法，对于设计时比较不同控制系统的性能和维修时理解不同控制系统结构和功能的特点，都有所裨益。
1.流量控制
在挖掘机的液压系统内，流量Q、压力P及能耗（流量损失ΔQ、压力损失ΔP）等参数的变化，反映了液压传动过程的控制特性。液压系统工作时，压力P不是系统的固有参数，而是由外负荷决定的。因此，当发动机转速ne一定时，要对液压系统的功率进行调节，其实是对液压缸、液压马达等执行元件的进油量Qa进行调节（参看图1）。
图1.流量调节
如图2所示，有两种方法调节系统流量。第一种方法是泵控方式，通过改变主泵的每转排量q来调节主泵的输出流量Qp，称为容积调速。常见的容积调速方式包括：①利用主泵出口压力PP与主泵排量q的乘积保持不变的恒扭矩控制；②利用发动机转速传感（ESS）使主泵吸收的扭矩pPq与主泵转速n的乘积保持不变的恒功率控制；③在临近系统溢流压力时，减小主泵排量的压力切断控制；④配用破碎头等作业附件时，由外部指令限定主泵最大排量的最大流量二段控制；⑤双泵系统中，利用两泵出口压力的平均值与主泵流量乘积保持不变的交叉功率控制（相加控制或总功率控制）；⑥多泵系统中，因主泵组的液压总功率大于发动机的输出功率，为防止发动机出现失速，采用了极限负荷控制。
除了容积调速，还有一种泵控方式是通过动力模式下的变功率控制，利用外部指令设定不同工况下不同的发动机输出功率来改变主泵转速ne，从而调节主泵输出流量Q=nq。
调节系统流量的第二种方法是阀控方式，可对主泵输出的流量进行二次调节。这种通过改变主控阀开度来调节执行元件的进油量，称为节流调速。常见的节流调速采用操作手柄（踏板）先导阀输出的二次先导压力来调节主控阀的开度。
除了节流调速，还有其他多种阀控方式来调节执行元件的进油量，例如：在不同作业模式下，利用外部指令对双泵合流与分流的控制；动臂再生控制与斗杆再生控制；直线行走控制；复合作业时的动臂优先控制或回转优先控制等等。
容积调速的传动效率高，但是动特性差。节流调速动特性好，但是传动效率低。因此，在液压挖掘机上同时采用了容积调速与节流调节，以适应作业中执行元件对流量的需求。不唯如此，为实现节能，还要使容积调速时对主泵的控制与节流调速时对主控阀的控制协调起来，泵控对阀控实时响应。就是说，当主控阀的节流开度关小时，主泵的排量也要立即关小，反之亦然。这种按需供油的泵阀联合控制被称为流量控制。
在液压挖掘机上，采用了三种流量控制方式：旁通流量控制、先导传感控制及负荷传感控制。表1列出了部分厂牌机型采用的流量控制方式。
图2 液压挖掘机的流量调节
表1 液压挖掘机的流量控制方式举例
注：BF—旁通流量控制 PS—先导传感控制 LS—负荷传感控制
N—负流量控制 E/N—电子负流量控制 P—正流量控制 E/P—电子正流量控制
2．旁通流量控制
典型的旁通流量控制如图3所示。要实现旁通流量控制，液压系统在结构上应同时具备以下三个条件：①主控阀为中位开路的三位六通阀，主控阀的各叠加阀的进油路为串并联；②在主控阀中位旁通回油路的底端设置有节流元件，同时并联有低压溢流阀。在节流元件进油口设置取压口，提取该点压力，作为流量控制的信号压力Pi。用于旁通流量控制的主控阀有如川崎的KMX系列控制阀、东芝的DX22/28型和UDX36型控制阀；③主泵的控制特性一般应为负流量控制（日立EX—5系列除外），即主泵的流量变化ΔQP与信号压力的变化ΔPi成反比，而且主泵的负流量控制阀（NC阀）在主泵调节器上的位置，应确保恒扭矩控制（TVC）优先。用于旁通流量控制的主泵有如川崎的K3V和K5V系列柱塞泵。
图3 川崎的负流量控制
2.1 旁通流量控制的原理
如图3所示，旁路节流阀的节流口前后压差
ΔP=Pi=QR2/KA
式中
Pi—回油节流口前的压力。略去回油的背压时，ΔP=Pi。
QR—主控阀中位回油流量（m3/s）。
A—回油节流口通流面积（m2）.
K—常数，与节流口的收缩系数、速度系数、油液重度等有关，K由实验决定。
对于具体的回油节流阀结构，A、K为一定数，旁通流量QR与Pi的关系如图4第四象限所示：QR越大，Pi越大，QR与Pi呈抛物线的函数关系。
图4 负流量控制的流量特性
当主控阀各阀芯均处于中位时，QR最大，控制压力Pi也最大，其值由旁路溢流阀调定（参看图3），此时主泵流量QP最小为Qpo，如图4第一象限所示。以装用川崎精机KMX15R主阀的系统为例，旁通流量QR最大为30L/min,此时旁通溢流阀开启，控制压力Pi达到最大值3.5MPa。
当主控阀的阀芯开度达到执行元件进油量QA与主泵供油量QP相等时，中位旁通回油流量QR接近于0，控制压力Pi变得很小，主泵流量QP已调到最大，如图4第二象限所示。主控阀芯行程改变时，控制压力Pi随动变化，执行元件的进油量QA为主泵供油量QP与旁通流量QR之差，参看图4第二象限。
表2列出了采用旁通流量控制的部分厂牌与机型。
表2 典型的旁通流量控制
斗山DH-5系列挖掘机的旁通流量控制阀如图5所示。节流孔C前端压力fp传送到主泵调节器上。当fp超过弹簧B设定的压力时，旁通油路溢流，这样可防止在主控阀所有滑阀都位于中位时，负控压力fp的急剧升高。
2.2 旁通流量控制阀
图5 东芝的负流量控制阀
卡特320C型挖掘机的旁通流量控制阀如图6所示。旁通回路的压力油通过8个小孔a节流后流回油箱。节流孔a前端压力PN被引入主泵调节器。当PN压力超过弹簧C设定的压力后，提动阀b打开溢流。
图6 卡特的流量控制阀
现代R—7系列的旁通流量控制阀如图7所示。旁通油路21的压力油经过锥阀15中心的小孔节流，形成负控压力FL。当FL高于弹簧16设定的压力时，锥阀15将开启溢流，旁通油全部流入回油通道13.
图7 现代的负控阀
2.3 小松的OLSS系统
1981年以后，小松公司在PC400—1，PC650—1及40t级以下的PC—3、PC—5系列挖掘机上，采用了OLSS系统（Opened Center Load Sensing System中位开式负荷传感系统），如图8所示。OLSS系统并非本文所述的负荷传感系统，而是早期的旁通流量控制系统。
图8 小松的OLSS系统
射流传感器如图9所示。主控阀中位旁通油流Qc从元件1的小孔do以射流形态喷出，大部分射流碰到螺套2的端面，其压力Pd（背压）接近油箱压力；小部分射流经小孔d1，流入螺套2的B腔，由于d1＜d0，这部分射流的动压力被节流减压后成为射流压力Pt与Pd。
图9 射流传感器
射流传感器输出的压差（Pt-Pd）与旁通流量Qc的关系如图10曲线a段所示。当操作手柄处于中位，旁通流量超过40L/min时，溢流阀3开启（图9），压差稳定在1.5MPa左右，如图10直线b段所示，此时主泵排量最小。
压力Pt与Pd由软管传到主泵的NC阀二端（参看图8），通过NC阀对主泵排量进行控制。压差（Pt-Pd）与主泵排量Q呈反比关系（参看表2）。
图10 射流传感器的输出特性
2.4 神钢SK-6的电子负流量控制系统
前述旁通流量控制的节流元件，是直接用机械—液压的结构提取压力（压差）信号来实现控制压力（压差）与主泵流量的比例控制，不可避免的存在静态误差，影响系统的调速性能。2000年，神钢公司在SK—6系列挖掘机上，采用电液比例技术将控制压差（Pn—Tn）的电信号传送到机电控制器，经过控制算法处理后，再通过比例阀控制主泵排量，如图11所示。
图11 神钢SK—6的电子负流量控制系统
两个主泵供油压力P1和P2由高压压力传感器变送为信号电压，经过机电控制器对泵压信号处理后，平均压力（P1+P2）/2（电压U）与主泵流量Q的关系如图12所示。设恒功率控制下某一工况P1（P2）泵输出的流量为Q′。当主控阀开度变化后，旁通流量随之改变，负控节流阀输出的压差（Pn-Tn）也就变化。
通过机电控制器对负控信号处理后，压差（Pn-Tn）（电压U）对主泵流量Q′进行调制，如图13所示。
通过电子负流量控制，只要执行元件的进油量减小，主泵的排量Q′就会立即减小，反之亦然。
图12 交叉功率控制特性 图13 负流量控制特性
2.5 斗山的电子负流量控制系统
斗山（大宇）DH—3/5系列挖掘机采用川崎的K3V主泵和东芝的DX22/28或UDX36型主控阀。当主控阀的滑阀从中立位置移到工作位置时，旁通流量与负流量控制压力PN会突然减小，使主泵流量急剧增加，液压缸等执行元件的速度突增，引起挖掘机抖动。
图14 DH—3系列挖掘机的电子负流量控制
为改善执行元件动作起点时泵流量的突变，在EPPR比例阀组上（参看图14）可选装一个称为“负流量控制优先阀”的电液比例阀A3。在单独操作行走、动臂提升、斗杆等任一动作时，EPOS控制器在1秒内向A3输出700~150mA递减的斜坡信号电流，优先阀A3会对应输出3.2—0MPa递减的斜坡控制油压Pa。通过梭阀VS，对动作起点的负流量控制阀NR输出的压力PN和优先阀A3输出的压力Pa比较后，选择PN与Pa的较高者作为旁通流量控制压力Pi，去调节主泵排量，从而降低了泵流量变化的梯度，如图15所示。
图15 斗山DH220—3的负流量控制特性
2.6 日立EX—5的正流量控制系统
日立建机在EX—5系列上采用了正流量控制系统，泵流量控制阀在油路上的位置如图16所示。2000年，日立推出的ZX系列也采用了正流量控制系统，但泵流量控制阀的结构和安装位置有很大的差异（参看图20），虽然都称之为正流量控制，但二者流量控制的机理却全然不同：EX—5采用的是旁通流量控制，而ZX采用的是先导传感控制，详见后述。
图16 日立EX—5的旁通流量控制
EX—5的泵流量控制阀包括泵控制阀A和减压阀B，如图17所示。当控制阀开度变小，旁通流量Qd增大时，泵控制阀的滑阀A向右移动，调节阀B的设定压力降低，来自先导泵的初级先导压力被调压阀B分流而输出较低的控制压力Pi。控制压力Pi被传到主泵调节器，使泵排量按Pi压力成正比减小，因此称为正流量控制（参看表2）。
在这里，阀A用于检测旁通流量，阀B的作用则相当于逻辑电路的“非门”。先导泵提供控制压力源，初级先导压力经过阀B的调制而成为旁通流量控制的信号压力。
EX—5采用的是正流量控制。这一实例表明旁通流量控制多为负流量控制也有正流量控制。但是，先导传感控制却都是正流量控制（参看表3）。
图17 日立EX—5泵流量控制阀的工作原理
3．先导传感控制
典型的先导传感控制系统如图18所示。要实现先导传感控制，液压系统在结构上应同时具备以下三个条件：①主控阀为中位开路的三位六通阀，主控阀的各叠加阀的进油路为串并联。不过，为减小液动力的影响，增大调速范围，改善滑阀的静特性，提高微调性能，对主控阀阀芯台肩切口的形状尺寸、封油长度与开口量的比例，都进行了优化设计；②用梭阀链对各操作阀输出的二次先导压力进行比较，选择其中最高的先导压力Pi作为先导传感控制的信号压力；③主泵的控制特性为正流量控制，即主泵的流量变化ΔQp应与先导传感的控制压力的变化ΔPi成正比，而且主泵的调节器应使恒扭矩控制优先于流量控制。
力士乐公司的A8VSO系列主泵和M8、M9系列主控阀，川崎的K3VDIP系列主泵和KMxRA系列主控阀，都适于构建先导传感控制系统。
表3列出了采用先导传感控制的部分厂牌机型。
图18 先导传感控制系统
表3 典型的先导传感控制
先导传感控制的流量特性如图19所示。Qp为主泵供油流量，Qpo是主泵的最小流量（备用流量），Qp′是由泵出口压力与发动机转速决定的主泵最大流量。Qa为执行元件的进油流量。Pis是主泵的起调控制压力，Pie为主泵的终调控制压力。
图19 先导传感控制的流量特性曲线
3.2 日立ZX的正流量控制系统
如图20所示，在先导操作阀的集油板（信号控制阀）内，通过梭阀1～17组成的梭阀链，对各个二次先导压力Ps比较后，选取复合操作时的最高先导压力Psmax。
图20 信号控制阀
Psmax传到泵流量控制阀（参看图21）的弹簧室内，推动阀柱。来自先导泵的初级先导压力Pc，经过阀柱打开的阀口节流后，流向油口SA。二次先导压力Psmax越大，Pi越大。最后，由软管将流量控制压力Pi传到主泵调节器上。
图21 ZX的泵流量控制阀
当流量控制压力Pi传到调节器右端时（参看图22），推动控制活塞4向左移动。于是，伺服活塞10大腔的油被阀芯3节流后，再从Dr油口流回油箱，而活塞10在右端的先导压力作用下将向左移动，将主泵的排量调大。Pi越大，伺服活塞向左的行程越大，主泵排量越大，这种正流量控制的特性如图23所示。
图22 ZX的主泵调节器
图23上泵流量Q′是在某一工况下，由左右主泵输出的平均压力（Pd1+Pd2）/2和由发动机转速决定的功率变换比例阀输出压力Pps决定的最大泵油量。先导传感压力Pi则通过正流量控制滑阀3（参看图22），对流量Q′再次进行调制。
图23 ZX的泵流量控制特性
3.3 神钢SK—5的电子正流量控制
一般的先导传感控制系统，是依靠梭阀链从采集的复合操作时的几个二次先导压力中选出最高的二次先导压力Pimax来控制主泵排量，存在忽略未选中Pi的缺陷。在神钢的SK—5系列上采用了电液比例技术，如图24所示。将二次先导压力Pi的诸多传感器1—10的电信号，传递到控制器11内，经过控制算法处理后，通过电液比例阀12和13调节主泵14和15的排量。图中19为发动机油门的步进马达，18为转速传感器。
图24 神钢SK—5的电子正流量控制
在SK200—5挖掘机上配装的川崎泵是一种电子正流量控制的斜盘式柱塞泵，发动机无负荷空转，操作手柄在中位时，主泵有约30L/min的备用流量，如图25所示。
图25 SK200—5的流量控制特性
4. 负荷传感器控制
4.1 负荷传感控制的原理
图26所示负荷传感控制系统，包括负荷传感控制阀和负荷传感泵。系统的最高负荷传感压力PLS由梭阀链选取，并传送到主泵的LS调节阀和控制阀的压力补偿阀。各主控阀并联，无中立回路。
通过控制阀节流的流量特性方程
Q=KA
式中Q为流进执行元件的流量，K为常数，A为控制阀口的节流截面积，ΔP为节流前后的压差
ΔP=PP-PLS
式中PP为主泵出口压力，PLS为负荷传感压力。当采用压力补偿阀后，各控制阀口的ΔP为常数。在液压挖掘机上，一般ΔP=2～3MPa。
因此，通过负荷传感控制阀的流量Q与控制阀的开度A成正比，而与负荷压力无关。
图 26 负荷传感控制系统
负荷传感控制阀解决了两个问题：①单个执行元件动作时的速度控制问题。当操作手柄行程给定时，无论负荷怎么变动，执行元件的运动速度保持恒定，即使操作手柄行程小，工作装置动作的速度慢时，也可产生强力，因而微操作性能好，尤其适合起重作业、反向掘削，以及带破碎头等附件的作业。②复合作业的同步问题。当各操作手柄位置给定时，对应执行元件的流量分配保持恒定的比例，各动作互不干扰。在各执行元件需求的流量之和超过主泵输出的最大流量时，完全的负荷传感控制系统具有抗饱和的能力。在供油不足时，各执行元件的速度按比例下降保持操作者预定的斗齿运动轨迹，而与负荷压力和泵流量的大小无关。这样，在挖掘时方便满斗装载，易于挖掘软岩或孤石，在刷边坡或平整作业时不会出现沟痕。
采用负荷传感控制阀提高了液压操作的微调性能和复合作业的同步性能，而要解决液压系统的节能问题，还必须按主控阀开度的变化实时调节主泵的流量。
如图26所示，调节主泵排量的LS阀右端引入主泵出口压力PP，左端则受到负荷传感压力PLS和弹簧力PK作用。调节此弹簧的预压力，即可调整负荷传感压差ΔPLS。当PK=ΔPLS=PP-PLS时，LS阀芯受力平衡，主泵维持一个稳定的排量。
如果控制阀开度变小，动态的ΔPLS将大于PK，主泵排量减小（参看图27）；反之，如果控制阀开度变大，ΔPLS小于PK，主泵排量加大。在主控阀的整个行程中，主泵输出的流量始终等于执行元件所需油量，与负荷压力的大小无关，如图28所示。
图27 负荷传感的泵控特性
图28 负荷传感控制的流特性
表4列出了采用负荷传感控制的部分厂牌机型：
表4 典型的负荷传感控制
|
厂牌/系列型号 |
主控阀类型 |
压力补偿元件/LS传感元件 |
控制系统 |
|
日立 EX—2 |
三位四通 |
比例阀组+可变压力补偿阀 梭阀链+压差传感器 |
日立ELLE |
|
小松 PC—6 PC—7 PC—8 |
三位七通 |
压力补偿阀 LS梭阀链 |
小松CLSS |
|
阿特拉斯 2603 3306 |
三位五通 |
压力补偿阀 LS开关阀 |
林德LSC |
|
利勃海尔R914 R924 |
|||
|
利勃海R900B R904B |
三位五通 |
压力补偿阀+负荷保持阀 LS梭阀链 |
力士乐LUDV |
4.2 小松CLSS系统
在小松公司的PC-6、PC-7、PC-8系列挖掘机上，采用了图29所示CLSS系统（Closed Center Load Sensing System闭式中心负荷传感系统）。主泵溢流阀3设定主控阀之前的主油路安全压力，而卸荷阀4设定主控阀全部关闭时的空载压力。LS旁通阀13用于防止负荷传感压力PLS急剧升高，还可以增强主控阀的动态稳定性。
执行元件中最高的负荷传感压力PLS，经LS梭阀链从油路9传到主泵的LS阀14左端，LS阀右端受到主泵出油压力PP的作用，负荷传感的压差ΔPLS=PP-PLS控制主泵排量变化。LS阀的设定压力为2.2MPa。当主控阀开度增大或负荷压力增大到ΔPLS<2.0mpa时，主泵排量增加；当主控阀开度减小或负荷压力减小到δpls>2.5MPa时，主泵排量减小。
在主控阀6的出口，安装有压力补偿阀16，用来平衡负荷。当复合操作二个以上的执行元件时，压力补偿阀使各主控阀节流的入口压力PP和节流阀口出口的压力PLS的压差ΔPLS保持相同（参看图30），因此各执行元件7的进油流量是按其主控阀滑阀的开度来分配的，与其负荷压力的高低无关。
图29 CLSS系统的原理图
小松的压力补偿阀如图30所示，由止回阀2和活塞4及其内装的往复球阀3等组成。主泵压力PA经量孔a节流后，顶开主滑阀内装的单向球阀7，使执行元件进油腔C的负荷压力PC，经过量孔b和油道d传到梭阀6，成为负荷传感压力PLS，并且被引入压力补偿阀的D口。
在单独操作一个执行元件时，因为PC压力经过孔b、d节流减压而成为PLS，PLS<pc，使球阀3向左移动。于是，pc压力油通过油沟e进入e腔，再加上弹簧5的作用力，就会将活塞4和止回阀2一起向右推移，关小压力补偿阀的节流口c。负荷压力pc越大，阀口c的开度越小。当动态的负荷压力pc>PB时，阀口C关闭，起到高压止回阀的作用。</pc，使球阀3向左移动。于是，pc压力油通过油沟e进入e腔，再加上弹簧5的作用力，就会将活塞4和止回阀2一起向右推移，关小压力补偿阀的节流口c。负荷压力pc越大，阀口c的开度越小。当动态的负荷压力pc>
在复合操作时，若负荷压力PC高于其它执行元件的负荷压力，C腔压力PC将高于B腔压力PB，阀口C关闭，防止高负荷压力回传到B腔。
图30 小松的压力补偿阀
在复合操作时，若负荷压力PC低于其它执行元件的负荷压力，从LS梭阀6引到D口的最高负荷传感器压力PLS，将大于PC，球阀3向右移动堵住C腔进油（参看图31），PLS压力通过油沟e传到E腔，将活塞4向右推移，关小阀口C。负荷传感压力PLS越大，阀口C的开度越小。
阀口e的开度减小，将使主阀芯节流的下游（B腔）压力PB增大。在设计时，取活塞4直径与止回阀2直径之比（压力补偿面积比）为1时，压力PB将变得与最高负荷传感压力PLS相同，即PB=PLS。另一方面，泵的出口压力PA对所有执行元件都是相同的，PA=PP。因此，主控阀节流口的压差ΔP=PA-PB=PP- PLS对所有动作的主控阀都是相同的，主泵流量将按各滑阀的开口面积分配给复合作业的执行元件。
图31 压力补偿阀的原理
在铲斗阀和附件（破碎头）备用阀上，采用了集成压力补偿阀。如图32所示，阀7是将活塞与止回阀制成一体。在阀口F关闭之前，当铲斗液压缸（底端）和破碎头作业产生高的峰值负荷压力时，C腔的负荷压力不能进入弹簧腔E。这样，就可防止阀7与阀座发生冲击而损伤阀口f。
图32 集成压力补偿阀
为了在爬陡坡时借助工作装置作业，考虑到减小了行走马达的进油量，图33中C腔压力小于E腔内的LS压力（参看图31），因此在行走马达的主阀压力补偿阀中，取消了往复球阀3、活塞4及弹簧5，采用了如图33中8所示的结构。
图33 行走压力补偿阀
在CLSS系统中，负荷传感压力PLS通过LS阀14（参看图29）控制主泵变量。由于挖掘机转盘的转动惯性力矩很大，会产生很高的回转负荷压力。当复合操作回转与动臂举升时，若回转的PLS压力经LS梭阀链传入动臂举升的压力补偿阀（参看图31），止回阀2将关小，动臂液压缸进油量减小，就要回转180°才能举升装车的高度。
图34 LS选择阀的功能
为了改变装车作业时动臂举升慢而回转快的问题，希望回转 90°就能完成动臂举升，在LS梭阀链上设计有一个LS选择阀，如图34所示。当扳动动臂（举升）操作阀（PPC）时，回转先导压力BP将推动活塞3和4，使逆止阀1关闭回转PLS压力进入LS 梭阀链油道9的阀口，即使回转PLS很高，动臂举升液压缸也只受动臂缸底端的PLS控制（如图35所示）。同时，主泵的LS阀也不会因为引入过高的回转PLS压力而减小主泵流量，确保回转的同时有足够的油流入动臂液压缸。
图35 动臂举升回路
4.3 力士乐的LUDV系统
在利勃海尔R900-R904挖掘机上，采用了力士乐公司的LUDV系统（Last Unabhangige Durchfluss Verteilung负荷传感分流器系统）。在山河智能的SWE85挖掘机上，由力士乐A11V09主泵和SX14主控阀构成LUDV系统。
图36所示LUDV系统是一个单泵系统。压力补偿阀A1、A2位于主控阀后端，各主控阀进出油口的压差相等，
ΔP1=ΔP2=PP-PLS
倘若斗杆液压缸动作需求的流量Q1=200L/min，铲斗液压缸需求流量Q2=150L/min，而主泵供油的最大流量QP=300L/min，系统将按以下比例给两个液压缸分配流量
300/（200+150）=0.85
这时，斗杆缸的实际流量
QV1=200Χ0.85=172（L/min）
生产斗缸的实际流量
QV2=150Χ0.85=128（L/min）
图36 LUDV系统原理图
在LUDV系统上，执行元件进油流量的需求，是通过主控滑阀的开度和主泵调节器上的负荷传感压力PLS控制的，与执行元件的负荷压力无关。
工作装置的主控阀如图37所示，图中滑阀4处于空档位置，P腔与P′腔不通。
当滑阀向上移动时，阀芯的K棱边进入P腔后，主泵供油压力P经滑阀节流减压后进入P′腔，P′<P。压力油P′经量孔C和油道b，将顶开单向阀3，使得执行元件进油接口A处压力，即负荷压力PC，受量孔a、c节流后传至P′腔，PC< P′。
若A口负荷压力PC瞬间为高压，PC> P′。P′腔的压力向左顶开压力补偿阀1的阀芯，作用于负荷保持阀2的端面，但是阀2另一侧受到PC压力的作用，负荷保持阀关闭，成为高压止回阀，阻止PC压力逆流到P′腔。同时，P′压力经压力补偿阀1的阀芯内的油孔节流后，进入负荷传感油道d，形成负荷传感压力PLS（参看图38-a）。对所有动作的执行元件的滑阀而言，其P′腔的压力都是相同的，即ΔP=P- P′是相同的，各执行元件进口的流量按其滑阀的开度进行分配。
若A口负荷压力PC为低压，PC< P′。负荷保持阀2开启，经过滑阀节流后的泵压P′将进入PC腔。同时，从LS油路d传来的其他执行元件的较高的PLS压力，将进入P′腔（参看图38-b）进行压力补偿，使各动作滑阀的P′腔压力相同，因此ΔP=P- P′仍然不变，各执行元件进口的流量仍按其滑阀的开度进行分配。
图37 R904Li的主控阀
（a）高压位置 （b）低压位置
图38 力士乐的压力补偿阀
4.4 林德的LSC系统
在利勃海尔R914～R924型挖掘机和阿拉斯的2006～2306型挖掘机上，都采用了林德公司的LSC系统（林德同步控制系统Linde Synchronous Control）。
LSC系统也是一种完全的负荷传感控制系统，具有抗流量饱和的能力，即在执行元件的需求超过主泵最大流量时，仍然可以自动实现各执行元件之间的瞬时同步动作。
如图39所示，调节主泵20上的LS阀23.5的弹簧可设定负荷传感压差ΔPLS，一般ΔPLS为2.25～2.45MPa。在主控阀220上，除用阀芯223的开口节流调节执行元件235的进油量之外，还利用压力补偿阀225和LS开关阀227，来保持各阀芯223可变节流口两端的压差ΔPLS相同。102为主油路的溢流阀，101为负荷传感LS回路的卸荷阀。
图39 LSC系统原理图
主控阀如图40所示，当滑阀处于空档位置时，油泵供油压力P腔、执行元件进油通道A腔、回流至液压油箱的T腔及负荷传感压力LS腔全部被223阀芯关闭。压力补偿阀225的输出（A腔）压力Pa与开关阀227的输出（LS腔）压力PLS为零（略去油箱压力）。
图40 林德的VW系列主控阀
当主控阀223刚刚开启， LS腔与开关阀227接通（参看图41）。如果其他主控阀在动作，LS腔的负荷传感压力PLS将通过开关阀227的节流孔e传到室。阀芯223继续右移，直到控制棱边SA将A腔与压力补偿阀225内的室接通。执行元件A腔的压力从室，经过阀225的节流孔h和孔f，传到阀225左端的室，压力补偿阀225右端仍然顶住主控阀223，阀225的控制棱边SK依旧闭合，隔断A腔与控制阀223内的室，维持A腔压力不变，起到负荷保持的作用。
图41 负荷保持时的压力补偿阀
当主控阀行程加大直至控制棱边SP接通P腔与室（参看图42），泵压P经阀口节流后，在室形成压力P′。P′压力通过压力补偿阀内m孔传到负荷传感LS腔，因此P′=PLS。
由于A腔压力经量孔9和h节流后才进入腔，只要P′>P，压力补偿阀225便会经左移动，其控制棱边SK打开室到A腔的通道，这样主泵就可向执行元件进油腔A供油。因为各个动作的主控阀的室压力P′=PLS是相同的，这样阀口SP的节流压差ΔP=P- PLS也就相同，通往A腔的流量仅与SP的节流截面积成正比。
图42 执行元件进油时的压力补偿阀
在复合操作时，两个主控阀同时动作，如图43所示。假如滑阀223向执行元件Ⅱ供油，进油腔A1的负荷压力P1=20MPa；滑阀243向执行元件供油，进油腔A2的负荷压力P2=15MPa.
主泵压力
P= P1+ΔPLS=20 MPa+2.3 MPa=22.3 MPa
高压位置的主阀芯223内室的压力P′，经过m孔和开关阀227开启的活塞边缘，在LS腔建立负荷传感压力PLS
PLS=P′=P1=20MPa
图43 复合作业时的主控阀
在低压位置的主阀243的LS腔压力PLS（=20MPa），经量孔e节流后在开关阀247左端室建立的压力P，要大于A2腔的压力P2（=15MPa）经量孔g节流后在开关阀247右端室建立的压力P，因此开关阀247向右移动，关闭由A2通往室的油道。负荷传感压力PLS经量孔h和f孔传到室，建立压力P。
在林德的LSC系统中，LS梭阀链是通过开关阀来选取最高的负荷传感压力。此时PLS压力经由图43中所示路径，经由量孔h和m孔，传到室。主阀243的室压力与主阀223的室压力相同，均为P′=PLS。也就是说，阀口SP的节流压差ΔP1=ΔPLS都是相同的，主泵流量在执行元件I和Ⅱ之间是按其各自阀口开度SP来分配的。
当负荷压力P2发生波动时，压力补偿阀245处于调节状态。
P2=P-ΔP1-ΔP2=22.3MPa-2.3MPa-5MPa=15MPa
上式中ΔP2=5MPa是压力补偿阀节流口的压差，由245阀的控制棱边SK调节。当P2下降时，室压力P′瞬间下降，而室压力由PLS建立并未发生变化，压力补偿阀245向右移动，SK阀口关小，ΔP2加大，即可保持ΔP1=ΔPLS不变。事实上，SK阀口关小后，泵压P就可对室进行压力补偿，保持P′压力不变。当P2上升时，补偿阀245向左移动，SK阀口开大，ΔP2减小，仍可保持ΔP1=ΔPLS不变。
5. 性能对比
5.1 节能
旁通流量控制系统节能性较好。在主控阀全部中位时，旁通溢流阀开启（参看图3），存在空流压力损失约3.5MPa，此时有最大的旁通流量损失QP0（参看图4）。操作手柄扳倒一半行程时，主泵流量仍有一部分通过六通滑阀的中立回路流回油箱。
先导传感控制系统节能性好。由于主控阀为六通滑阀，仍然存在中位回油流量损失QP0（参看图19），但其QP0比旁通流量控制系统小。在主控阀中位时，回油背压小，仅0.5MPa左右。当操作手柄行程加大，主泵流量QP和执行元件进油量Qa随先导控制压力Pi增加而增加。在流量控制压力从Pis到Pie的调速范围内，QP与Qa近似为等距曲线，流量损失（QP-Qa）变化不大。
负荷传感系统的节能性较好。主控阀无串联的中立油路回油箱，因此没有主控阀的中位空流损失。当操作手柄中位时，因为主泵没有备用流量QP0（参看图28），主泵的空载流量损失在理论上为零。
但是，在负荷传感主控阀的节流口存在固定的压力损失ΔPLS（2～2.9MPa），约为系统最高压力的6～8.5%。当作业中流量增大时，功率损失（执行元件所需流量与压差ΔPLS的乘积）也不小。复合作业各执行元件负荷压力相差很大时，由于泵流量只受最高负荷压力控制，主泵供油流量会多于执行元件需求流量之和，也会造成功率损失。
不同流量控制系统的扭矩特性比较如图44所示。负荷传感控制系统中，主泵吸收的扭矩是变动的。在额定功率点上，主泵按负荷压力的变化实时调整泵的排量（参看图44-a），因此主泵能够完全吸收发动机输出的扭矩。旁通流量控制和先导传感控制则因负荷压力变化时，主泵流量调整有一个滞后过程，主泵吸收的扭矩不变，而且为防止发动机超负荷失速，主泵在匹配工作点吸收的扭矩，设计时低于发动机额定转速下输出的扭矩，将损失大约5～8%的功率。
（a）负荷传感系统
（b）其他流量控制系统
图44 发动机与主泵的功率匹配
需要说明的是，上述有关节能性的对比分析，仅针对流量控制而言。某一机型是否节能，还要考虑是否采用混合动力技术、发动机本身的燃油消耗特性、发动机的调速特性及其动力适应控制（发动机-主泵功率的动态匹配）、液压主泵的负载适应控制、以及主控阀的负载适应控制等。
在液压挖掘机上，发动机一泵一阀的联合控制是机电液一体化的系统。除了流量控制，还有其他的控制方法来实现节能，例如自动怠速、短时超载、溢流（切断）控制（参看图2）、恒功率控制、分工况的变功率控制、以及动臂再生控制、斗杆再生控制等等。
因此，对于具体厂牌系列或机型的节能性判断，不能简单说因为采用了先导传感控制（正流量控制）这种流量控制方式，节能性就一定好。目前对三种流量控制的节能效果的优劣，还不能作出对比的定论。
5.2 系统稳定性与响应性
对于液压系统的流量控制，可用图45来分析系统控制过程的特性。控制量（流量）达到目标值的时间（响应时间）越短，动态响应就快；控制过程中超调量（控制偏差）越小，稳定时间就短。响应快、稳定时间短，就表明控制的动态特性好。
系统稳定之后，流量的实际值与目标值之差就是稳态偏差。稳态偏差小，表明静态特性好，即系统稳定性好。
图45 系统的控制过程
从流量特性来看（图46），在旁通流量控制（图46a）和先导传感控制（图46b）系统中，当操作手柄中位时，主泵有备用流量QPo，因此都比无QPo的负荷传感控制（图46c）的动态响应快。由于旁通流量控制的信号采集点位于主控阀的旁通油路末端，泵控滞后于阀控的延时较先导传感控制长一些，所以动态响应较慢。
（a） （b） （c）
图46 流量特性的比较
从泵控特性来看（图47），无论旁通流量控制（图47a），还是先导传感控制（图47b），控制压力Pi与与流量Q的关系曲线都是有坡度的，不像负荷传感控制中压差ΔPLS与流量Q的关系曲线那样陡变（图47c）。因此，旁通流量控制和先导传感控制的超调量比负荷传感控制小（参看图46），动态特性比负荷传感控制好。
图47 泵控特性的比较
一般的旁通流量控制和先导传感控制都是采用机-液结构实现比例控制，由于存在机械惯性，不可避免地存在静态误差，最终也会影响系统的控制性能。在神钢的挖掘机上采用了电液比例技术加以改进（参看图11、图24），但是，这两种控制系统的主要问题都是一种开环控制，无法对执行元件负荷压力对流量的影响作出实时响应。
负荷传感控制系统具有较好的静态特性，是因为对流量采用了闭环控制，如图48所示。当负荷PLS增大，使发动机转速n下降时，主泵流量Q会减小，主控阀节流前的压力Pp随之减小。于是，压差ΔPLS（=Pp-PLS）将减小。主泵的LS阀调大主泵排量q，反之亦然。即使发动机转速下降或上升，泵流量Q（=n*q）都相对稳定在目标值左右，流量Q的调节过程与发动机的转速无关，也就是说，对于外界干扰（负荷变动），因负荷传感反馈信号ΔPLS的作用，负荷传感控制系统具有很好的稳定性，增大了系统的刚度。
图48 负荷传感的闭环控制
5.3 操作性能
5.3.1 执行启动点
普通多路滑阀的静态特性表明，通过节流阀口的流量Qa不仅与操作手柄先导阀的行程（二次先导油压Pi）有关，还与节流口的压差ΔPLS=Pp-PLS有关，而且负荷压力越大，主控阀的调速范围越小。
旁通流量控制和先导传感控制的主控阀的阀芯，越过封油区进入调速区时受到轴向液动力的作用，而液动力与节流阀口压差有关，此压差随负荷压力的变换而改变，因此执行元件的启动点不固定，而是随负荷压力变动，如图49所示。
图49 六通滑阀的流量特性
负荷传感控制的主控阀因为有压力补偿阀，节流阀口前后的压差ΔPLS是不变的，因此执行元件的启动点固定，不受负荷大小影响，操作性好。
5.3.2 操作者的手感
如图50（a）所示，旁通流量控制系统与先导传感控制系统中，主泵流量是在泵压升高后逐渐增加的，操作比较柔和。挖掘中碰到硬石头时，负荷压力增大，主控阀滑阀移动的阻力增大，先导手柄的输出压力，操作者有手感。
在负荷传感控制系统中，主控阀打开后，ΔPLS才会变小，泵压急剧升高（参看图50b），操作性稍粗暴。由于主控阀节流口压差ΔPLS恒定，负荷压力的变化不会影响主阀芯的移动，操作者对土质的软硬没有手感。
（a）（b）
图50 操作性比较
5.3.3 直线行走能力
旁通流量控制系统与先导传感控制系统，直线行走性能好。在复合操作时，通过直线行走阀串通左右行走马达进油路，来实现直线行走。即使在单独操作行走时，虽然左右行走马达分别由两主泵供油，但通过微调两个主泵的排量，可使左右行走马达的进油流量差控制在±2%内。
对于双泵固定合流的负荷传感控制系统（如小松PC-6），为改善直线行走性能，左右行走压力补偿阀用外部管路联通，而且在行走压力补偿阀内设置有节流元件a来确保行走转向性能，直线行走的左右流量差约4%。
在PC-8系列的负荷传感控制系统上，采用了直行PPC信号阀，用左右行走先导压力差来开关直行合流阀，确保直线性能和转向性能俱佳。
因此，三种流量控制系统的直线行走能力应当是不分伯仲的。
5.3 复合操作的适应性
对于旁通流量控制和先导传感控制，在复合操作工作装置例如斗杆和铲斗挖掘作业时（参看图51.a），主泵供油总是优先流向负荷压力较低的斗杆缸，不易保持操作的同步性，复合操作适应性差。
负荷传感控制系统有压力补偿阀，主控阀各阀芯节流阀口的压差ΔPLS保持恒定。当两个以上的工作装置同时操作时，流量分配不受负荷压力影响，操作自如，复合操作性能好。以同时操作铲斗和斗杆为例，斗杆是否动作对铲斗的速度没有影响，如图51（b）所示。
（a）（b）
图51 复合操作性的比较
5.4 可靠性与可维修性
旁通流量控制系统结构比较简单，维修也较方便。故障点在主阀中立回路的旁通节流元件、旁通溢流阀以及主泵上的流量控制伺服阀。
先导传感控制系统的可维修性稍差，故障点在先导传感的梭阀链上众多的单向阀或往复阀、主泵上的流量控制伺服阀。
负荷传感控制系统除了LS梭阀链和主泵的LS阀，主控阀和压力补偿阀结构复杂，滑阀内孔还有阀，量孔和油沟多，密封件多，增加了故障点，对液压油的清洁度要求更高。
应当说，三种控制方式的可靠性、可维修性都经过了多年的生产性验证，也得到了市场的认可。但是，负荷传感控制的制造成本和维护成本还是要高一些。
5.5 定性比较
表5列出了三种流量控制方式的性能对比。
液压挖掘机制造厂商，在拟定液压系统的设计方案，确定流量控制方式时，会从整机的性价比出发，既有对三种控制方式性能指标的综合评价，也有对成本因素和销售价格的竞争分析。
同一主机厂的挖掘机，先后选择过不同的流量控制方式。例如，日立建机在1986年的UH系列上采用先导传感（P）控制（参看表1），1991年的EX-2系列采用负荷传感控制，1996年的EX-5系列采用旁通流量控制，2000年的ZX系列及以后的ZX-3系列又采用了先导传感（E/P）控制。神钢的SK系列则有先导传感（E/P）控制到旁通流量（E/N）控制，再到先导传感（E/P）控制的演变。小松从旁通流量控制转为负荷传感控制。利勃海尔的部分中型机则从负荷传感控制转为先导传感控制。
国产挖掘机的流量控制方式与配套泵阀液压件厂商的主流技术密切相关。同一液压元件制造厂商也提供不同的选择，例如川崎精机既有旁通流量控制的主泵与主阀，也有先导传感控制的主泵与主阀。
在拥有国产液压挖掘机设计的独立知识产权的创新过程中，除了主机厂的总体设计，液压元件行业也担负着重任。
表5 不同流量控制方式的性能比较
|
控制方式 |
旁通流量控制 |
先导传感控制 |
负荷传感控制 |
|
节能 |
○ |
○ |
○ |
|
系统动特性 |
○ |
◎ |
△ |
|
系统静特性 |
○ |
○ |
◎ |
|
执行启动点 |
○ |
○ |
◎ |
|
直线行走能力 |
○ |
○ |
○ |
|
操作者手感 |
◎ |
◎ |
○ |
|
复合操作适应性 |
○ |
○ |
◎ |
|
可靠性 |
◎ |
○ |
△ |
|
可维修性 |
◎ |
○ |
△ |
注：◎ 优良 ○ 较好 △ 一般
【参考文献】
张玉川主编，进口液压挖掘机国产化改造，西南交大出版社，1999
朱齐平主编，进口挖掘机维修手册，辽宁科技出版社，2004
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