本发明涉及到诸如液压挖掘机和液压起重机之类的液压结构机械用的液压传动系统，这种传统系统均带有多个液压致动器。更具体地说是涉及到一种使用流量调节阀来控制供给液压致动器的液压液流速的液压传动系统，每一个流量调节阀都有压力补偿作用。

迄今的液压结构机械（例如挖掘机和液压起重机）用的液压传动系统均有多个液压致动器，这种液压系统一般由下列几个部分组成：至少1个液压泵、多个液压致动器（它们通过各个主通路与液压泵相连并由液压泵输送液压液体进行传动）以及分别与液压泵和各液压致动器间的各主通路相连的多个流量调节阀。

美国专利No.4，617，854发明了这样一种液压传动系统，它在每个流量调节阀的主通路上游装一个辅助阀，辅助阀中有两个相对的工作零件，流量调节阀的进口压力和出口压力都引入到其中的第一个零件上、而液压泵的输送压力和多个液压致动器中的最大负荷压力则都引入到第二个零件上。此外，还配置了一个负荷传感式的泵调节器，用来使液压泵的输送压力保持比最大负荷压力高一个预定值。在此布局中，由于把流量调节阀的进口压力和出口压力都引入到辅助阀相对的工作零件的第一个零件，就使流量调节阀的负荷压力得以补偿。而且，通过把由泵调节器调节的液压泵输送压力和多个液压致动器中的最大负荷压力引入到辅助阀相对的工作零件的第二个零件，这在多个各自具有不同负荷压力的液压致动器联合工作中，就有 可能使得即使在各液压致动器的指令流速（即要求的流速）之总和超过液压泵的最大输送流速的情况下，液压泵的输送流速仍能按照指令流速的相对比值来分配，因而保证了液压液在较高负荷一边也能可靠地通过液压致动器。

另一方面，美国专利No.4，535，809发明了一种针对单个而不是多个液压致动器的液压传动系统，在此系统中，每一个同液压泵与液压致动器之间的主通路连接的流量调节阀是由一个座阀式的主阀与一个连接在主阀的反压室与输出端之间的控制管路的导阀组成的。在控制管路中，也配置一个辅助阀，而导阀的输入和输出压力分别引入到辅助阀相对的各个工作零件上，以便产生压力补偿作用。该专利还发明一种改型机构，采用自负荷压力来改变单个液压致动器的操作，以便修正压力补偿作用。

但是，在专利No.4，617，854中，配置在主通路的流量调节阀和辅助阀都包含有尺寸较大的滑阀，因此，如果为了节能而提高液压通路的压力时，就会出现有相当量的液压液从这些滑阀中漏失的问题，而且，由于辅助阀是配置在流速较大的主通路内，又会引起另一个问题，即增大辅助阀的压力损失。

一般说来，液压传动系统中的液压致动器最好以相同的流速供给液压液，而不受自负荷压力和其它液压致动器的负荷压力所影响。同时，在某种情况下，用于液压挖掘机一类机械的液压传动系统最好能根据工作部件类型和工作方式由自负荷压力或其它的液压致动器的负荷压力来起作用，因此最好由相联的液压致动器来驱动。

例如，当液压挖掘机同时进行摆动操作和起吊操作把土装到卡车上时，在摆动操作之初，旋座马达的负荷压力就会升高，并且超过保 护管路的安全阀的限制压力（因为摆动体是惯性体）。相反地，代表悬臂保持压力的悬臂负荷压力却低于摆动负荷压力，在这样的工作方式中，如果在摆动操作之初摆动负荷压力保持在较高水平时供给到悬臂的液压液尽可能多，而不减压，那么能量的浪费就小些，起吊操作和摆动操作能够自动地调节各自的速度，以致在初始阶段，起吊速度增加比摆动速度快，在悬臂升起到一定高度后，摆动速度才逐渐增大。

同理，在单独摆动操作或与其它液压致动器联合的摆动操作中，在摆动之初，摆动负荷压力要超过安全阀的限制压力（如上所述），因此，如果供给旋座马达的液压液的量能够随摆动负荷压力之增加而减少的话，能量的浪费就会少些。

在液压致动器的某些工作方式中，例如在由悬臂和支臂联合动作构成垂直表面的操作中，希望根据悬臂操纵杆与支臂操纵杆的操纵量之比值精确地分配流速，而不管负荷压力的大小。

因此，象液压挖掘机这一类结构机械最好具有流量调节阀的特性，这种阀不仅仅决定于特定的压力补偿作用和/或液流分配作用，而且可改变成容易产生各种取决于工作部件类型和工作方式的功能。并被各个液压致动器所驱动。

但是，在美国专利No.4，617，854中，采用上面所述的辅助阀来获得压力补偿作用和流量分配作用时，并未考虑到利用从其他液压致动器来的负荷压力或自负荷压力的影响来改变这些功能。因此，该专利不能满足上面所述根据工作部件的类型来改变流量调节阀特性的要求。

美国专利No.4，535，809发明的液压传动系统是针 对单个液压致动器的，所以，采用辅助阀只能实现与单个液压致动器操作有关的压力补偿作用，或者只能引入单个液压致动器的自负荷压力的影响来改变压力补偿作用。因此，该专利没有同在多个液压致动器联合工作时改变各种作用的技术联系起来。具体地说，就是未考虑到其他液压致动器的负荷压力的影响来改变压力补偿作用和流量分配作用。

本发明的目的就是提供一种液体漏失少、而且压力损失小的液压传动系统，它能根据液压机械工作部件的类型和工作方式来改变流量调节阀的特性。

为了达到上述目的，本发明提出一种由下列部分组成的液压传动系统：至少设有一台液压泵;至少有第一和第二液压致动器，它们通过各自的主通路与液压泵相连接，并由液压泵输送的液压液来驱动;设有第一和第二流量调节阀装置同液压泵与第一、第二液压致动器之间的各主通路相连接;设有泵控制装置，用来控制液压泵的输送压力;第一和第二流量调节阀装置都包含具有可根据工作零件操纵量改变开启程度的第一阀和与之并列连接的第二阀，用以控制第一阀装置的进口压力与出口压力之间的压力差;有一个同第一和第二流量调节阀相关联的控制装置，用来根据第一阀的输入压力和输出压力以及液压泵的输送压力和第一、第二液压致动器之间的最大负荷压力来控制第二阀，其中，第一和第二流量调节阀都包含：一个座阀式的主阀，它有一个阀体用来控制与主通路连接的进口和出口之间的液体传送;一个可根据阀体位移大小改变开启程度的可变限流器;一个反压室，通过可变限流器与进口连通并产生控制压力，在阀关闭方向对阀体加压; 还有连接在反压室与主阀的出口之间的控制管路，其中，第一阀装置由连接在控制管路的导阀组成，用来控制通过控制管路的导流，而第二阀装置是由连接在控制管路的辅助阀组成，用来控制导阀的进口压力与出口压力之间的压力差，其中，控制装置控制第一和第二流量调节阀的辅助阀装置，因此使导阀的进口压力与出口压力之间的压力差符合下列方程式表达的关系，该方程式表示液压泵的输送压力和第一、第二液压致动器的最大负荷压力之间的压力差和各液压致动器的最大负荷压力与自负荷压力之间的压力差以及自负荷压力的关系，

ΔPz＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl

式中ΔPz：导阀进口压力与出口压力之压力差;

Ps：液压泵的输送压力;

Plmax：第一和第二液压致动器之间的最大负荷压力;

Pl：第一和第二液压致动器各自的自负荷压力：

α、β、γ：第一、第二和第三常数。

第一、第二和第三常数α、β、γ被调整到各自的预定值。

本发明从各种观点研究了装在控制管路中的辅助阀与通过导阀的压力差之间的关系，发现通过受辅助阀装置控制的导阀之压力差ΔPz一般地可由上述方程来表达。

该方程式的意义如下：方程右边第一项Ps-Plmax对所有流量调节阀都是相同的，因而控制着联合工作时的流量分配作用;第二项Plmax-Pl随其它致动器中最大负荷压力而变化，因而控制着联合工作时的调谐作用，第三项γPl随自负荷压力而变化，因 而控制着自压力补偿作用。致动或非致动，以及这三种作用的大小，取决于常数α、β、γ各自的值。更具体来说，由第一项代表的流量分配作用是联合工作中的一项重要的基本功能，因此，常数α被设为一个正的预定值，而与相联的工作零件的类型无关。反之，由第二项和第三项分别代表的调谐作用和自压力补偿作用却是与工作零件和工作方式有关的附加功能，因此常数β、γ均设为包括“零”的预定值。这样确定α、β、γ后，就有可能产生流量分配功能，或者在流量分配功能的基础上产生调谐功能和/或自压力补偿功能，从而能够按照液压结构机械的工作零件类型和工作方式来改变变流量调节阀的特性。

在本发明的上述布局中，辅助阀不是装在主通路而是装在控制管路中，而且，设在主通路上的主阀是座阀式结构，这就有可能使液压管路的液体漏失较小，而且适于在高压下工作。由于辅助阀装在控制管路中，所以，尽管液流高速通过主管路，辅助阀也没有明显的压力损失。

在本发明中，第一常数α最好满足α≤K的关系，其中K为承受液压泵通过入口的输送压力的主阀阀体的承压面积与承受反压室控制压力的主阀阀体的承压面积之比。这就把α（Ps-Plmax）决定的压力差限制在通过较高负荷压力一边之导阀的最大压力差之内。因而，第一和第二流量调节阀便具有上述方程右边第一项所定的压力差（实际上彼此相等），所以，液体流速可按操作装置的操纵量（即：导阀的张开程度）的大小精确地分配，这就是流量分配功能。

第一常数α的含义为导流流速按照操作装置的操纵量（即：导阀的张开程度）成比例增大，也就是说，通过主阀的流速按操纵量大小 成比例增长。因此，第一常数α调整到符合比例增长的某个合适的正值。在α＝K的情况下，可得到最大的增长比例，从而获得流量分配功能，使流速按操作装置的操纵量大小的比例来分配。

从上面的叙述可以看出，第二常数β在考虑到相关的液压致动器与一个或多个其他的液压致动器联合工作时的调谐功能后而调整到某个要求值。在不受其它液压致动器负荷压力影响的最佳情况下，β＝0。

同样，从上面的叙述也会明白，第三常数γ在考虑到相联的液压致动器的工作特性后调整到某一个要求值。特殊地说，在不受到自负荷压力影响的最好情况下，γ＝0。

控制装置可包含多个液压控制室（位于第一和第二流量调节阀的每一辅助阀中）和管路装置，用来直接或间接地把液压泵的输送压力、最大负荷压力和导阀的进口和出口压力引入到多个液压控制室。在这种情况下，多个液压控制室各自的承压面积就被确定，因而第一、第二和第三常数α、β、γ得各自的预定值。

作为一个以液压方式构成的控制装置的实例，把辅助阀设在主阀的反压室与导阀之间，多个液压控制室包含第一液压控制室（对辅助阀在阀开启方向加压）和第二、三、第四液压控制室（对辅助阀在阀关闭方向加压），管路装置包含第一管路（把主阀反压室的控制压力引到第一液压室）、第二管路（把导阀的入口压力引到第二液压控制室）、第三管路（把最大负荷压力引到第三液压控制室）和第四管路（把液压泵的输送压力引到第四液压控制室）。

采用所配置的控制装置，第一和第二流量调节阀都可把主阀和辅助阀合并而构成整体结构。这就成为一种紧凑而合理的阀结构。

而且，控制装置可以包含：位于第一和第二流量调节阀的各个辅助阀装置中的电磁操作零件;用来直接或间接地测定液压泵的输送压力、最大负荷压力、导阀的入口压力和出口压力的压力指示器，以及数据处理装置，用来根据压力指示器来的信号计算导阀的进口压力与出口压力之间的压力差，然后输出一个压力差信号至辅助阀的电磁操作零件。在此情况下，第一、第二和第三常数α、β、γ就作为数据处理装置中的预定值预先确定下来。

泵控制装置可以是一种负荷传感式的泵调节器，用以使液压泵的输送压力保持比第一和第二液压致动器的最大负荷压力高一个预定值。由于这一特点，泵调节器能有效地工作，故在几个液压致动器中的输送压力与最大负荷压力之间的压力差Ps-P1max（按上面所述方程式右边第一项确定）就保持在一个恒定值，因此，导阀的进口压力和出口压力之间的压力差能控制到保持恒定，从而产生使流速保持不变的压力补偿功能，而与主阀的入口和出口之间的压力差的变化无关。

为了达到上述目的，本发明也提出一种液压挖掘机，它的结构包括：至少一台液压泵;多个液压致动器，通过各自的主通路与液压泵连接，并由液压泵来的液压液所驱动;包括旋座、悬臂、支臂和铲斗的一些工作零件，它们分别由几个液压致动器来驱动;几个流量调节阀装置，连接在液压泵与几个液压致动器之间的各自的主通路中;控制液压泵输送压力的泵控制装置;几个流量调节阀装置，都包含有可按照工作装置的工作量改变开启程度的第一阀，与第一阀并列连接用来控制第一阀入口与出口之间压力差的第二阀，与每个流量调节阀相联的控制装置，以便根据第一阀的进口压力和出口压力以及液压泵 的输送压力和几个液压致动器中的最大负荷压力来控制第二阀，其中，每个流量调节阀都包含有一个带有阀体的座阀式主阀（用于控制连接在主通路的进、出口之间的液流传递）、一个可按阀体的位移改变张开程度的可变限流器、一个通过可变限流器与进口连通并产生操作压力对阀体在阀关闭方向加压的反压室;在反压室与主阀出口之间连接的控制管路;其中，第一阀装置由连接在控制管路的导阀构成，用于控制通过控制管路的导流，第二阀装置由连接在控制管路的辅助阀装置构成，用于控制导阀进口压力与出口压力之间的压力差，而且，每一个同旋座、悬臂、支臂和铲斗之中至少两个工作零件相联的流量调节阀的辅助阀装置都由控制装置控制，因而导阀进口压力和出口压力之间的压力差具有下列方程式表达的关系，该方程式表示液压泵的输送压力与几个液压致动器中的最大负荷压力之间的压力差、每一个液压致动器的最大负荷压力与自负荷压力之间的压力差以及自负荷压力之间的关系。

Pz-Pl＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl

式中Pz：导阀的进口压力：

Pl：导阀的出口压力;

Ps：液压泵的输送压力;

Plmax：n个液压致动器中的最大负荷压力;

Pl：每个液压致动器的自负荷压力;

α、β、γ：第一、第二和第三常数。

第一、第二和第三常数α、β、γ调整到各自的预定值。

按照本发明这样的设置，同旋座、悬臂、支臂和铲斗中至少两种工作零件相联的流量调节阀的特性便可被调节，并且可按工作零件类型和工作方式加以改变，从而有可能获得流量分配功能，或者，在流量分配功能的基础上获得调谐功能和/或自压力补偿功能，这一点，正如上面所述。

对于与悬臂用的液压致动器的底边相联的流量调节阀装置来说，其控制装置最好把第二常数β调整到一个较大的正值。

按照这样的调整，在摆动操作与起吊操作同时进行的最初加速阶段，就有随最大负荷压力（摆动压力）与自负荷压力（悬臂压力）之间的压力差增加的流速就通过在较低负荷边上悬臂的液压致动器底边的流量调节阀，从而能够增大起吊速度。所以，即使当摆动操纵杆和起吊操纵杆同时动作并同时受到足够冲击时，还能自动地达到联合操作。在开始时，起吊速度增加比摆动速度快些，当悬臂升高到一定程度后，摆动速度便逐渐增大。

对于与驱动支臂用的液压致动器的底边相联的流量调节阀装置来说，控制装置最好把第二常数β调整到一个较小的正值。按照这样的调整后，挖掘机挖土用支臂进行综合操作时，支臂能可靠地工作。此外，当支臂用的液压致动器是在较低压力边上时，相联的流量调节阀的张开程度就随最大负荷压力（其他液压致动器的任一压力）与自负荷压力（支臂压力）之间的压力差的增大而增大，从而减小了限制流速的程度。因此，有可能防止燃料经济和热平衡的恶化。

对于同铲斗用的液压致动器的底边相联的流量调节阀装置来说，控制装置最好把第二常数β调整到一个较小的负值，这样调整后，在 挖沟中用铲斗进行联合操作时，在铲斗卸除挖掘负荷并上升到地面时，通过相联的流量调节阀的流速就随最大负荷压力（其他液压致动器的任一压力）与自负荷压Γú费沽Γ┲涞难沽Σ畹脑黾佣档停佣芄换汉统寤鳌?

对于同挖掘机的旋座用的液压致动器相联的流量调节阀装置来说，控制装置最好把第三常数γ调整到一个较小的负值。这样调整后，在摆动加速过程中，通过与旋臂相联的流量调节阀的流速能够随摆动压力（自负荷压力）的增加而降低，因此，通过安全阀流出的流速也降低，节省了能量消耗。

对于同铲斗用的液压致动器相联的流量调节阀来说，第三常数γ好调整到一个较小的正值。这样调整后，当铲斗用于挖掘时，通过相联的流量调节阀的流速能够随铲斗压力（自负荷压力）的增加而提高，从而产生强有力的挖掘动作。

对于同悬臂和支臂用的液压致动器的杆边相联的流量调节阀来说，控制装置最好把第二和第三常数β、γ调整到“零”，这样调整后，当悬臂和支臂用来构成一斜坡的垂直表面时，来自其他液压致动器的负荷压力和自负荷压力的任何影响均可完全消除，所以，在构成所要求的精确的垂直表面时，可以按照悬臂操纵杆和支臂操纵杆的操纵量大小来精确地分配流速。

下面将参考附图对本发明的最佳实例作进一步说明。

图1为本发明的一个实施例的一种液压传动系统的总布置图。

图2为该液压传动系统的一个流量调节阀结构的剖面图。

图3为使用本发明液压传动系统的挖掘机侧视图。

图4为该液压挖掘机的俯视图。

图5为液压传动系统的一个流量调节阀中的压力补偿阀之常数α的调节实例的特性曲线。

图6（A）～6（D）为液压传动系统的一个流量调节阀中的压力补偿阀之常数β的几种调节实例的特性曲线。

图7（A）～7（C）为液压传动系统的一个流量调节阀中的压力补偿阀之常数γ的几种调节实例的特性曲线。

图8为本发明的另一个实施例的一种液压传动系统的总布置图。

图9为图8的液压传动系统的一个流量调节阀的结构剖面图。

图10为图9流量调节阀的改型的剖面图。

图11为图9流量调节阀的另一种改型的剖面图。

图12为本发明又一种实施例的液压传动系统的总布置图。

图13为图12液压传动系统的一个流量调节阀的结构剖面图。

图14～20为本发明另外几个实施例的几种液压传动系统中有关的流量调节阀的简图。

图21为本发明又一个实施例的一种液压传动系统的总布置图。

图22为图21液压传动系统的一个控制器的布置简图。

图23为控制器产生控制信号的程序方框图。

图24为一个实施例的剖面图，其中，本发明的液压传动系统中所用的主阀和流量调节阀的压力补偿阀已组成一个整体结构。

图25为一种负荷传感式泵调节器的一个实施例通路图，图中本发明液压传动系统使用固定往复式泵。

图26为本发明液压传动系统的非负荷传感式的泵控制装置的一个实施例的通路图。

参见图1，本发明的一个实施例的一种液压系统包括一个隔板式 的可变排量液压泵1，几个分别通过作为主通路的主管路2、3和4、5连到液压泵上、由来自液压泵1的液压液体驱动的液压致动器6，7以及分别连到液压泵1和液压致动器6、7间的主管路2、3和4、5的流量调节阀8、9。液压泵1和负荷传感式泵调节器10相联，后者的作用是使液压泵1的输送压力保持比液压致动器6、7间淖畲蟾汉裳沽Ω咭桓鲈ざㄖ怠?

流量调节阀8包括连在液压泵1和液压致动器6间的主管路2，3上的主阀11;连起来构成主阀11的控制管路的导管12、13、14;与导管13、14相连的导阀15以及连到导管12、13上、并与导阀15相串连的作为一个辅助阀的压力补偿阀16。

主阀11包括带有进口17和出口18（分别与主管路2、3相连）的阀壳19和装在阀壳19里并和阀座20相配合的阀体21，因此可根据阀体21相对于阀座20的位移（即张开角度）来控制入口17和出口18间液体的传递。阀体21的外表面上开有一些轴向的槽22，这些槽22与阀壳19的内壁一起构成一个可变的限流器23，它能根据阀体21的位移而改变张开的角度。在阀壳19内阀体21的背部形成一个反压室24，它通过可变限流器23与进口17相通并产生一个控制压力Pc。

如图2所示，面向入口17的阀体21的环形上端面（如图所示）规定了一个承受液压泵1的输送压力Ps的环形承压面积As，面向出口18的阀体21的底壁面规定了一个承受液压致动器6的负荷压力Pl的承压面积Al，而面向反压室24的阀体21的顶端面则规定了一个承受控制压力Pc的承压面积Ac。这些承压面积间的关系为Ac＝As+Al。

在控制管路中，导管12与主阀11的反压室24相连，导管14与主阀的出口18相连。

如图2所示，导阀15由控制杆30和针型阀体33组成，通过控制杆30带动阀体30以控制与导管13相连的入口31和与导管14相连的出口32间的液流传递。

压力补偿阀16含有一个滑阀型阀体42、以控制与导管12相通的入口40和与导管13相通的出口41间的液流传递。第一和第二液压控制室43和44在阀打开时对阀体42加压，位于第一和第二液压控制室43和44对面的第三和第四液压室45和46在阀关闭时对阀体42加压。第一液压控制室43通过导管47与主管路2相连，第二液压控制室44通过导管48与导管14（即导阀15的出口边）相连，第三液压控制室45通过导管49与最大负荷压力管路50（下面将要说明）相连，第四液压控制室46通过导管51与导管13（即导阀15的入口边）相连。有时，导管51构成阀体42的内通道。按照上述的布局，液压泵1的输送压力Ps引入第一液压控制室43，导阀15的出口压力Pc引入第二液压室44，导阀15的进口压力Pz引入第三液压控制室45而在较高压力边上的液压致动器6或7的负荷压力、即最大负荷压力Pl引入第四液压控制室46。这样，面对第一液压控制室43的阀体42的端面规定了承受液压泵1的输送压力Ps的承压面积as，其面对第二液压控制室44的环形端面规定了承受导阀15的出口压力Pl的承压面积al，其面对第三液压控制室45的端面规定了承受在较高压力边上的液压致动器6或7的负荷压力，即最大负荷压力Plmax的承压面积am，而其面对第四液压控制室46的环形端面规定了承受导阀 15的进口压力Pz的承压面积az。

因此，第一至第四液压控制室43～46和导管47～49，51一起构成了控制辅助阀16的控制装置，这样，导阀15的进口压力和出口压力间的压力差ΔPz（＝Pz-Pl）可用下面有关液压泵1的输送压力和液压致动器6、7间的最大负荷压力差Ps-Plmax、每个液压致动器的最大负荷压力和自负荷压力间的压力差Plmax-Pc和自负荷压力的方程式来表示：

ΔPz＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl（1）

式中α、β、γ为第一、第二和第三常数，并且调整到各自的预定值。在本实施例中，通过适当选择第一至第四液压控制室43～46的承压面积as、al、am和az的方法分别将第一、第二和第三常数α、β和γ调整到预定值。换句话说，第一至第四液压控制室43～46的承压面积as、al、am和az是按照获得第一、第二和第三常数α、β和γ的各自预定值来调整的。而且，第一至第四液压控制室43～46的承压面积as、al、am和az被调整到当主阀11和导阀15关闭时阀体42仍保持处在打开的位置。

与流量调节阀8的安排有关的座阀式的主阀11和导阀15的组合见美国专利No.4，535，809。按照本专利的说明，当操纵导阀15的控制杆30时，在控制管路12～14中形成了一股与 导阀15的张开程度相对应的导流。这样，在可变限流器23和反压室24的作用下，主阀的阀体21被打开，其张开程度与导流速度成比例，结果，与控制杆30的操纵量（即导阀15的张开程度）相对应的流速即通过主阀11从入口17流向出口18。

流量调节阀9的结构与流量调节阀8相似，它包括座阀式主阀70、构成控制管路的导管71、72和73、导阀74以及压力补偿阀75。

流量调节阀8、9的导管14，73通过负荷压力引入管路54，55连到最大负荷压力管路50上，在54和55中分别有检查阀52和53。在较高压力边的液压致动器6或7的负荷压力作为最大负荷压力引入最大负荷压力管路50中。最大负荷压力管路50通过限流器56连到液罐57上。

此外，为了防止液压液从液压致动器6、7流到主阀11、70中，设有检查阀58、59，它们分别连接在流量调节阀8、9的主阀11、70的主管路3、5的下游。

泵调节器10包括辅助泵60、由辅助泵输送的液压液驱动的液压缸式的档板倾动机构61以及连在液罐57及辅助泵60和档板倾动机构61间的调节阀62。在调节阀62相对两端上有第一和第二控制室63、64，并且在接近第二控制室64的一端上有一压力调节弹簧65。第一和第二控制室63、64通过导管66、67分别连到主管路2和最大负荷压力管路50上。按照这种布局，调节阀62受到液压泵1的输送压力和最大负荷压力以及在相反方向上弹簧65的回弹力，因此，可根据最大负荷压力的变化控制液压液体对档板倾动机构61的加载和卸载。这样，就可以通过预先调整相应于弹 簧65的回弹强度的压力使液压泵1的输送压力保持高于最大负荷压力的压力。

现在说明压力补偿阀16和75的工作原理。对于压力补偿阀16和75，其阀体42的压力平衡可用下式表示：

asPs+alPl＝amPlmax+azPz

该式可变为：

Pz-Pc＝ (as)/(az) （Ps-Plmax）+ 1/(az) （as-

am）（Plmax-Pl）+ 1/(az) （as+

al-am-az）Pl

将

α＝ (as)/(az)

β＝ 1/(az) （as-am）

γ＝ 1/(az) （as+al-am-az）代入式中，

上式可变为

Pz-Pc＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl

由于Pz-Pl＝ΔPz，可得到与上述相同的方程式（1）。

这里，再将方程式（1）列出于下：

ΔPz＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl（1）

下面将讨论方程式（1）。方程式（1）的左边是导阀15的进口压力Pz和出口压力Pl的压力差ΔPz。方程式（1）右边的第一项是液压泵1的输送压力Ps和最大负荷压力Plmax的压力差，α为比例常数。第二项是最大负荷压力Plmax和液压致动器6或7的负荷压力（即自负荷压力）的压力差，β为比例常数。第三项是带有比例常数γ的自负荷压力Pl。换句话说，方程式（1）意味着每个压力补偿阀（16，75）能够根据四种压力（Ps、Plmax、Pl和Pz）来控制导阀15的进口压力Pz和出口压力Pl间的压力差ΔPz;同时，可按照这三种因素（液压泵1的输送压力Ps和最大负荷压力Plmax间的压力差Ps-Plmax，最大负荷压力Plmax和自负荷压力Pl间的压力差Plmax-Pl以及自负荷压力Pl）的比例分别控制压力差ΔPz;此外还意味着通过单独选择比例常数α、β和γ的数值，可任意调整这三个因素（Ps-Plmax、Plmax-Pl和Pl）相应的比例。

在这方面，压力补偿阀16、75控制通过导阀15和74的压力差ΔPz实际上是相当于控制流经导阀15和74的导流速度。这样就相当于根据已知的、用座式主阀11、70和导阀15、70的 组合获得的功能，（如上所述，控制流经主阀11、70的主流速。

而且，本实施例使用负荷传感式泵调节器10，只要泵调节器能有效的工作，方程式（1）右边的第一项、压力差Ps-Plmax就保持常数。压力补偿阀16和75的压力差是相同的。

因此，根据方程式（1）右边第一项，按照与压力差Ps-Plmax的比例控制通过导阀15、17的压力差ΔPz，就是在泵调节器10有效工作的工作状态下，将压力差ΔPz控制为恒定。假定导阀15、74的张开程度保持恒定，也就是说，不考虑主阀的进口压力Ps或出口压力Pl的波动，将流经主阀11、70的主流控制成恒定。简单地说就是完成压力补偿作用。

在泵调节器10不能有效工作的条件下，由于液压致动器6、7的总消耗流速超过液压泵1的最大输送流速而使得液压泵1的输送压力被降低的情况下，压力差ΔPz随压力差Ps-Plmax的降低而变小，因而，流经主阀11、70的主流速也减小。但是，由于两个压力补偿阀16、75的压力差Ps-Plmax是相同的，故流经主阀11和70的流速以同一比例下降。因此，流经主阀11和70的流速根据各自的操纵杆30的操纵量（就是导阀15和74的张开程度）按比例分配，结果，液压泵1的输送流速同样可靠地供到较高压力边的液压致动器。简单地说，能够起到流量分配作用。

根据方程式（1）的右边第二项，按照与压力差Plmax-Pl的比例控制通过导阀15、74的压力差ΔPz的意思是当其它液压致动器的负荷压力Plmax比自负荷压力Pl大时，通过导阀15或74的压力差ΔPz随其它液压致动器的最大负荷压力Plmax而改变。假设导阀15或74的张开程度恒定，则它还意 味着流经主阀11、70的主流速随最大负荷压力Plmax而改变。在液压结构机械例如液压挖掘机中，最好是根据工作方式，在其它液压致动器的负荷压力作用下，改变有关的流速，而最好的流量控制通常是由不被其它液压致动器影响的流量调节阀控制的。对于这种方式，方程式（1）右边第二项就代表一种调谐作用，在这种作用下，有关的流速可以变得和其他液压致动器相一致。

最后，根据方程式（1）右边第三项，按照与自负荷压力Pl的比例控制通过导阀15、74的压力差ΔPz意味着导阀15或74的压力差ΔPz随自负荷压力Pl的变化而变化。假设导阀15或74的张开程度恒定，还意味着通过主阀11、70的主流速随自负荷压力Pl而改变。这就提供了一种自压力补偿作用。在这种作用下，流速能随自负荷压力的变化而变化。

综上所述，方程式右边的第一项起压力补偿和流量分配作用，第二项与其它液压致动器一起起调谐作用，而第三项则是自压力补偿作力。致动还是非致动以及这三种作用中每一种的大小可通过改变比例常数α、β和γ的任意调整。

在上述三种作用中，与第一项有关的压力补偿和流量分配作用是液压结构机械（例如液压挖掘机）的基本功能，而且，不管所用的挖掘机的类型和工作方式如何，最好一直保持它不变。因此，将比例常数α调到任意一个正值。由于通过导阀15、74的压力差决定了与导阀15、74的张开程度相对应的导流速度，而导阀15、74的张开程度又取决于控制杆30的操纵量，因此第一项压力差Plmax-Pl的比例常数就是相对于导阀15、74的控制杆30的操纵量（导阀的张开度）的导流速度增量，也就是与操纵量有 关的通过主阀11、70的主流速的比例增量。故比例常数α可按照这一比例增量值来确定。

假设承受液压泵1的传输压力之主阀阀体21的承压面积AS与承受反压室24的压力Pc的阀体承压面积Ac的比值为K，则阀体21的压力平衡可用下式表示：

Pc＝KPs+（1-K）Pl

另外，导阀15、74的控制压力Pc和进口压力Pz的关系为Pc≥Pz，且当压力补偿阀15，74处于完全打开的状态时，关系式Pc＝Pz成立。故通过导阀15，74的压力差Pz-Pc（＝ΔPz）可用下式表示：

Pz-Pc≤Pc-Pl

＝K（Ps-Pc）    （2）

因此，由导阀15、74获得的最大压力差为K（Ps-Pc）。现在来分析在液压致动器6、7联合工作时的最大负荷压力边（Plmax＝Pl），假设上式（1）中β＝0、γ＝0，则

Pz-Pl＝α（Ps-Plmax）

≤K（Ps-Plmax） （3）

因此，如果将α调整到满足α＞K，则最大负荷压力边上的导阀不能产生大于K（Ps-Plmax）的压力差，而在较低压力边上的导 阀则能产生α（Ps-Plmax）＞K（Ps-Plmax）的压力差。然而，即使将两个导阀的张开程度调到彼此相等，通过导阀的压力差也不能相等，因此，上述情况将导致不同的控制流速。这样，就不可能按照各个操纵量的比例来分配流速。但是，尽管如此，液压液体仍能可靠地供给在较高压力边上的液压致动器。

基于上述理由，要使压力补偿阀16、75能发挥按各个导阀的操纵量（张开程度）分配流速的功能，比例常数α应调整到满足α≤K。尤其是当调整到α＝K时，同样的导阀张开程度能得到最大的流速，从而提供了最有效的阀结构。

此外，当α调整到如上所述满足α＞K时，在较低负荷压力边上的导阀将得到α（Ps-Plmax）＞K（Ps-Plmax）的压力差。但是，当联合工作变成只有在较低负荷压力边的液压致动器工作时，在较低负荷压力边上的导阀同样不能得到大于K（Ps-Plmax）的压力差。因此，通过该导阀的压力差将从α（Ps-Plmax）降到K（Ps-Plmax），而相应地减小了导流速度，结果，供给该液压致动器的流速也降低，从而导致有关的工作零件减速，因此，很难平稳地完成所需的工作。相反，同样是联合工作状态，如果将α调整到满足α≤K，通过较低负荷压力边上的导阀的压力差就被限制在K（Ps-Plmax），即使联合工作变成单独工作，压力差也不发生变化，保证了稳定的工作。因此，从这一观点出发，α最好调整到满足α≤K。

从上述可以明白，当流速应与多个液压致动器的控制杆操纵量成比例分配时，将α调到α≤K是一基本要求。

与第二项有关的调谐功能，不同程度地取决于工作零件的类型和 由液压致动器6、7传动的工作方式。对于某些工作零件和工作方式，最好完全不受其它液压致动器的负荷压力所影响。因此，根据有关的液压致动器和其它液压致动器组合工作的调谐，将比例常数β调到任意值（包括零）。与第三项有关的自压力补偿功能不同程度地需要取决于由液压致动器6、7驱动的工作零件的类型。对于某些工作零件，最好也是完全不受自负荷压力的影响。因此，根据有关液压致动器驱动的工作零件的类型，将比例常数γ调整到任意值（包括零）。

这样，通过将常数α、β、γ分别调整到它们的预定值，就有可能获得流量分配功能或调谐功能和/或基于流量分配功能的自压力补偿功能，并按液压结构机械工作零件的类型及其工作方式改变流量调节阀的特性。

如上所述，比例常数α、β、γ可用压力补偿阀16、75的第一至第四液压控制室43～46的承压面积as、al、am和az来表示。因此，一旦比例常数α、β、γ已定，就可按照要得到这些已知的比例常数值α、β、γ来求出承压面积as、al、am和az。在某些特殊情况下，压力补偿阀的按排满足as+al＝am+az时，则γ＝0，在满足as＝am时，则β＝0。当安排满足as＝al＝am＝az时，则β＝γ＝0。

下面将结合一种用于反铲型液压挖掘机的本实施例的液压传动系统说明比例常数α、β、γ的实际调整的例子。

如图3和4所示，一般的液压挖掘机有两条履带体80，装在履带体80上的可旋转的旋座81，和装在旋座81上面的可在垂直平面内旋转的前附件机构82。前附件机构82由悬臂83、支臂84 和铲斗85组成。履带体80、旋座81、悬臂83、支臂84和铲斗85分别由一组履带马达86、旋座马达87、悬臂液压缸88、支臂液压缸89和铲斗液压缸90驱动。其中，旋座马达87、悬臂液压缸88、支臂液压缸89和铲斗液压缸90每个都与1个或多个液压致动器6、7相对应，见图1。

对于这种液压挖掘机的液压传动系统，考虑到上述的比例增量，通常对旋座马达87⑿垡貉垢?8、支臂液压缸89和铲斗液压缸90的各个流量调节阀有影响的第一项中的比例常数α应调整到相同的任意正值，如图5的实例所示。对于与旋座马达87相连的流量调节阀，比例常数β调整到β＝0（见图6（A）），而比例常数γ调整到一个较小的负值（见图7（A））。对于与悬臂液压缸88底边相联的流量调节阀，比例常数β调整到任意正值（见图6（B）），而比例常数γ调整到γ＝0（见图7（B））。对于与支臂液压缸89的底边相联的流量调节阀，其比例常数β调整到一个较小的正值（见图6（c）），而比例常数γ调整到γ＝0（见图7（B））。对于与铲斗液压缸90的底边相联的流量调节阀，其比例常数β调整到一个较小的负值（见图6（D）），而比例常数γ调整到较小的正值（见图7（c））。对于与支臂液压缸88的杆边相联的流量调节阀，与支臂液压缸89的杆边相联的流量调节阀以及与铲斗液压缸90的杆边相联的流量调节阀，其比例常数β、γ都调整到零（见图6（A）和7（B））。

如此安排的液压传动系统的操作说明如下：

第一种情况是：在没有操纵流量调节阀8、9的控制杆30时，导阀15、74关闭，故控制管路12～14，71～73中没有导 流通过。因此，没有液压液体流过主阀11、70的各个可变限流器23，因此，反压室24的控制压力Pc等于入口17的压力Ps（即液压泵1的输送压力）。而且，由于前面已谈过的负荷传感式泵调节器10的作用，液压泵1的输送压力保持比液压致动器6、7间的最大负荷压力Plmax高一个与弹簧预调值相对应的压力值。因此，对于每个阀体21的承压面积的关系是Ac＝As+Al且Ps＞Pl，故每一阀体21由控制压力Pc往关闭方向加压，使主阀11、70保持在关闭的状态。与此同时，如果承压面积as、al、am和az按上述调整，则压力补偿阀16、17保持打开状态。

第二种情况是：当只操纵流量调节阀的控制杆30时，导阀15被打开（张开程度取决于控制杆的操纵量），从而在控制管路中产生了导流，其导流速度与导阀15的张开程度相对应。如上所述，这就使主阀的阀体21打开，其张开程度与在可变限流器23和反压室24的作用下产生的导流速度成比例。结果，就有与控制杆30的操纵量（也就是导阀15的张开程度）相对应的流速从入口17通过主阀11流到出口18。

在上述导阀15按预定程度张开，并有一定的流速从入口17流到出口18上的状态下，如果一旦出口18的压力增加而使入口17和出口18间的压力差下降时，则负荷传感式泵调节器10将使液压泵1的输送压力升高而使入口17的压力（即液压泵1的输送压力）和出口18的压力（即液压致动器6的负荷压力;最大负荷压力）间的压力差保持恒定。因此，仍有与控制杆30的操纵量相对应的一定流速通过主阀11。

在这种只有液压致动器6工作的情况下，压力补偿阀的承压面积as、al、am和az是按照方程式（1）中与自压力补偿特性有关的比例常数γ取任一正值而不是零来调整的，而且通过导阀15的压力差Pz-Pl随液压致动器6的负荷压力（即自负荷压力）的变化而改变，因此，实现了负荷压力的自压力补偿。

以上述参考图3～7液压挖掘机为例，将与旋座马达87相联的流量调节阀的比例常数γ调整到一个接近零的负值（见图7（A））具体地说，当驱动旋座81时，由于旋座是一个整体，所以负荷压力增加到超过保护通路的安全阀的极限压力，结果浪费了能量。此时，若把比例常数γ调成负值，则可使压力差Pz-Pl控制成随旋座的负荷压力的增加而减小，从而降低了通过流量调节阀的液流速度。因此，即使负荷压力升高，也能减少作为多余的流速从安全阀跑掉的液流量，从而降低了能量的消耗。

对于与铲斗液压缸90底边相联的流量调节阀，其比例常数调到一个小的正值（见图7（c））。因此，由于在进行挖掘工作时自负荷压力增加，故压力差Pz-Pl增加，从而加大了通过流量调节阀的流速，使铲斗的挖掘速度加快。这就能获得高效的挖掘能力并改善其操作性能。

另一种情况是流量调节阀11、70的控制杆30同时操作，首先，按照与上一种情况相同的方法，只操作流量调节阀11，与控制杆30的操纵量相对应的导流速度分别通过流量调节阀11、70。因此，在可变限流器23和反压室24的作用下，与控制杆30操纵量（也就是导阀15、74的张开程度）相对应的流速则从入口17通过主阀11到达出口18。

在两个液压致动器6、7联合工作的状况下，压力补偿鸵毫鞣峙涔δ苁峭üは鹊髡扛鲅沽Σ钩シ?6、17的承压面积as、al、am和az，使方程式（1）右边第一项的比例常数α成任意正值（见图5）的办法实现的。

因此，以图3～7为例，当上述液压挖掘机中的负荷传感式泵调节器10有效工作时，就有可能以各自与它们的控制杆操纵量相对应的某一流速驱动各自的工作零件，并实现稳定的联合工作。而且，即使在液压致动器6、7的总消耗流速超过液压泵1的最大输送流速且泵调节器10不能再有效工作的情况下，液压液体也能可靠地不仅供给低压力边的液压致动器，而且供给较高压力边的液压致动器，从而保证所有的工作零件都能积极地工作。特别是，当选定α≤K时，即使从联合工作转为单独工作，供给各个液压致动器的流速也不会发生变化。因此能够稳定地连续工作。

调整α≤K时，还能达到准确地按照与相应的控制杆的操作量的比例将流速传到各个液压致动器上。特别是当压力补偿阀16的承压面积as、al、am和az选择到使上述方程式（1）中的比例常数β、γ等于零时，每个工作零件的运动轨道能够按照控制杆的操纵量精确地加以控制。例如，如图6（A）和7（B）所示，将与悬臂液压缸88杆边相联的流量调节阀和与支臂液压缸89的杆边相联的流量调节阀的β和γ调成β＝0和γ＝0。通过这种选择，当用悬臂和支臂构成垂直于下倾坡的平面时，来自其它液压致动器的负荷压力和自负荷压力的任何影响都完全消除。因此，供给悬臂液压缸88和支臂液压缸89的流速就能分别按照精确构成垂直平面时悬臂和支臂操纵杆的操纵量的比例分配。

而且，按照本发明的布局，辅助阀不是装在主通路上，而是装在控制管路上。因此，即使在液压通路的压力增高时，漏液量还是很少，并且，在大流速通过主通路时，不会产生明显的压力损失。

此外，当压力补偿阀16的承压面积as、al、am和az调到使上述方程式（1）的比例常数β和/或γ成任意值而不是零时，将完成基于上述压力补偿和液流分配功能的调谐功能和/或自负荷压力补偿功能，以便根据其他液压致动器间的最大负荷压力Plmax和/或自负荷压力Pl来改变通过主阀11、70的主流速。

又如（参见图3～7）在上述液压挖掘机中，将与旋座马达87相联的流量调节阀的比例常数β调到β＝0（见图6（A））并将与悬臂液压缸底边相联的流量调节阀的比例常数β调成任意正值（如图6（B）所示）。一般说来，当同时进行摆动和起吊动作时，由于旋座81是一个整体，所以在摆动操作的最初，旋座马达的负荷压力变高。但是，当摆动达到最大速度时，负荷压力降低。另一方面，由于悬臂液压缸的负荷压力是由悬臂保持压力给定的，它比摆动初期旋座马达的负荷压力低。另外，例如在用反铲型挖掘机挖掘操作中进行摆动和起吊时，最好是，即使对于简单的人工操作，操作者同时将摆动和起吊操纵杠操纵到它们的最大行程时，起吊和摆动速度也能自动调节，使其在最初阶段，起吊速度比摆动速度增加得快，当悬臂升高到一定程度后，摆动速度逐渐增加。通过上述那样调整比例常数β，使与悬臂相联的流量调节阀以这种方式工作，即在摆动初期当旋座马达负荷压力升高，并且压力差Plmax-Pl增大时，通过导阀的压力差ΔPz也增大，从而使供给悬臂液压缸的流速增加。此后，压力差ΔPz随压力差Plmax-Pl的下降而逐渐减小。结果，起吊 和摆动速度能够自动地调节、操作者也能更顺利地进行人工操作。

对于与支臂液压缸89的底边相联的流量调节阀，比例常数β调整到一个较小的正值（如图6（c）所示）。当由支臂进行联合工作来挖掘时，所有的液压致动器都必须工作。但此时，大量的液压液体趋向于流入较低压力边的致动器中。因此，液压液在通过流量调节阀时受到限制，提高了能量消耗。这对燃料经济性和液压液的热平衡两者都不利。如上述，通过把比例常数β调整到不损害联合工作平衡的范围内，与支臂相联的流量调节阀主阀的张开程度将随压力差Plmax-Pl的升高而加大，从而减小了对液压液的限制程度。这就减小了燃料经济性和热平衡的损失。

此外，对于与铲斗液压缸90的底边相联的流量调节阀，其比例常数β调整到一个较小的负值（如图6（D）所示）。例如，由悬臂和铲斗联合工作挖沟时，由于铲斗的运动受阻，悬臂液压缸受到最大的压力，在铲斗到达地面的瞬间，加到铲斗上的负荷突然降低，结果产生了冲击。若将比例常数β调整到一个小的负值（如上述），增加的压力差Plmax-Pl作为一个负因素影响压力差ΔPz，使其按壤跣。佣沟剂魉俣冉档投跣〔返乃俣取Ｕ饩突撼辶烁汉赏蝗唤档褪币鸬某寤鳎⑻岣吡斯ぷ鞯陌踩裕僮髌鹄锤媸省?

对于多个致动器联合工作时每个致动器的自压力补偿作用，基本上与上面阐述的有关只有单个液压致动器工作的方式相同。

从上述可以看出，本实施例的液压传动系统具有流量分配功能，或调谐功能和/或基于流量分配功能的自压力补偿功能，并且能够通过适当选择每个压力补偿阀的各个承压面积并将比例常数α、β、γ 调整到它们的预定值的方法、根据不同类型的液压结构机械的工作零件及其工作方式改善流量调节阀的工作特性。

此外，在本实施例的液压传动系统中，每个作为辅助阀的压力补偿阀不是设在主通路上，而是装在控制管路中，并且，装在主通路中的主阀是座阀式结构。因此，液漏极小，这就使该液压通路更适合于在较高压力下工作。另外，由于辅助阀位于控制管路中，即使在主通路中有大流速通过，辅助阀中也不会产生明显的压力损失。这一点也是经济的。

将与液压挖掘机的旋座、悬臂、支臂和铲斗相联的各个流量控制阀的常数β、γ（方程式（1）中）调整到不是零的预定值上述实施例业已结合图5～7说明了。但是，本发明不限于这个实施例，而所有的流量调节阀的常数β和γ都可调到零。即使是这种情况，通过将方程式（1）中的常数α调到一个正值，特别是满足α≤K时，本通路设计也能获得上述的压力补偿和流量分配功能，并且通路中漏液和压力损失都较少。

本发明的另一个实施例将首先结合图8和图9说明如下。注意，对于和图1所示的实施例中相同的零部件标以相同的代号。

在前面的实施例中，液压泵1的输送压力Ps、最大负荷压力Plmax以及导阀15、74的进口和出口压力Pz和Pl直接用来控制压力补偿阀16、75。但是这四种压力是通过反压室24的控制压力建立起它们相互间的关系的，因此，也可以不直接使用这四种压力而用反压室的控制压力来控制压力补偿阀并使各个压力补偿阀具有上述的特性。图8和图9表示另一个实施例，它采用上述观点，不直接用这四个压力来控制压力补偿阀。另外，虽然从图中只能看出 流量调节阀8、9是安在入口节流式（进口边）回路中，但是，当液压致动器6、7被致动而拉长或在一个方向转动时，流量调节阀8、9都是作为实际通路中一个定向控制阀的一部分使用的。为了清楚地说明这一点，图8中将定向控制阀的整个配置都表示出来。

更准确地说，在图8中，控制液压缸6、7致动作用的定向控制阀100、101分别装在液压泵1和液压缸6、7之间，定向控制阀100由座阀式流量调节阀102、103、104和105组成。第一个流量调节阀102与入口节流式（进口边）回路106相连，当液压缸被致动拉长时，102工作，相当于图1所示的实施例中的流量调节阀8。第二个流量调节阀103连到入口节流式回路107中，当液压缸6被致动压缩时工作。第三个流量调节阀104与出口节流式（出口边）回路108相连，位于液压缸6和第2个流量调节阀103之间，当液压缸6被致动伸长时工作。第四个流量调节阀105与出口节流式回路109相连，位于液压缸6和第一个流量调节阀102之间，当液压缸6被致动压缩时工作。检查阀11的作用是防止液压液反向流入第一个流量调节阀中，它位于第一个流量调节阀102和第四个流量调节阀105之间。而为防止液压液反向流向第二个流量调节阀的另一个检查阀111则连在第二个流量调节阀103或第三个流量调节阀104之间。

第一至第四个流量调节阀102～105分别由座阀式主阀112、113、114、115，与相应的主阀相联的控制管路116、117、118、119以及连到相应控制管路中的导阀120、121、122、123组成。第一和第二个流量控制阀102、103还包括各自的压力补偿阀124、125，它们与 导阀120、121一起串连在控制管路116、117中。主阀112～115中每个的结构与功能与图1所示的实施例中主阀11、70的相同。更准确地说，当导阀120～123工作时，会分别在控制管路116～119中产生与导阀张开程度相对应的导流速度。这样，在可变限流器23和反压室24的作用下，每个主阀的阀体21将形成与导流速度成比例的张开程度，从而使与每个导阀120～123张开程度相对应的流速从进口17穿过主阀11流向出口18。

如图9所示，每个导阀120～123，除了有一个液压控制部分126外，基本上与图1中的15、17相同。

如详图图9所示，压力补偿阀124由滑阀式阀体130、在阀开启方向上对阀体130加压的第一液压控制室131以及位于第一液压控制室131对面、在阀关闭方向上对阀体130加压的第二、第三和第四液压室132、133、134组成。第一液压控制室131通过导管135连到主阀112的反压室24上;第二液压控制室132是为了连通压力补偿阀124的出口41;第三液压控制室133通过导管136与最大负荷压力管路50相连;第四液压控制室134通过导管137，在主阀112的进口17的边上与主通路106相连。通过这种安排，反压室24的控制压力Pc引入第一液压控制室131;导阀120的进口压力Pz引入第二液压控制室132;最大负荷压力Plmax引入第三液压控制室133，而液压泵1的输送压力Ps则引入第四液压控制室134。这样，面对第一液压控制室131的阀体130的端面规定了承受反压室24的控制压力Pc的承压面积ac，面对第二液压控制室132的阀体 130的环形端面规定了承受导阀120的进口压力Pz的承压面积az，面对第三液压控制室133的阀体130的端面规定了承受最大负荷压力Plmax的承压面积am，而面对第四液压控制室134的阀体130的端面则规定了承受液压泵1输送压力Ps的承压面积as。正如下面将要说明的，这些承压面积as、ac、am、az是按照获取预定比例常数值α、β、γ的原则来调整的。同时，压力承受面积as、ac、am、az应调到在主阀112和导阀120关闭时阀体130保持打开状态。

压力补偿阀125的结构与压力补偿阀124相似。

另外，与液压缸7相联的定向控制阀101的结构与定向控制阀100相似。

液压泵1与负荷传感型的泵调节器140相联，以保持液压泵1的输送压力比液压致动器组6、7间的最大负荷压力高一个预定值。

泵调节器140由液压缸型的隔板倾动机构141和调节阀142组成。由杆边液压缸室和头部液压缸室的面积差（取决于控制液压泵1输送流速的调节阀142的位置）带动隔板倾动机构141。调节阀142与图1所示的调节阀62的驱动方式相似。更准确地说，调节阀142承受了液压泵1的输送压力和最大负荷压力以及弹簧65的预调回弹力，这些力在相反的方向作用在它的上面，结果就能根据最大负荷压力的变化来控制隔板倾动机构141，从而使液压泵1的输送压力保持比最大负荷压力高一个与弹簧65的回弹强度相对应的压力值。

在这种结构的液压传动系统中，例如压力补偿阀中阀体130的压力平衡可用下式表示：

acPc＝asPs+amPlmax+azPz

主阀102中阀体21的压力平衡也可用下式表达：

AcPc＝AsPs+alPc

由上述二式可得，通过导阀120的压力差为：

Pz-Pl＝（ (as)/(az) - (As)/(Ac) ）Ps- (am)/(az) Plmax

+（ (ac)/(az) (Al)/(Ac) -1）Pl

将关系式Ac＝As+Al代入式中，上式可变为：

Pz-Pl＝ 1/(az) （ac (As)/(Ac) -as）（Ps-

Plmax）

+ 1/(az) （ac (As)/(Ac) -as-am）

（Plmax-Pl）

+ 1/(az) （ac-as-am-az）Pl

将下列关系代入式中：

α＝ 1/(az) （ac (As)/(Ac) -as）

β＝ 1/(az) （ac (As)/(Ac) -as-am）

γ＝ 1/(az) （ac-as-am-az）

则得：

Pz-Pl＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl（4）

设通过导阀120的压力差为ΔPz，由于Pz-Pl＝ΔPz，故上式右边可用ΔPz代替。这就得到与由图1所示的实施例推导出的相同的方程式。

因此，如上所述，对于这个实施例，也能通过将比例常数α、β、γ调整到它们的预定值的办法，使通过导阀120的压力差控制到分别与下列三个因素成比例：液压泵1的输送压力Ps与最大负荷压力Plmax间的压力差Ps-Plmax、最大负荷压力Plmax和自负荷压力Pl间的压力差Plmax-Pl和自负荷压力Pl，从而如上述，在基于压力补偿和流量分配功能的联合 作用下，获得压力补偿和流量分配功能（方程式右边第一项）或调谐功能（方程式右边第二项）和/或根据压力补偿和流量分配功能综合作用的自压力补偿功能（方程式右边第三项）。换句话说，本实施例采用控制压力Pc、导阀120的进口压力Pz、最大负荷压力Plmax和液压泵1的输送压力Ps而不是直接采用导阀120的进口和出口压力Pz、Pl，液压泵1的输送压力Ps和最大负荷压力Plmax来达到与用后四个压力Pz、Pc、Ps、Plmax同样的效果。

图10示出了一种改型装置，它的压力补偿阀的液压控制室的设置与图9所示的不同。更具体地说，在这一改型实施例的压力补偿阀150中，承受反压室24的控制压力Pc的第一液压控制室151位于反压室24的附近，上述导管135省掉，并且位于第一液压室151对面的三个液压控制室是这样布置的：液压控制室152承受导阀120的进口压力Pz、液压控制室153承受液压泵1的输送压力Ps、而液压控制室154承受最大负荷压力Plmax。通过这样安置液压控制室，上述方程式（4）仍成立，因此也能获得与图9所示的实施例同样的效果。

图11表示一种座阀式主阀的改型结构。在这种改型中，座阀式主阀160中有一个带有通孔161的阀体（通孔连通反压室24和进口17），代替前述实施例中作限流的用的带槽22（作为一种可变限流器）的阀体。通过161起可变限流器的作用，被用来按照阀体162的运动改变其对液压液的限流量。此外，在前面的实施例中，进口17的轴向垂直于阀体21的运动方向、出口18的轴向平行于阀体21的运动方向。而改型的实施例的布局则是进口17的轴 向平行于阀体162的运动方向、出口18的轴向垂直于阀体162的运动方向。

在该实施例中，阀体162的下端面规定了承受泵输送压力Ps的承压面积As。另外，从进口17到出口18的液压液流动方向正好与前面的实施例相反。

本实施例中的主阀160也以与前面的具体装置中主阀11相同的方式工作，因此，在由通孔161和反压室24组成的可变限流器的作用下，就有与导流流速相对应的主流速通过。所以，压力补偿阀124就能以与图9的实施例中相似的方式工作并发挥同样的作用。

现在参考图12和13说明本发明的另一个实施例。在这两个图中，与图2和9中所示相同的零部件标以同样的代号。

在该实施例中，定向控制阀标以代号170、171，除了压力补偿阀172、173的结构不同外，它们的布置与图8所示的具体装置相同。

首先，压力补偿阀172（173）在控制管路116（117）中的位置与前面的实施例不同。具体地说，压力补偿阀171（173）在控制管路116（117）中的位置是处于导阀120（121）的出口边和主阀102（103）的出口18之间。另一个不同是用来控制压力补偿阀的压力不同。更具体地说，压力补偿阀172（173）由滑阀型阀体174、在阀张开方向上对阀体174加压的第一液压控制室175以及在阀关闭方向上对阀体174加压的第二和第三液压控制室176、177组成，第一液压控制室175的设置是为了连通压力补偿阀的进口178，第二液压控制室176通过导管179连到主阀102（103）的出口18 处，第三液压控制室177通过导管180与最大负荷压力管路50相连。通过这种安排，导阀120（121）的出口压力Pz引入第一液压控制室175中，主阀102（103）的出口压力（负荷压力）Pl引入第二液压控制室176，而最大负荷压力Plmax则引入第三液压控制室177。面对第一液压控制室175的阀体174的端面规定了接受导阀出口压力Ps的承压面积az，面对第二液压控制室176的阀体174的环形端面规定了接受主阀出口压力Pl的承压面积al而面对第三液压控制室177的阀体174的端面则规定了接受最大负荷压力Plmax的承压面积am。按照下文所述将这些压力承受面积az、al、am调整到能获得预定的比例常数α、β、γ值。另外，承压面积az、al、am还应该髡降敝鞣?02（103）和导阀120（121）关闭时，阀体174保持在打开状态。

这种结构的液压系统，压力补偿阀172（173）的阀体174的压力平衡可用下式表示：

azPz＝amPl+alPc

同理，主阀102的阀体21的压力平衡表示为

Pc-Pz＝ (As)/(Ac) （Ps-Plmax）+（ (As)/(Ac) -

(am)/(az) ）（Plmax-Pl）

+（ (As)/(Ac) - (am)/(az) + (Ac)/(Ac) - (al)/(az) ）Pl

将关系式Ac＝As+Al代入式中，则得

Pc-Pz＝ (As)/(Ac) （Ps-Plmax）+（ (As)/(Ac) - (am)/(az) ）

（Plmax-Pl）+ 1/(az) （az-am

-al）Pl

故用α＝ (As)/(Ac)

β＝ (As)/(Ac) - (am)/(az)

γ＝ 1/(az) （az-am-al）Pl代入上式中

Pc-Pz＝α（Ps-Plmax）+β（Plmax-

Pl）+γPl（5）

设通过导阀120的压力差为ΔPz，由于Pz-Pl＝ΔPz，故式中左边可代以ΔPz。这样，就得到了与从前面具体装置推导出来的相同的公式。

因此，如上所述，在这一实施例中，也能通过将比例常数α、β、γ调整到它们的预定值，使通过导阀120的压力差ΔPz控制到分别与下列三个因素成比例：液压泵1的输送压力与最大负荷压力 Plmax间的压力差Ps-Plmax、最大负荷压力Plmax与自负荷压力Pl间的压力差Plmax-Pl以及自负荷压力Pl，从而如上所述，在基于压力补偿和流量分配工能的联合作用下获得压力补偿和流量分配功能（方程式右边第一项），或者调谐功能（方程式右边第二项）和/或基于压力补偿和流量分配综合作用的自压力补偿功能（方程式右边第三项）。

根据前面的关系式AcPc＝AsPs+AlPl，方程式（5）右边的自负荷压力Pl可用导阀120的进口压力Pc（＝控制压力）和液压泵的输送压力来表示。总之，方程式（5）可用进口和出口压力Pc、Pz和液压泵1的输送压力Ps以及最大负荷压力Plmax四个压力来表示。因此，本实施例采用三个压力，即出口压力Pz、主阀出口压力Pl和最大负荷压力Plmax而不是直接使用导阀120的进口和出口压力Pz、Pl，液压泵1的输送压力Ps和最大负荷压力Plmax来获得采用后四个压力Pz、Pl、Ps、Plmax同样的效果。

图14表示另一种改型结构，其中，压力补偿阀190位于控制管路中反压室24和导阀15之间。反压室的控制压力Pc和导阀的出口压力Pl分别引入承压面积为ac、al的液压控制室中，并在阀打开方向对导阀加压，而导阀的进口压力Pz和最大负荷压力Plmax则分别引入承压面积为az、am的液压控制室中，并在阀关闭方向对导阀加压。

这种结构的压力补偿阀190的压力平衡可用下式表示：

acPc+alPl＝amPlmax+azPz

从上式及主阀11的压力平衡公式可得到与前面实施例相似的通过导阀15的压力差表达式：

Pz-Pl＝ (as)/(az) (As)/(Ac) （Ps-Plmax）+ 1/(az)

（ac (As)/(Ac) -am）（Plmax-Pl）

+ 1/(az) （ac+al-am-az）Pl

因此，若将等式右边的三个常数分别代以α、β、γ，则得

Pz-Pl＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl（6）

图15表示一种改型结构，其中压力补偿阀191置于导阀15和主阀11的出口之间。液压泵1的输送压力Ps和导阀的出口压力Pz分别引入到承压面积为as、az的液压控制室中，并在阀打开方向对导阀加压，而导阀的进口压力Pc和最大负荷压力Plmax则分别引入承压面积为ac、am的压力控制室，并在阀关闭方向对导阀加压。

这种结构的压力补偿阀191的压力平衡可用下式表示：

azPz+asPs＝acPc+amPlmax

通过导阀15的压力差表示式为：

Pc-Pz＝｛（1- (ac)/(az) ） (As)/(Ac) + (as)/(az) ｝（Ps-

Plmax）+｛（1- (ac)/(az) ） (As)/(Ac) + (as)/(az) -

(am)/(az) ｝（Plmax-Pl）+ 1/(az) （az+as-ac-am）Pl

分别将右边三个常数代以α、β、γ，则得：

Pc-Pz＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl（7）

图16示出一种改型结构，其中，压力补偿阀置于导阀15和主阀11的出口之间。液压泵1的输送压力Ps和导阀的出口压Pz分别引入承压面积为as、az的液压控制室，并在阀打开方向上对导阀加压，而最大负荷压力Plmax则引入承压面积为am的液压控制室并在阀关闭方向上对导阀加压。

这种布置的压力补偿阀192的压力平衡可用下式表示：

azPz+asPs＝amPlmax

通过导阀15的压力差表示式为：

Pc-Pz＝（ (As)/(Ac) + (as)/(az) ）（Ps-Plmax）

+（ (As)/(Ac) + (as)/(az) - (am)/(az) ）（Plmax-

Pl）+ 1/(az) （az+as-am）Pl

因此，若将右边三个常数项分别代以α、β、γ，上式则得：

Pc-Pz＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl（8）

图17表示一种改型结构，其中压力补偿阀193置于导阀15和主阀11的出口之间。液压泵1的输送压力Ps，导阀的进口压力Pc和出口压力Pz分别引入承压面积为as、ac、az的液压控制室中，并在阀的张开方向上对导阀加压，而最大负荷压力Plmax则引入承压面积为am的液压控制室中，并在阀的关闭方向上对导阀加压。

这种布置的压力补偿阀193的压力平衡可用下式表示：

azPz+acAc+asPs＝amPlmax

通过导阀15的压力差表达式为：

Pc-Pz＝｛（1+ (ac)/(az) ） (As)/(Ac) + (as)/(az) ｝

（Ps-Plmax）+｛（1+ (ac)/(az) ）

(As)/(Ac) + (as)/(az) - (am)/(az) ｝（Plmax-

Pl）+ 1/(az) （az+as+ac-am）Pl

因此，若将等式右边三个常数分别代以α、β、γ

则上式变为

Pc-Pz＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl（9）

图18示出一种改型结构，其中，压力补偿阀194位于导阀15和主阀11的出口之间。导阀出口压力引入承压面积为as的液压控制室中，并在阀的张开方向上对导阀加压，而导阀的进口压力Pc、主阀11的出口压力Pl和最大负荷压力Plmax分别引入承压面积为ac、al、am的液压控制室中，并在阀的关闭方向上对导阀加压。

这种布置的压力补偿阀194的压力平衡可用下式表示：

azPz＝acAc+alPl+amPlmax

通过导阀15的压力差的表达式为：

Pc-Pz＝（1- (ac)/(az) ） (As)/(Ac) （Ps-Plmax）

+｛（1- (ac)/(az) ） (As)/(Ac) - (am)/(az) ｝

（Plmax-Pl）+ 1/(az) （az-

ac-am-al）Pl

因此，若将等式右边三个常数分别代以α、β、γ上式则变为：

Pc-Pz＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl（10）

图19示出一种改型结构，其中，压力补偿阀195位于导阀15和主阀11的出口之间。导阀的入口压力Pc和出口压力Pz分别引入承压面积为ac、as的液压控制室中，并在阀的打开方向上对导阀加压，而主阀11的出口压力Pl和最大负荷压力Plmax则分别引入承压面积为al、am的液压控制室中，并在阀的关闭方向上对导阀加压。

这种布置的压力补偿阀195的压力平衡可用下式表示

azPz+acAc＝alPl+amPlmax

通过导阀15的压力差的表达式为：

Pc-Pz＝（1+ (as)/(az) ） (As)/(Ac) （Ps-Plmax）

+｛（1+ (as)/(az) ） (As)/(Ac) - (am)/(az) ｝

（Plmax-Pl）+ 1/(az) （az+ac-

am-al）Pl

因此，若将等式右边的三个常数分别代以α、β、γ，则上式变为：

Pc-Pz＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl（11）

图20示出一种改型结构，其中，压力补偿阀196置于导阀15和主阀11的出口之间。导阀的出口压力Pz、液压泵1的输送压力Ps和主阀11的出口压力Pl分别引入承压面积为az、as、al的液压控制室中，并在阀的打开方向上对导阀加压，而最大负荷压力Plmax引入承压面积为am的液压控制室中并在阀的关闭方向上对导阀加压。

这种布置的压力补偿阀196的压力平衡可用下式表示：

azPz+asPs+alPl＝amPlmax

通过导阀15的压力差表达式为：

Pc-Pz＝（ (As)/(Ac) + (as)/(az) ）（Ps-Plmax）

+（ (As)/(Ac) + (as)/(az) - (am)/(az) ）（Plmax-

Pl）+ 1/(az) （az+as+al-am）

Pl

因此，若将上式右边三个常数分别代以α、β、γ、则上式变为：

Pc-Pz＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl）+γPl（12）

下面，参考图21～23说明本发明的又一个实施例。在这些图中与图1所示具体装置中相同的零部件，标以同样的代号。

在前面的实施例中，虽然压力补偿阀的控制机构是由各种液压机构组成，由它们直接或间接地将液压泵的输送压力、最大负荷压力以及导阀的进口和出口压力引入各个液压控制室中，但是，这些控制机构也可是一个电气装置，图21～23就是一种这样的装置。

更具体地说，在图21中，控制液压致动器6、7的流量调节阀分别标以代号200，201。调节阀200、201包括压力补偿阀202、203，压力补偿阀202、203分别由带有电磁工作零件202A、202B的电磁比例阀202、203组成。除此以外，每个流量调节阀200、201的结构都与图1所示实施例中流 量调节阀8、9相同。压力指示器204（检测液压泵1的输送压力Ps用）连到与主管路2，3相通的液压泵1的输送管路上，检测导阀15、17的进口压力Pz的压力指示器205、206分别连到控制管路中的管路13和72上，检测导阀15、74的出口压力Pl的压力指示器207、208分别连到导管14、73上，检测液压致动器6、7的最大负荷压力Plmax的压力指示器209连在最大负荷压力管路50上。而且，液压泵1与检测隔板倾动角的测角表210相联，例如它是用在一个可变位移机构中。液压泵1的输送流速由排液控制器212控制，212由来自辅助泵211的液压液体驱动。

来自压力指示器204～209的压力信号Pz1、Pz2、Pl1、Pl2、Plmax和来自测角表210的倾动角信号Qγ输入到控制器213中，控制器213计算出液压泵1的控制信号Qo和压力补偿阀202、203的控制信号I10、I20，然后将这些信号分别输出到排液控制器212和压力补偿阀的电磁工作零件202A和203A上。

控制器213由一个微型计算机组成，如图22所示，它包括一个A/D变换器214，用以将上述压力信号和倾动角信号变换成数字信号;一个中央处理器215;一个存储器216，用来储存控制过程的程序;一个D/A变换器217，用来输出模拟信号;一个I/O接口218;与各个压力补偿阀的电磁工作零件202A、203A相连的放大器219、220以及分别与输液控制器212的输入端相连的放大器221、222。

控制器213根据存储器216中储存的控制过程程序，通过来自压力指示器204（检测液压泵1输送压力用）的压力信号Ps和来自压力指示器209（检测液压致动器6、7间最大负荷压力用）的压力信号Plmax计算出要使液压泵的输出压力有效地保持比最大负荷压力高一个预定值所需的液压泵1的排液目标值Qo。然后通过I/O接口218将从放大器221、222中输出的目标值信号Qo输入到排液控制器212的输入端212A、212B上。排液控制器212根据接受的目标值信号Qo控制液压泵1的隔板倾斜角度使由测角表210检测的倾斜角度Qr变为与目标值Qo相等。这就可使泵的输送压力保持比最大负荷压力高一个预定值，因此，这种机构具有与前面实施例中所用的负荷传感式液压泵调节器相似的功能。

控制器213也可根据来自压力指示器204～209的压力信号Ps、Pz1、Pz2、Pl1、Pl2和Plmax计算出压力补偿阀202、203的控制量来控制压力补偿阀。图23表示压力补偿阀控制程序的程序方框图。在步骤230中，微型计算机读出了压力指示器204～209检测出的压力信号Ps、Pz1、Pz2、Pl1、Pl2、Plmax。然后，在步骤231中，通过下式计算出导阀15、74的目标进口压力Pz10、Pz20：

Pz10＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl1）γPl1+Pl1

Pz20＝α（Ps-Plmax）

+β（Plmax-Pl2）+γPl2+Pl2

注意，这些方程式与由第一个实施例推导出来的方程式相同，并且常数α、β、γ可调整到它们的预定值（如图5～7所示），例如根据三个功能，即压力补偿和液流分配功能;调谐功能以及自压力补偿功能进行调整。在下一个步骤232中，用下列公式

I10＝G（Pz10-Pz1）

I20＝G（Pz20-Pz2）

计算出压力补偿阀202、203的控制信号I10、I20。在最后一个步骤233中，通过D/A变换器217，将计算出的控制信号I10、I20从放大器219、220分别输出到压力补偿阀202、203的电磁工作零件202A、203A中。

这样，在这个使用电气控制的压力补偿阀202、203的实施例中，也可在其程序中通过预调步骤231中的公式（与上述方程式（1）相同），并根据α、β、γ的各自调整值，以与图1所示的实施例类似的方式完成压力补偿和流量分配功能或调谐功能和/或基于压力补偿和流量分配功能的自压力补偿功能。

在上述使用电控压力补偿阀的实施例中，常数α、β、γ的预调本身就是程序的一部分。另外，能从外面进行操作的调节器240可以按照图21中虚线表示的方式连到控制器213上，这样，常数α、β、γ就能根据液压结构机械的类型及其工作零件等进行调整。

下面结合图24说明本发明的一个阀结构有关的实施例。图24中所示的实施例中，座阀式主阀和流量调节阀的压力补偿阀是联成一个整体的。

更具体地说，在图24中，流量调节阀270由主阀部分271 和压力补偿阀部分272组成。主阀部分271放入带有进口273、出口274的阀室中，并有座阀式阀体276，用来控制进口273和出口274间的液流传递。阀体276的周边上有一个通道277、构成一个可变限流器，反压室278位于阀体276的后头、通过可变限流器277与进口273相连。压力补偿阀部分272有一个位于阀室275里面的滑阀式阀体280，用来限制反压室278和引导出口279间的通道。阀体280与插入到可在轴向移动的主阀阀体276中的活塞281相配合。压力补偿阀部分272也包括：第一液压控制室282，面向与活塞相对的阀体280的端面;第二液压控制室283，面向阀体280的第一环形端面;第三液压控制室284，面向阀体280的第二环形端面和第四液液压控制室285，位于主阀阀体276中，面向活塞281的端面。第一液压控制室282通过通道286与反压室278相通，第二液压控制室283与引导出口279相通，第三液压控制室284与最大负荷压力进口287相通，第四液压控制室285通过通道288与主阀进口273相通。引导出口279通过导管289与导阀290相连，最大负荷压力进口287与最大负荷压力管路（图中未示出）相连。通过这种布局，引入第一至第四液压控制室的压力分别为反压室278的控制压力Pc、导阀290的进口压力Pz、最大负荷压力Plmax以及液压泵的输送压力Ps这样就可以看出，第一至第四液压控制室282～285分别相应于图9所示的流量调节阀的第一至第四液压控制室131～134。

因此，通过将主阀和压力补偿阀连成整体，可使阀结构更加紧凑和合理。

本发明有关泵控制方法的另一个实施例说明如下。在前面的实施例中，液压传动装置是同负荷传感式泵调节器一起说明的，并且负荷传感式泵调节器是按控制可变排量液压泵输送压力的装置说明的。但是，液压泵可以是固定排量式的。在这种情况下，负荷传感式泵调节器的结构如图25所示。更具体地说，在图25中，泵调节器380与安全阀383相联，在安全阀383的两头上，相对有两个控制室381、382。固定排量液压泵385的输送压力通过导管384引入控制室381、最大负荷压力通过导管386引入控制室382，并且，在控制室382的同一边上，有一个弹簧387。这种结构能够使液压泵385的输送压力保持比液压致动器组中最大负荷压力高一个与弹簧387的回弹强度相对应的压力值。

此外，本发明的液压传动系统也可采用非负荷传感式的泵调节器。图26示出了这种改型。更具体地说，在图26中，液压泵390与流量调节阀391相连，调节阀391由主阀、导阀和压力补偿阀组成（它们的连接方式如上述），并且由泵流量控制器392控制输送流速。在液压泵390和流量调节阀391间有一个卸荷阀393，流量调节阀391与操作器394相联。从操作器394来的操作信号被送到控制器395，并由它将控制信号传给流量调节阀391的导阀控制装置396，以控制导阀的张开程度。送到控制器395的操作信号也送到处理器397，由它根据存储器398中已经存储的映象，计算出流量调节阀391所需的流速，然后将算出的信号送到泵流量控制器392。与此同时，处理器397根据存储器398中已储存的另一个映象，计算出卸荷阀393的调整压力，然后将计算信号送到卸荷阀393上。作为操作信号的作用这就保证了 液压泵390的输送压力控制到等于在存储器398中预先储存挠诚笏竦玫难沽Α?

在本发明中有关这种泵控制方式的液压传动系统中，由上述方程式（1）中右边第一项代表的压力差Ps-Plmax不能控制成恒定。因此不能达到由右边第一项得到的压力补偿功能。但是，在联合操作的情况下，所有与各液压致动器相联的流量调节阀的压力差是相等的，因此，仍可得到液流分配功能。而且，由于方程式（1）右边第二、第三项与泵的输送压力Ps无关，故在将β、γ调为任一非零值的情况下，能够达到调谐功能和/或自压力补偿功能。

尽管上面按照各图说明了本发明的实施例，但本发明并不限于上述各个实施例。在不改变本发明的精神和范围下，可以进行各种改型。

例如，虽然上述实施例中说明由液压泵传动两个液压致动器，显然本发明也可用于三个或更多个致动器的场合。另外，泵的控制机构也可与一个简单的安全阀相连，使液压泵的输送压力保持恒定。