CN104563192B - 一种装载机复合控制液压系统及其控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种装载机复合控制液压系统，包括液压油箱、发动机、变量泵、换向阀块、第三梭阀、第一梭阀、第二梭阀、分配阀、先导阀、先导油源块；并提供一种利用上述装载机复合控制液压系统的进行控制的方法，本发明根据装载机的实际工况进行分阶段复合控制，保证装载机在慢速动作时具备良好的微动性和可操纵性；在快速动作时能进一步降低能量损失，并能自动适应实际负载，减小负载对泵的冲击；在高压大负载时自动调整液压系统输出，减轻负载对发动机的冲击，保证发动机能稳定可靠地运行。

Description

一种装载机复合控制液压系统及其控制方法

技术领域

本发明涉及一种装载机液压系统，具体是一种装载机复合控制液压系统及其控制方法。

背景技术

装载机是一种用途非常广泛的工程机械。不同的用途和复杂的工况决定了其液压系统工作的复杂性。目前常见的装载机液压系统有双定量系统, 定量泵与变量泵组合系统，双变量泵系统等。随着社会对节能环保的日益重视，具有明显节能效果的变量系统被广泛应用于工程机械。其中，备受关注的双变量泵系统属于较为先进变量的系统，其典型控制方式是液控负荷传感控制，因其控制方式简单可靠，成本较低，应用非常广泛。负荷传感控制在泵口和负载之间建立稳定的压差，一般由泵的压差补偿器调定。操作者通过改变主阀阀口的节流大小来控制变量泵排量，进而控制系统的流量。典型的压差补偿器压力设定为2.5MPa，如此一来变量泵口的压力始终高于负载压力2.5MPa，导致在变量泵在大流量输出时功率损失很大。如果调低补偿压力，系统的响应速度会变慢，流量也会降低。主机厂一般会提高系统压力，减少系统流量来减少补偿压力造成的系统功率损失,然而单纯提高系统压力还造成整个液压系统的元件成本上涨，故障率升高。

现有负荷传感系统中一般只在泵口设置压力切断阀，仅仅是当泵口压力超过切断压力后使泵的斜盘回排，没有将发动机扭矩和泵轴扭矩进行比较。如果发动机处于低速状态，操纵者操纵机器快速动作，此时泵的排量会开到最大，如果此时负载压力也比较高的话，泵轴扭矩接近发动机扭矩，则发动机很可能被憋熄火。如果此时还有切入料堆等联合动作，则发动机熄火的可能性更大。

发明内容

针对上述现有技术存在的问题，本发明提供一种装载机复合控制液压系统及其控制方法，根据装载机的实际工况进行分阶段复合控制，保证装载机在慢速动作时具备良好的微动性和可操纵性；在快速动作时能进一步降低能量损失，并能自动适应实际负载，减小负载对泵的冲击；在高压大负载时自动调整液压系统输出，减轻负载对发动机的冲击，保证发动机能稳定可靠地运行。

为了实现上述目的，本发明一种装载机复合控制液压系统，包括液压油箱、发动机、变量泵、换向阀块、第三梭阀、第一梭阀、第二梭阀、分配阀、先导阀和先导油源块；变量泵的进油口与液压油箱相连；变量泵的出油口P与分配阀的进油口P1相连；分配阀回油口T1与液压油箱相连；先导油源块的进油口P2与变量泵的出油口P相连；先导油源块的出油口U与先导阀的进油口P3相连；分配阀的下降油口ps与先导阀下降联油口A相连；分配阀的收斗联油口pss与先导阀收斗联油口B相连；分配阀的提升油口pl与先导阀提升联油口C相连；分配阀的下降油口psl与先导阀翻斗联油口D相连；分配阀的翻斗缸大腔油口A7与翻斗缸的无杆腔A9相连；分配阀的翻斗缸小腔油口B7与翻斗缸的有杆腔B9相连；分配阀的动臂缸大腔油口A8与动臂缸的无杆腔A10相连；分配阀的动臂缸小腔油口B8与动臂缸的无杆腔B10相连；分配阀的负荷传感油口LS1与换向阀块的第三油口H3相连；第三梭阀的m3油口与换向阀块H1油口相连；第三梭阀的s3油口与第一梭阀m1油口相连; 第一梭阀的s1油口与分配阀的下降油口ps相连; 第一梭阀的n1油口与分配阀的收斗联油口pss相连; 第二梭阀的s2油口与分配阀的提升油口pl相连; 第二梭阀的n2油口与分配阀的下降油口psl相连; 第二梭阀的m2油口与第三梭阀的n3油口相连; 换向阀块的H2油口与变量泵的K4油口相连；换向阀块的H4油口与换向阀块的泄露油口H10相连，然后与液压油箱相连；换向阀块的H5油口与变量泵的K2油口相连；换向阀块的H6油口与变量泵的K3油口相连；换向阀块的H8油口与变量泵的LS油口相连；换向阀块的H9油口与第三梭阀的m3油口相连。

进一步的，所述的变量泵包括泵、溢流阀、流量控制阀、压力切断阀和变排油缸；流量控制阀的油口P4与泵的出油口P相连；变量泵K1油口与流量控制阀的控制腔A1相连；变量泵K2油口与流量控制阀的控制腔A2相连；变量泵K3油口与流量控制阀的控制腔A3相连；变量泵LS油口与流量控制阀的弹簧腔相连； 换向阀块的H3油口与溢流阀的进油腔相连；溢流阀的回油口T8与变排油缸的无杆腔油口K8相连；溢流阀的调压弹簧A6与变排油缸的活塞杆A5相连；变排油缸的活塞杆A5与泵的变排机构相连；变排油缸的无杆腔K8与压力切断阀的K7油口相连；压力切断阀的A4油口、压力切断阀的P6油口与泵的出油口P相连；压力切断阀的K6油口与流量控制阀的K5油口相连；泵的泄露油口T7、变排油缸的泄露油口T6、压力切断阀的泄露油口T5、流量控制阀的泄露油口T4与变量泵的泄露油口L1相连。

进一步的，所述的流量控制阀包括阀座、螺母、第二阀芯、第一阀芯、阀体和调压弹簧，第一阀芯通过调压弹簧装配到阀体，第二阀芯与第一阀芯相连并装配在阀体内；阀座通过螺纹与阀体连接；螺母通过螺纹与阀座相连；

进一步的，所述阀座与阀体之间设有第一O型圈进行密封；阀座与第二阀芯之间设有第二O型圈进行密封。

此外本发明还提供一种利用上述装载机复合控制液压系统的控制方法，包括如下步骤：

A.先导阀输出的先导压力控制分配阀阀芯位移，同时控制换向阀块工作位置，假定先导阀输出压力Px随时间t变化关系为Px=Ka*t+Kb，式中Ka为先导压力Px曲线的斜率，Kb为常数，即先导压力Px曲线与Y轴的交点对应的函数值；

则分配阀阀芯位移Sx与先导压力Px的关系为Sx=Kc*Px+Kd；式中：Kc为分配阀阀芯位移Sx曲线的斜率，Kd为常数，即分配阀阀芯位移Sx曲线与Y轴的交点对应的函数值；

分配阀阀芯移动后，其阀口节流口面积Sf变化与先导压力Px的关系为

其中，Ke为节流口面积Sf曲线中第一段曲线的斜率，Kf为常数，即Sf曲线中第一段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ku为节流口面积Sf曲线中第二段曲线的斜率，Kv为常数，即Sf曲线中第二段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Kw为节流口面积Sf曲线中第三段曲线的斜率，Kx为常数，即Sf曲线中第三段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ky为常数，即Sf曲线中第四段曲线的函数值。

B.变量泵的控制方式及排量Vp随先导压力Px、泵口压力Pp变化的函数关系如下表：

其中，Kg为变量泵的排量Vp曲线中第一段曲线的斜率，Kh为常数，即排量Vp曲线中第一段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ki为变量泵的排量Vp曲线中第二段曲线的斜率，Kj为常数，即排量Vp曲线中第二段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Km为变量泵的排量Vp曲线中第三段曲线的斜率，Kn为常数，即排量Vp曲线中第三段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ko为常数，即排量Vp曲线中第四段曲线的函数值。

当先导压力Px≤12时，此时换向阀块处于最左位，变量泵采用负荷传感控制，此时阀口节流口面积Sf=Ke*Px+Kf，泵的排量Vp= Kg*Px+Kh；

C.当12＜Px≤18时，换向阀块从初始位向左移动一位，变量泵仍处于负荷传感控制区域，随着泵口压力升高，泵的排量Vp与泵口压力Pp的乘积达到设定的恒定值Kp，此时Vp*Pp=Kp，变量泵处于负荷传感及恒扭矩控制阶段；Kp是为保证发动机不熄火的与发动机最大扭矩相关的常数。

D.当先导压力12＜Px≤18时，分配阀节流口面积Sf= Ku*Px+Kv；先导阀输出的压力油将进入到流量控制阀的A2控制腔，从而减小流量控制阀的补偿压力，使得泵口压力Pp与负载压力Lp的差值△P随先导压力Px变化，其变化关系为：

其中，Kq为常数，即Px≤12时△P曲线的函数值；Kr为12＜Px≤18时△P曲线的斜率，Ks为△P曲线第二段曲线与Y轴的交点的函数值Kt为常数，即△P曲线第三段Px＞18时的函数值。

先导压力、泵口压力二者共同作用，使得泵的排量Vp按照Vp=Ki*Px+Kj变化；假定发动机转速Nf恒定的情况下，系统的输出流量Qa随先导压力Px变化关系为：Qa=Nf*（Ki*Px+Kj）；

E.随着先导压力的进一步升高，分配阀节流口面积Sf= Kw*Px+Kx，换向阀块移动到最右位，流量控制阀控制腔A1、A2与液压油箱相通，控制腔A3与梭阀m3油口相连，泵口压力油进入到控制腔A3，泵的控制方式切换为恒压恒扭矩控制；泵口的压力低于设定值Ppmax且Vp*Pp<Kp，泵以最大排量输出；

F.当泵口的负载压力高于设定值时，泵的排量Vpmax会迅速下降，泵的最大排量控制与泵口压力Pp的关系为：

其中，Kp是为保证发动机不熄火的与发动机最大扭矩相关的常数；Ca为常数，即Vpmax曲线的第一段曲线的函数值；Cc为常数，Vpmax曲线的第三段曲线的斜率的绝对值，Cb为常数，即Vpmax曲线的第三段曲线与Y轴交点对应的函数值。

与现有技术相比，本发明的优点是：

（1）采用了分段复合控制，根据装载机的不同工况需求，调整系统的控制方式，进而满足各种工况的控制要求，液压系统不采用单一的控制方式，因此系统的适应性更强。

2）此系统在慢速操作区域（先导压力较低时），系统输出流量较小，具有负荷传感控制的全部优点，具有良好的微动性能和可操作性；在快速操作区域（先导压力较高时），系统输出流量迅速上升，而主阀节流损失逐渐减小，在这一区域，系统的节能效果明显。

3）此系统极好地适应了装载机的工况，慢速操纵区域工作时间很短，而且系统流量较小，故能量损失很少；装载机大部分工作时间处于快速操作区域，系统流量越大，节能效果越明显。

4）当先导压力高至一定值时，变量泵切换至恒压控制；当泵口压力较低时，泵可以全排量输出，当泵口的压力达到流量控制阀设定的控制压力时,泵的排量立即减小，因此系统没有高压溢流损失。

5）变量泵在高压区域具有恒扭矩控制控制特性，确保外负载过大时，泵轴扭矩不会超出预定值，保证发动机正常运行。

6）此系统集成化程度高，元器件容易加工，系统功能易于实现。

附图说明

图1为本发明复合控制液压系统原理图；

图2为本发明变量泵的结构图；

图3为流量控制阀的结构图；

图4为先导阀输出压力随时间变化曲线图；

图5为主阀阀芯位移随先导阀输出压力变化曲线图；

图6为主阀阀芯节流口面积随先导压力变化曲线图；

图7为变量泵的控制方式及排量随先导压力、泵口压力变化曲线图；

图8为变量泵输出的流量随先导压力变化曲线图；

图9为泵口压力低于20MPa时，泵的排量随先导压力变化曲线图；

图10为泵的最大排量随泵口压力的变化关系曲线图；

图11为泵口压力与负载压力的差值随先导压力的变化曲线图；

图12为复合控制系统主阀压力损失与系统流量的对应曲线图；

图中：1液压油箱，2发动机，3变量泵，4换向阀块，5第三梭阀，6第一梭阀，7第二梭阀，8分配阀，9翻斗油缸，10 动臂油缸，11先导阀，12先导油源块，13泵，14溢流阀，15流量控制阀，16压力切断阀，17变排油缸，18阀座，19螺母，20 第一O型圈，21第二O型圈，22第二阀芯，23第一阀芯，24阀体，25调压弹簧。

具体实施方式

为了使本技术领域的人员更好地理解本发明方案，下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步的详细说明。

如图1所示，本发明装载机复合控制液压系统，包括液压油箱1、发动机2、变量泵3、换向阀块4、第三梭阀5、第一梭阀6、第二梭阀7、分配阀8、先导阀11和先导油源块12；变量泵3的进油口与液压油箱1相连；变量泵3的出油口P与分配阀8的进油口P1相连；分配阀8回油口T1与液压油箱1相连；先导油源块12的进油口P2与变量泵3的出油口P相连；先导油源块12的出油口U与先导阀11的进油口P3相连；分配阀8的下降油口ps与先导阀11下降联油口A相连；分配阀8的收斗联油口pss与先导阀11收斗联油口B相连；分配阀8的提升油口pl与先导阀11提升联油口C相连；分配阀8的下降油口psl与先导阀11翻斗联油口D相连；分配阀8的翻斗缸大腔油口A7与翻斗缸9的无杆腔A9相连；分配阀8的翻斗缸小腔油口B7与翻斗缸9的有杆腔B9相连；分配阀8的动臂缸大腔油口A8与动臂缸10的无杆腔A10相连；分配阀8的动臂缸小腔油口B8与动臂缸10的无杆腔B10相连；分配阀8的负荷传感油口LS1与换向阀块4的第三油口H3相连；第三梭阀5的m3油口与换向阀块4H1油口相连；第三梭阀5的s3油口与第一梭阀6m1油口相连; 第一梭阀6的s1油口与分配阀8的下降油口ps相连; 第一梭阀6的n1油口与分配阀8的收斗联油口pss相连; 第二梭阀7的s2油口与分配阀8的提升油口pl相连; 第二梭阀7的n2油口与分配阀8的下降油口psl相连; 第二梭阀7的m2油口与第三梭阀5的n3油口相连; 换向阀块4的H2油口与变量泵3的K4油口相连；换向阀块4的H4油口与换向阀块4的泄露油口H10相连，然后与液压油箱1相连；换向阀块4的H5油口与变量泵3的K2油口相连；换向阀块4的H6油口与变量泵3的K3油口相连；换向阀块4的H8油口与变量泵3的LS油口相连；换向阀块4的H9油口与第三梭阀5的m3油口相连。工作装置翻斗油缸9，以及动臂油缸10分别与配阀8相连。

如图2所示，作为本发明的进一步方案，变量泵3包括泵13、溢流阀14、流量控制阀15、压力切断阀16和变排油缸17；流量控制阀15的油口P4与泵13的出油口P相连；变量泵3K1油口与流量控制阀15的控制腔A1相连；变量泵3K2油口与流量控制阀15的控制腔A2相连；变量泵3K3油口与流量控制阀15的控制腔A3相连；变量泵3LS油口与流量控制阀15的弹簧腔相连； 换向阀块4的H3油口与溢流阀14的进油腔相连；溢流阀14的回油口T8与变排油缸17的无杆腔油口K8相连；溢流阀14的调压弹簧A6与变排油缸17的活塞杆A5相连；变排油缸17的活塞杆A5与泵13的变排机构相连；变排油缸17的无杆腔K8与压力切断阀16的K7油口相连；压力切断阀16的A4油口、压力切断阀16的P6油口与泵13的出油口P相连；压力切断阀16的K6油口与流量控制阀15的K5油口相连；泵13的泄露油口T7、变排油缸17的泄露油口T6、压力切断阀16的泄露油口T5、流量控制阀15的泄露油口T4与变量泵3的泄露油口L1相连；。

如图3所示，作为本发明的进一步方案，流量控制阀15包括阀座18、螺母19、第二阀芯22、第一阀芯23、阀体24和调压弹簧25，第一阀芯23通过调压弹簧25装配到阀体24，第二阀芯22与第一阀芯23相连并装配在阀体24内；阀座18通过螺纹与阀体24连接；螺母19通过螺纹与阀座18相连。

在上述结构基础上，在阀座18与阀体24之间设有第一O型圈20；在阀座18与第二阀芯22之间设有第二O型圈21。两O型圈作为密封件，起到密封作用。

通过上述装载机复合控制液压系统的控制方法，步骤如下：

A.先导阀11输出的先导压力控制分配阀8阀芯位移，同时控制换向阀块4工作位置，假定先导阀11输出压力Px随时间t变化关系为Px=Ka*t+Kb，式中：Ka为先导压力Px曲线的斜率，Kb为常数，即先导压力Px曲线与Y轴的交点对应的函数值；则分配阀8阀芯位移Sx与先导压力Px的关系为Sx=Kc*Px+Kd；式中：Kc为分配阀阀芯位移Sx曲线的斜率，Kd为常数，即分配阀阀芯位移Sx曲线与Y轴的交点对应的函数值；

分配阀8阀芯移动后，其阀口节流口面积Sf变化与先导压力Px的关系为

其中，Ke为节流口面积Sf曲线中第一段曲线的斜率，Kf为常数，即Sf曲线中第一段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ku为节流口面积Sf曲线中第二段曲线的斜率，Kv为常数，即Sf曲线中第二段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Kw为节流口面积Sf曲线中第三段曲线的斜率，Kx为常数，即Sf曲线中第三段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ky为常数，即Sf曲线中第四段曲线的函数值。

B.变量泵3的控制方式及排量Vp随先导压力Px、泵口压力Pp变化的函数关系如下表：

其中，Kg为变量泵3的排量Vp曲线中第一段曲线的斜率，Kh为常数，即排量Vp曲线中第一段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ki为变量泵3的排量Vp曲线中第二段曲线的斜率，Kj为常数，即排量Vp曲线中第二段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Km为变量泵3的排量Vp曲线中第三段曲线的斜率，Kn为常数，即排量Vp曲线中第三段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ko为常数，即排量Vp曲线中第四段曲线的函数值。

当先导压力低于F点对应压力（即Px≤12）时，此时换向阀块4处于最左位，变量泵3采用负荷传感控制，此时阀口节流口面积Sf=Ke*Px+Kf，泵的排量Vp= Kg*Px+Kh；

C.当从F点升高到G点的过程（即12＜Px≤18）中，换向阀块4从初始位向左移动一位，变量泵3仍处于负荷传感控制区域，随着泵口压力升高，泵的排量Vp与泵口压力Pp的乘积达到设定的恒定值Kp，此时Vp*Pp=Kp，变量泵处于负荷传感及恒扭矩控制阶段；Kp是为保证发动机不熄火的与发动机最大扭矩相关的常数。

D.当先导压力Px从F点升高到G点的过程（即12＜Px≤18）中，分配阀节流口面积Sf= Ku*Px+Kv迅速增加；先导阀11输出的压力油将进入到流量控制阀的A2控制腔，从而减小流量控制阀15的补偿压力，使得泵口压力Pp与负载压力Lp的差值△P随先导压力Px变化，其变化关系为：

其中，Kq为常数，即Px≤12时△P曲线的函数值；Kr为12＜Px≤18时△P曲线的斜率，Ks为△P曲线第二段曲线与Y轴的交点的函数值Kt为常数，即△P曲线第三段Px＞18时的函数值。

先导压力、泵口压力二者共同作用，使得泵的排量Vp按照Vp=Ki*Px+Kj变化；假定发动机转速Nf恒定的情况下，系统的输出流量Qa随先导压力Px变化关系为：Qa=Nf*（Ki*Px+Kj）；

E.随着先导压力的进一步升高，分配阀节流口面积Sf= Kw*Px+Kx，换向阀块4移动到最右位，流量控制阀15控制腔A1、A2与液压油箱相通，控制腔A3与梭阀m3油口相连，泵口压力油进入到控制腔A3，泵的控制方式切换为恒压恒扭矩控制；泵口的压力低于设定值Ppmax且Vp*Pp<Kp，泵以最大排量输出；

F.当泵口的负载压力高于设定值时，泵的排量Vpmax会迅速下降，泵的最大排量控制与泵口压力Pp的关系为：

其中，Kp是为保证发动机不熄火的与发动机最大扭矩相关的常数，Ca为常数，即Vpmax曲线的第一段曲线的函数值；Cc为常数，Vpmax曲线的第三段曲线的斜率的绝对值，Cb为常数，即Vpmax曲线的第三段曲线与Y轴交点对应的函数值。

结合附图本发明控制方法及工作原理阐述如下；

当操纵先导阀11时，先导压力油一方面进入分配阀8的控制腔，另一方面通过第一梭阀6、第二梭阀7、第三梭阀5到达换向阀4的控制腔H9；随着先导阀11输出压力的升高，假定其输出压力变化曲线按图4变化；

分配阀的阀芯随着先导阀输出的压力变化，阀芯位移变化如图5；

阀芯位置移动后，主阀阀芯节流口面积随先导压力变化曲线如图6所示；

由于变量泵采用复合控制，随着手柄输出的压力信号的增大，换向阀块通过切换油路连接来改变泵的控制方式，变量泵的控制方式曲线如图7；

如果此时发动机转速保持不变的话,则变量泵输出的流量随先导压力变化曲线如图8所示；

随着先导压力的升高，变量泵3的控制方式在逐渐变化，当泵口压力低于20MPa时，泵的排量随先导压力变化曲线如图9所示；

当泵口的压力逐渐上升时，且泵的排量逐渐增大时，溢流阀的调定压力在变排油缸活塞杆A5的作用下逐渐降低，直到泵的排量与泵口压力的乘积（此乘积即为泵轴的扭矩值）达到设定值时，泵的排量会逐渐减小，保证泵的扭矩在设定范围内，从而保证发动机稳定可靠工作，不致憋熄火。当泵口的压力高于恒压值20MPa时，泵的排量会迅速减小，泵口压力越高，泵的排量越小。泵的最大排量随泵口压力的变化关系曲线见图10；

通过同时控制分配阀和变量泵，最终匹配出泵口压力与负载压力的差值随先导压力的变化曲线见图11；

与原有负荷传感控制系统相比，复合控制系统能有效减少系统在快速工作时的能量损失，复合控制系统主阀压力损失与系统流量的对应曲线见图10。图12中XYZV四点确定的梯形区域面积即是复合控制系统与传统负荷传感系统相比能够节能的区间。系统流量越大，能节省的功率越大，在V点将原有功率损失2.5MPa*360L/min/60=15kW,降低至0.9MPa*360L/min/60=5.4kW,节省9.6kW的功率；在Z点，原有功率损失2.5MPa*400L/min/60=16.67kW,降低至0.9MPa*400L/min/60=6.0kW,节省10.67kW的功率。

Claims (5)

1.一种装载机复合控制液压系统，其特征在于，包括液压油箱（1）、发动机（2）、变量泵（3）、换向阀块（4）、第三梭阀（5）、第一梭阀（6）、第二梭阀（7）、分配阀（8）、先导阀（11）和先导油源块（12）；变量泵（3）的进油口与液压油箱（1）相连；变量泵（3）的出油口P与分配阀（8）的进油口P1相连；分配阀（8）回油口T1与液压油箱（1）相连；先导油源块（12）的进油口P2与变量泵（3）的出油口P相连；先导油源块（12）的出油口U与先导阀（11）的进油口P3相连；分配阀（8）的下降油口ps与先导阀（11）下降联油口A相连；分配阀（8）的收斗联油口pss与先导阀（11）收斗联油口B相连；分配阀（8）的提升油口pl与先导阀（11）提升联油口C相连；分配阀（8）的下降油口psl与先导阀（11）翻斗联油口D相连；分配阀（8）的翻斗缸大腔油口A7与翻斗缸（9）的无杆腔A9相连；分配阀（8）的翻斗缸小腔油口B7与翻斗缸（9）的有杆腔B9相连；分配阀（8）的动臂缸大腔油口A8与动臂缸（10）的无杆腔A10相连；分配阀（8）的动臂缸小腔油口B8与动臂缸（10）的无杆腔B10相连；分配阀（8）的负荷传感油口LS1与换向阀块（4）的第三油口H3相连；第三梭阀（5）的m3油口与换向阀块（4）H1油口相连；第三梭阀（5）的s3油口与第一梭阀（6）m1油口相连; 第一梭阀（6）的s1油口与分配阀（8）的下降油口ps相连; 第一梭阀（6）的n1油口与分配阀（8）的收斗联油口pss相连; 第二梭阀（7）的s2油口与分配阀（8）的提升油口pl相连; 第二梭阀（7）的n2油口与分配阀（8）的下降油口psl相连; 第二梭阀（7）的m2油口与第三梭阀（5）的n3油口相连; 换向阀块（4）的H2油口与变量泵（3）的K4油口相连；换向阀块（4）的H4油口与换向阀块（4）的泄露油口H10相连，然后与液压油箱（1）相连；换向阀块（4）的H5油口与变量泵（3）的K2油口相连；换向阀块（4）的H6油口与变量泵（3）的K3油口相连；换向阀块（4）的H8油口与变量泵（3）的LS油口相连；换向阀块（4）的H9油口与第三梭阀（5）的m3油口相连；当操纵先导阀（11）时，先导压力油一方面进入分配阀（8）的控制腔，另一方面通过第一梭阀（6）、第二梭阀（7）、第三梭阀（5）到达换向阀块（4）的控制腔H9。

2.根据权利要求1所述的一种装载机复合控制液压系统，其特征在于，所述的变量泵（3）包括泵（13）、溢流阀（14）、流量控制阀（15）、压力切断阀（16）和变排油缸（17）；流量控制阀（15）的油口P4与泵（13）的出油口P相连；变量泵（3）K1油口与流量控制阀（15）的控制腔A1相连；变量泵（3）K2油口与流量控制阀（15）的控制腔A2相连；变量泵（3）K3油口与流量控制阀（15）的控制腔A3相连；变量泵（3）LS油口与流量控制阀（15）的弹簧腔相连； 换向阀块（4）的H3油口与溢流阀（14）的进油腔相连；溢流阀（14）的回油口T8与变排油缸（17）的无杆腔油口K8相连；溢流阀（14）的调压弹簧A6与变排油缸（17）的活塞杆A5相连；变排油缸（17）的活塞杆A5与泵（13）的变排机构相连；变排油缸（17）的无杆腔K8与压力切断阀（16）的K7油口相连；压力切断阀（16）的A4油口、压力切断阀（16）的P6油口与泵（13）的出油口P相连；压力切断阀（16）的K6油口与流量控制阀（15）的K5油口相连；泵（13）的泄露油口T7、变排油缸（17）的泄露油口T6、压力切断阀（16）的泄露油口T5、流量控制阀（15）的泄露油口T4与变量泵（3）的泄露油口L1相连。

3.根据权利要求2所述的一种装载机复合控制液压系统，其特征在于，所述的流量控制阀（15）包括阀座（18）、螺母（19）、第二阀芯（22）、第一阀芯（23）、阀体（24）和调压弹簧（25），第一阀芯（23）通过调压弹簧（25）装配到阀体（24），第二阀芯（22）与第一阀芯（23）相连并装配在阀体（24）内；阀座（18）通过螺纹与阀体（24）连接；螺母（19）通过螺纹与阀座（18）相连。

4.根据权利要求3所述的一种装载机复合控制液压系统，其特征在于，所述阀座（18）与阀体（24）之间设有第一O型圈（20）；阀座（18）与第二阀芯（22）之间设有第二O型圈（21）。

5.一种利用权利要求1至4任一项所述的装载机复合控制液压系统的控制方法，其特征在于，包括如下步骤：

A.先导阀（11）输出的先导压力控制分配阀（8）阀芯位移，同时控制换向阀块（4）工作位置，假定先导阀（11）输出压力Px随时间t变化关系为Px=Ka*t+Kb，式中Ka为先导压力Px曲线的斜率，Kb为常数，即先导压力Px曲线与Y轴的交点对应的函数值；

则分配阀（8）阀芯位移Sx与先导压力Px的关系为Sx=Kc*Px+Kd；式中：Kc为分配阀阀芯位移Sx曲线的斜率，Kd为常数，即分配阀阀芯位移Sx曲线与Y轴的交点对应的函数值；

分配阀（8）阀芯移动后，其阀口节流口面积Sf变化与先导压力Px的关系为

其中，Ke为节流口面积Sf曲线中第一段曲线的斜率，Kf为常数，即Sf曲线中第一段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ku为节流口面积Sf曲线中第二段曲线的斜率，Kv为常数，即Sf曲线中第二段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Kw为节流口面积Sf曲线中第三段曲线的斜率，Kx为常数，即Sf曲线中第三段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ky为常数，即Sf曲线中第四段曲线的函数值；

B.变量泵（3）的控制方式及排量Vp随先导压力Px、泵口压力Pp变化的函数关系如下表：

其中，Kg为变量泵（3）的排量Vp曲线中第一段曲线的斜率，Kh为常数，即排量Vp曲线中第一段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ki为变量泵（3）的排量Vp曲线中第二段曲线的斜率，Kj为常数，即排量Vp曲线中第二段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Km为变量泵（3）的排量Vp曲线中第三段曲线的斜率，Kn为常数，即排量Vp曲线中第三段曲线与Y轴的交点对应的函数值；Ko为常数，即排量Vp曲线中第四段曲线的函数值；

当先导压力Px≤12时，此时换向阀块（4）处于最左位，变量泵（3）采用负荷传感控制，此时阀口节流口面积Sf=Ke*Px+Kf，泵的排量Vp= Kg*Px+Kh；

C.当12＜Px≤18时，换向阀块（4）从初始位向左移动一位，变量泵（3）仍处于负荷传感控制区域，随着泵口压力升高，泵的排量Vp与泵口压力Pp的乘积达到设定的恒定值Kp，此时Vp*Pp=Kp，变量泵处于负荷传感及恒扭矩控制阶段；Kp是为保证发动机不熄火的与发动机最大扭矩相关的常数；

D.当先导压力12＜Px≤18时，分配阀节流口面积Sf= Ku*Px+Kv；先导阀（11）输出的压力油将进入到流量控制阀的A2控制腔，从而减小流量控制阀（15）的补偿压力，使得泵口压力Pp与负载压力Lp的差值△P随先导压力Px变化，其变化关系为：

其中，Kq为常数，即Px≤12时△P曲线的函数值；Kr为12＜Px≤18时△P曲线的斜率，Ks为△P曲线第二段曲线与Y轴的交点的函数值Kt为常数，即△P曲线第三段Px＞18时的函数值；

先导压力、泵口压力二者共同作用，使得泵的排量Vp按照Vp=Ki*Px+Kj变化；假定发动机转速Nf恒定的情况下，系统的输出流量Qa随先导压力Px变化关系为：Qa=Nf*（Ki*Px+Kj）；

E.随着先导压力的进一步升高，分配阀节流口面积Sf= Kw*Px+Kx，换向阀块（4）移动到最右位，流量控制阀（15）控制腔A1、A2与液压油箱相通，控制腔A3与梭阀m3油口相连，泵口压力油进入到控制腔A3，泵的控制方式切换为恒压恒扭矩控制；泵口的压力低于设定值Ppmax且Vp*Pp<Kp，泵以最大排量输出；

F.当泵口的负载压力高于设定值时，泵的排量Vpmax会迅速下降，泵的最大排量控制与泵口压力Pp的关系为：

其中，Kp是为保证发动机不熄火的与发动机最大扭矩相关的常数；Ca为常数，即Vpmax曲线的第一段曲线的函数值；Cc为常数，Vpmax曲线的第三段曲线的斜率的绝对值，Cb为常数，即Vpmax曲线的第三段曲线与Y轴交点对应的函数值。