液压系统以及起重机的制作方法

本发明涉及工程机械领域，具体涉及一种液压系统以及起重机。

背景技术：

千吨级起重机尺寸大、工作能力强，在目前多种行业应用日益广泛。为了满足对操纵稳定性、机动灵活性的要求，千吨级起重机底盘的前轴和后轴转向由不同的部件控制：采用方向盘直接机械操纵前轴机械转向机构、采用电控或液控技术控制后轴转向。后轴的桥数不超过4个。

发明人发现，现有技术中至少存在下述问题：由于尺寸过大以及转向系统的现有结构的局限，现有车辆在在狭窄的作业施工场地转弯难度大，有机械转向拉杆失稳弯曲或断裂、摇臂支座断裂等故障发生。在小场地转向模式比如小转弯模式、蟹行模式、防甩尾模式等下轮胎出现异常磨损。

技术实现要素：

本发明提出一种液压系统以及起重机，用以优化液压系统的性能。

本发明实施例提供一种液压系统，包括：

泵，包括泵出油口、泵回油口以及泵负载反馈油口；

多个执行元件；

压力比较阀，与所述泵的控制油口和所述执行元件均连接，所述压力比较阀被构造为能够在下述两种状态中切换：向所述泵反馈各所述执行元件最大的负载压力、向所述泵的控制油口输入恒定压力；以及

控制阀组，设置于所述泵和所述执行元件之间的油路上，且用于控制所述执行元件的动作；

其中，所述泵被构造为根据所述压力比较阀输入的压力控制输出的油液压力。

在一些实施例中，所述压力比较阀向所述泵的控制油口输入的恒定压力为所述泵出油口节流后的压力。

在一些实施例中，所述压力比较阀包括：

梭阀组，包括梭阀出油口和多个梭阀进油口，各所述梭阀进油口分别与一个所述执行元件的负载反馈油口均连通，所述梭阀组出油口与所述泵负载反馈油口连通；

其中，所述梭阀组被构造为将各所述执行元件的负载反馈油口中的最大压力反馈至所述泵负载反馈油口。

在一些实施例中，所述压力比较阀还包括：

第一节流阀，设置于所述泵出油口与所述泵负载反馈油口之间的油路上；以及

第一换向阀，设置于所述泵负载反馈油口和所述梭阀出油口之间；当所述第一换向阀处于第一阀位，所述梭阀组和所述泵负载反馈油口之间的油路导通；当所述第一换向阀处于第二阀位，所述第一节流阀和所述泵负载反馈油口之间的油路导通。

在一些实施例中，所述压力比较阀还包括：

第二换向阀，设置于所述泵负载反馈油口和回油口之间；以及

第一溢流阀，设置于所述第二换向阀和回油油路之间。

在一些实施例中，所述第二换向阀包括两位两通阀，其中，当所述第二换向阀处于第一阀位，所述第二换向阀是截止的；当所述第二换向阀处于第二阀位，所述第二换向阀是导通的。

在一些实施例中，所述控制阀组包括：

比例阀组，设置于所述泵出油口和所述执行元件的工作油口之间；其中，所述比例阀组用于控制所述执行元件的动作方向；其中，当所述比例阀组处于第一阀位，所述执行元件执行第一转向动作；当所述比例阀组处于第二阀位，所述执行元件执行第二转向动作。

在一些实施例中，所述比例阀组包括：

第一比例阀，设置于所述泵出油口和其中两个执行元件之间，并且用于控制所述其中两个执行元件所连接的车轴的转向方向。

在一些实施例中，所述比例阀组还包括：

第二比例阀，设置于所述泵出油口另两个执行元件之间，并且用于控制所述另两个执行元件所连接的车轴的转向方向。

在一些实施例中，所述第一比例阀包括三位八通换向阀；和/或，所述第二比例阀包括三位八通换向阀。

在一些实施例中，所述比例阀组还包括：

第一压力补偿器，所述第一比例阀的c4油路与所述第一压力补偿器的进油口连接，所述第一压力补偿器的出油口作为所述比例阀组的b1油口；以及

第二压力补偿器，所述第一比例阀的c1油路与所述第二压力补偿器的进油口连接，所述第二压力补偿器的出油口作为所述比例阀组的a1油口；

其中，所述第一压力补偿器的控制端引出的油路和所述第二压力补偿器的控制端引出的油路共同作为所述比例阀组的负载反馈口；所述第一压力补偿器的出油腔和所述第二压力补偿器的出油腔都具有与所述比例阀组的负载反馈口连通的支路。

在一些实施例中，所述比例阀组还包括：

第三压力补偿器，所述第二比例阀的c8油路与所述第三压力补偿器的进油口连接，所述第三压力补偿器的出油口作为所述比例阀组的b2油口；以及

第四压力补偿器，所述第二比例阀的c5油路与所述第四压力补偿器的进油口连接，所述第四压力补偿器的出油口作为所述比例阀组的a2油口；

其中，所述第三压力补偿器的控制端引出的油路和所述第四压力补偿器的控制端引出的油路共同作为所述比例阀组的负载反馈口；所述第三压力补偿器的出油腔和所述第四压力补偿器的出油腔都具有与所述比例阀组的负载反馈口连通的支路。

在一些实施例中，所述比例阀组还包括比例阀反馈油口，所述比例阀反馈油口与所述执行元件的回油油路连通，并且所述比例阀反馈油口与所述执行元件的回油油路之间的油路上设置有第二节流阀。

在一些实施例中，所述比例阀组包括多组，每两个所述执行元件对应连接一个车轴，每两根所述车轴对应连接一所述比例阀组。

在一些实施例中，所述控制阀组还包括：

对中油缸，与所述执行元件所连接的车轴机械连接；

对中阀组，设置于所述比例阀组和所述执行元件以及所述对中油缸之间；其中，当所述对中阀组处于第一阀位，所述比例阀组和所述执行元件之间的油路断开，并且所述对中油缸的有杆腔和无杆腔均与回油油路连通；当所述对中阀组处于第二阀位，所述比例阀组和所述执行元件之间的油路导通。

在一些实施例中，所述对中阀组包括：

第三换向阀，安装于所述比例阀组和所述对中油缸之间；以及

单向阀组，安装于所述比例阀组和所述执行元件之间，并且所述单向阀组的控制油口与所述对中油缸的无杆腔以及有杆腔连通。

在一些实施例中，所述第三换向阀包括两位三通换向阀。

在一些实施例中，所述单向阀组包括：

第一液控单向阀，包括第一进油口、第一出油口和第一液控口，所述第一液控口与所述对中油缸的有杆腔和无杆腔均连通，所述第一进油口与回油油路连通，所述第一出油口与所述比例阀组的第一工作油口连通；以及

第二液控单向阀，包括第二进油口、第二出油口和第二液控口，所述第二液控口与所述对中油缸的有杆腔和无杆腔均连通，所述第二进油口与回油油路连通，所述第二出油口与所述比例阀组的第二工作油口连通。

本发明另一实施例提供一种工程机械，包括本发明任一技术方案所提供的液压系统。

在一些实施例中，所述工程机械包括起重机，所述起重机的三个前轴转向采用机械操纵系统，所述起重机的六个后轴转向系统采用所述液压系统。

在一些实施例中，所述六个后轴中的每个后轴包括第一车轴和第二车轴；所述执行元件包括第一转向油缸和第二转向油缸；

所述第一车轴通过第一摇臂与所述第一转向油缸的伸缩杆连接，所述第二车轴通过第二摇臂与所述第二转向油缸的伸缩杆连接；所述第一摇臂和所述第二摇臂通过连杆相连；

所述第一转向油缸和所述第二转向油缸共同控制所述后轴的转向。

上述技术方案提供的液压系统，具有压力比较阀，在一些工况下，压力比较阀用于比较各个执行元件各自的负载压力，并将各个执行元件中最大的负载压力反馈至泵的负载反馈油口，泵根据反馈得到的最大的负载压力反馈控制输出油液的油压。泵的出口压力根据负载工作压力相关，所以相较于恒压输出的液压系统，上述技术方案提供的液压系统更加节能，更能够满足千吨级工程机械的节能需求。在另一些工况下，压力比较阀向泵输入恒定的控制油压，故泵能够输出恒定的压力，以满足极寒工况下设备的运行需求。

附图说明

此处所说明的附图用来提供对本发明的进一步理解，构成本申请的一部分，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1为本发明实施例提供的工程机械的结构示意图；

图2为本发明实施例提供的液压系统的原理示意图；

图3为本发明实施例提供的液压系统的压力比较阀的原理示意图；

图4为本发明实施例提供的液压系统的控制阀组的比例阀组的原理示意图；

图5为本发明实施例提供的液压系统的对中油缸和对中阀组与车轴连接关系示意图；

图6为本发明实施例提供的液压系统的对中阀组原理示意图；

图7为本发明实施例提供的起重机的前三轴处主视结构示意图；

图8为本发明实施例提供的起重机的前三轴处俯视结构示意图；

图9为本发明实施例提供的起重机的转向原理示意图。

具体实施方式

下面结合图1～图9对本发明提供的技术方案进行更为详细的阐述。

为了更清楚地介绍本实施例的各技术方案，将液压系统使用在工程机械上为例。工程机械比如为起重机，尤其是千吨级起重机。

起重机包括多个车轴5，根据驱动方式的不同，分为前轴和后轴。前轴和后轴的数量比如都为多个。在一些实施例中，前轴的数量以三个为例，后轴的数量以六个为例。三个前轴均采用机械连杆7的方式驱动，六个后轴的驱动方式采用本发明实施例提供的液压系统。

相较于现有技术中起重机液压驱动的车轴5数量必须少于4个而言，本发明实施例提供的液压系统，其液压系统所驱动的车轴5数量能够达到6个、甚至8个、12个，故能大大减少采用机械连杆7驱动的前轴数量，进而简化机械驱动部分的结构复杂性。

为了清楚描述液压系统的动作，先介绍液压系统使用在起重机上时的机械连接关系。

承上述，工程机械包括起重机，起重机的三个前轴8转向采用机械操纵系统，起重机的六个后轴5转向系统采用液压系统。

后轴与液压系统的机械连接关系如下。参见图2，六个后轴5的每个车轴5包括第一车轴51和第二车轴52。执行元件2包括第一转向油缸21和第二转向油缸22。第一车轴51通过第一摇臂53与第一转向油缸21的伸缩杆连接，第二车轴52通过第二摇臂54与第二转向油缸22的伸缩杆连接；第一摇臂53和第二摇臂54通过连杆7相连。第一转向油缸21的无杆腔油口和第二转向油缸22的有杆腔油口均与液压系统的对中阀组49的第一工作油口连通。第一转向油缸21的有杆腔油口和第二转向油缸22的无杆腔油口均与液压系统的对中阀组49的第二工作油口连通。

参见图2和图5，每个后轴连接对应连接一个对中阀组49和一个对中油缸48。相邻的两个对中阀组49对应连接一个比例阀组41。即第一后轴对应连接一个对中阀组49、第二后轴对应连接一个对中阀组49，这两个对中阀组49共同与第一个比例阀组41连接。即第三后轴对应连接一个对中阀组49、第四后轴对应连接一个对中阀组49，这两个对中阀组49共同与第二个比例阀组41连接。即第五后轴对应连接一个对中阀组49、第六后轴对应连接一个对中阀组49，这两个对中阀组49共同与第三个比例阀组41连接。

下面详细介绍液压系统的实现方式。

本发明实施例提供一种液压系统，包括泵1、多个执行元件2、压力比较阀3以及控制阀组4。执行元件2比如为油缸。泵1包括泵出油口11、泵回油口12以及泵负载反馈油口13。压力比较阀3与泵1的控制油口和执行元件2均连接，且用于向泵1反馈各执行元件2最大的负载压力。控制阀组4设置于泵1和执行元件2之间的油路上。其中，泵1被构造为根据压力比较阀3反馈的负载压力控制输出的油液压力。

泵1比如采用dfr泵。dfr泵是基于压力补偿原理实现的，实现压力流量复合控制。负载敏感dfr泵的出口b与高压过滤器10的进油口相连接，还与压力比较阀3的进油口p相连接。压力比较阀3的进油口与所有比例阀组41的负载敏感口ls相连接，其出油口与负载敏感dfr泵的先导压力口x相连接。所有比例阀组41的工作油口a1\b1均与对中阀组49的工作油口c1\d2相连接；对中阀组49的工作油口c2\d2与每个电控转向轴的转向油缸的工作油腔相连接，对中阀组49的工作油口n口与对中油缸48的无杆腔和有杆腔相连接；对中油缸48的中间腔与回油t相通。

执行元件2包括转向油缸。对于每个后轴来说，设置有两个转向油缸，即第一转向油缸21和第二转向油缸22。第一转向油缸21用于实现后轴的第一车轴51的转向，第二转向油缸22用于实现后轴的第二车轴52的转向。各个后轴的结构相同，与液压系统机械连接的实现方式也相同，故此处以第一个后轴为例详加介绍。

参见图5，泵1的泵出油口11，即图2中的b油口与高压过滤器10的p4油口连接，高压过滤器10的p3油口与所有的比例阀组41的p2油口连接。所有的比例阀组41的t2油口都连接回油油路。

各个比例阀组41的负载反馈油口ls都与压力比较阀3不同的负载反馈口连接。压力比较阀3的原理图参见图3和图5。具体来说，后轴l1的比较阀组41的负载反馈油口ls与压力比较阀3的ls1油口连通。后轴l2的比较阀组41的负载反馈油口ls与压力比较阀3的ls2油口连通。后轴l3的比较阀组41的负载反馈油口ls与压力比较阀3的ls3油口连通。

压力比较阀3的负载输出油口lsmax与泵1的泵负载反馈油口13连通。与压力比较阀3用于比较筛选出最大的负载压力，然后反馈至泵1，进而调节泵1的出口压力。压力比较阀3的p5油口则与泵1的泵出油口11连通。压力比较阀3的p5油口用于实现后文的在需要时候，使得泵1输出恒定压力的液压油，即压力比较阀3还被构造为能够向泵1的控制油口反馈恒定压力。

图3中，当第一换向阀35、第二换向阀36均得电时，负载敏感泵1的出口压力经第一节流阀34至负载敏感泵1的先导压力油口，这时负载敏感泵1的出口压力受第一溢流阀37越权控制。

图3中，压力比较阀3的功能有二种：第一个是在一些工况下将最大负载压力反馈到负载敏感泵1的先导压力油口；第二个是在另一些工况下能将负载敏感泵1变成恒压泵。第一个功能能够随负载大小变化调节泵1出口的压力和流量，降低泵1的功率损耗，实现节能。第二个功能能够解决在冬季或者寒冷地区车辆运行时车辆转向缓慢的问题。冬季的时候，油液粘度增加，负载压力经管路传递到泵1的先导压力油口的时间会变长，这样负载动作会变得延迟很多。而恒压系统能保证在比例阀组41的进油口p能保持在恒定的某一压力值上，比例阀阀芯打开后，压力油液立即能作用在负载上。上述第二个功能，通过压力比较阀3就能将负载敏感液压系统变成恒压液压系统，解决冬季或极寒地区负载压力无法传递到负载敏感泵1的先导压力油口而带来的无法转向或者转向缓慢等问题。

具体参见图3，压力比较阀3包括梭阀组31，梭阀组31包括梭阀出油口和多个梭阀进油口，各梭阀进油口分别与一个执行元件2的负载反馈油口均连通，梭阀组31出油口与泵负载反馈油口13连通。其中，梭阀组31被构造为将各执行元件2的负载反馈油口中的最大压力反馈至泵负载反馈油口13。

梭阀组31包括第一梭阀32和第二梭阀33。第二梭阀33的进油口与一个比例阀的负载反馈口相连接，第一梭阀32的出油口与第二梭阀33的一个进油口相连接，第二梭阀33的另一个进油口也与比例阀的负载反馈口相连接。第一换向阀35的一个进油口与第二梭阀33的出油口相连接。第一换向阀35的另一个进油口与节流阀的出油口相连接；第一换向阀35的出油口至压力比较阀3的油口lsmax。第二换向阀36的进油口与第一换向阀35的出油口相连接；第二换向阀36的出油口与第一溢流阀37的进油口相连接。溢流阀的出油口与压力比较阀3的油口t相连接。图7中，当第一换向阀35、第二换向阀36均不得电时，经几个梭阀逻辑比较后，最大负载压力经第一换向阀35到压力比较阀3的工作油口lsmax，并反馈到负载敏感泵1的先导压力油口。

第一梭阀32用于比较第二个比较阀组的负载反馈油口ls、第三个比较阀组的负载反馈油口ls的压力孰大孰小，即比较压力比较阀3的ls2油口和压力比较阀3的ls3油口的压力孰大孰小。然后将油压较大的那一个油压与第一个比较阀组的负载反馈油口ls相比较，即第一梭阀32比较得到的油压与压力比较阀3的ls1油口的油压再次比较，比较后得到的较大油压经过压力比较阀3的第一换向阀35输送至压力比较阀3的负载输出油口lsmax，而后反馈至泵1的泵负载反馈油口13，从而控制泵1的输出油液的油压。

第一换向阀35用于控制具体何种油压反馈至泵负载反馈油口13。换向阀有两种阀位，分别实现将梭阀组31的油压反馈至泵负载反馈油口13、以及将压力比较阀3的p5油口反馈至负载反馈油口。

继续参见图3，压力比较阀3还包括第一节流阀34，第一节流阀34设置于泵出油口11与泵负载反馈油口13之间的油路上。第一换向阀35设置于泵负载反馈油口13和梭阀出油口之间。当第一换向阀35处于第一阀位，梭阀组31和泵负载反馈油口13之间的油路导通；当第一换向阀35处于第二阀位，第一节流阀34和泵负载反馈油口13之间的油路导通。

当第一换向阀35位于图3所示的右位，此状态下，压力比较阀3的p5油口与泵负载反馈油口13不连通。只有梭阀组31能够向泵负载反馈油口13反馈油压。

当第一换向阀35位于图3所示的左位，压力比较阀3的p5油口的压力反馈至泵负载反馈油口13。此状态下，梭阀组31的压力无法反馈至泵负载反馈油口13。压力比较阀3的p5油口反馈至负载反馈油口的油压是恒定的，所以泵1输出的油压也是恒定的。这种情况适用于冬季等寒冷工况。在寒冷工况下，油压流动不顺畅，梭阀组31反馈的油压时间长，且反馈的压力准确度差，如果采用梭阀组31反馈油压，则液压系统的使用性能受到不利影响。在寒冷工况下，直接采用压力比较阀3的p5油口的实现油液压力，使得液压系统能够正常工作。

继续参见图3，压力比较阀3还包括第二换向阀36和第一溢流阀37。第二换向阀36设置于泵负载反馈油口13和回油口t之间。第一溢流阀37设置于第二换向阀36和回油油路之间。泵负载反馈油口13与负载输出油口lsmax是连通的。第二换向阀36用于实现在需要使用对泵负载反馈油口13所连接的油路进行溢流保护。

具体地，第二换向阀36包括两个阀位，当其处于图3所示的上位，第二换向阀36是截止的，第二换向阀36所在油路是断开的，此状态下，溢流阀不起作用。当第二换向阀36处于图3所示的下位，第二换向阀36所在油路是导通的，此状态下，溢流阀能够起到作用；在溢流阀所在油路的油液压力大于溢流阀的开启压力时，溢流阀打开泄油。

具体来说，第二换向阀36包括两位两通阀，其中，当第二换向阀36处于第一阀位，第二换向阀36是截止的；当第二换向阀36处于第二阀位，第二换向阀36是导通的。

参见图4，上文介绍了，每两个后轴对应一个比例阀组41。每个比例阀组41包括七个油口，分别是a1、b1、p2；a2、b2、t2；ls。

继续参见图4，比例阀组41带有控制口ls，其具有至少三种工作状态：第一种工作状态，即进油口p、出油口a、出油口b、回油口t互不相通。第二种工作状态，进油口p与出油口b相通，出油口a与回油口t相通。第三种工作状态，进油口p与出油口a相通，出油口b与回油口t相通。控制口ls检测位于比例阀阀后的压力补偿阀的控制口油液压力。

每个比例阀组41的p2油口都连接高压过滤器10的p3油口，每个比例阀组41的t2油口都连接回油油路。

参见图2和图4，比例阀组41设置于泵出油口11和执行元件2的工作油口之间。比例阀组41用于控制执行元件2的动作方向。其中，当比例阀组41处于第一阀位，执行元件2执行第一转向动作；当比例阀组41处于第二阀位，执行元件2执行第二转向动作。

参见图4，各比例阀组41都包括第一比例阀42。第一比例阀42设置于泵出油口11和其中两个执行元件2之间，并且用于控制其中两个执行元件2所连接的车轴5的转向方向。以第一车轴51所连接的第一比例阀42为例，第一比例阀42用于控制第一车轴51的转向方向。

如图4所示，第一比例阀42为三位八通换向阀。油路c1的左端口和油路c4的左端口都连接第一比例阀42的p2油口。

当第一比例阀42处于图5所示的下位，即第一比例阀42的电磁阀a所在一端得电，则油路c1和c3导通，油路c3连接回油油路；油路c2和c4截止。油路c1的右端口第二压力补偿器45的进油口连接。在进入到第二压力补偿器45的油液压力满足第二压力补偿器45的开启压力时，第二压力补偿器45打开，随后油液流向比例阀组41的a1油口。结合图5来看，比例阀组41的a1油口流经对中阀组49的c1油口和c2油口后，在对中阀组49处于导通位置的前提下，比例阀组41的a1油口经过对中阀组49流向第一转向油缸21的无杆腔和第二转向油缸22的有杆腔，实现工程机械向左转向。此处的左、右是以驾驶员视角来说的。

在上述向左转向过程中，第一转向油缸21的有杆腔和第二转向油缸22的无杆腔中的油液流向对中阀组49的d2油口，随后流向对中阀组49的d1油口，随后流向第一比例阀42的b1油口，比例阀组41的b1油口中的油液经由油路c3流向回油油路。

当第一比例阀42处于图4所示的上位，即第一比例阀42的电磁阀b所在一端得电，则油路c2和c4导通，油路c2连接回油油路；油路c1和c3截止。油路c4的右端口与第一压力补偿器44的进油口连接。第一压力补偿器44的出油口与比例阀组41的b1油口连通。在进入到第一压力补偿器44的油液压力满足第一压力补偿器44的开启压力时，第一压力补偿器44打开，随后油液流向比例阀组41的b1油口。结合图5来看，比例阀组41的b1油口流经对中阀组49后，在对中阀组49处于导通位置的前提下，比例阀组41的b1油口经过对中阀组49的d1和d2油口流向第一转向油缸21的有杆腔和第二转向油缸22的无杆腔，实现工程机械向右转向。此处的右是以驾驶员视角来说的。

在上述向右转向过程中，第一转向油缸21的无杆腔和第二转向油缸22的有杆腔中的油液流向对中阀组49的c2油口，随后流向对中阀组49的c1油口，随后流向第一比例阀42的a1油口，比例阀组41的a1油口中的油液经由油路c2流向回油油路。

图4中，第一比例阀42的负载反馈口ls反馈的是回油油路节流后的压力。即比例阀组41的t2油口连接第二节流阀47后的压力作为第一后轴的负载反馈压力。

继续参见图5和图4，比例阀组41还包括第二比例阀43，第二比例阀43设置于泵出油口11和另两个执行元件2之间，并且用于控制另两个执行元件2所连接的车轴5的转向方向。

第二比例阀43对应第二后轴。在图5中，比例阀组41的a2、b2是第二车轴52的专属油口，p2油口、t2油口、ls油口是与第一比例阀42共用的油口。ls油口也称为比例阀反馈油口46，比例阀反馈油口46与执行元件2的回油油路连通，并且比例阀反馈油口46与执行元件2的回油油路之间的油路上设置有第二节流阀47。比例阀反馈油口46和回油油路之间设置有支路，支路上设置有第二溢流阀411，以对第二节流阀47所在的油路进行溢流保护。

在图5中，第二比例阀43也对应连接一个对中阀组49。该对中阀组49和上文介绍的连接在第一后轴上的对中阀组49具有相同的结构，其连接关系也是类似的。下文详细说明。

继续参见图5，上文介绍了，每两个后轴对应一个比例阀组41。每个比例阀组41包括七个油口，分别是a1、b1、p2；a2、b2、t2；ls。

每个比例阀组41的p2油口都连接高压过滤器10的p3油口，每个比例阀组41的t2油口都连接回油油路。

参见图5和图4，第二比例阀43对应第二后轴。在图5中，比例阀组41的a2、b2是第二车轴52的专属油口，p2油口、t2油口、ls油口是与第一比例阀42共用的油口。第二比例阀43与第一比例阀42的设置位置类似，也设置于泵出油口11和第二车轴52所连接的执行元件2的工作油口之间。其中，第二比例阀43用于控制第二车轴52的动作方向。其中，当第二比例阀43处于第一阀位，第二车轴52执行第一转向动作；当第二比例阀43处于第二阀位，第二车轴52执行第二转向动作。

如图4所示，第二比例阀43为三位八通换向阀。油路c1的左端口和油路c4的左端口都连接第一比例阀42的p2油口。

在图1中，第一车轴51的两个转向油缸设置在车轴5的右侧。在图5中，第二车轴52的两个转向油缸设置在车轴5的左侧。上述差别使得第二车轴52的对中阀组49的油口连接位置与第一车轴51的对中阀组49的油口连接位置是不同的。具体如下文。

当第二比例阀43处于图4所示的下位，即第二比例阀43的电磁阀a所在一端得电，则油路c5和c7导通，油路c7连接回油油路；油路c6和c8截止。油路c5的右端口第四压力补偿器的进油口连接。在进入到第四压力补偿器的油液压力满足第四压力补偿器的开启压力时，第四压力补偿器打开，随后油液流向比例阀组41的a2油口。结合图5来看，比例阀组41的a2油口流经第二车轴52所对应的对中阀组49的c1油口和c2油口后。在对中阀组49处于导通位置的前提下，油液经过比例阀组41的a2油口后，流向对中阀组49的c1油口和c2油口，然后流向第二车轴52的第一转向油缸21的有杆腔和第二转向油缸22的无杆腔，实现工程机械向左转向。此处的左是以驾驶员视角来说的。

在上述向左转向过程中，第一转向油缸21的无杆腔和第二转向油缸22的有杆腔中的油液流向对中阀组49的d2油口，随后流向对中阀组49的d1油口，随后流向第一比例阀42的b1油口，比例阀组41的b1油口中的油液经由油路c7流向回油油路。

当第二比例阀43处于图5所示的上位，即第二比例阀43的电磁阀b所在一端得电，则油路c6和c8导通，油路c6连接回油油路；油路c5和c7截止。油路c8的右端口第三压力补偿器的进油口连接。在进入到第三压力补偿器的油液压力满足第三压力补偿器的开启压力时，第三压力补偿器打开，随后油液流向比例阀组41的b2油口。结合图5来看，比例阀组41的b2油口流经对中阀组49后，在对中阀组49处于导通位置的前提下，比例阀组41的b2油口经过第二车轴52的对中阀组49的d1和d2油口流向第一转向油缸21的有杆腔和第二转向油缸22的无杆腔，实现工程机械向右转向。此处的右是以驾驶员视角来说的。

在上述向右转向过程中，第二车轴52的第一转向油缸21的有杆腔和第二转向油缸22的无杆腔中的油液流向对中阀组49的c2油口，随后流向对中阀组49的c1油口，随后流向第一比例阀42的a2油口，比例阀组41的a2油口中的油液经由油路c6流向回油油路。

图4中，第二比例阀43的负载反馈口ls反馈的是回油油路节流后的压力。即比例阀组41的t2油口连接第二节流阀47后的压力作为第一后轴的负载反馈压力。

在一些实施例中，第一比例阀42包括三位八通换向阀；和/或，第二比例阀43包括三位八通换向阀。

如上文，比例阀组41还包括第一压力补偿器44和第二压力补充器，第一压力补偿器44的进油口与第一比例阀42的油道c4的右端油口连通，第一压力补偿器44的出油口与比例阀组41的b1油口相连。第二压力补偿器45的进油口与第一比例阀42的油道c1的右端油口连通，第二压力补偿器45的出油口与比例阀组41的a1油口相连。

参见图4，第一压力补偿器44的控制端引出的油路l2和第二压力补偿器45的控制端引出的油路l2共同作为比例阀组41的负载反馈口。第一压力补偿器44的出油腔和第二压力补偿器45的出油腔都具有与比例阀组41的负载反馈口ls连通的支路l3。如图4所示，l1的油路连接比例阀组41的b1油口，l2的油液引自于各个压力补偿器的控制腔。

参见图4，比例阀组41还包括第三压力补偿器431和第四压力补偿器432。第二比例阀43的c8油路与第三压力补偿器431的进油口连接，第三压力补偿器431的出油口作为比例阀组41的b2油口。第二比例阀43的c5油路与第四压力补偿器432的进油口连接，第四压力补偿器432的出油口作为比例阀组41的a2油口。其中，第三压力补偿器431的控制端引出的油路和第四压力补偿器432的控制端引出的油路共同作为比例阀组41的负载反馈口。第三压力补偿器431的出油腔和第四压力补偿器432的出油腔都具有与比例阀组41的负载反馈口连通的支路。

对于同一个比例阀组41，各个压力补偿器的控制腔引出的l2油路都汇集于比例阀组41的负载反馈油口ls。并且，从各个压力补偿器的出油口也都分出一个支路l3，各个l3的油路也都汇集于比例阀组41的负载反馈油口ls。负载反馈油口ls的油路经过第二节流阀47后流向回油口t2。

参见图52所示，比例阀组41包括多组，每两个执行元件2对应连接一个车轴5，每两根车轴5对应连接一比例阀组41。

继续参见图52，第一后轴和第二后轴对应一比例阀组41，第三后轴和第四后轴对应另一比例阀组41，第五后轴和第六后轴对应又一个比例阀组41。整个液压系统以设置三个比例阀组41为例。

上文已经介绍了一些关于对中阀组49的内容，对中阀组49是控制阀组4的一部分，控制阀组4用于控制实现是否需要对车轴5进行转向操作。具体来说，如果车辆需要转向，那么控制阀组4处于导通的位置，使得上文的比例阀组41的油液能够顺利流向对中阀组49，而后流向各转向油缸。如果不需要转向，那么需要使得车辆的车轴5位于对中位置，即与车轴5连接的各个转向油缸所在的油路是截止的，并且对中油缸48的无杆腔和有杆腔均与回油油路相连通，以使得对中油缸48既无进油也无出油。车轴5保持在中线行驶状态，车辆直线形式，无转向操作。

下面介绍控制阀组4的实现方式。

承上述，控制阀组4还包括对中油缸48和对中阀组49。对中油缸48与执行元件2所连接的车轴5机械连接。如图2和图5所示，对中油缸48的活塞杆连接车轴5的摇臂。对于一个车轴5而言，虽然其分为第一车轴51和第二车轴52两部分，仍然只需要设置一个对中油缸48即可满足使用需求。

对中阀组49设置于比例阀组41和执行元件2以及对中油缸48之间。其中，当对中阀组49处于第一阀位，比例阀组41和执行元件2之间的油路断开，并且对中油缸48的有杆腔和无杆腔均与回油油路连通。当对中阀组49处于第二阀位，比例阀组41和执行元件2之间的油路导通。

参见图2、图5和图6，对中阀组49包括第三换向阀491和单向阀组492。第三换向阀491安装于比例阀组41和对中油缸48之间。单向阀组492，安装于比例阀组41和执行元件2之间，并且单向阀组492的控制油口与对中油缸48的无杆腔以及有杆腔连通。

参见图2、图5和图6，单向阀组492包括第一液控单向阀493和第二液控单向阀494。第一液控单向阀493包括第一进油口、第一出油口和第一液控口，第一液控口与对中油缸48的有杆腔和无杆腔均连通，第一进油口与回油油路连通，第一出油口与比例阀组41的第一工作油口连通。第二液控单向阀494包括第二进油口、第二出油口和第二液控口，第二液控口与对中油缸48的有杆腔和无杆腔均连通，第二进油口与回油油路连通，第二出油口与比例阀组41的第二工作油口连通。

参见图5，第一液控单向阀493的进油口和对中阀组49的c1油口(即第一液控单向阀493的出油口)之间设置有第四溢流阀496。第二液控单向阀494和对中阀组49的d1油口(即第二液控单向阀494的出油口)之间设置有第五溢流阀497。油口s3和油口n之间的油路上设置有第三溢流阀495。

参见图2、图5和图6，第三换向阀491包括两位三通换向阀。当第三换向阀491处于图6所示的左位，第三换向阀491与回油油路相连通，即s2油口和s3油口相连通，s3油口连通对中阀组49的t1油口。当第三换向阀491处于图6所示的右位，第三换向阀491的p1油口与n油口相连通，即s1油口和s2油口相连通。

第三换向阀491的s3油口同时连接第一液控单向阀493和第二液控单向阀494的进油口。第一液控单向阀493的出油口连接对中阀组49的c1油口和c2油口。第二液控单向阀494的出油口连接对中阀组49的d1油口和d2油口。第一液控单向阀493和第二液控单向阀494的控制油口都与s2油口相连通。

第三换向阀491的s3油口与n油口之间的油路上设置有第四溢流阀。第一液控单向阀493的进油口和对中阀组49的c1油口之间设置有第五溢流阀，第二液控单向阀494的进油口和对中阀组49的d1油口之间设置有第六溢流阀。

对中油缸48采用已有结构，其能够实现车轴5转向对中，即车轴5不偏转，车轮保持朝前的直线行驶。在图2和图6中，车轴5转向对中的原理为：在第三换向阀491不得电时，来自p1口的高压油液来自泵1出口的高压油液经第三换向阀491到对中阀组49的n口。对中阀组49的单向阀组492包括第一液控单向阀493和第二液控单向阀494。第一液控单向阀493和第二液控单向阀494的控制口都被n口n口后面连接的是对中油缸48的有杆腔和无杆腔的高压油液打开。第一液控单向阀493和第二液控单向阀494的均主阀芯被打开，油口c1、c2、d1、d2经第一液控单向阀493和第二液控单向阀494的主阀芯与回油t相通，第一转向油缸21和第二转向油缸22均处于浮动状态，第一转向油缸21和第二转向油缸22都不再作用于电控转向轮偏转转向。与此同时，n口的高压油液，作用在对中油缸48的有杆腔、无杆腔上，电控转向轮在液压对中油缸48的作用力下回到转向中位位置上,实现电控转向轴的转向对中。对中是指车轮处于直线行驶位置上，没有出现向左偏、向右偏。

由于有杆腔、无杆腔的油液作用面积不同，每个车桥上均有检测转向角度的角度传感器6，如有检测到转向角度为0°时，就说明车桥处于对中位置上。

参见图2、图5和图6，后轴转向的原理为：在第三换向阀491得电时，来自p1口的高压油液被截止，对中阀组49的n口与系统回油t相通，对中油缸48处于浮动状态，不再作用转向轮回转向中位位置上。一对液控单向阀的控制口与系统回油t相通，来自比例阀a口或者b口的高压油液，经工作油口c1\c2、工作油口d1\d2进入转向油缸，电控转向轮在第一转向油缸21和第二转向油缸22助力的作用下实现偏转转向。每个电控转向轴转向的工作原理为：转向时，转向控制器通过向比例阀发送脉冲调制或者称为“pwm”信号或者总线或者称为“can”信号，实现p2→a1\a2、b1\b2→t2或p2→b1\b2、a1\a2→t2，经c1→c2、d1→d2进入转向油缸的压力油腔、回油腔，实现每个电控转向轴的转向。这时，每个电控转向轴的对中油缸48处于浮动状态，不影响转向运动。

本发明实施例还提供一种工程机械，包括本发明任一技术方案提供的液压系统。

在一些实施例中，工程机械包括起重机，起重机的三个前轴8转向采用机械操纵系统，起重机的六个后轴5转向系统采用液压系统。

图3是本发明技术方案中前3轴用机械转向机构的一种可实施例。

图3中，前3轴用机械转向机构，包括方角传动器、转向传动轴、转向器、第一转向拉杆总成、第二转向拉杆总成、第一转向摇臂总成、第三转向拉杆总成、第四转向拉杆总成、第二转向摇臂总成、第五转向拉杆总成、第六转向拉杆总成、第三转向摇臂总成、第七转向拉杆总成、第四转向摇臂总成、第八转向拉杆总成、第五转向摇臂总成、第九转向拉杆总成、第十转向拉杆总成、第六转向摇臂总成、第十一转向拉杆总成、第十二转向拉杆总成、转向油缸总成。

图1和图8中，起重机共有9个轴，其中前轴8，即1轴、2轴、3轴采用常规的机械转向拉杆机构，角传动器的一端与方向盘相联接，另一端与转向传动轴的一端相联接；转向传动轴的另一端与转向器的输入轴相联接；转向器的输出轴上设有转向垂臂。转向垂臂通过第一拉杆总成与第一转向摇臂总成相连接；第二转向拉杆总成的一端与第一转向摇臂总成相联接，另一端与1轴左侧的节臂相联接。第三转向拉杆总成的一端与第一转向摇臂总成相联接，另一端与第二转向摇臂总成相联接。

第四转向拉杆总成的一端与第二转向摇臂总成相联接，另一端与1轴左侧的节臂相联接。第五转向拉杆总成的一端与第三转向摇臂总成相联接，另一端与3轴左侧的节臂相联接。第六转向拉杆总成的一端与第二转向摇臂总成相联接，另一端与第三转向摇臂总成相联接。

第七转向拉杆总成的一端与第三转向摇臂总成相联接，另一端与第四转向摇臂总成相联接。第八转向拉杆总成的一端与第四转向摇臂总成相联接，另一端与3轴右侧的节臂相联接。。第九转向拉杆总成与第二转向摇臂总成相联接，另一端与第五转向摇臂总成相联接。第十转向拉杆总成的一端与第五转向摇臂总成相联接，另一端与2轴右侧的节臂相联接。第十一转向拉杆总成的一端与第六转向摇臂总成相联接，另一端与1轴右侧的节臂相联接。第十二转向拉杆总成与第一转向摇臂总成相联接，另一端与第六转向摇臂总成相联接。

另外，在第一转向摇臂总成、第二转向摇臂总成、第三转向摇臂总成、第四转向摇臂总成、第五转向摇臂总成、第六转向摇臂总成上分别设有一个转向油缸总成，其中转向油缸的一端与转向摇臂总成相联接，另一端与焊接在车架上的支架相联接，为一轴右侧转向轮提供转向液压助力。

图8中，通过转动方向盘，带动其下的角传动器、转向传动轴、转向器，实现1轴、2轴、3轴的转向。

图7和图8所示的技术方案，可以用于轮式重载车辆前3轴的转向，不仅可以保证左右转向轮按照acherman定理进行转动，而且可以保证一侧轮边不会受另一侧轮边上下跳动的影响。acherman定理是指车辆所有轮子的转向中心汇集为同一个圆心o，如图9所示。图9示意了六个车轴l11～l16的轮子的转向中心汇集为同一个圆心o。

需要说明的是，上述技术方案可以增加或者减少相应的传动部件，以实现一轴或一轴以上的转向。

上述技术方案，应用负载敏感电控转向控制系统后，可以减少受方向盘控制的车轴5数量，简化机械转向拉杆机构。应用本发明技术方案的轮式重载车辆可以实现多种转向模式，比如小转弯模式、蟹行模式、防甩尾模式、独立转向等，具有更强的机动转弯灵活性。

在本发明的描述中，需要理解的是，术语“中心”、“纵向”、“横向”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”、“内”、“外”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗指所指的装置或元件必须具有特定的方位、为特定的方位构造和操作，因而不能理解为对本发明保护内容的限制。

最后应说明的是：以上实施例仅用以说明本发明的技术方案，而非对其限制；尽管参照前述实施例对本发明进行了详细的说明，本领域的普通技术人员应当理解：其依然可以对前述各实施例所记载的技术方案进行修改，或者对其中部分技术特征进行等同替换，但这些修改或者替换，并不使相应技术方案的本质脱离本发明各实施例技术方案的精神和范围。