CN104153419B - 功率控制阀及装载机定变量液压*** - Google Patents

Abstract

本发明涉及装载机定变量液压***，为解决现有装载机定变量液压***中变量泵输入功率占比大的缺点，本发明公开功率控制阀，在阀体内第一腔与PLS口连通且作用于主阀芯的右端，主阀芯的左端设阀芯弹簧，阀套套设在主阀芯上，第二腔与P1口连通且作用于阀套右端，第三腔与P口连通且作用于阀套的左端，阀套弹簧向阀套提供向左的弹力，主阀芯和阀套上设有连通第三腔与T口的泄油通道，当主阀芯相对阀套向左移动时泄油通道导通，当阀套相对主阀芯向左移动时泄油通道减小或关闭。本发明中阀套与主阀芯组成随动机构，实现该功率控制阀在装载机定变量液压***对变量泵的输入功率进行控制，避免功率输入占比过大。

Description

功率控制阀及装载机定变量液压***

技术领域

本发明涉及一种装载机液压***，尤其涉及一种装载机定变量液压***中使用的功率控制阀以及具有该功率控制阀的装载机定变量液压***。

背景技术

目前，常用的装载机液压***包括定量液压***、定变量液压***以及全变量液压***。各液压***技术特点如下：

定量液压***的节流损失、溢流损失、沿程损失等功率损失较大、能量转化效率较低，但***构成简单、成本较低；

全变量液压***无溢流损失，且节流损失和沿程损失最低，能量转化效率高、节能效果较好，但液压元件价格昂贵，依赖进口、维修维护成本高；

定变量液压***具有成本适中、节能效果较好等特点，能量转化效率介于定量液压***与全变量液压***之间；

节能降耗已经成为装载机液压***的发展趋势，各种具备节能技术的液压***应运而生。目前常用的节能液压***有定变量液压***和全变量液压***。综上所述，定变量液压***性价比更高，但其仍存在一些缺点，如：操作先导手柄作业时，负载敏感变量泵的负载控制油口会与其主油口相连，导致负载敏感变量泵无法实现负载敏感控制功能，此时泵以额定排量供油，若压力升高，会导致泵所需的功率输入急剧升高，如重载工况下，泵以额定排量供油，会导致液压***的在整机中的功率占比过高，从而缩减行走机构的功率输入，致使整机出现行走无力，当整机负载功率超过发动机额定功率时，会导致发动机熄火等现象。当整机处于微动工况时，液压***的执行元件所需的流量较少，泵排出的多余的流量通过分配阀中位回油，则***产生节流损失，造成能量损耗。

发明内容

本发明的目的在于针对现有装载机定变量液压***中变量泵是因额定排量输出导致重载荷时泵的输入功率占比大而导致行走***功率输入不足的缺点,而提供一种装载机定变量液压***中使用的功率控制阀以及具有该功率控制阀的装载机定变量液压***。

本发明为实现其目的的技术方案是这样的：构造一种功率控制阀，其包括阀体,在阀体上设置有P口、T口、P1口、PLS口，在阀体内设置有主阀芯、阀套、第一腔、第二腔、第三腔、阀芯弹簧、阀套弹簧，第一腔与PLS口连通且第一腔内的液压油作用于主阀芯的右端，阀芯弹簧设置在主阀芯的左端，阀套套设在所述主阀芯上，第二腔与P1口连通且第二腔内液压油作用于阀套右端，第三腔与P口连通且第三腔内液压油作用于阀套的左端，阀套弹簧向阀套提供向左的弹力，在主阀芯和阀套上设有连通第三腔与T口的泄油通道，当主阀芯相对阀套向左移动时泄油通道导通，当阀套相对主阀芯向左移动时泄油通道减小或关闭。

在本发明所述的功率控制阀中,泄油通道包括设置在主阀芯上的油槽和设置在阀套上的径向油孔，阀体内设有径向油孔与T口连通的油道，油槽左端露出阀套左端面时泄油通道导通，油槽左端位于阀套内孔内时泄油通道截止。

在本发明所述的功率控制阀中,阀体设有弹簧腔，阀芯弹簧设与弹簧腔内，主阀芯的左端位于弹簧腔内。主阀芯内设置有将弹簧腔与泄油通道连通的油道。

在本发明所述的功率控制阀中,阀套呈阶梯状，其左段径向尺寸大于右段径向尺寸，阀套弹簧套设在阀套小直径段即阀套的右段。

本发明为实现其目的提供的另外一种技术方案是这样的：构造一种装载机定变量液压***，包括负载敏感变量泵、定量泵、分配阀、先导阀、工作油缸、油箱；先导阀与分配阀连接并经分配阀控制与分配阀连接的工作油缸；另外还包括上述的功率控制阀，功率控制阀的T口与油箱连通，功率控制阀的PLS口与负载敏感变量泵的主油口连通，功率控制阀的P口与负载敏感变量泵的LS口连通，功率控制阀的P1口与分配阀的P口连通。在本发明中，主阀芯弹簧的弹力可调节，通过调节阀芯弹簧的预紧力，可调节功率控制阀的启调压力。当整机未启动时，主阀芯在主阀芯弹簧作用下处于最右位置，阀套在弹簧作用下处于最左位置，泄油通道关闭。操作工作装置动作时，当负载敏感变量泵的主油口压力小于功率控制阀的启调压力时，功率控制阀的状态如附图1所示，功率控制阀P口与T口断开，功率控制阀不起作用，泵以额定排量供油。当负载敏感变量泵的主油口压力大于功率控制阀的启调压力时，功率控制阀的主阀芯会克服阀芯弹簧的作用力左移，则主阀芯上油槽从阀套的左端露出，泄油通道导通，功率控制阀的P口经第三腔、泄油通道与T口接通，此时负载敏感变量泵的负载控制压力油也即负载敏感变量泵的LS口通过功率控制阀的T口泄油，从而使负载敏感变量泵的负载控制压力下降，负载敏感变量泵内的LS阀的主阀芯右移，伺服油缸无杆腔进油，伺服油缸推动斜盘角度减小，致使泵排量减小。由于泵排量的减小，导致功率控制阀的阀套两端的压力差ΔP减小，则阀套失去平衡，阀套在阀套弹簧的作用下左移，通过匹配设计，保持每次阀套左移的位移量小于主阀芯的位移量，当主阀芯和阀套均处于平衡时，泄油通道的开口截面积保持某定值，则泵排量保持某定值。若负载压力继续升高，主阀芯继续左移，阀套随动左移，因每次阀套的位移量均小于主阀芯，故泄油通道的截面积不断增大，则负载敏感变量泵的负载控制压力下降更多，从而使泵排量进一步减小。若负载压力减小时，主阀芯在主阀芯弹簧作用下右移，减小泄油通道的截面积，则泵的负载控制压力升高，使得泵排量增大，由于泵排量的增大，导致功率控制阀的阀套两端的压力差ΔP增大，从而推动阀套向右运动，直到达到一个新的平衡点。当负载压力低于功率控制阀启调压力时，功率控制阀恢复附图1所示状态。

综上所述，功率控制阀可以实现定变量液压***在某段压力区间内负载敏感变量泵的排量与负载压力呈反比例关系变化，保持液压***在某段压力区间处于恒功率状态。

在本发明所述的装载机定变量液压***中，还包括液压转向***，液压转向***包括负荷敏感转向器、负载敏感流量放大阀、转向油缸；负荷敏感转向器与负载敏感流量放大阀连接并经负载敏感流量放大阀控制与负载敏感流量放大阀连接的转向油缸，负载敏感变量泵的主油口与负载敏感流量放大阀连接，负载敏感流量放大阀的合流油口与分配阀的P口连通。

在本发明所述的装载机定变量液压***中，还包括两位四通阀，两位四通阀的液控端的P1口与先导管路中的梭阀C口连通,梭阀的压力信号取自先导阀，负载敏感流量放大阀和负载敏感变量泵的反馈LS口分别与两位四通阀的P5口和P4口连通，两位四通阀的P2口和P3口分别与负荷敏感转向器的LS口和负载敏感变量泵的主油口连通；两位四通阀液控端的压力信号大于弹簧力时，阀处于右机能位，此时其P2口与P5口导通、P3口与P4口导通，两位四通阀液控端的压力信号小于弹簧力时，阀处于左机能位，此时其P2口与P4口导通、P2口与P5口断开。

在本发明所述的装载机定变量液压***中，负载敏感变量泵的LS口与两位四通阀的P4口之间设置有可调节流阀。

本发明与现有技术相比，本发明的优点：

1、限制液压***的最大功率，降低液压***在整机中的功率占比，保证整机行走***拥有足够的功率输入，提高装载机牵引力和联合工况作业能力，改善整机功率分配，避免过载工况时出现发动机熄火等现象。

2、在恒功率状态下，液压***可减小泵排量，提高***压力，使装载机工作装置获得更大的掘起力和提升力，更符合装载机在铲掘和重载提升工况时对液压***“高压力小流量”的需求。

3、改善定变量液压***在微动工况下多余流量泄油时造成的节流损失，减少能量损耗，提高节能效果。

4、降低液压油温，可提高液压***的元件寿命、***可靠性以及泵的容积效率。

5、本发明相对于其他带功率控制功能的液压***而言，具有成本更低、功率调节范围更广、拆装更灵活等优势。该具有功率控制功能的装载机定变量液压***可在不更换原液压元件的前提下，通过并联连接功率控制阀和节流阀来增加功率控制功能，使液压***可灵活选配功率控制功能。

附图说明

图1是本发明功率控制阀的结构示意图；

图2是本发明装载机定变量液压***的液压原理示意图。

图中零部件名称及序号：

负载敏感变量泵1、功率控制阀2、滤油器3、油箱4、定量泵5、可调节流阀6、先导供油阀7、卸荷阀8、两位四通阀9、梭阀10、先导阀11、负载敏感转向器12、负载敏感流量放大阀13、分配阀14、转向油缸15、转斗油缸16、动臂油缸17、阀体21、主阀芯22、阀套23、第一腔24、第二腔25、第三腔26、阀套弹簧27、阀芯弹簧28、油槽221、油道222、径向孔231、第四腔29、弹簧腔30。

具体实施方式

下面结合附图说明具体实施方案。

在本实施例中，装载机定变量液压***包括负载敏感变量泵1、定量泵5、分配阀14、先导阀11、梭阀10、工作油缸、油箱4、液压转向***、两位四通阀9、功率控制阀2，工作油缸包括转斗油缸16、动臂油缸17,液压转向***包括负荷敏感转向器12、负载敏感流量放大阀13、转向油缸15；负荷敏感转向器13与负载敏感流量放大阀13连接并经负载敏感流量放大阀13控制与负载敏感流量放大阀13连接的转向油缸15，负载敏感变量泵1的主油口与负载敏感流量放大阀13连接，负载敏感流量放大阀13的合流油口与分配阀14的P口连通。两位四通阀9的液控端的P1口与梭阀10的出口连通，梭阀组10的进油口与先导阀11的先导油路连通，梭阀10构成先导阀的先导反馈LS口,负载敏感流量放大阀13和负载敏感变量泵1的反馈LS口分别与两位四通阀9的P5口和P4口连通，两位四通阀9的P2口和P3口分别与负荷敏感转向器12的LS口和负载敏感变量泵1的主油口连通；当先导阀有动作，先导阀11中先导油的压力经过梭阀10作用于两位四通阀的液控端P1口。当两位四通阀9的液控端压力大于弹簧力时，两位四通阀处9于右机能位，此时其P3口与P4口导通、P2与P5口导通；当两位四通阀9的液控端压力小于弹簧力时，两位四通阀9处于左机能位，此时其P2口与P4口导通、P3口与P5口断开。负载敏感变量泵1的LS口与两位四通阀9的P4口之间设置有可调节流阀6。先导阀11与分配阀14连接并经分配阀14控制与分配阀14连接的转斗油缸16和动臂油缸17。定量泵5的主油口经卸荷阀8与分配阀14的P口连通向分配阀14供油；负载敏感变量泵1的主油口还通过滤油器3、先导供油阀7与先导阀11连通，提供先导油源。

功率控制阀2包括阀体21,在阀体上设置有P口、T口、P1口、PLS口，在阀体内设置有主阀芯22、阀套23、第一腔24、第二腔25、第三腔26、阀套弹簧27、阀芯弹簧28，第一腔24与PLS口连通且第一腔24内的液压油作用于主阀芯22的右端，在主阀芯22的左端设有阀芯弹簧28，阀套23套设在主阀芯22上，第二腔25与P1口连通且第二腔25内液压油作用于阀套23右端，第三腔26与P口连通且第三腔26内液压油作用于阀套23的左端，阀套弹簧27向阀套23提供向左的弹力，在主阀芯22和阀套23上设有连通第三腔26与T口的泄油通道，泄油通道包括设置在主阀芯22上的油槽221和设置在阀套23上的径向油孔231，阀体内设置有第四腔29，第四腔29同时与径向油孔231与T口连通构成连通径向孔231和T口的油道。当主阀芯22相对阀套23向左移动时，油槽221左端露出阀套23左端面，泄油通道导通，当阀套23相对主阀芯22向左移动时，泄油通道的截面积减小或关闭。阀体设有弹簧腔30，阀芯弹簧28设与弹簧腔30内，主阀芯22的左端位于弹簧腔30内。主阀芯22内设置有将弹簧腔30与泄油通道连通的油道222，油道222由设置在主阀芯内轴向的油道和径向的油道构成。阀套23呈阶梯状，其左段径向尺寸大于右段径向尺寸，阀套弹簧27套设在阀套23小直径段即阀套的右段。

功率控制阀2的T口与油箱4连通，功率控制阀2的PLS口与负载敏感变量泵1的主油口连通，功率控制阀的P口与负载敏感变量泵1的LS口连通，功率控制阀2的P1口与分配阀14的P口连通。在本发明中，阀芯弹簧28的弹力可调节，通过调节阀芯弹簧28的预紧力，可调节功率控制阀的启调压力，当负载敏感变量泵的主油口压力小于功率控制阀的启调压力时，功率控制阀的状态如附图1所示，功率控制阀P口与T口断开，功率控制阀不起作用，泵以额定排量供油。当负载敏感变量泵的主油口压力大于功率控制阀的启调压力时，功率控制阀的主阀芯会克服阀芯弹簧的作用力左移，则主阀芯上油槽从阀套的左端露出，泄油通道导通，功率控制阀的P口经第三腔、泄油通道与T口接通，此时负载敏感变量泵的负载控制压力油也即负载敏感变量泵的LS口通过功率控制阀的T口泄油，从而使负载敏感变量泵的负载控制压力下降，负载敏感变量泵内的LS阀的主阀芯右移，伺服油缸无杆腔进油，伺服油缸推动斜盘角度减小，致使泵排量减小。由于泵排量的减小，导致功率控制阀的阀套两端的压力差ΔP减小，则阀套失去平衡，阀套在阀套弹簧的作用下左移，通过匹配设计，保持每次阀套左移的位移量小于主阀芯的位移量，当主阀芯和阀套均处于平衡时，泄油口的截面积保持某定值，则泵排量保持某定值。若负载压力继续升高，主阀芯继续左移，阀套随动左移，因每次阀套的位移量均小于主阀芯，故泄油口截面积不断增大，则负载敏感变量泵的负载控制压力下降更多，从而使泵排量进一步减小。若负载压力减小时，主阀芯在主阀芯弹簧作用下右移，减小泄油通道的截面积，则载敏感变量泵的负载控制压力升高，使得泵排量增大，由于泵排量的增大，导致功率控制阀的阀套两端的压力差ΔP增大，从而推动阀套向右运动，直到达到一个新的平衡点。当负载压力低于功率控制阀启调压力时，功率控制阀恢复附图1所示状态。上述装载机定变量液压***的工作原理如下：

整机待机工况：

在发动机怠速，整机不进行任何操作动作时，负载敏感流量放大阀13处于闭中位机能，分配阀14处于开中位机能。两位四通阀工作于左位，负载敏感变量泵1无负载控制压力油进入其LS口，负载敏感变量泵1的LS阀在主油口压力作用下移动至左机能位，同时压力油通过LS阀、切断阀流入泵内部的伺服变量油缸无杆腔，伺服变量油缸推动泵内斜盘使其角度趋近零度，则负载敏感变量泵1处于关闭状态，仅输出补充泄漏及维持待命状态压力形成连续流动所需的微小流量。负载敏感变量泵1在此工况下不造成任何能量损耗。

定量泵5保持额定排量输出流量，液压油流经卸荷阀8、分配阀14中位机能回到液压油箱1。由于分配阀14中位机能存在背压，故定量泵5造成局部损失，且液压油流动产生沿程损失，造成能量损耗。

单独转向工况：

当单独操作转向时，负载敏感转向器12的LS口与负载敏感流量放大阀13出油口相通，负载敏感变量泵1的LS口接收来自负载敏感转向器12的负载控制压力油即转向负载压力，由于负载控制压力油流经负载敏感流量放大阀13、负载敏感转向器12会产生压力损失ΔP，若ΔP值大于负载敏感变量泵LS阀的弹簧力，则LS阀仍处于左机能位，负载敏感变量泵1处于关闭状态；当ΔP小于LS阀弹簧力后，在弹簧作用下LS阀移至右机能位，伺服变量油缸无杆腔液压油流出，伺服变量油缸推动泵内斜盘使其角度增大，则负载敏感变量泵1开始向外输出流量。

方向盘转动速度快慢决定负载敏感流量放大阀13的主阀芯开度，当方向盘转动速度快时，负载敏感流量放大阀13的主阀芯开度增大，ΔP值减小，LS阀逐渐左移，伺服油缸无杆腔泄油，伺服油缸推动斜盘角度增大，则负载敏感变量泵排量增大；反之，当方向盘转动速度慢时，负载敏感流量放大阀13的主阀芯开度减小，ΔP值增大，LS阀逐渐右移，伺服油缸无杆腔进油，伺服油缸推动斜盘角度减小，则泵排量减小；所以，负载敏感变量泵1能够根据转向***所需的油量进行供油，避免多余流量溢流造成的能量消耗。负载敏感变量泵1输出的流量会产生局部损失和沿程损失。

当转向油缸运动至极限位置时，负载敏感变量泵1的切断阀将泵排量切断，此时负载敏感变量泵1仅输出微小流量，避免液压***产生溢流损失。

定量泵5保持额定排量输出流量，液压油流经卸荷阀8、分配阀14中位机能回到液压油箱。由于分配阀14中位机能存在背压，故定量泵5造成局部损失，且液压油流动产生沿程损失，造成能量损耗。

单独工作工况：

当先导阀11动作时，先导压力油经过先导阀11、梭阀10进入两位四通阀9的P1口，在先导压力油作用下，两位四通阀9的阀芯左移，两位四通阀9工作于右位，则负载敏感变量泵1的主油口经两位四通阀9的P3口和P4口、可调节流阀6后与其负载控制油口LS口相连。在负载敏感变量泵1的LS口处并联连接着功率控制阀2。当负载敏感变量泵1的主油口压力低于功率控制阀2的启调压力时，功率控制阀2处于不工作状态，由于LS阀弹簧力大于负载压力控制油经过可调节流阀6产生的压力损失，故在LS阀弹簧力作用下，LS阀芯移至右机能位，伺服油缸无杆腔泄油，伺服油缸推动斜盘角度增至最大，则负载敏感变量泵1以额定排量供油，此时的负载敏感变量泵1已成为一个定排量泵。由于转向油缸不工作，故转向***不需要流量，负载敏感变量泵1输出的压力油将负载敏感流量放大阀13内的优先阀移至左机能位，则负载敏感变量泵1输出的液压油通过流量放大阀合流口（EF口）合流至分配阀14，经分配阀14的P口与定量泵5共同向动臂油缸或转斗油缸供油，提高工作装置的作业效率。

定量泵5保持额定排量输出流量，液压油流经卸荷阀7、分配阀14后给动臂油缸17或转斗油缸16供油。当定量泵5的主油口压力高于卸荷阀的卸荷压力时，卸荷阀8将高压油直接泄回液压油箱4，此时的液压***只有负载敏感变量泵1单独给工作装置的油缸供油，从而降低液压***在整机中的功率占比。

当负载敏感变量泵的主油口压力大于功率控制阀的启调压力时，功率控制阀的主阀芯会克服阀芯弹簧的作用力左移，则主阀芯上油槽从阀套的左端露出，泄油通道导通，功率控制阀的P口经第三腔、泄油通道与T口接通，此时负载敏感变量泵的负载控制压力油也即负载敏感变量泵的LS口通过功率控制阀的T口泄油，从而使负载敏感变量泵的负载控制压力下降，负载敏感变量泵内的LS阀的主阀芯右移，伺服油缸无杆腔进油，伺服油缸推动斜盘角度减小，致使泵排量减小。由于泵排量的减小，导致功率控制阀的阀套两端的压力差ΔP减小，则阀套失去平衡，阀套在阀套弹簧的作用下左移，通过匹配设计，保持每次阀套左移的位移量小于主阀芯的位移量，当主阀芯和阀套均处于平衡时，泄油通道的截面积保持某定值，则负载敏感变量泵排量保持某定值。若负载压力继续升高，主阀芯继续左移，阀套随动左移，因每次阀套的位移量均小于主阀芯，故泄油口截面积不断增大，则负载敏感变量泵的负载控制压力下降更多，从而使泵排量进一步减小。若负载压力减小时，主阀芯在主阀芯弹簧作用下右移，减小泄油通道的截面积，第三腔的压力增高，也即负载敏感变量泵的负载控制压力升高，使得泵排量增大，从而实现液压***恒功率状态。在铲掘等重载工况下，装载机对液压***的要求一般是高压力小流量，故功率控制阀2可通过减小负载敏感变量泵1的排量来获得高压力输出，并保证负载敏感变量泵1的功率占比不会过高而导致行走***无力，甚至发动机熄火等现象。

由于液压***是通过控制分配阀14的阀芯开度来控制进入油缸的流量，若两个泵有多余流量产生如大油门，小开度，则多余流量会从分配阀14中位回油至液压油箱4，若分配阀14的主阀芯为小开度，其主阀芯的中位不会完全关闭，此时在分配阀14中位回油处会产生节流损失，若此时的负载压力为高压力，则节流损失造成的能力损耗是较大的。负载敏感变量泵1在重载工况下减小排量也能够减少节流损失量，达到降低液压***能量消耗的效果。

4、工作与转向复合动作工况：

当先导阀11和负载敏感转向器12同时动作时，先导压力油经过先导阀11、梭阀组10后进入两位四通阀9的P1口，在先导压力油作用下，两位四通阀9的阀芯左移，则负载敏感变量泵1的主油口经两位四通阀9的P3口、P4口、可调节流阀6后与其负载控制油口（LS口）相连。由于LS阀弹簧力大于负载压力控制油经过可调节流阀6产生的压力损失，故在LS阀弹簧力作用下，LS阀芯移至右机能位，伺服油缸无杆腔泄油，伺服油缸推动斜盘角度增至最大，则负载敏感变量泵1以额定排量供油。在此工况下，负载敏感变量泵1无法根据负载需求提供相应流量。由于负载敏感流量放大阀13内部设置有优先阀，故负载敏感变量泵1输出的流量在满足转向***所需的流量后，将多余的流量合流至分配阀给工作装置的油缸供油。负载敏感变量泵1的功率控制工作原理与单独工作工况一致。

定量泵5的工作原理与单独工作工况一致。

Claims (9)

1.一种功率控制阀，包括阀体，其特征在于在阀体上设置有P口、T口、P1口、PLS口，在阀体内设置有主阀芯、阀套、第一腔、第二腔、第三腔、阀芯弹簧、阀套弹簧，所述第一腔与PLS口连通且第一腔内的液压油作用于主阀芯的右端，阀芯弹簧设置在主阀芯的左端，所述阀套套设在所述主阀芯上，第二腔与P1口连通且第二腔内液压油作用于阀套右端，所述第三腔与P口连通且第三腔内液压油作用于所述阀套的左端，所述阀套弹簧向阀套提供向左的弹力，在主阀芯和阀套上设有用于连通第三腔与T口的泄油通道，当主阀芯相对阀套向左移动时所述泄油通道导通，当阀套相对主阀芯向左移动时所述泄油通道减小或关闭。

2.根据权利要求1所述的功率控制阀，其特征在于所述的泄油通道包括设置在主阀芯上的油槽、设置在阀套上的径向油孔，在阀体内设有将径向油孔与T口连通的油道，所述油槽右端与所述径向油孔连通，所述油槽左端露出所述阀套左端面时所述泄油通道导通，所述油槽左端位于所述阀套内孔内时所述泄油通道截止。

3.根据权利要求1或2所述的功率控制阀，其特征在于所述阀体设有弹簧腔，所述主阀芯弹簧设于所述弹簧腔内，所述主阀芯的左端位于所述弹簧腔内。

4.根据权利要求3所述的功率控制阀，其特征在于所述主阀芯内设置有将弹簧腔与泄油通道连通的油道。

5.根据权利要求1所述的功率控制阀，其特征在于所述阀套呈阶梯状，其左段径向尺寸大于右段径向尺寸，所述阀套弹簧套设在所述阀套小直径段。

6.一种装载机定变量液压***，包括负载敏感变量泵、定量泵、分配阀、先导阀、工作油缸、油箱；所述先导阀与分配阀连接并经分配阀控制与分配阀连接的工作油缸；其特征在于还包括权利要求1至5中任一项所述的功率控制阀，所述功率控制阀的T口与油箱连通，功率控制阀的PLS口与负载敏感变量泵的出口连通，功率控制阀的P口与负载敏感变量泵的LS口连通，功率控制阀的P1口与分配阀的P口连通。

7.根据权利要求6所述的装载机定变量液压***，其特征在于还包括液压转向***，所述液压转向***包括负荷敏感转向器、负载敏感流量放大阀、转向油缸；所述负荷敏感转向器与负载敏感流量放大阀连接并经负载敏感流量放大阀控制与负载敏感流量放大阀连接的转向油缸，所述负载敏感变量泵的出口与负载敏感流量放大阀连接，所述负载敏感流量放大阀的合流油口与分配阀的P口连通。

8.根据权利要求7所述的装载机定变量液压***，其特征在于还包括两位四通阀，所述两位四通阀液控端的P1口与先导管路中的梭阀C口连通,梭阀的压力信号取自先导阀，所述负载敏感流量放大阀和负载敏感变量泵的LS口分别与两位四通阀的P5口和P4口连通，两位四通阀的P2口和P3口分别与负荷敏感转向器的LS口和负载敏感变量泵的主油口连通；两位四通阀的液控端的P1口压力大于弹簧力时，阀处于右机能位，两位四通阀的P2口与P5口导通、P3口和P4口导通，两位四通阀的液控端的P1口压力小于弹簧力时，阀处于左机能位，两位四通阀的P2口与P4口导通、P2口与P5口断开。

9.根据权利要求8所述的装载机定变量液压***，其特征在于所述负载敏感变量泵的LS口与两位四通阀的P4口之间设置有可调节流阀。