一种具有回油路补偿负载敏感功能的组合阀的制作方法

本发明涉及进出口油路可以进行独立控制的组合阀，特别是涉及一种进出口油路可以进行独立控制的具有回油路补偿负载敏感功能的组合阀。

背景技术：

液压传动与控制技术是当今工业4.0时代传动与控制的关键技术之一，世界各国对液压传动与控制技术都给予了很大重视。液压系统的特点是功率密度高、结构紧凑、操控性好和环境适应性强，但不足是装机功率大、能量利用率低，常见的问题还有执行器在重力作用下过快下降，产生吸空，执行器工作速度受负载大小变化影响大，流量饱和状态下多执行器工作不同步等。

负载敏感系统是一种根据系统压力和流量需求，且仅提供所需求的流量和压力的液压回路，可以大大减少液压泵功率过高造成的能量浪费。负载敏感系统需要一个变量柱塞泵和一个压力补偿阀，当压力补偿阀位于回油路上时，被称为回油路补偿负载敏感系统，可以解决流量饱和状态下多执行器工作不同步，负载小的执行器先运动的问题，但传统的比例换向阀利用一个多边节流的主控制阀芯同时控制执行器的进出口油路，在比例换向阀进油阀口节流的同时，出油阀口也同时进行节流，这就造成了重复的节流损失，使得系统能耗变大、效率降低。

进出口独立调节是一种进、出口节流面积能够独立控制的新型阀组技术，该技术可改善在阀芯单向工作过程中进油节流边和回油节流边同时节流导致的能量损失问题，并且可以实现不同的中位机能，可根据特定的工况和执行器采用特定的控制策略实现不同的执行器工作效果与节能效果。但是该种技术存在流量饱和状态下多执行器工作不同步的问题。

技术实现要素：

本发明所要解决的技术问题是提供一种具有回油路补偿负载敏感功能的组合阀，不但拥有负载敏感功能的节能特性，而且结构简单、互换性好，并且具有较高的效率和经济效益，解决负载敏感系统中流量饱和状态下多执行器工作不同步的问题，减少比例换向阀进出油口同时节流造成的能量浪费，提高液压系统能量利用率；通过进出口独立控制技术对负载敏感系统回油路压力的调节，增强系统执行器运行的平稳性。

为解决上述技术问题，本发明采用的一个技术方案是：提供一种具有回油路补偿负载敏感功能的组合阀，包括多联阀组、供给油路p、回油路t、负载敏感油路ls，多联阀组公用统一的供给油路p、回油路t以及负载敏感油路ls，每一联阀组都具有与执行器相连的输出油口an、输出油口bn，其特征在于：所述多联阀组包括第一联阀组、第二联阀组、第三联阀组、……，第n联阀组，这里n是大于等于1的自然数；

每联阀组均具有相同的元器件和装置组成以及相同的结构连接关系；

所述第一联阀组包括一联第一二位二通比例阀、一联第二二位二通比例阀、一联第一二位二通电液动比例阀、一联第二二位二通电液动比例阀、一联压力补偿阀和一联控制油路；

所述一联第一二位二通比例阀的进油口与一联第二二位二通比例阀的进油口并联并与系统的供给油路p连通，一联第一二位二通比例阀的出油口与一联第一二位二通电液动比例阀的进油口并联在执行器的输出油口a1，一联第二二位二通比例阀的出油口与一联第二二位二通电液动比例阀的进油口并联在执行器的输出油口b1，一联第一二位二通电液动比例阀的出油口与一联第二二位二通电液动比例阀的出油口并联并与一联压力补偿阀的进油口连通，一联压力补偿阀的出油口与系统的回油路t连通。

进一步的，所述一联控制油路包括一联二位三通换向阀、一联第一二位二通换向阀、一联第二二位二通换向阀和一联梭阀；

所述一联二位三通换向阀的出油口与一联第一二位二通换向阀的进油口并联并与一联梭阀的第一进油口连通，一联梭阀的第二进油口与第二联阀组的控制油口k2连通，一联梭阀的出油口与第一联阀组的控制油口k1连通；

一联第一二位二通换向阀的出油口与一联压力补偿阀的第一控制油口相通，一联压力补偿阀的第二控制油口与一联第二二位二通换向阀的出油口相通，一联第二二位二通换向阀的进油口与系统的负载敏感油路ls相连通；

一联第一二位二通电液动比例阀的控制进油口与一联二位三通换向阀的第一进油口并联于执行器的输出油口b1，一联第二二位二通电液动比例阀的控制进油口与一联二位三通换向阀的第二进油口并联于执行器的输出油口a1，一联第一二位二通电液动比例阀的控制出油口与一联第二二位二通电液动比例阀的控制出油口并联于系统的回油路t。

进一步的，所述一联第一二位二通电液动比例阀包括电液动比例阀先导阀、电液动比例阀主阀；

所述电液动比例阀主阀的进油口与一联第一二位二通比例阀的出油口连通，电液动比例阀主阀的出油口与一联压力补偿阀的进油口连通，电液动比例阀主阀的控制进油口与电液动比例阀先导阀的出油口连通，电液动比例阀主阀的控制出油口与回油路t连通；

电液动比例阀先导阀的进油口与一联二位三通换向阀的第一进油口连通；

所述一联第二二位二通电液动比例阀与一联第一二位二通电液动比例阀的结构相同。

进一步的，所述多联阀组中，第一联阀组的一联梭阀的第二进油口与第二联阀组的二联梭阀的出油口连通，第二联阀组的二联梭阀的第二进油口与第三联阀组的三联梭阀的出油口连通，以此类推，第n-1联阀组的n-1联梭阀的第二进油口与第n联阀组的n联梭阀的出油口连通，第n联阀组的n联梭阀的第二进油口不与任何油口连通。

进一步的，所述供给油路p与变量柱塞泵的输出口相连，回油路t与油箱相连，第一联阀组的一联控制油口k1与负载敏感油路ls并联于变量柱塞泵的泵调节器输入端。

本发明的有益效果如下：

1.本发明具有负载敏感功能，可以大大减少液压泵功率过高造成的能量浪费，同时具有进出口油路独立控制的功能，具备较高的工作效率和响应性能，相比较传统回油路负载敏感系统可大大减少回油路负载敏感系统的节流损失，提高了系统整体能量的有效率；

2.本发明通过进、出口油路独立控制，在单个执行器或多个执行器同时工作且所需流量总和小于等于泵的流量时，连接在回油路上的电液动比例阀在一定工作范围内可根据执行器进油压力大小调节通流面积，进而调整执行器出油口压力；当负载变化时，通过调整执行器出油口压力使执行器进油口压力基本保持不变，进而使执行器进油压力与泵出油压力的压差保持不变，从而使进入执行器的液压油流量为恒量，实现执行器能够匀速伸出或缩回，使执行器工作性能更加稳定；

3.本发明通过回油路补偿负载敏感系统，在多个执行器同时工作且所需流量总和大于泵的流量时，系统会将流量等量分配给各执行器，而不是优先将流量分配给负载小的执行器使负载小的执行器先运动，有效解决了执行器工作不同步的问题；

4.本发明具有防止执行器在重力作用下过快下降而产生吸空现象的功能；

5.本发明能够实现控制液压执行器的双向动作、以及o、h、y、c、k型多种中位机能的优点；

6.本发明的组合阀设计简单、加工方便、互换性好，无需根据确定的液压执行器定制相应的阀芯，易于将小批量定制生产转化成大批量生产，具有较为可观的经济价值。

附图说明

图1为本发明的具有回油路补偿负载敏感功能的组合阀原理图；

图2为本发明的具有回油路补偿负载敏感功能的组合阀液压系统应用原理图；

图3为所述一联二位二通电液动比例阀的原理图；

图4为本发明的具有回油路补偿负载敏感功能的组合阀液压系统在单执行器工作状态的工作原理图；

图5为本发明的具有回油路补偿负载敏感功能的组合阀液压系统在流量未饱和状态下多执行器工作时的工作原理图；

图6为本发明的具有回油路补偿负载敏感功能的组合阀液压系统在流量未饱和状态下多执行器工作时的工作原理图。

图中：1第一联阀组、2一联第二二位二通电液动比例阀、3一联第一二位二通电液动比例阀、4一联第一二位二通比例阀、5一联第二二位二通比例阀、6一联压力补偿阀、7一联第二二位二通换向阀、8一联第一二位二通换向阀、9一联二位三通换向阀、10一联梭阀、11二联二位三通换向阀、12二联第一二位二通换向阀、13二联第一二位二通电液动比例阀、14二联第二二位二通电液动比例阀、15二联第二二位二通比例阀、16二联第一二位二通比例阀、17二联压力补偿阀、18二联第二二位二通换向阀、19一联执行器、20二联执行器、21溢流阀、22变量柱塞泵、23油箱、24电液动比例阀先导阀、25电液动比例阀主阀、26二联梭阀、27第二联阀组。

具体实施方式

下面结合附图对本发明的较佳实施例进行详细阐述，以使本发明的优点和特征能更易于被本领域技术人员理解，从而对本发明的保护范围做出更为清楚明确的界定。

请参阅图1至图3，一种具有回油路补偿负载敏感功能的组合阀，包括多联阀组、供给油路p、回油路t、负载敏感油路ls，多联阀组公用统一的供给油路p、回油路t以及负载敏感油路ls，每一联阀组都具有与执行器相连的输出油口an、输出油口bn，所述多联阀组包括第一联阀组1、第二联阀组27、第三联阀组、……，第n联阀组(第三至第n联阀组图中均未示出)，这里n是大于等于1的自然数。每联阀组均具有相同的元器件和装置组成以及相同的结构连接关系。

为便于描述，下面以两联阀组对本发明的结构和工作原理进行详细说明。

所述第一联阀组1包括一联第一二位二通比例阀4、一联第二二位二通比例阀5、一联第一二位二通电液动比例阀3、一联第二二位二通电液动比例阀2、一联压力补偿阀6和一联控制油路。

所述一联第一二位二通比例阀4的进油口与一联第二二位二通比例阀5的进油口并联并与系统的供给油路p连通，一联第一二位二通比例阀4的出油口与一联第一二位二通电液动比例阀3的进油口并联在执行器的输出油口a1，一联第二二位二通比例阀5的出油口与一联第二二位二通电液动比例阀2的进油口并联在执行器的输出油口b1，一联第一二位二通电液动比例阀3的出油口与一联第二二位二通电液动比例阀2的出油口并联并与一联压力补偿阀6的进油口连通，一联压力补偿阀6的出油口与系统的回油路t连通。

进一步的，所述一联控制油路包括一联二位三通换向阀9、一联第一二位二通换向阀8、一联第二二位二通换向阀7和一联梭阀10。

所述一联二位三通换向阀9的出油口与一联第一二位二通换向阀8的进油口并联并与一联梭阀10的第一进油口连通，一联梭阀10的第二进油口与第二联阀组的控制油口k2连通，一联梭阀10的出油口与第一联阀组的控制油口k1连通。

一联第一二位二通换向阀8的出油口与一联压力补偿阀6的第一控制油口相通，一联压力补偿阀6的第二控制油口与一联第二二位二通换向阀7的出油口相通，一联第二二位二通换向阀7的进油口与系统的负载敏感油路ls相连通。

一联第一二位二通电液动比例阀3的控制进油口与一联二位三通换向阀9的第一进油口并联于执行器的输出油口b1，一联第二二位二通电液动比例阀2的控制进油口与一联二位三通换向阀9的第二进油口并联于执行器的输出油口a1，一联第一二位二通电液动比例阀3的控制出油口与一联第二二位二通电液动比例阀2的控制出油口并联于系统的回油路t。

所述第二联阀组27包括二联第一二位二通比例阀16、二联第二二位二通比例阀15、二联第一二位二通电液动比例阀13、二联第二二位二通电液动比例阀14、二联压力补偿阀17和二联控制油路。所述二联控制油路包括二联二位三通换向阀11、二联第一二位二通换向阀12、二联第二二位二通换向阀18和二联梭阀26。由于第二联阀组27与第一联阀组1具有相同的元器件和装置组成以及相同的结构连接关系，因此，第二联阀组27各组成部件之间的连接关系此处不作详细赘述。

进一步的，所述一联第一二位二通电液动比例阀3包括电液动比例阀先导阀24、电液动比例阀主阀25。其中，电液动比例阀先导阀24采用二位二通电磁阀，电液动比例阀主阀25采用二位二通液控阀。如图3所示，所述电动液比例阀主阀25的进油口与一联第一二位二通比例阀4的出油口连通，电动液比例阀主阀25的出油口与一联压力补偿阀6的进油口连通，电液动比例阀主阀25的控制进油口与电液动比例阀先导阀24的出油口连通，电液动比例阀主阀25的控制出油口与回油路t连通。电液动比例阀先导阀24的进油口与一联二位三通换向阀9的第一进油口连通。为便于描述，后面电液动比例阀先导阀简称为先导阀，电液动比例阀主阀简称为主阀。

所述一联第二二位二通电液动比例阀2与一联第一二位二通电液动比例阀3的结构相同，区别在与一联第二二位二通电液动比例阀2中，电动液比例阀主阀25的进油口与一联第二二位二通比例阀5的出油口连通，电液动比例阀先导阀24的进油口与一联二位三通换向阀9的第二进油口连通。

进一步的，所述多联阀组中，第一联阀组1的一联梭阀10的第二进油口与第二联阀组27的二联梭阀26的出油口连通，第二联阀组27的二联梭阀26的第二进油口与第三联阀组的三联梭阀的出油口连通，以此类推，第n-1联阀组的n-1联梭阀的第二进油口与第n联阀组的n联梭阀的出油口连通，第n联阀组的n联梭阀的第二进油口不与任何油口连通。

每一联阀组的进油口均通过供给油路p与变量柱塞泵22的输出口相连，回油路t与油箱23相连，且第一联阀组1的一联控制油口k1与负载敏感油路ls并联于变量柱塞泵22的泵调节器输入端。

每一联阀组内的二位二通电液动比例阀由液压系统的控制器统一控制，当工况确定以后，根据液压执行器的动作需求，人为主动输入某一控制信号，控制器接收信号以后，根据相应的控制逻辑，向对应联的二位二通电液动比例阀先导阀发出相应的电控信号，进而控制进入、流出先导阀的液压油的流量，实现控制二位二通电液动比例阀主阀的目的。通过控制每个阀组中两个二位二通电液动比例阀和两个二位二通比例阀的位置状态，可实现控制液压执行器的双向动作、以及o、h、y、c、k型多种中位机能。

本发明在实际应用时，根据工况不同，通过控制各联阀组的第一二位二通比例阀、第二二位二通比例阀、第一二位二通电液动比例阀、第二二位二通电液动比例阀、二位三通换向阀的位置状态，以不同状态的组合实现液压执行器的双向动作，如表1所示。

表1.敏感功能的组合阀执行器动作实现列表

根据工况不同，本发明的液压系统包含三种工作模式：单执行器工作模式，多执行器流量未饱和工作模式，多执行器流量饱和工作模式。

具体的，当系统处于单执行器工作模式时，以第一联阀组1为例，如图4所示。根据表1，当一联执行器19伸出时，一联第一二位二通比例阀4开启，一联第二二位二通比例阀5关闭；预设一联第一二位二通电液动比例阀3和一联第二二位二通电液动比例阀2的压缩弹簧开启压力为p0，p0需略高于负载力。通过控制器控制一联第一二位二通电液动比例阀3的先导阀24关闭，同时控制一联第二二位二通电液动比例阀2的先导阀24开启，一联二位三通换向阀左位接入控制油路，一联第一二位二通换向阀8关闭，一联第二二位二通换向阀7关闭；此时一联压力补偿阀6的第一控制油口和第二控制油口压力都为0，一联压力补偿阀6在弹簧作用力下开口最大。

进一步的，液压油的流动路径如下：

液压油从变量柱塞泵22流出，流入一联第一二位二通比例阀4的进油口，从一联第一二位二通比例阀4的出油口流出，再由从执一联行器19的输出油口a1口流入一联执行器19的无杆腔，无杆腔液压油推动一联执行器19的杆件克服负载力和有杆腔压强而伸出；有杆腔容积减小，液压油从一联执行器19的有杆腔输出油口b1口流出，接着流入一联第二二位二通电液动比例阀2的进油口，从一联第二二位二通电液动比例阀2的出油口流出，再流入一联压力补偿阀6的进油口，再从一联压力补偿阀6出口流出，最后流入油箱23中。

在上述过程中，控制油路液压油从一联执行器19的无杆腔油管流出，其压力与一联执行器19的无杆腔输出油口a1的压力pa相同，通过一联第二二位二通电液动比例阀2的先导阀24，流入第二二位二通电液动比例阀的电液动比例阀主阀25的控制进油口，再由主阀25的控制出油口流出，并流回油箱23。当无杆腔压力pa>p0时，压力差推动主阀25的阀芯移动，使通道开口增大，使无杆腔压力减小；当无杆腔的压力与弹簧压缩力达到平衡后，一联第二二位二通电液动比例阀2的主阀25的阀芯停止移动。

进一步的，一联控制油路中，从一联执行器19的无杆腔油管流出的液压油，其压力与一联执行器19的无杆腔输出油口a1的压力pa相同，流入一联二位三通换向阀9的第二进油口，从一联二位三通换向阀9的出油口流出，接着由一联梭阀10的第一进油口流入，再由一联梭阀10的出油口流出，然后从一联控制油口k1口流出，流入变量柱塞泵22并作用于泵调节器，从而改变液压泵的输出排量。

当负载力突然增大使一联执行器19的无杆腔压力pa增大时，控制油路的液压油压力也相应增大，控制油路液压油推动一联第二二位二通电液动比例阀2向左移动压缩弹簧，一联第二二位二通电液动比例阀2通流面积增大，使有杆腔压力减小，从而使无杆腔压力pa也减小，当控制油路的压力与弹簧压缩力再次达到平衡后，一联第二二位二通电液动比例阀2停止运动，通道开口不再变化；当负载力突然减小使一联执行器19的无杆腔压力pa减小时，控制油路压力也减小，则压缩弹簧推动一联第二二位二通电液动比例阀2向右移动，一联第二二位二通电液动比例阀2的通流面积减小，有杆腔压力增大，从而使无杆腔压力pa也增大，当控制油路的压力与弹簧压缩力再次达到平衡后，一联第二二位二通电液动比例阀2停止运动。

由上可知，该控制油路使无杆腔进油压力pa始终维持在p0附近的一个区间内，当一联第一二位二通比例阀4开口面积不变时，变量柱塞泵22输出口的压力pp也基本不变，由公式

可知，此时单位时间内通过一联第一二位二通比例阀4的液压油流量基本保持不变，则此时一联执行器19的伸出速度为匀速的，伸出速度不会受负载变化影响。

控制油路液压油压力与无杆腔压力相同，通过调节变量柱塞泵22的排量，使发动机的输出功率的利用率得到提高。采用进出口独立系统，通过一联第一二位二通比例阀4调节进油路和出油路的流量、通过一联第二二位二通电液动比例阀2调节进油路和出油路的压力，使一联第二二位二通电液动比例阀2的开口面积可根据进油路压力变化而变化，从而调整进油路压力，使进油路压力趋于稳定，从而使一联执行器19的动作匀速，相较传统的进油节流边和回油节流边同时节流的负载敏感系统，大大提高了执行器的运行稳定性。

具体的，当系统处于多执行器流量未饱和工作模式时，其工作原理如图5所示。根据表1，以第一联阀组1和第二联阀组27为例来详细说明该工作模式的工作原理。

当一联执行器19和二联执行器20同时伸出时，一联第一二位二通比例阀4开启，一联第二二位二通比例阀5关闭；预设一联第二二位二通电液动比例阀2和一联第一二位二通电液动比例阀3的压缩弹簧开启压力为p1，p1需略高于一联执行器19的负载力。通过控制器控制一联第一二位二通电液动比例阀3的先导阀24关闭，同时控制一联第二二位二通电液动比例阀3的先导阀24开启，一联二位三通换向阀9左位接入控制油路，一联第一二位二通换向阀8关闭，一联第二二位二通换向阀7关闭；此时一联压力补偿阀6的第一控制油口和第二控制油口压力都为0，一联压力补偿阀6在弹簧作用力下开口最大。

同时，二联第一二位二通比例阀16开启，二联第二二位二通比例阀15关闭；预设二联第一二位二通电液动比例阀13和二联第二二位二通电液动比例阀14的压缩弹簧开启压力为p2，p2需略高于二联执行器20的负载力。通过控制器控制二联第一二位二通电液动比例阀13的先导阀24关闭，二联第二电液动比例阀14的先导阀24开启；二联二位三通换向阀11左位接入控制油路，二联第一二位二通换向阀12关闭，二联第二二位二通换向阀18关闭；此时二联压力补偿阀17的第一控制油口和第二控制油口压力都为0，二联压力补偿阀17在弹簧作用力下开口最大。

此工作模式下，第一联阀组1和第二联阀组27各自阀组中的液压油流动路径及压力调节过程与上述单执行器工作模式相同，此处不做赘述。

所不同的是，该工作模式下：一联控制油路中，从一联执行器19无杆腔油管流出的液压油压力pa与一联执行器19的无杆腔油管处压力相同，并流入一联二位三通换向阀9的第二进油口，从一联二位三通换向阀9的出油口流出，流入一联梭阀10的第一进油口；二联控制油路中，从二联执行器20的无杆腔油管流出的液压油压力pb与二联执行器20的无杆腔油管处压力相同，并流入二联二位三通换向阀11的第二进油口，从二联二位三通换向阀11的出油口流出，流入第二梭阀26的第一进油口，从第二梭阀26的出油口流出，接着从二联控制油口k2口流出，然后流入第一梭阀10的第二进油口(图中所示k1’口)。

一联梭阀10第一进油口和第二进油口中液压油压力存在压力差时，一联梭阀10的阀芯在压力差的推动下使压力较小的进油口被堵住，则控制油路中液压油压力较大的进油口被开启。液压油从一联梭阀10的出油口流出，其压力pmax为一联第一进口压力pa和一联第二进口压力pb中的较大值，再由控制油口k1口流出，流入变量柱塞泵22并作用于泵调节器，从而改变液压泵输出排量。

控制油路使一联无杆腔进油压力pa始终维持在p1附近的一个区间内，使二联无杆腔进油压力pb始终维持在p2附近的一个区间内，当一联第一二位二通比例阀4的开口面积和二联第一二位二通比例阀16的开口面积均不变时，变量柱塞泵出口压力pp也基本不变。

由上述的公式(1)可知，此时单位时间内通过一联第一二位二通比例阀4的液压油流量q1和通过二联第一二位二通比例阀16的液压油流量q2基本保持不变，则此时一联执行器19的杆件伸出速度v1和二联执行器20的杆件的伸出速度v2均是匀速的，不会受负载变化影响，且一联执行器19的杆件伸出速度v1和二联执行器20的杆件伸出速度v2可以通过调整一联第一二位二通比例阀4的通流面积s1和二联第一二位二通比例阀16的通流面积s2进行设定或改变。

具体的，当系统处于多执行器流量饱和工作模式时，其工作原理如图6所示。根据表1，以第一联阀组1和第二联阀组27为例来详细说明该工作模式的工作原理。

当一联执行器19和二联执行器20同时伸出时，一联第一二位二通比例阀4开启，一联第二二位二通比例阀5关闭；预设一联第二二位二通电液动比例阀2和一联第一二位二通电液动比例阀3的开启压力为0，通过控制器控制一联第一二位二通电液动比例阀3的先导阀24关闭，一联第二二位二通电液动比例阀2的先导阀24开启；一联二位三通换向阀9的左位接入控制油路，一联第一二位二通换向阀8开启，一联第二二位二通换向阀开启7。

同时，二联第一二位二通比例阀16开启，二联第二二位二通比例阀15关闭；预设二联第一二位二通电液动比例阀13和二联第二二位二通电液动比例阀14的开启压力为0。通过控制器控制二联第一二位二通电液动比例阀13的先导阀24关闭，二联第二二位二通电液动比例阀14的先导阀24开启；二联二位三通换向阀11的左位接入控制油路，二联第一二位二通换向阀12开启，二联第二二位二通换向阀18开启。

此工作模式下，第一联阀组1和第二联阀组27各自阀组中的液压油流动路径及变量柱塞泵22排量调节过程与上述多执行器流量未饱和工作模式相同，此处不做赘述。

所不同的是，此工作模式下：由于一联第二二位二通电液动比例阀2的弹簧预设压力为0，从一联第一二位二通比例阀4的出油口流出的液压油直接推动第二二位二通电液动比例阀2的阀芯将主阀阀口开到最大，因此回油路没有多余的节流损失。从一联二位三通换向阀9的出油口流出的液压油，其压力为pa，流入一联第一二位二通换向阀8的进油口，从一联第一二位二通换向阀8的出油口流出，接着流入一联压力补偿阀6的第一控制进油口；从k1口流出的液压油，压力pmax为一联梭阀10的第一进油口和一联梭阀10的第二进油口中压力值较大者，接着流入一联负载敏感油路ls，然后流入一联第二二位二通换向阀7的进油口，从一联第二二位二通换向阀7的出油口流出，最后流入一联压力补偿阀6的第二控制油口。

当一联压力补偿阀6的第一控制油口液压油压力pa等于第二控制油口压力pmax时，一联压力补偿阀6完全开启，通流面积最大；当一联压力补偿阀6第一控制油口液压油压力pa小于第二控制油口压力pmax时，一联压力补偿阀6的阀芯向第一控制油口一侧移动并压缩弹簧，一联压力补偿阀6的阀口通流面积减小。此时，通流面积减小使一联执行器19的有杆腔压力增大，从而使无杆腔压力pa也增大，当一联压力补偿阀6的第一控制油口液压油压力与第二控制油口压力压差(pmax-pa)与弹簧作用力pk相等时，一联压力补偿阀6的阀芯停止移动。pk相比于pa很小可忽略不计，则一联压力补偿阀6停止移动时，pa近似等于pmax。

进一步的，由于二联第二二位二通电液动比例阀14的弹簧预设压力为0，从二联第一二位二通比例阀16的出油口流出的液压油直接推动第二二位二通电液动比例阀2的阀芯将主阀阀口开到最大，因此回油路没有多余的节流损失。从二联二位三通换向阀11的出油口流出的液压油，其压力为pb，流入二联第一二位二通换向阀12的进油口，从二联第一二位二通换向阀12的出油口流出，接着流入二联压力补偿阀17的第一控制油口；从一联控制油口k1流入一联负载敏感油路ls流进的液压油，其压力为pmax，接着流入联第二二位二通换向阀18的进油口，从二联第二二位二通换向阀18的出油口流出，最后流入二联压力补偿阀17的第二控制油口。

当二联压力补偿阀17的第一控制油口液压油压力pb等于第二控制油口压力pmax时，二联压力补偿阀17完全开启，通流面积最大；当二联压力补偿阀17的第一控制油口液压油压力pb小于第二控制油口压力pmax时，二联压力补偿阀17的阀芯向第一控制油口一侧移动并压缩弹簧，二联压力补偿阀17的阀口通流面积减小。此时，通流面积减小使二联执行器20的有杆腔压力增大，从而使无杆腔压力pb也增大，当二联压力补偿阀17的第一控制油口液压油压力与第二控制油口压力压差(pmax-pb)与弹簧作用力pk相等时，二联压力补偿阀17的阀芯停止移动。pk相比于pb很小可忽略不计，二联压力补偿阀17停止移动时，pb近似等于pmax。

由于回油路上压力补偿阀的节流补偿作用，使低负载回路和回油压力提高，从而保证第一联阀，第二联阀，…，第n联阀无杆腔压力均等于pmax，所以各联第一二位二通比例阀前后压差都相等，由通过阀口流量公式

可知，此时各执行元件的流量分配只与各联第一二位二通比例阀开口面积有关，而不是流向负载小的执行器从而使负载小的执行器先运动，解决了执行器工作不同步的问题，实现抗流量饱和功能，各联阀执行器可实现同步运动。

采用进出口独立控制系统，在控制进油路上改变各联第一二位二通比例阀开口面积调整流量分配时，回油路上第二二位二通电液动比例阀完全开启，没有造成多余的节流损失，相较传统的进油节流边和回油节流边同时节流的回油路负载敏感系统，大大提高了系统的能量利用率。

该发明还具有防止执行器在重力作用下过快下降，产生吸空现象的优点。具体实现原理为：当该系统处于单执行器工况或者多执行器流量未饱和工况时，某一联阀执行器在重力作用下下降时，该系统会通过减小回油路电液动比例阀通流面积，增加回油路压力防止执行器过快下降，从而防止产生吸空现象；当该系统处于多执行器流量饱和工况时，某一联阀执行器在重力作用下下降时，该系统会通过减小回油路压力补偿阀通流面积，增加回油路压力防止执行器过快下降，从而防止产生吸空现象。

根据工况和执行器不同，系统可根据控制各联第一二位二通比例阀、第二二位二通比例阀、第一二位二通电液动比例阀、第二二位二通电液动比例阀的位置状态，以不同的位置状态组合来实现o、h、y、c、k型多种中位机能，如表2。

表2.出口油路独立控制的具有负载敏感功能的组合阀各中位机能实现列表

以上所述仅为本发明的实施例，并非因此限制本发明的专利范围，凡是利用本发明说明书及附图内容所作的等效结构或等效流程变换，或直接或间接运用在其他相关的技术领域，均同理包括在本发明的专利保护范围内。