具体实施方式

现在将参照附图来详细描述本公开的各种示例性实施例。对示例性实施例的描述仅仅是说明性的，决不作为对本公开及其应用或使用的任何限制。本公开可以以许多不同的形式实现，不限于这里的实施例。提供这些实施例是为了使本公开透彻且完整，并且向本领域技术人员充分表达本公开的范围。应注意到：除非另外具体说明，否则在这些实施例中阐述的部件和步骤的相对布置、材料的组分、数字表达式和数值应被解释为仅仅是示例性的，而不是作为限制。

本公开中使用的“第一”、“第二”以及类似的词语并不表示任何顺序、数量或者重要性，而只是用来区分不同的部分。“包括”或者“包含”等类似的词语意指在该词前的要素涵盖在该词后列举的要素，并不排除也涵盖其他要素的可能。“上”、“下”、“左”、“右”等仅用于表示相对位置关系，当被描述对象的绝对位置改变后，则该相对位置关系也可能相应地改变。

在本公开中，当描述到特定器件位于第一器件和第二器件之间时，在该特定器件与第一器件或第二器件之间可以存在居间器件，也可以不存在居间器件。当描述到特定器件连接其它器件时，该特定器件可以与其它器件直接连接而不具有居间器件，也可以不与其它器件直接连接而具有居间器件。

本公开使用的所有术语与本公开所属领域的普通技术人员理解的含义相同，除非另外特别定义。还应当理解，在诸如通用字典中定义的术语应当被解释为具有与它们在相关技术的上下文中的含义相一致的含义，而不应用理想化或极度形式化的意义来解释，除非这里明确地这样定义。

对于相关领域普通技术人员已知的技术、方法和设备可能不作详细讨论，但在适当情况下，技术、方法和设备应当被视为说明书的一部分。

在负载敏感液压系统中，对变量泵的变量控制方式包括压力控制、流量控制和功率控制，其中压力控制是将变量泵出口的最大压力限制在变量泵的控制范围内，变量泵仅提供执行元件所需的液压油流量，如果工作压力超过压力阀处设置的压力设定值，则变量泵将调节至更小的排量以减少控制偏差；流量控制是通过使用可变节流孔(例如方向阀)来调节节流孔上游和下游压差，由这个压差来控制变量泵的流量，无论压力等级如何变化，变量泵的输出流量将等于执行机构实际所需的流量；功率控制是为了在工作压力不断变化的情况下保持恒定的传动扭矩，需要改变变量泵的斜盘角度(对应变量泵的排量)，在固定输入转速下，变量泵的输出流量和压力保持不变，从而达到恒功率控制的目的。

如图1所示，本公开的一些实施例提供了一种负载敏感泵系统，包括：变量泵1；定量泵2，与变量泵1由同一驱动机构驱动；变量控制机构，用于控制变量泵1；控制油路；以及取压阀3，被配置为通过控制油路将定量泵2的部分输出压力作用于变量控制机构的控制端，以在驱动机构的驱动转速升高时增大变量泵1的最大排量。

如图1所示，变量泵1与定量泵2均由同一驱动机构驱动，例如通过发动机驱动，变量泵1与定量泵2的转速变化相通，当定量泵2的转速升高时，变量泵1的转速也相应地升高，通过设置取压阀3，取压阀3将定量泵的部分压力变化信号引入变量控制机构的控制端，使得驱动机构的驱动转速升高时变量控制机构能够增大变量泵1的最大排量，实现不同输入转速下，变量泵的功率可变控制，使得液压泵的功率利用率提高，从而可以有效降低驱动机构的最大工作转速，实现液压系统的节能效果。本公开负载敏感泵系统无需额外增加电气控制器或线束之类，通过自身液控油路，实现了功率随转速可变控制的效果，具有较高的可实施性。

在一些实施例中，取压阀3为定比例取压阀，作用于变量控制机构的控制端的部分输出压力被配置为随着定量泵2的工作油压的增大而增大，从而能够准确获得驱动机构的转速变化信号，有效提升控制准确性。

对于取压阀的结构，在一些实施例中，如图1所示，取压阀3具有第一进油口P1，第一出油口P2和第二出油口P3，取压阀3包括阻尼31和液控比例阀32，定量泵2的定量工作油口B2与第一进油口P1相通，阻尼31设置在第一进油口P1和第一出油口P2的通路上，液控比例阀32设置在第一进油口P1和第二出油口P3的通路上，液控比例阀32的第一控制端与第一进油口P1相通，液控比例阀32的第二控制端与第一出油口P2和第二出油口P3均相通，第二出油口P3与变量控制机构的控制端相通。

阻尼31起到减压的作用，通过设置液控比例阀32，第一进油口P1的油压作用在液控比例阀32的第一控制端，第一出油口P2和第二出油口P3的油压作用在液控比例阀32的第二控制端，由于阀芯的第一控制端和第二控制端的面积相等，当液控比例阀32平衡时，第一进油口P1的油压等于第一出油口P2和第二出油口P3的油压之和，亦即第二出油口P3的油压等于第一进油口P1的油压减去第一出油口P2的油压，第二出油口P3的油压为阻尼31所产生的压降，由于阻尼31成比例地减压，因此当第一进油口P1的油压增大时，第一出油口P2的油压和第二出油口P3的油压均增大，将第二出油口P3的油压作用到变量控制机构的控制端，使得驱动机构的驱动转速升高时变量控制机构能够增大变量泵1的最大排量。

需要说明的是，第二出油口P3的油压仅仅是第一出油口P2的油压的一小部分，第一出油口P2的油压占大部分，因此取压阀3的设置并不会影响第一出油口P2为工作动力输出油口的动力输出。

对于变量控制机构的结构，在一些实施例中，如图1所示，变量控制机构包括功率控制阀6和用于控制变量泵1的斜盘摆角的变量缸7，功率控制阀6能够改变控制油路对变量缸7的供油量来实现变量泵1的排量可调，变量泵1的变量工作油口B1通过控制油路与功率控制阀6的第一控制端(图1中左控制端)相通，取压阀3通过控制油路连通控制端口Y将第二出油口P3的油压作用于功率控制阀6的第二控制端(图1中右控制端)，有利于改变功率控制阀6的阀芯位置，继而改变控制油路对变量缸7的供油量，从而实现变量泵1的排量可调，具有较高的可实施性。

如图1所示，在一些实施例中，控制油路向变量缸7的无杆腔供油，变量缸7的活塞杆用于控制变量泵1的斜盘摆角，功率控制阀6为液控比例阀，在功率控制阀6的阀芯处于第一控制位(图1所示的左位)状态下，变量泵1通过功率控制阀6向变量缸7的无杆腔供油，在功率控制阀6的阀芯处于第二控制位(图1所示的右位)状态下，变量缸7的无杆腔通过功率控制阀6泄油。通过这样的配置方式，在第二出油口P3的油压作用于功率控制阀6的第二控制端下，有利于功率控制阀6维持在第二控制位(图1所示的右位)，相较于没有第二出油口P3的油压作用来说，控制变量泵1的斜盘摆角增大，从而提高了变量泵1的排量。

在一些实施例中，如图1所示，活塞杆设有斜盘摆角反馈件8，斜盘摆角反馈件8和功率控制阀6的第二控制端之间设有处于预压紧状态的斜盘摆角反馈弹簧9。通过设置处于预压紧状态的斜盘摆角反馈弹簧9，第二出油口P3的油压和斜盘摆角反馈弹簧9共同作用于功率控制阀6的第二控制端，与作用于功率控制阀6的第一控制端的变量泵1的变量工作油口B1的油压达到平衡。

对于如何实现负载敏感压差控制，在一些实施例中，如图1所示，变量控制机构还包括设置在控制油路上的流量控制阀5和压力控制阀4，流量控制阀5的负载反馈端与负载反馈口X相通，控制油路的控制油液由变量泵1的工作油路提供，流量控制阀5和压力控制阀4是本领域所知晓的技术手段，在此不再赘述。

下面以图1所示的实施例为例应用于起重机，驱动机构为发动机为例，来说明本公开负载敏感泵系统的控制原理如下：

起重机在上车作业时，发动机转速通常工作在低转速状态，发动机最大输出扭矩值较低，为防止负载过大将发动机鳖熄火，变量泵1需要限制其最大排量输出。

当负载敏感泵系统正常工作时，其流量控制阀5起作用，变量泵1提供系统需要的流量，当转速升高，泵排量逐渐增加。

若没有设置取压阀3来进行压力引入，功率控制阀6在变量泵1的变量工作油口B1的油压的作用下使得阀芯向右移动工作至左位，继而带动斜盘摆角反馈件8和活塞杆向右移动，而变量泵1通过功率控制阀6向变量缸7的无杆腔供油，使得活塞杆向左移动，最终达到平衡使得泵排量稳定在Vmax1不变；

而在设置取压阀3来进行压力引入后，取压阀3输出的第二出油口P3的油压随着转速也相应升高，输出给变量泵1的控制端口Y压力也增大，这样功率控制阀6能够向左移动工作至右位，变量缸7的无杆腔通过功率控制阀6泄油，使得活塞杆向左移动，当达到新的平衡时，泵排量稳定在Vmax₂，相比同转速下变量泵的最大排量Vmax₁，其排量是增大的，系统输出扭矩也是相应升高的，这样在同样的大转速下，变量泵1的排量增大，液压系统的功率利用率更高；

压力控制阀4用于变量泵1的最大压力限制，当变量泵1的出口压力超过该值时，变量泵1的出口压力直接作用于变量缸7的无杆腔，使得变量泵1的排量降低。

本公开的一些实施例提供了一种液压控制系统，包括前述负载敏感泵系统。

本公开的一些实施例提供了一种工程机械，包括前述负载敏感泵系统。本公开负载敏感泵系统尤其适用于起重机，因此，在一些实施例中，工程机械为起重机。

至此，已经详细描述了本公开的各实施例。为了避免遮蔽本公开的构思，没有描述本领域所公知的一些细节。本领域技术人员根据上面的描述，完全可以明白如何实施这里公开的技术方案。

虽然已经通过示例对本公开的一些特定实施例进行了详细说明，但是本领域的技术人员应该理解，以上示例仅是为了进行说明，而不是为了限制本公开的范围。本领域的技术人员应该理解，可在不脱离本公开的范围和精神的情况下，对以上实施例进行修改或者对部分技术特征进行等同替换。本公开的范围由所附权利要求来限定。