結構比較復雜些。目前正流量控制在挖掘機維修上未見采用。以上兩種是中位開式油路，此系統是中位閉式油路，各操縱閥在中位時處于關閉狀態。各操縱閥中位時，泵壓力油通過卸荷閥回油箱，從圖中可見，此時卸荷閥背面通回油無壓力，泵出油口只需克服作用力不大的卸荷閥彈簧力，就能打開閥卸油，但克服彈簧力需一定油壓，形成壓差作用于泵的變排量機構，使泵的排量變得很小。泵的變排量機構由泵的出口壓力和經操縱閥閥桿節流調速控制后去油缸的壓力之間的壓差來控制，當操縱閥閥桿開度小，則經閥桿的節流壓差大，泵變排量機構控制壓差大，使得泵的排量減小，油泵的輸出流量和去液壓缸的流量都隨操縱閥的開度變化而變化，按操縱閥的操縱量供給相應流量。當油缸遇到不可克服阻力或走到頭時。

溢流閥打開卸油，這時泵壓力油經操縱閥和節流孔(溢流閥前)，沿途的壓力損失形成壓差，作用于泵變排量機構，使泵的排量變為最小。4.采用節能控制方法后能有效地減少以上三種工況的能量損失，節能控制后三種工況能量損失如圖7所示。目前液壓挖掘機都采用恒功率控制，隨著油泵壓力提高油泵輸出流量減小，滿足挖掘機修理高壓小流量低壓大流量的作業要求。PQ＝常數是恒功率曲線，能充分利用發動機功率，防止發動機熄火。可采用小的發動機。所謂恒功率控制，實際上是Pq＝常數(q為變量泵的排量)應該說是恒轉矩控制，當發動機轉速不變時是恒功率，發動機轉速改變，功率發生變化。恒轉矩控制對發動機和液壓泵聯合工作很有利，因為對發動機的阻力矩是不變的。

可以通過油門控制來改變發動機轉速，從而使液壓泵流量變化，發動機和液壓泵匹配工作情況如圖8所示。在彈簧1作用下恒功率閥A處于右位，下油缸壓力油通過A閥回油，在上腔內油壓和和彈簧作用下油泵向大流量方向擺動，油泵壓力油通過上腔作用在頂桿上，頂桿頂推杠桿使杠桿繞支點擺動，推動A閥向右移動，使A閥處于左位，油泵壓力油通過A閥進入下油缸，推動其活塞桿壓縮彈簧使油泵向小流量方向擺動。同時上油缸活塞桿右移頂桿頂推杠桿的力臂減小，使杠桿推A閥的力下降直至與A閥彈簧力相等，油缸擺角處于新的平衡位置。杠桿式恒功率裝置原理如圖9所示。a為杠桿力臂，a值隨油泵擺角而變，則P?q＝常數即油泵隨油壓P改變實現恒功率控制。由此這種恒功率裝置通過杠桿機構來實現。

只要杠桿系統設計得好就能實現很理想的恒功率曲線。由壓力傳感器檢出液壓泵出口壓力，輸入控制器，經控制器處理后，輸出電信號，控制兩個高速電磁閥的開關，從而控制液壓泵伺服活塞的位置，改變泵的斜盤轉角，來控制液壓泵的排量。這種控制方式其變量特性是通過軟件來實現的，非常靈活機動。另外液壓機械控制方式只能是用折線近似雙曲線，而電子控制方式可得較理想的雙曲線。這種恒轉矩控制系統，隨著負荷變動，變量泵自動改變排量，具有響應快的優點，(1)泵控制特性(即P-Q特性)一般還是由液壓和彈簧作用來實現的，不能得到理想的恒功率曲線，而是用折線來近似等功率曲線，存在誤差，如圖10所示。(2)考慮到由于大氣狀態(氣壓、氣溫和濕度)變化。

采用較差燃油和使用過程中發動機性能惡化等原因，都會使得發動機功率有所下降，因此在設定液壓泵總吸收功率時要有一定的余量，一般按發動機額定功率90%來設定，其泵控制特性的設定如圖10所示。液壓泵吸收功率是隨著發動機轉速的變化而改變，其p-Q特性隨轉速n的變化如圖11所示。發動機和液壓泵的轉矩匹配情況如圖12所示，從圖中可以明顯看出這種轉矩控制系統不能充分利用發動機功率；當發動機性能曲線稍有降低時，發動機轉速下降幅度大，液壓泵的吸收功率將會有大幅度下降。壓力感應實際上是恒轉矩變量系統，而功率與轉速有關，難以達到恒功率控制的要求。為了克服轉矩控制系統的缺點，挖掘機上除了采用壓力感應控制外還采用了轉速感應控制(ESS-EngineSpeedSensing發動機轉速感應系統)。