技术领域
背景技术
[0002] 传统的装载机采用定量
齿轮泵系统，并利用节流调速的原理对装载机工作液压系统的提升油缸及铲斗油缸进行速度控制。由于节流调速存在通过
阀口的流量取决于阀口面积及阀口前后压差的固有特性，对于装载机来讲，即使主阀开口不变的情况下，不同
发动机转速时通过主阀阀芯进入
液压缸的
流体流量是不同的，这就会出现操纵
手柄在同一
角度时，发动机高转速时油缸动作快，发动机低转速时油缸动作慢的不利现象。装载机工作装置运动过程中的
重心也是一直在变化，所以在液压缸内产生的压力也在变化，这样就导致主阀阀口前后压差在不停变化，引起进入液压缸的流量发生变化，进一步导致工作油缸运行速度变化。总之传统的装载机工作装置在启动时操纵手柄的角度就与铲装物料的重量及
发动机转速的大小相关，导致操纵的不稳定。
[0003] 对于传统的装载机双泵合流系统，即装载机不转向时，转向液压控制系统中转向泵输出的液压油通过
液压阀强制地全部合流到工作系统中去的系统。这种方式可以缩小工作泵的
排量。但当装载机工作液压控制系统中分配阀处于中位或在进斗、收斗等铲掘物料处于高压力小流量时，就会有大量的流体高压溢流。能耗增大的同时降低了装载机行走驱动的
扭矩。
[0004] 现阶段装载机产品上涉及到的卸荷技术有两种，一种是利用压力控制技术，当工作系统的工作压力达到设定值时，卸荷阀打开，转向泵的流量经先导卸荷阀实现低压卸荷回油箱。该技术回路能随负载变化自动换档，但是当负载压力接近卸荷阀的调定压力时，容易出现速度不稳定。另一种是利用先导压力控制技术，仅当分配阀处于收斗挖掘
位置，从先导泵引出的压力，自动控制先导卸荷阀，使先导卸荷阀处于接通状态，转向泵的流量经先导卸荷阀实现低压卸荷回油箱。该系统回路能实现的功能是，只在铲掘工况实现高压小流量，分配阀在中位时仍然存在节流损失，同样具有片面性, 也容易出现速度不稳定。参考文献资料：盖军衔，关于装载机双泵合流系统节能效果的分析，
工程机械，2005（9）.54-55；徐新跃，景军清，双泵合分流、先导压力卸荷及流量放大型转向系统的应用，建筑机械，2006（7）：92。
发明内容
[0005] 为了克服公知的装载机液压系统操纵不稳定、能耗大、装载机行走驱动的扭矩小的
缺陷，本发明提供一种装载机定量泵压力补偿及自动卸荷液压系统，该装载机定量泵压力补偿及自动卸荷液压系统能够稳定装载机操纵，能耗小、装载机行走驱动的扭矩大。
[0006] 本发明采用的技术方案是：该装载机定量泵压力补偿及自动卸荷液压系统包括多路阀，多路阀的出油口连接有举升液压缸，多路阀的进油口和出油口之间连接有铲斗液压缸和第二梭阀，第二梭阀的纵向油口与第一梭阀的一个横向油口相连，第一梭阀的另一个横向油口与多路阀的出油口相连，第一梭阀的纵向油口与压力补偿阀的左控制油口相连，压力补偿阀的进油口、多路阀的进油口、工作泵的出油口、卸荷阀的出油口相连，压力补偿阀的回油口、多路阀的回油口、油散的进油口、卸荷阀的回油口相连，多路阀的回油口经油散与液压油箱相连，工作泵的出油口连接有压力继电器，工作泵的进油口通过
过滤器与液压油箱相连，卸荷阀的进油口通过转向阀与转向泵的出油口相连，转向泵的进油口通过过滤口器与液压箱相连，转向泵连接有先导泵，先导泵进油口经过滤器与液压油箱相连，先导泵的出油口连接有溢流阀，先导泵的出油口通过电磁换向阀与卸荷阀的控制油口相连。
[0007] 本发明选出工作液压系统油缸最大负载压力传递给压力补偿阀，利用压力补偿阀对低负载联补偿它们与最大负载的压力差，从而保持各多路阀前后压力均为负载压力，最终使得进入各执行元件的流量只与其多路阀阀芯开度有关，很好解决了操纵系统受负载及发动机转速影响导致的开启不稳定现象。
[0008] 本发明使用
传感器控制
电磁阀通断先导油的方式开启低压卸荷阀，卸荷阀采用插装阀的结构形式进行设计，目的是根据装载机各系统使用流量的需求情况，实现自动合分流卸荷，同时延长卸荷阀开启的时间，降低卸荷阀开启时造成的压力冲击及噪声。既保证工作时的流量要求，又使中位时的回油压力损失尽量小。
[0009] 本发明的优点：同
现有技术相比，通过对多路阀阀口前后压力的补偿能够使得装载机工作装置起动及控制阶段与负载无关，与流量无关，提高了整机操作的舒适型。通过对工作系统压力的捕捉，利用先导方式打开转向泵的卸荷阀，使装载机在高压小流量需求的时候更加节能且提高传动系的驱动力。提高并减少液压系统工作时的节流溢流损失，减少液压系统发热量，提高
能量利用率。
附图说明
[0010] 图1为本发明一个
实施例的液压系统原理示意图。
[0011] 图2为图1中的压力补偿阀的结构示意图。
[0012] 图中：1、压力补偿阀，2、第一梭阀，3、第二梭阀，4、铲斗液压缸，5、举升液压缸， 6、多路阀，7、压力继电器，8、工作泵，9、卸荷阀，10、转向阀，11、电磁换向阀，12、溢流阀，13、先导泵，14、转向泵，15、液压油箱，16、插装阀，17、液控溢流阀，18、
单向阀，19、吸油滤，20、油散；21、
阀体，22、阀套，23、阀堵，24、
弹簧，25、阀芯，26、
密封件。
具体实施方式
[0013] 下面结合附图和实施例对本发明进行说明。
[0014] 在图1中，该装载机定量泵压力补偿及自动卸荷液压系统包括多路阀6，多路阀6的出油口连接有举升液压缸5，多路阀6的进油口和出油口之间连接有铲斗液压缸4和第二梭阀3，第二梭阀3的纵向油口与第一梭阀2的一个横向油口相连，第一梭阀2的另一个横向油口与多路阀6的出油口相连，第一梭阀2的纵向油口与压力补偿阀1的左控制油口（II）相连，压力补偿阀1的进油口（I）、多路阀6的进油口、工作泵8的出油口、卸荷阀9的出油口相连，压力补偿阀1的回油口（III）、多路阀6的回油口、油散20的进油口、卸荷阀9的回油口相连，多路阀6的回油口经油散20与液压油箱15相连，工作泵8的出油口连接有压力继电器7，工作泵8的进油口通过过滤器19与液压油箱15相连，卸荷阀9的进油口通过转向阀10与转向泵14的出油口相连，转向泵14的进油口通过过滤口器与液压箱15相连，转向泵14连接有先导泵13，先导泵13进油口经过滤器与液压油箱15相连，先导泵13的出油口连接有溢流阀12，先导泵13的出油口通过电磁换向阀11与卸荷阀9的控制油口相连。
[0015] 从铲斗液压缸4引出的负载传感压力进入梭阀3，从举升液压缸5引出的负载传感压力进入梭阀2，通过选出最大负载压力传递给压力补偿阀1，用压力补偿阀1保证多路阀6进出口压差维持在15bar，其结果是进入铲斗液压缸4和举升液压缸5的流量只与其换向阀开度有关，避免了因负载不同或发动机转速变化造成各执行元件相互干扰。同时，从梭阀2出来的最大负载压力和
液压泵输出压力同时作用在压力补偿阀1上。当多路阀6阀芯开口面积发生变化时，多路阀6阀芯进出口压差会发生变化，导致压力补偿阀1阀芯的平衡被打破，根据
牛顿第三定律压力补偿阀1阀芯会移动泄油来控制泵出口压力变化进而控制压力补偿阀1阀芯两端的压力最终使得阀芯会再次稳定，使多路阀6阀芯进出口压差保持恒定，往铲斗液压缸4或举升液压缸5去的流量与主阀芯的开口量成比例关系。这就实现了工作泵8及转向泵14输出流量适应装载机作业需要。工作泵8及转向泵14输出压力始终跟随负载压力变化，且比负载压力稍高出一个较小压力值。压力补偿阀1的弹簧压力设定略大于多路阀6阀芯全打开而且全流量时进油口压力和梭阀2选出最大负载压力的压差值。
[0016] 在转向阀10至多路阀6这条管路上，使用压力卸荷阀9，压力
信号取自多路阀6的进油口，当达到预先设定的卸荷压力13MPa时，压力继电器7发出
电信号，使得电磁换向阀开启，此时先导泵13输出的压力油会顶开液控溢流阀17，这样插装阀16的主阀芯会因转向泵14输出口的压力而打开，实现转向泵14的低压卸荷功能。此时工作泵8的压力油因为单向阀18的作用而能够保住，并使得铲斗液压缸4和举升液压缸5正常工作。压力继电器7的压力设定应略大于动臂油缸正常提升额定
载荷时的最大压力，以保证不对装载机的三项和造成影响。
[0017] 在图2中，本发明包含了一种压力补偿阀。阀芯25在进油口I压力、左控制油口II压力及弹簧24力的作用下达到平衡。假设图1中分配阀6的阀芯开口不变的情况下，当图1中的铲斗液压缸4或举升液压缸5的负载突然加大瞬间，图2中进油口I的压力没来的及变化，则图2中阀芯25失去平衡位置而左移，那么阀芯25上的油口与阀套22上的油口重合面积将减小使得油口进油口I有足够的压力升高以应对负载的增加。最终阀芯25会再次处于平衡状态，且因阀芯移动的位移较小，所以可以认为进油口I与左控制油口II的压力差值仍然等于弹簧的设定压力，这就保证了图1中多路阀6阀芯进出油口压力差值不变，进而保证了图1中工作泵8输出至工作液压缸的流量不受负载的控制。
[0018] 假设图1中多路阀6的阀芯开口保持不变，当图1中工作泵8的转速突然加大的瞬间，图2中左控制油口II的压力还没来得及变，但进油口I的压力会变大，这样图2中阀芯25将会右移直至重新平衡。这样保证了图1中工作泵8供给图1中铲斗液压缸及举升液压缸的流体稳定的前提下，多余的流体从图2中阀芯25和阀套22增加的开口中流出。
[0019] 压力补偿阀1通过梭阀3选取最大的压力
输出信号并经过压力补偿阀1控制分配阀6的压力
输入信号，实现精控工作系统的目的。
