原理
卸荷溢流閥由溢流閥和單向閥組成。當系統壓力達到溢流閥的開啟壓力時，溢流閥開啟，泵卸荷；當系統壓力降至溢流閥的關閉壓力時，溢流閥關閉，泵向系統載入。使泵卸荷時的壓力稱為卸荷壓力，使泵處於載入狀態的壓力稱為載入壓力。
多路組合換向卸荷閥設計
多路組合換向閥，由於結構緊湊，便於集中操縱，油路短，壓力損失小等優點，在農業機械、工程機械多執行元件的液壓系統中廣為套用．多路組合換向閥又經常與單向閥、液控單向閥、安全閥等組為一體，因此除了其換向功能之外，還具有使系統限壓、卸荷、執行元件的鎖位等功能，特別是卸荷功能尤為重要．在農業機械中，特別是聯合收割機中，普遍使用多路組合換向閥，各執行元件間斷工作，液壓系統經常處於卸荷狀態，卸荷性能的好壞對系統影響較大，如果卸荷壓力高，能量損失大，系統溫度升高，甚至使系統不能正常工作．因此有必要對其卸荷性能進行分析，併合理地設計卸荷閥．
1、卸荷性能分析
多路組合換向閥的卸荷方式大體分以下幾種．
1.1貫穿式卸荷
如圖1a所示，卸荷通道和壓力閥分別設立．卸荷時，各聯閥芯均處於中立位置，油源來油經一條專用的貫穿各路閥的油道卸回油箱，卸荷油道貫穿各路換向閥．當其中任一路閥工作時（即把此卸荷油道切斷）．油源來油就從該路換向閥進入所控制的執行元件，工作壓力大小由圖中壓力閥限定．採用該種卸荷方式優點是換向閥閥桿從中立位置→工作位置的移動過程中，卸荷油道是逐漸被關閉的，進入執行元件的油量逐漸增加，系統壓力逐漸升高，執行元件啟動平穩，無衝擊，而且有一定調速性能，壓力閥結構簡單．其缺點是卸荷油道長，壓力損失大，尤其換向閥路數多時，弊端更為突出，該種卸荷方式多用於路數較少的場合．
1.2卸荷閥式卸荷
該種卸荷方式又分兩種
1.2.1貫穿控制式卸荷閥卸荷
卸荷閥和安全閥為一體，組成先導式壓力閥，該閥即是卸荷閥又是安全閥，有時又是溢流閥．卸荷時其控制油道貫穿各路換向閥，同前述卸荷油道．當各路換向閥處於中立位置時，卸荷閥的控制油道（見圖1b和圖2）貫穿各路換向閥並與油箱連通．卸荷時，大部分油液卸荷，通道短，壓力損失低．任一路閥換向工作，便切斷控制油道，油源來油就從換向閥進入執行元件工作，其工作壓力大小由導閥控制．此時系統壓力為導閥調整壓力．該種卸荷方式，即使換向閥路數增加，只是控制油道增加，卸荷壓力增加不大，始終保持較低卸荷壓力，此種卸荷方式多用於手動換向閥，卸荷可靠．
1.2.2電磁閥控制式卸荷閥卸荷
該種卸荷方式與前種不同點是其控制油道與油箱通斷與否，由電磁閥控制，見圖1c，卸荷油道短，卸荷時壓力損失低，又便於自動控制，但卸荷的可靠性低，多用於電磁多路閥的場合．
2、卸荷閥的設計
工程上使用多路組合換向閥，就目前來看多為手動式，其卸荷方式多採用貫穿控制式卸荷閥卸荷，卸荷閥經常採用圖2的結構形式，下面簡要介紹一下其設計方法．
2.1主閥結構形式的選擇
卸荷閥（又是安全閥）的主閥按配合形式不同可分為三級同心、二級同心和滑閥式三類．其中滑閥式結構工作壓力低，控制壓力精度不高；三級同心結構雖成熟，目前套用較廣，但與二級同心式比較，不及二級同心式動作靈敏，規格相同，行程相同時，二級同心結構的通油能力遠大於三級同心結構；二級同心式控制壓力穩定，加工工藝性好，二級同心式套用前景廣闊，這裡以二級同心結構，討論其結構尺寸設計方法．
2.2主要結構尺寸的確定
2.2.1閥的通徑D0
通徑D0也是整個多路閥的進口直徑，D0取的大，閥的結構尺寸就大，不經濟，D0取的小，油液流動不通暢，壓力損失大，容易發熱．應使多路閥通過額定流量時其油液流速不超過允許值，
2.2.2主閥座孔直徑D2
適當增大D2有利於提高閥的靈敏度，但過大會使閥不易穩定，一般先根據經驗公式確定主閥閥芯過流部分的直徑D1，
2.2.3主閥芯大直徑D
根據一般資料和經驗可知，適當增加主閥芯大端直徑D，可以提高閥的靈敏度，降低閥的壓力超調量，可提高閥的開啟壓力，保證閥工作穩定，不過，D值過大，將使閥的結構尺寸和閥芯質量加大，主閥上腔容積增加，導致動態過程時間延長，
太小又保證不了靜態特性要求，一般應保證：
2.2.4主閥芯半錐角α1
2.2.5主閥芯阻尼孔d0及長度l0
主閥芯上阻尼孔d0
越小，其長度l0越長，則節流與阻尼作用越顯著，閥的啟閉特性好，動態穩定性好，但閥芯動作滯後大，靈敏度降低，增加了動態壓力超調量，且易堵塞、工藝性也不好
C1--主閥口的流量係數（無因次），圖2結構可取C1=0.78
ρ―油液密度，取850－900kg/m3
Px―卸荷壓力，通常取Px=(0.2～0.5)MPa
2.2.7主閥芯導向長度l
增大主閥芯導向長度l,有利主閥芯工作穩定,減少嘯叫和壓力振擺,但過大，結構尺寸增加.建議l1.2D
2.2.8導閥芯半錐角α2
導閥要求有良好的密封性，而且導閥流量增益太大對穩定性不利，故一般導閥半錐角α2取為20°．
2.2.9導閥座孔徑d，d1
導閥座孔直徑d大，導閥芯工作穩定性好，則導閥彈簧力加大，結構尺寸增大，一般取d=(2～5)d0；另外，d1對導閥動態特性影響較大，為使阻尼也起正常作用，設計中保證d＞d1
2.2.10主閥彈簧的予壓量h1
2.2.11主閥彈簧剛度Ky
2.2.12導閥彈簧予壓量x10和剛度Kx
可根據導閥欲開未開時導閥芯受力關係導出：
3、關於卸荷閥嘯叫與壓力振擺的討論
卸荷閥同一般先導式溢流閥結構原理一樣，在調試過程中，也存在嘯叫與壓力振擺現象．根據有關資料［3］介紹，產生壓力振擺主要原因：
1）主閥芯導向長度太短，主閥芯工作中不穩；
2）導閥的控制油路不應由主閥上腔引出，該處壓力在主閥工作中就是變化的，隨流量變化而變化，必然引起壓力擺動；
3）導閥芯處於懸空狀態，工作中要偏移，導閥口徑向間隙不均，必然產生嘯叫和振動．
減少嘯叫和壓力振擺方法，應保證零部件加工裝配質量和合理的結構參數，適當加長主閥芯導向長度，使導閥芯加上導向支承．
先導原理
系統組成
在不同的工作狀態下，控制系統的基本構成有所不同。
液壓系統原理
工作裝置控制系統由二個油泵供油，主泵為P7600－F100，用於控制動臂和鏟斗油缸的運動，先導泵為P124一G16，用於控制比例先導閥，進而控制主換向閥芯的位移，達到控制動臂、鏟斗油缸的工作速度。先導泵的油液首先進入制動閥，在保證制動用油外，向先導系統提供操縱油源，此油液通過減壓閥減至先導控制系統所需的控制壓力後進入控制油路，控制完成工作裝置的動作。
拉動操作手柄向後移動，先導油進入比例先導減壓閥，從比例先導減壓閥出來的先導油控制主換向閥閥芯的移動，使工作泵的來油進入動臂油缸實現動臂上升。比例先導減壓閥的輸出壓力越大，控制主換向閥閥芯的位移越大，主換向閥通過的流量越大，動臂上升的速度越快。當操作手柄拉至極限位置時，手柄中的限位電磁鐵通電，手柄在極限位置被吸合。動臂以最大的速度上升，當升至動臂上位限位開關所限定的位置時，操作手柄限位電磁鐵斷電，手柄自動恢復到中位，動臂就可保持在所限定的位置。在動臂上升的過程中，若需要動臂在某一位置停留，則需將操作手柄退回中位。
在提升等作業時，先導控制卸荷閥的閥芯關閉，轉向泵來的油打開單向閥合流到工作系統，使工作裝置液壓油增加，滿足了該作業所需要的低壓大流量的要求，使動臂舉升等作業速度提高，作業周期縮短，是一種高效率性能極其顯著的先進液壓系統。
鏟斗裝載
搬動鏟斗控制手柄向右，從比例減壓閥輸出的控制壓力先導油控制主換向閥中的鏟斗控制閥芯，使鏟斗油缸運動，完成裝載動作。
在挖掘、裝載作業時，先導控制油推動卸荷閥的閥芯移動，轉向泵來油通過開啟的卸荷閥的閥芯直接卸荷回油。使流向工作裝置的液壓油減少，減輕液壓負荷，此部分的功率被分配到驅動輪。
卸荷閥此時正滿足該作業所需要的高壓小流量、大牽引力的要求，這樣降低了系統的熱平衡溫度和功率損失，提高了機器的工作效率，提高了牽引力，使挖掘、裝載能力更強。
先導控制卸荷閥能夠根據作業狀況自動實現雙泵合流、直接卸油，降低了系統溫升及功率損失，提高裝載機鏟掘時的牽引力；同時又能滿足裝載機鏟掘松士及提升等作業時，動臂快速提升的要求。
先導控制卸荷閥中的電磁閥是一個可選件，選用時可以通過控制信號，實現自動卸油，操作者可以根據實際工況給電磁閥輸送一個電信號，使卸荷閥閥芯打開進行卸油。本機沒用電信號，而是直接用先導油作為控制信號同樣取得了很好的效果。
徐工LW820G輪式裝載機是自主研製開發的產品，雙泵合分流及先導壓力卸荷技術該機上得到了成功的套用，它以卓越的性能、高作業效率、以及良好的外觀造型贏得了讚譽。
生產廠家
國內主要是榆次液壓集團有限公司、北京華德液壓集團有限公司、上海立新液壓件廠等。國外有美國Vickers、德國力士樂等廠家。
種類
卸荷溢流閥分為液控的、先導的、比例的、單向的、雙向的等等。
區別
前者是起：超過設定的壓力後，泄壓回油箱，保證壓力系統在設定壓力這一標準左右（恆定）。 後者是起：保證油路的動作或順序。區別大概是前者是調壓方面的閥（如減壓閥），後者是控制方向動作方面的閥（如單向閥等），性質是不同的。一般不可以互換，但加上一些條件（系統中增加甚至改變某些液壓元件），溢流閥可變通成順序閥（理論上可行），但不經濟，技術要求高。
