第六章液压控制阀及液压回路

淮北职业技术学院机电工程系

第六章液压控制阀及液压回路第六章液压控制阀及液压回路

第一节方向控制阀及方向控制回路

第二节压力控制阀及压力控制回路

第三节流量控制阀及流量控制回路

第四节容积调速回路及几种其它回路


第一节方向控制阀及方向控制回路第一节方向控制阀及方向控制回路

一、单向阀和液控单向阀一、单向阀和液控单向阀1 、单向阀单向阀只允许油液某一方向流动，而反向截止。这种阀也称为止回阀。对单向阀的主要性能要求是：油液通过时压力损失要小；反向截止密封性要好。其结构如图。压力油从P1 进入，克服弹簧力推动阀芯，使油路接通，压力油从 P2 流出；当压力油从反向进入时，油液压力和弹簧力将阀芯压紧在阀座上，油液不能通过。单向阀都采用图示的座阀式结构，这有利于保证良好的反向密封性能。

单向阀


22 、液控单向阀、液控单向阀

6-2 图液控单向阀 2- 3- 4-控制活塞推杆锥阀芯弹

簧

如图所示，液控单向阀下部有一控制油口 K ，当控制口不通压力油时，此阀的作用与单向阀相同；但当控制口通以压力油时，阀就保持开启状态，液流双向都能自由通过。图上半部与一般单向阀相同，下半部有一控活塞 1 ，控制油口 K 通以一定压力的压力油时，推动活塞 1 并通过推杆 2 使锥阀芯 3 抬起，阀就保持开启状态。


33 、双向液压锁、双向液压锁

2- 3-阀体控制活塞顶杆6-4 图双向液压锁结构原理

如图所示，使两个液控单向阀共用一个阀体 1和一个控制活塞 2，而顶杆 3分别置于控制活塞两端，这样就成为双向液压锁。当 P1 腔通压力油时，一方面油液通过左阀到 P2 腔，另一方面使右阀顶开，保持 P4 与 P3 腔畅通。同样当 P3 腔通压力油时一方面油液通过右阀到 P4 腔，另一方面使左阀顶开，保持 P2 与 P1 腔通畅。而当 P1 和 P2 腔都不通压力油时， P2 和P4 腔封闭，执行元件被双向锁住，故称为双向液压锁。


换向阀的基本作用可归结为：利用阀芯和阀体的相对运动使阀所控制的一些油口接通或断开。

对换向阀的主要能要求是：油路导通时，压力损失要小；油路断开时，泄漏量要小；阀芯换位，操纵力要小以及换向平稳等。

换向阀的用途什么广泛，种类也很多，可根据换向阀的结构、操纵、位置和通路数等分类。

二、二、换向阀换向阀


11 、滑阀式换向阀的换向原理和图形符号、滑阀式换向阀的换向原理和图形符号

6-5 图换向阀换向原理

滑阀式换向阀是靠阀芯在阀体内作轴向运动，而使相应的油路接通或断开的换向阀。其换向原理如下图所示。当阀芯处于左图位置时， P与 B,A与 T 相连，活塞向左运动；当阀芯向右移动处于右图位置时， P 与 A, B与 T相连，活塞向右运动。所以图示换向阀可用于使液压执行元件换向。


图形符号

二位四通

二位三通

二位二通

位和通

6-2 表常用换向阀的结构原理和图形符号

结构原理图

三位五通

三位四通

二位五通

位和通结构原理图图形符号

下表列出了几种常用换向阀的结构原理和图形符号。一个换向阀完整的图形符号速应表示出操纵、复位和定位方式等。


换向阀图形符号含义如下：（ 1）用方框表示阀的工作位置，有几个方框就表示几“位”。（ 2）方框内的箭头表示在这一位置上油路处于接通状态，但并不一定表示油流的实际流向；（ 3）方框内符号⊥或┰表示此油路被阀芯封闭 ;（ 4）一个方框的上边和下边与外部连接的接口数表示几“通”；（ 5）一般，阀与系统供油路连接的进油口用字母 P表示；阀与系统回油路连接的回油口用字母 T(或O）表示；而阀与执行元件连接的工作油口则用字母A、 B 等表示。有时在图形符号上还标出泄漏油口，用字母 L 表示。


22 、滑阀式换向阀的结构、滑阀式换向阀的结构

下图是三槽二台肩换向阀的换向原理。当换向阀芯处于左位时图 a， P 与 A 通 ,B 与 T 通；当阀芯处于右位时图 b， P 与 B 通， A 与 T 通。这种阀的长度较短，但回油压力直接作用于阀芯两端，对密封装置有较高的要求。


图为滑阀和阀芯的实际结构


33 、滑阀机能、滑阀机能

6-3 表四通滑阀中位机能

机能代号结构原理图结构原理图中位图形符号机能代号中位图形符号

多位阀处于不同位置时，其各油口连通情况不同，这种不同的连通方式体现了换向阀的各种控制机能，称为滑阀机能。下图是三位四通阀中位机能。

淮北职业技术学院机电工程系6-11 图阀芯上的径向力分析

滑阀式换向中，由于阀芯和阀体孔的几何形状误差和中心线不重和，进入滑阀配合间隙中的压力油将对阀芯产生不平衡的径向力，使阀芯紧贴在孔壁上，产生相当大的摩擦力，使滑阀卡住，这称为液压卡紧现象。下图表示阀芯上所受径向力的几种情况。图中 P1

为高压侧压力， P2 为低压侧压力。

44 、液压卡紧现象、液压卡紧现象


图中（ a ）的阀芯带有锥度，间隙小的一端在高压侧（称倒锥）。如果阀芯不带锥度，那么在缝隙中沿 x 向的压力分布为直线，如图中 P1 与 P2 间的点画线所示。现在阀芯带锥度，高压侧的缝隙小，因此压力沿 x 向先急剧下降后变缓，压力分布为凹形，如图（ a ）中的曲线 a 和 b所示。又因阀芯下部缝隙较大，其压力分布曲线凹度较上部缝隙小。这样阀芯就受到一个不平衡的径向液压力，如图中阴影部分所示，方向使偏心加大。图（ b ）所示间隙小的一端在低压侧（称顺锥），这时阀芯如有偏心，也将产生径向不平衡液压力，但此力力图减少偏心量，有自动定心作用。图（ c ）所示为阀芯和阀体中心线不平行情况。从图中分析可看出，这种情况下的径向不平衡液压力最大。


6-12 图阀芯倾斜时开环形槽的效果

开环形槽的效果开有开有均压槽的部位，四周都有相等或接近相等的压力均压槽的部位，四周都有相等或接近相等的压力油，可显著减少液压卡紧力。阀芯倾斜时开环槽油，可显著减少液压卡紧力。阀芯倾斜时开环槽的效果可从下图看出：的效果可从下图看出：


手动换向阀

液动换向阀电液动换向阀

二位二通电磁阀

干式和湿式电磁铁

55 、操纵方、操纵方式式

电磁换向阀机动换向阀

交流和直流电磁铁三位四通电磁阀


（１）手动换向阀（１）手动换向阀下图是弹簧自动复位式三位四通手动换向阀。推动手柄向右，阀芯向左移动至左位，此时 P与 A 相通；推动手柄向左，阀芯处于右位，液流换向。该阀适于动作频繁、工作持续时间短的场合，操作比较完全，常应用于工程机械。


（２）　机动换向阀（２）　机动换向阀

　　机动换向阀又称行程换向阀。它依靠行程挡块推动阀芯实现转向。机动阀动作可靠，改变挡块斜面角度便可改变换向时阀芯的移动速度，因而可以调节换向过程的快慢。右图是二位三通机动换向阀。在常态位， P与 A 相通；当行程挡快 5 压下机动阀滚轮 4 时， P与 B 相通。它经常应用于机床液压系统的速度换接回路中。

2- 3- 4- 弹簧阀芯阀体滚轮5-行程挡块


（３）　电磁换向阀（３）　电磁换向阀

二位二通换向阀

电磁阀借助于电磁铁吸力推动阀芯动作。其操纵方便，布置灵活，易于实现动作转换的自动化。但其吸力有限，不能用来直接操纵大规格的阀。

( ) ( )二位二通电磁阀

下图是二位二通阀的图形符号。如果常态时 P 与 A 断开，称这种阀具有常闭 (O 型 )机能，见图 A。反之，常态时 P 与 A 相通，称这种阀具有常开 (H 型 )机能，见图 B 。


电磁铁行程

向

阀芯弹簧阀体推杆密封电磁铁手动推杆

下图是二位二通电磁阀结构图。常态时 P 与 A 不通。通电时，电磁铁 6通过推杆 4克服弹簧 2的预紧力，推动阀芯 1，使阀芯 1换位， P 与 A 接通。电磁铁顶部的手动推杆 7是为检查电磁铁是否动作以及在电气发生故障时实现手动操纵而设置的。


三位四通电磁阀

三位四通电磁阀结构如图所示。阀两端有两根对中弹簧 4 和两个定位套 3 使阀芯 2 在常态时处于中位。在右端电磁铁通电吸合时，衔铁 9 通过推杆 6 将芯推到左端；反之左端电磁铁通电吸合时，阀芯被推到右端。在图中滑阀为三槽二台肩式，阀芯两端是和回油腔 T 连通的。

三位四通电磁阀阀体阀芯定位套对中弹簧挡圈推杆环

线圈衔铁导套插头组件


交流和直流电磁铁

根据电磁铁所用电源不同可分为交流电磁铁和直流电磁铁两种。交流电磁铁的优点是电源简单方便，启动力大。缺点是启动电流大，在阀芯被卡住时会使电磁铁线圈烧毁。交流电磁铁动作快，换向冲击大，换向频率不能太高。直流电磁铁不论吸合与否，其电流基本不变，因此不会因阀被卡住而烧毁电磁铁线圈，工作可靠性好，换向冲击力也小。换向频率较高。但需要有直流电源。


干式和湿式电磁铁

按照电磁铁的衔铁是否浸在油里，电磁铁又分为干式和湿式两种。干式电磁铁不允许油液进入电磁铁内部，因此推动阀芯推杆处要有可靠的密封，密封处摩擦阻力较大，影响换向可靠性，也易产生泄漏。湿式电磁铁中具有非导磁材料制成的导套 , 油液被封在导套内。在线圈作用下，衔铁在导套内移动。所以，电磁阀的相对运动部件之间就不需要设置密封装置，减少了阀芯运动阻力，提高了滑阀转向可靠性，并且没有外泄漏。另外 , 套内的油液对衔铁的运动产生阻尼作用 , 有利于减少换向冲击和噪声。湿式电磁铁的结构见下图。


湿式电磁铁的结构

三位四通电磁阀阀体阀芯定位套对中弹簧挡圈推杆环

线圈衔铁导套插头组件


（（ 44 ）液动换向阀）液动换向阀液动换向阀利用控制油路的压力油来推动阀芯实现换向，因此它适用于较大流量的阀。下图是三位四通液动换向阀的结构原理图。当控制油口K1、 K2 不通压力油时，阀芯在对中弹簧作用下处于中位。当 K1 通压力油、 K2 回油时，阀芯右移， P与 A 通、 B与 T 通；当 K1 通压力油、 K2 回油时，阀芯左移 ( 如图中所示 ) 。


可调式液动换向阀可调式液动换向阀在液动阀的控制回路上往往装有可调的单向节流阀（称阻尼器），以便分别调节换向阀芯在两个方向上的运动速度，改善换向性能。阻尼器可和液动阀连成一体，也可有独立的阀体。带有阻尼器的液动换向阀称为可调式液动换向阀。其符号见下图。


（（ 55 ）电液动换向阀）电液动换向阀由于电磁阀吸力有限，电磁阀不能做成大规格。大规格时都做成电液动换向阀。它由大规格带阻尼器的液动换向阀和小规格电磁换向阀组合而成。其中电磁阀时是先导阀，液动阀是主阀。电液换向阀结构见图。

、对中弹簧阀芯


6-20 图电液动换向阀

下左图为电液换向阀的图形符号，右图为其简化图形符号。当先导电磁阀的电磁铁 1DT和 2DT都断电时，电磁处于中位，控制压力油进油口 P’关闭，主阀芯在对中弹簧作用下处于中位，主油路进油口 P 也关闭。当 1DT通电，电磁阀处于左位，控制压力油经 P’A’ 单向阀主阀芯左端油腔，而回油从主阀芯右端油腔节流阀 B’T’ 油箱。于是主阀切换到左位 ,主油路 P 与 B 通、 A 与 T 通。当 2DT通电、 1DT断电时，则有 P 与 A 通、 B 与 T 通。


下图所示也是一种电液换向阀，不过这种阀不是为了解决大规格问题，而是为了减小控制功率而设计的，称为低功率电磁阀。图中主阀两端面与 T’相通，在对中弹簧作用下，主阀处于中位。当左端电磁铁吸合时，通过推杆 2使先导阀芯 5向右运动，主阀左端面 A’与 P’相通，主阀被推向右端，实现了换位。同样，当右端电磁铁吸合时，主阀被推至左端。

10- 11- 主阀体主阀体 - 控制压力进油口 -控制压力油回油口


（（ 11 ）转阀式换向阀）转阀式换向阀

66 、其他结构形式的换向阀、其他结构形式的换向阀

在转阀中，阀芯相对于阀体作旋转运动以实现油路换向，一般采用手动或机动操纵。三位四通转阀结构原理如图所示。进油口 P 始终与阀芯 1 上的环形槽 c 和轴向槽b、 d 相通。回油口 T与阀芯 1 上的环形槽 a 和轴向槽e、 f 相通。在图示位置（ D-D剖

面）用手柄 2 使阀芯

旋转 90 。时， P 与 B 通

， A 与 T 通，油路换向。

阀芯操纵手柄拨爪


图示为座阀式二位三通电磁阀换向阀的结构原理图。在图示状态，压力油 P 一方面作用在球阀 1 的左边，另一方面作用在球阀的右边，以保证球阀两边受力平衡。在常态时，球阀 1压在左阀座 3上，此时 P 与 A 通， A 与 T切断。电磁铁通电时，衔接推杠杆 5，推动杆 6，使球阀 1 压向右阀座上。于是油路切换， P 与 A 切断， A 与 T 接通。

（（ 22 ）座阀式换向阀）座阀式换向阀（球阀式换向阀）


66、多路换向阀、多路换向阀目前实际上应用的多路阀型式很多，可以分为以下几种：

（ 1） . 按阀体的外形，分为整体式和分片式。

整体式的结构紧凑、重量轻、压力损失也较小。缺点是不同机械的多路阀难于通用；加工时只要有一个阀孔不合格既全体报废；整体式的阀体一般是铸造的，工艺比单片复杂。

分片式的可以用很少几种单元阀体组合多种不同的多路阀以适应各种机械的需要，因此增大了它的使用范围。这类阀的缺点是加大了体积和重量，各片之间要有密封。


（ 2） . 按各联换向阀均处于中立位置时的回油方式有图示两种：图 a 中的压力油经各联换向阀中专门的通道回路，换向时阀杆将此油路截死。图 b 中的压力油是通过卸荷阀 A 卸荷的。


并联从进油口来的油可直接通到所有换向阀的进油腔，而各换向阀的回油都可直接通到回油口。若采用这种连接方式，当各换向阀同时操作时，压力油总是首先进入阻力较小的油缸中去，因而很难实现外负荷不相同的液压执行件同时动作。

6-25a 图换向阀并联

（ 3）按换向阀油路连接方式可分为：


串联

6-25b 图换向阀串联连接

图为串联连接。即前一片换向阀的回油口与后一片的进油口相同，如果后一联不工作，通过其中立位置回油道通往总回油口。这类结构的多路阀可以使几个工作机构同时工作，回油泵的油压等于所有正在工作的液动机的压差之和。串联回路的多路阀的压力损失一般总要大一些。


串并联

6-25c 图换向阀的串并联油路

图为串并联回路，每一换向阀的进油腔与前一联的中立位置回油道相连，而个联的回油腔同时直接与总回油口连接，即各联阀的进油是串联的，回油是并联的。采用这种连接方式，当有一联换向时，其后各联换向控制的液动机就不能动作，因而这种连接方式也叫单动顺序油路。


11 、启停回路、启停回路

使执行元件停止运动主要由以下几种方法：（ 1）切断油路

6-26 图启停回路

至系统

如图 ,用一个二位二通电磁阀来切断压力油源 ,使得执行元件停止运动。实际上，切断执行元件的回油路也可达到使停止运动的目的，但这会使执行元件和有关回路中，要求二位二通阀能通过全部流量，故一般适用于小流量系统。

三、三、方向控制回路方向控制回路


（ 2）油泵卸荷油泵卸荷 ,油液没有压力 ,执行元件当然停止运动 .用卸荷使执行元件停止运动 ,可避免压力油经溢流阀回油引起的能量损失 .中位机能为型的三位四通阀在中位时可引起卸荷作用 .

（ 3）准确停车

在机床液压系统中 ,有时要求执行元件有准确的停止位置 ,一般可采用死挡铁限位的方法达到这一要求 .


22 、换向回路、换向回路

（ 1）电磁阀换向回路

用二位 (或三位 )四通 (或五通 )电磁阀换向最为方便 .但电磁阀换向动作快 ,换向有冲击 .另外 , 交流电磁阀一般不宜作频繁的切换 .采用电液阀转向时 , 虽然其中液动阀的移动速度可调节 ,换向冲击较小 ,但仍不能解决频繁切换问题 .


（ 2）机 -液换向阀换向回路

采用机动阀换向时可靠性好 ,但机动阀必须配置在执行元件的附近，不如电磁阀灵活。另外 ,其换向性能也不够完善。图为时间控制式机 -液换向回路。它由执行元件带动的工作台上的撞块拨动机动先导阀，机动阀使控制油路换向，进而使液动主阀换位，执行元件反向运动。


上述换向回路有以下缺点：一旦将节流阀 11或 12调好后，制动的时间就不能再变化，要是执行元件速度较高，其冲击量就大；执行元件速度较低时，冲出量就小换向精度不高。为解决此问题，可按下图改进回路。在图中，主油路回油时需要先通过先导阀中部锥面与阀体沉割槽所行成的开口，然后回油。


（ 3 ）其它换向回路

单作用液压缸可用一个二位三通阀来实现换向 ,如图所示。在采用双向变量泵的容积调速回路中，可直接改变泵的液流方向来使执行元件换向。

6-29 图弹簧回程的换向回路


（ 1）采用单向阀的锁紧回路 33 、锁紧回路、锁紧回路

如图所示状态 ,活塞只能向左运动 ,向右则由单阀锁紧。当电磁阀切换后，活塞向右运动，向左则锁紧。当活塞运动到液压缸终端时则能双向锁紧。这里，油泵出口处的单向阀在泵停止运转时还有防止空气渗入液压体统的作用，并可防止执行元件和管路等处的冲击压力影响液压泵。

紧回路


（ 2）液控单向阀锁紧回路

图示为采用液控单向阀的锁紧回路。当有压力油进入时，回油路的单向阀被打开，单向阀不妨碍压力油进入液压缸。但当三位四通阀处于中位或泵停止供油时，两个液控单向阀把液压缸内的液体密闭在里面，使液压缸锁住。这种回路主要用于汽车起重机的支腿油路中 ,也用于煤矿采掘机械液压支架的锁紧回路中。阀锁紧回路


（ 3）换向阀锁紧回路图示为换向阀锁紧回路它利用三位阀的 M型中位机能能封闭液压缸两腔，使活塞能在其行程的任意位置上锁紧。由于滑阀式换向阀不可避免的存在泄露 ,这种锁紧回路能保持执行元件锁紧时间不长。

6-32 图换向阀锁紧回路


溢流阀主要作用有两个：一是定量泵节流调节系统中，用来保持液压泵出口压力恒定，并将液压泵多余的油液溢流回油箱。这时溢流阀起定压溢流作用；二是在系统中起安全作用。

第二节压力控制阀及压力控制回路第二节压力控制阀及压力控制回路

一、溢流阀和调压阀一、溢流阀和调压阀

11 、溢流阀的结构和工作原理、溢流阀的结构和工作原理根据结构不同，溢流阀可分为

直动式和先导式两类。

（ 1）直动式溢流阀直动式溢流阀按其阀芯形式不同可分为球阀式、锥阀式、滑阀式等。现以力士乐DBD直动式溢流阀来说明直动式溢流阀的结构和工作原理。其结构如图。


图为溢流阀实物


溢流阀的开启压力为 PR ，即 Pk

. A=PR=KX0 或 Pk=KX0/A 当阀芯处于某一位置时，阀芯的受力平衡为： P .A=K(X0+x) 式中： x 为弹簧附加压缩量。由上式可知，当阀芯处于不同位置时，溢流压力是变化的。然而由于弹簧的附加压缩量 x 相对于预压缩量 x0 来说是较小的，所以可认为溢流压力 P基本保持恒定，这就是溢流阀起定压溢流作用的工作原理。直动式溢流阀是利用阀芯上端的弹簧力直接与下端面的液压力相平衡来控制溢流压力的。一般直动式阀只做成低压、流量不大的溢流阀。


（ 2）先导式溢流阀

先导式溢流阀由主阀和先导阀两部分组成。先导阀的结构原理与直动式溢流阀相同，但一般采用锥形坐阀式结构。主阀可分为：滑阀式 ( 一级同心 ) 结构、二级同心结构和三级同心结构。图为一级同心溢流阀的工作原理图。


现在来研究主阀芯处于某一平衡位置时的状态。忽略阀芯自重和摩擦力 ,主阀受力平衡为 :

PA=P1A+Fa=P1A+K(x0+x) 或 P=P1+K(x0+x)/A

式中： P-溢流阀所控制的主阀下腔压力 , 即进油口压力 ; P1- 主阀芯上腔的压力 ; A-主阀芯上端面面积 ; K-主阀芯平衡弹簧的刚度 ; x0- 平衡弹簧的预压缩量 ; x-主阀开启后 ,平衡弹簧增加的压缩量 ; Fa- 平衡弹簧对主阀芯的作用力 . 由上式可知 ,先导式溢流阀所控制的压力由 P1 和 Fa/A两项组成。由于有主阀上腔 P1 的存在。即使被控压力 P 较大 ,主阀上平衡弹簧力也只需很小 ,只要能克服摩擦力使主阀芯复位即可。


图示为二级同心式高压溢流阀的结构原理图 .该阀由先导阀和主阀两部分组成。其主阀芯导向面和锥面与阀套配合良好，两处同心度要求较高，二级同心由此得名 .当系统压力低于调压弹簧调定值时，主阀芯下压在阀座上，进油口和溢流口不通。当系统压力超过调压弹簧的调定值时，先导阀打开，油液回油腔。这样，主阀芯向上抬起，使 P 腔和 O 腔接通，压力油从 P 腔溢流至 O 腔。阻尼孔对阀芯的运动产生阻尼，以提高溢流阀工作的稳定性。这种阀的密封性好 ,通油能力大 ,压力损失小 ,结构紧凑。

1- 2 3 4- 5- 6- 7- 主阀芯、、节流孔先导阀座先导阀体先导阀芯8 9- 10-调压弹簧软弹簧阀体


22 、溢流阀的主要性能、溢流阀的主要性能（ 1）压力 -流量特性

当溢流量变化时 ,阀口开度也相应地变化 ,其溢流压力也有所变化 ,这就是溢流阀的压力 -流量特性 .图示为直动式溢流阀的两个工作位置 .a 图为关闭状态 ,b 图为开启状态 .

弹簧压缩量 x0 弹簧压缩量 x0+x


当系统压力 Pk 为时 , 液压力与弹簧预紧力相平衡 , 阀口处于将开的临界状态。此时 , 阀芯的受力平衡方程为 : Pk

.d2/4=KX0

式中： Pk— 开启压力； d— 滑阀直径； k— 弹簧刚度； x0— 弹簧顶压缩量。当油压增加到 P 时，阀口开度为 x ，阀芯的受力平衡方程为： Pk

. d2/4=K(x0+x) 两式相减得 x= (d2/4K)(p-pk) 通过阀口的流量可按薄壁小孔流量公式计算：即 Q=Cq

.a.(2/)1/2p=Cq. dx(2/)1/2p

将两式整理得： Q=(Cq 2d3/4K)(2/)1/2(p3/2-pk.p1/2)

上式即为溢流阀的压力—流量特性方程，相应的特性曲线如下图所示。

7-7 图溢流阀的压力流量特性曲线


从上式可以得到以下几点结论：

A.不同的开启压力 pk 对应不同的曲线。 Pk 的大小可用改变弹簧的预压缩量 x0来调节；

B.当开启压力 pk 一定时，溢流压力随溢流量的增加而增加。当溢流量达到阀的额定流量 QT时，与此相对应的压力值称为溢流阀的全流量溢流压力 PT。从上式看出，弹簧刚度 K越小，曲线就越陡，溢流量变化所引起的压力变化量就越小，定压性能就好。反之，调压性能就差。常用调压偏差 (Pk- Pk) 和开启比 Pk/PT来衡量定压性能的好坏。调压偏差越小则该阀的定压性能越好。且进一步开启比来衡量定压性能的优劣，其值越高越好。


先导式直动式

—直动式和先导式溢流阀压力流量特性比较

溢流阀的结构不同 , 其定压性能也不同 . 下图分别画出了调定压力压力相同的直动式和先导式溢流阀的曲线 , 以便比较。由图可以看出先导式溢流阀的定压性能优于直动式溢流阀。


以上的分析忽略了阀芯移动时摩擦力的影响，如果考虑摩擦力，则当阀闭合到开启时，阀芯的受力平衡方程式为： P’k

. d2/4=KX0+Ff 因此 P’k=4(KX0+Ff)/ d2

而当阀由开启到闭和时，阀芯的受力平衡方程式为 P”k

. d2/4=KX0-Ff

即 P”k=4(KX0-Ff)/d2

从上两式可看出，由于存在摩擦阻力，溢流阀的开启压力和闭合压力不等。闭合压力小于开启压力，且开启过程与闭和过程的压力—流量曲线不重合，见下图。图中虚线 2 为无摩擦阻力时的理想曲线，由于要克服摩擦阻力 Ff，实际压力损失须大于 Pk并升高到P’k后阀才开启。当溢流量增加，压力沿曲线 1 上升。溢流量为 QT时，压力为 P’T。同样要等压力降低到 P”T时，压力沿曲线3 下降。完全闭和时压力为

P”k 。 7-9 图溢流阀启闭特性


(2)压力稳定性溢流阀工作压力稳定性有两种涵义。一是指阀的调整装置保持不变的情况下，调整压力的变动值。另一种涵义是指溢流阀工作时系统压力的波动或振摆值，它和泵源的流量脉动以及阀和管路的动态特性有关，是一种综合的指标。(3)压力损失当调压弹簧全部放松，阀通过额定流量时，进油腔压力与回油腔压力的差值为阀的压力损失。它主要和阀中主油路的阻尼有关，但在测试先导式溢流阀的压力损失时，还受平衡弹簧预紧力的影响。(4) 卸荷压力将先导式溢流阀的远程控制口直接油箱，当阀通过额定流量时，阀的进油腔压力和回油腔压力的差值称为卸荷压力。显

然，它和通道阻力和平衡弹簧预紧力有关。


(1)作溢流阀用

在采用定量泵节流调速中，调节节流阀的开口大小可调节进入执行元件的流量，而定量泵多余的油液则从溢流阀溢回油箱。在工作过程中阀是常开的，液压泵的工作压力决定于溢流阀的调整压力且基本保持恒定。见图。

33 、溢流阀的应用和调压回、溢流阀的应用和调压回路路

(2)作安全阀用此时阀是常闭的。只有当系统压力超过溢流阀调整压力时，阀才打开，油液经阀流回油箱，系统压力不再增高，因而可以防止系统过载，起安全作用。见图。

7-11 图溢流阀在容积调整系统中起限压安全作用


(3)作背压阀用

7-12 图溢流阀作背压阀用

将溢流阀装在回油路上，调节溢流阀的调压弹簧即能调节背压力的大小。见下图。

(4) 远程调压回路将先导式溢流阀的远程控制口K 接远程调压阀进油口，而远程调压阀出油口接油箱，即构成了远程调压回路。见右图。远程调压阀结构见左图，其结构类似溢流阀中的先导阀。调节远程调压阀的调压弹簧即可实现远程调压。

至系统

远程调压阀


(5)二级调压回路

7-15 图二级调压回路

低压


远程调压阀

下图所示为二级调压回路的一例。活塞下降为工作行程，高压溢流阀 4 限制系统最高压力。活塞上升为非工作行程，低压溢流阀 3的调节压力只需克服运动部件自重和摩擦阻力即可。此回路常用于压力机的液压系统中。图 7-16 为二级调压回路另一例。活塞下降压力由高压溢流阀 3 调节。活塞上升系统压力由远程调压阀 5 调节。


二、二、减压阀和减压回路减压阀和减压回路11 、减压阀的结构和工作原理、减压阀的结构和工作原理减压阀是一种利用液流流过隙缝产生压降的原理，使出口压力低于进口压力的压力控制阀。减压阀又可分为定压减压阀、定比减压阀和定差减压阀三种。其中定压减压阀应用最广，简称为减压阀。减压阀也分为直动式和先导式两种。图为先导式减压阀工作原理图。它分为两部分，由先导阀调压，主阀减压。压力油从进油口流入，再从出油口流出。出油口的压力低于进油口。


主阀芯上力平衡方程式为： P2

.A=P3A+Fa=P3A+K(x0+x) 既 P2=P3+K(x0+x)/A式中： A—主阀芯受力面积； P3—主阀芯上腔的压力，调压弹簧一旦调定后，基本为一定值； x0 —主阀弹簧的预压缩量； x —主阀上升后弹簧增加的压缩量； K —主阀弹簧刚度。由于主阀弹簧只需克服阀芯运动是的摩擦力，弹簧预紧力小，且其刚度也较小，而设计时x0>>x ，故上式可近似表达为： P2=P3+KX0/A= 常数


图示为一级同心式减压阀的结构和图形符号。与一级同心式溢流阀相比，结构非常相似，但两者的阀芯形状及油口连通情况有明显的差别。其区别为：在原始状态时，溢流阀的进出油口完全不通，而减压阀进出油口是通畅的；进出油口位置两者恰好相反；溢流阀利用进油口压力来控制阀芯移动，保持进口压力恒定，而减压阀则利用出口压力来控制阀芯移动，保持出口压力恒定；溢流阀调压弹簧腔的内部通道通出油口，而减压阀调压弹簧腔的油液单独接油箱。


下图表示了高压减压阀结构。其原理与一级同心式减压阀基本相同。


22 、减压回路、减压回路

7-21 图减压回路

至主油路

在夹紧系统、控制系统和润滑系统中常需要减压回路。图为常见的一种减压回路。液压泵排出油液的最大压力由溢流阀根据主系统的需要来调节。当液压缸A需要得到比泵的供油压力低的压力时，可在油路中串联一减压阀，减压阀可保持减压后压力恒定，但至少应比溢流阀调定压力低 0.5MPa 。当执行元件的速度需要调节时，节流元件应装在减压阀的出口。


至主油路


下图为二级调压回路，将减压阀的远程控制口通过二位二通电磁阀与远程调压相连便可获得两种预调的压力。


在图示的操纵回路中，液压操纵泵 2 的控制油进入减压阀式先导操纵阀 3,然后扳动该阀操作手柄就可以时主回路中液动换向阀 4 换向，从而使液压阀工作。其中具有两个小阀的先导阀组，由手柄操纵。手柄绕球铰可以把操纵力作用在任何一个小阀上，由于每个小阀控制一个单向动作，因此这种阀可以操纵主回路的主换向回路之间左右换向动作。液压主泵液压操纵泵

4- 5主换向阀－液压马达


1- 2- 3-回位弹簧阀芯接控制泵来油口接油箱口调压弹簧转盘球绞操纵受柄螺母调整螺钉

图为减压阀式先导操纵阀的结构。当扳动手柄时，推杆 9 、调压弹簧 10 和阀芯 13 向下移动，下移一段距离后，阀芯 13 上的开口对着 p口，使液压操纵泵输出的液压油减压成PA 后再经 A口流至换向阀液动控制端面，推动主换向阀工作，从而实现对液压马达的正、反旋转调速操纵。


顺序阀是以压力为控制信号，在一定的控制压力作用下能自动接通或断开某一油路的压力阀。

根据控制方式的不同可分为两类：一是直接利用阀进油口的压力来控制阀口启闭的内控顺序阀，简称顺序阀 ;二是独立于阀进口的外来压力控制阀口启闭的外控顺序阀，亦称顺序阀。按结构不同可分为直动式和先导式顺序阀两类。

三、三、顺序阀顺序阀

11 、顺序阀的结构和原理、顺序阀的结构和原理如图所示，上图为直动式顺序阀，下图为先导式顺序阀。从图中可看出他们跟溢流阀很相似。其主要差别在于溢流阀的出油口接油箱，而顺序阀的出油口与系统其它油路相连，因此它的泄油口要单独接油箱，另外顺序阀有很好的密封性能，因此阀芯和阀体间的封油长度较长。


先导式顺序阀

直动式顺序阀

下图为单向顺序阀的结构原理图和图形符号。它由顺序阀和单向阀并联而成 .当油液从 P1口进入时 ,单向阀关闭 ;进油口压力超过调压弹簧的调定值时 , 顺序阀打开 ,油液从 P2流出。当油液从 P2口进入时，油液经单向阀从 P1口流出。

7-26 图单向顺序阀


图中为液控顺序阀的结构，它和顺序阀的主要差别在于阀芯是实心的，从 P1口进入的压力油不能进入滑阀底部，滑阀底部的控制压力油由控制口 K引入。当控制油压超过弹簧的调定压力时阀口打开， P1口和 P2口接通。阀口的开启和闭合与阀主油路进油口压力无关，而决定于控制口 K引入的控制油压的高低。


1 、用来使两个或两个以上执行元件按一定的顺序动作。如图所示为一定位夹紧回路，要求先定位后夹紧。如图示液压泵供油，一路至主系统，另一路经减压阀、单向阀、换向阀至定位缸的上腔，推动活塞下行进行定位。定位后缸的活塞停止运动，顺序阀打开，压力油进入夹紧液压缸的上腔，推动活塞下行，进行夹紧。

7-28 图定位夹紧顺序动作回路

定位缸

夹紧缸

至主油路

22 、顺序阀的应用、顺序阀的应用

2 、作背压阀用3、单向顺序阀可作为平衡阀用，以防止垂直运动部件在泵不工作时，因自重下滑。4、液控顺序阀可作卸荷阀用


5 、保证油路的最低压力如图所示，当液压缸 I 的活塞开始上升后，在压力超过顺序阀 A 的调整压力时液压缸 II才动作；这样在液压缸 II动作时，不致因压力过低，而使液压缸 I 的活塞在自重作用下下落。

7-29 图顺序阀保证油路的最低压力


四、四、压力继电器压力继电器压力继电器是将液压系统中的压力信号转换为电信号的转换装置。它的作用是，根据液压系统压力的变化，通过压力继电器内的微动开关，自动接通或切断有关电路，以实现顺序动作或安全保护等。11 、压力继电器结构和原理、压力继电器结构和原理

右图为薄膜式压力继电器结构。其工作原理是控制油口 K 接到需要取得液压信号的油路上，而后压力油使柱塞 3 上升，使得两边弹簧座与外套筒台肩相碰；同时钢球水平移动使杠杆绕轴转动，杠杆另一端压下微动开关的触头，发出电信号。 1- 2- 3- 4- 5- 6- 7- 8- 杠杆薄膜柱塞钢球弹簧钢球螺钉钢珠

9- 10- 11- 12- 13- 14- 15-弹簧座弹簧螺钉支点螺钉微动开关垫圈


22 、压力继电器的应用举例、压力继电器的应用举例

7-31 图压力继电器的应用

压力继电器按左图的接法安装在节流阀和液压缸之间，称为升压发信。按右图安装在回油路上，位于液压缸和节流阀之间，称为零压发信。


五、五、平衡回路平衡回路为了防止立式液压缸及其联在一起的工作部件因自重而下滑，常采用平衡回路。

11 、用单向顺序阀的平衡回路、用单向顺序阀的平衡回路图中是用单向顺序阀组成的平衡回路。单向顺序阀的调定压力应调整到能平衡运动部件自重为度。理论应力 P=W/A 式中： P— 顺序阀的调定压力； W— 运动部件的总重量； A— 液压缸回油腔有效面积。由于顺序阀的存在，运动部件不会因自重而下滑。只有当电磁铁 1DT 通电时，液压力使缸下腔的压力超过顺序阀的调定压力，活塞才向下运动。 7-32 图用单向顺序阀的平衡回路


如图所示 , 在单向顺序阀和液压缸之间增加一液控单向阀 .因液控单向阀关闭时密性好 , 所以在三位四通电磁换向阀处于执行元件停止运动的状态下 , 可以防止运动部件因顺序阀泄漏而缓慢下滑。


22 、用液控顺序阀的平衡回路、用液控顺序阀的平衡回路

7-33 图用液控顺序阀的平衡回路

右图是采用液控顺序阀的起重平衡回路。此回路适用于在平衡重量有变化的情况。当换向阀切换至右位时，液压缸举起重物。当换向阀切换至左位时，活塞下行放下重物。将换向阀切换至中位，活塞停止运动。这一回路的特点是液控顺序阀的启闭取决于控制口的油压，而与负载大小无关。


但上图的平衡回路是不完善的。当压力油使液控顺序阀打开，活塞开始向下运动时，液压缸上腔的压力将迅速降低，这可能导致液控顺序阀关闭，活塞停止运动。紧接着压力升高，液控顺序阀又打开，活塞又开始运动。所以活塞继续下降，产生所谓“点头”现象。为了解决这一问题，可在控制油路中装一节流阀，使液控顺序阀的启闭动作减慢。如图所示


六、六、卸荷回路卸荷回路工程机械在工作循环中为保持大量作用力，会造成功率损失和油液发热。为减少损失，应使泵在空载的工况下运动，这种工况称为卸荷。在实际系统中卸荷有两种方法：一种是使泵的输出直接回油箱，泵在压力为零的情况下工作，称为流量卸荷；另一种是使泵的流量为零而压力仍然维持原来情况，称为流量卸荷。以下介绍几种典型的卸荷回路。

11 、执行元件不需要保压的卸荷回路、执行元件不需要保压的卸荷回路（ 1）用三位换向阀卸菏的回路

当滑阀中位机能为“ H” ”、 K”、或” M”型的三位换向阀处于中位时，泵输出的油液直接回油箱。如图所示。这种方法比较简单，但不适用于一泵驱动两个或两个以上执行元件的系统。

7-34 图用电磁换向阀的卸荷回路


7-35 图用电液换向阀的卸荷回路

当流量较大时，可采用电液换向阀，如图所示。图中采用内控内回油的电液换向阀，为提供控制油压，在回油路上增加一个调整压力0.3~0.5MPa 的背压阀。这可使卸荷压力相应增加。

（ 2）用二位二通阀卸荷的回路

如图所示，图中专门增加了一个二位二通电磁阀使泵卸荷。二位二通电磁阀流量必须与泵的流量相适应。

7-36 图用二位二通阀的卸荷回路

到系统


（ 3）用先导式溢流阀卸荷回路

7-37 图用先导式溢流阀的卸荷回路

到系统

如图所示，先导式溢流阀的远程控制口可通过二位二通电磁换向阀与油箱相通。当二位二通阀电磁铁通电时，溢流阀远程控制口通油箱，这时溢流阀主阀全部打开，泵排出油液全部回油箱，液压泵卸荷。这一回路中二位二通阀只通过很少的流量，因此可以用小流量规格。在是产品中，可将小规格的电磁阀换向阀和先导式溢流阀组合一起，这种组合阀称为电磁溢流阀。


（ 1）用蓄能器保压

7-38 图用蓄能器保压的回路

到系统

22 、执行元件需要保压的卸荷回路、执行元件需要保压的卸荷回路

如图所示，液压泵向系统及蓄能器供油。当压力达到压力继电器调定压力时，压力继电器发出信号，使二位二通电磁换向阀的电磁铁通电，液压泵卸荷，由蓄能器保持系统的压力。保证时间决定于系统的泄露、蓄能器的容量和压力继电器的返回区间等。


（ 2）用限压式变量泵保压的卸荷回路

如图所示。当活塞移动到终点停止运动后，泵压升高到最大值，此时泵的供油量减小到只需补偿本身的泄漏量和阀泄漏量之和，泵的供油量小，而执行元件仍由泵保持一定的压力，泵消耗的功率很小。从原理上讲这种卸荷方式性能比较理想，但泵本身需有较高的效率，否则泵即使处于卸荷状态，其消耗功率还是比较可观的。


第三节第三节流量控制阀及节流调速回路流量控制阀及节流调速回路

调速方法可分以下几种：

1、节流调速：即用定量泵供油，采用节流元件调节输入执行元件的流量 Q 来实现调速；

2、容积调速：即改变变量泵的供油量 Q 和改变变量液压马达的排量 qm来实现调速；

3、容积节流调速：用自动改变流量的变量泵节流元件联合进行调速。


一、一、节流阀节流阀　流量控制阀包括节流阀、调速阀和溢流节流阀等，其中以节流阀最为简单。1 、节流阀的作用

节流阀是借助改变阀口通流面积或通道长度来改变阻力的可变液阻。

在液压回路中，液阻对通过的流量起限制作用，因此节流阀可以调速。如图所示 ,将节流阀串联在液压泵与执行元件之间 , 同时在节流阀与液压泵之间并联一个溢流阀 . 调节节流阀 ,可使进入液压缸的流量改变 .由于系统中采用定量泵供油，多余的油从溢流阀溢出。这样节流阀就能达到调节液压缸速度的目的。 8-1 图节流调速原理


（ 1 ）节流阀的节流口有三种形式：薄壁小孔、细长小孔和厚壁小孔。他们的流量特性各不相同。

薄壁小孔的特性方程为：　

Q=Cqa(2P/)1/2=K.a(P)1/2

式中： K=Cq(2/)1/2. 细长小孔的流量特性方程为：

Q=d4P/128l=K.aP

式中： K=d2/32l; a=d2/4. 厚壁小孔的流量特性方程为 :

Q=K.apm

式中： k- 系数； p- 小孔两端压差

a- 小孔截面积 ; ；m-指数。

2 、节流阀的特性


（ 2）流量稳定性压差对流量的影响

当节流阀两端压差 p 改变时，通过它的流量也要发生变化。三种结构形式的节流口中，通过薄壁小孔的流量受到压差改变的影响最小，见下图。

8-2 图压差与通过流量的关系

温度对流量的影响

温度对薄壁小孔的流量没有影响。至于细长小孔，通过它的流量受粘度的影响，而油液粘度对温度很敏感。因此，通过细长小孔的流量对温度变化很敏感。

最小稳定流量

为了得到小流量，节流阀需要在小开口条件下工作。实验表明：虽然节流阀的前后压差、开口和油液的粘度均保持不变，但在小开口时，通过节流阀的流量会出现时大时小的周期性脉动现象。开口越小，脉动现象越严重，最后甚至断流。这种现象称为节流阀的堵塞。


3 、节流口的形式和节流阀的典型结构图中为针阀式节流元件。当针阀阀芯作轴向移动时，即可改变环形节流口的通流面积。其优点是结构简单、制造容易。但节流通道较长，水力直径小，易堵塞，温度变化对流量稳定性影响较大 .一般用于对性能要求不高的场合。

（ 1）节流口的结构形式

b 、偏心槽式图中为偏心槽式结构。阀芯上开有截面为三角形的偏心槽，转动阀芯即可改变通流面积的大小。其节流口的水力直径较针阀式节流口大，因此其防堵性能优于针阀式节流口，其它特点和针阀式节流口基本相同。这种结构形式阀芯上的径向力不平衡，旋转时比较费劲，一般用于压力较低，对流量稳定性要求不高的场合。

a、针阀式


图中为轴向三角槽式节流口。阀芯作轴向移动时，改变了通流面积的大小。这种节流口结构简单，工艺性好，水力直径中等，可得较小的稳定流量，调节范围较大。由于几条三角槽沿周围方向均匀分布，径向力平衡，故调节时所需的力也较小。但节流通道有一定长度，油温变化对流量有一定影响。这是一种目前应用很广的节流口形式。

c、轴向三角槽式

d、周向隙缝式图中为周向隙缝式节流口。在阀芯圆周方向上开有一狭缝，旋转阀芯就可改变通流面积的大小。所开狭缝在圆周上的宽度是变化的，尾部宽度逐渐缩小 ,在小流量时其通流截面是三角形，水力直径较大，因此有较小的稳定流量。节流口是薄壁结构，油温变化对流量影响小。但阀芯所受径向力不平衡。这种节流阀应用于低压小流量系统时，能得到较为满意的性能。

向


图中为轴向隙缝式节流口。在阀芯衬套上先铣出一个槽，使该处厚度减薄，然后在其上沿轴向开有节流口。当阀芯轴向移动时，就改变了通流面积的大小。开口很小时通流面积为正方形，水力直径大，不易堵塞，油温变化对流量影响小。这种结构的性能与周向隙缝式节流口的相似。

向放大

e、轴向隙缝式


a.节流阀图中是节流阀的结构和图形符号 .结构中的节流口是轴向三角槽式 ,油液从进油口 P1 进入 ,经阀芯上的三角槽节流口后 ,由出油口 P2 流出。转动把手可使阀芯作轴向移动 , 以改变节流口的通流面积。

（ 2）节流阀的典型结构

b.单向节流阀

图中为其结构和图形符号。当压力油从油口 P1进入，经阀芯上三角槽节流口，然后从油口 P2 流出，这时起溢流阀作用。旋转螺帽即可改变阀的轴向位置，从而使通流面积相应的变化。当压力油从油口 P2进入时，在压力油的作用下阀芯克服软弹簧的作用力而下移，油液不再经过节流口而直接从油口 P1流出，这时起单向阀作用。


c.单向行程节流阀如图所示，图中分别为原理图，结构图和图形符号。单向行程节流阀由单向阀和用机械操纵的节流阀组合而成。这种阀常用于需要实现快进慢进快退的工作循环，也用来使执行元件在行程末端减速，起缓冲作用。

下图为双单向节流阀结构图


根据节流阀在油路中的位置的不同，调速回路有以下三种基本形式：　　　　　　　　　

进油路节流调速回路：节流阀串联在进入液压缸的油路上。

回油路节流调速回路：节流阀串联在液压缸的回油路上。

旁油路节流调速回路：节流阀装在与执行元件并联的支路上。

二、二、采用节流阀的节流调速回路采用节流阀的节流调速回路

1 、进油路节流调速回路（ 1）速度负载特性

从图中可看出，活塞运动速度取决于进入液压缸的流量 Q1和液压缸进油腔的有效面积 A1，既： V=Q1/A1

根据连续性方程，进入液压缸的流量等于通过节流阀的流量，而通过节流阀的流量可由节流阀的流量特性方程决定。即 Q1=Ka(P1)1/2=Ka(Ps-P1)

式中： Ps-液压泵出口压力。8-7 图进油路节流调速回路


当活塞以稳定的速度运动时，作用在活塞上的力平衡方程为： p1A1=p2+FL

式中 FL—负载力； p2— 液压缸回油腔压力。

所以 P1=FL/A1=PL,PL 为克服负载所需的压力，称为负载压力。再将 P1代入前式得： Q=K.a(Ps-FL/A1)1/2=(Ka/A1

1/2).(PsA1+PL) V=Q1/A1=（ K.a/A1

3/2).(Ps.A-FL)1/2

上式即为进油路节流调速回路的速度负载特性方程，它反映了速度 v 和负载 FL 的关系。若活塞运动速度 v 为纵坐标，负载为横坐标，将上式按不同节流阀通流面积 a 作图，可得一组抛物线，称为进油路节流调速回路的速度负载特性曲线。


8-8 图进油路节流调速回路的速度负载特性

右图即为该回路的速度负载特性，从图中可看出，当其它条件不变时，活塞运动速度 v与节流阀通流面积a成正比，故调节节流阀通流面积就能调节执行元件的运动速度。由于薄壁小孔节流阀最小稳定流量很小，故能得到较低的稳定速度。这种调速回路和调速范围大，一般可超过 100 。从前式和图中还能看出，当节流阀通流面积 a 一定时 ,随着负载FL 的增加，节流阀两端压差减小，活塞运动速度按抛物线规律下降。


当 FL=psA 时，节流阀两端压差为零，活塞运动也就停止，液压泵的流量全部经溢流阀流回油箱。这种调速回路的速度负载特性较软。通常用速度刚度 T 表示负载变化对速度的影响程度。 T=-dFL/dv=ctg再由前式可得出： -dFL/dv=(2A1

3/2/K.a)(Ps-A1-FL) =2(Ps-A1-FL)/v

由上式可以看出：* 当节流阀通流面积一定时，负载越小，速度刚度 T越大。

* 当负载一定时，节流阀通流面积越小，速度刚度 T越大。

* 适当增大液压缸有效面积和提高液压泵供油压力可提高速度刚度。


（ 2）最大承载能力在 Ps已调定的情况下，不论节流阀通流面积怎样变化，其最大承载能力是不变的，即 FLmax=Ps

.A1 。故称这种调速方式为恒推力调速。

（ 3）功率特性液压泵输出的功率为： Np=ps.Qp= 常数

液压缸输出有效功率为 : N1=FL.v=FLQL/A1=pL

.QL

式中： QL 称为负载流量，即进入液压缸的流量， QL=Q1。回路的功率损失为： N=Np-N1=psQp-pLQL

=(QL+ Q)ps-QL(ps- p1) =ps

. Q+ p1QL

式中： Q—溢流的溢流量； Ps— 节流阀的压力损失。由上式可知，这种调速回路的功率损失由溢流损失 (N1=PsQ) 和节

流损失 (N2=P1.QL) 两部分组成。而回路功率为：

=N1/N2=PL.QL/Ps.Qp 由于两种损失的存在，故调速回路效率较低，特别是当负

载小，速度低时效率更低。


2 、回油路节流调速

8-9 图回油路节流调速

　在这种调速回路中，把节流阀串联在液压缸的回油路上，如图所示，借助节流阀控制液压缸的排油量 Q2 来实现速度调节。由于进入液压缸的流量 Q1

受到回油路上排出流量 Q2

的限制，因此用节流阀来调节液压缸排油量 Q2 ，也就调节了进油量 Q1 。定量泵多余的油液经溢流阀流回油箱。


(1)速度负载特性

液压缸的运动速度为： v=Q2/A2=Q1/A1

液压缸排出的流量等于通过节流阀的流量，即： Q2=Ka(P2)1/2=Ka(P2)1/2

式中 P2— 节流阀两端压差。在这里 ,P1=P2, 所以 P2=PsA1/A2-FL/A2,故得： Q2=K.a(PsA1/A2-FL/A2)1/2=(K.a/A1/2)(Ps.A1-FL)1/2

V=Ka/A23/2(PsA1-FL)1/2

同理可求得回油路节流调速回路的速度刚度为：T=-dFL/dv=(2A2

3/2/K.a)(PsA1-FL)1/2=2(PsA1-FL)/v 对以上各式比较可知，进油路节流调速回路和回油路节流调速回路的速度负载特性和刚度基本相同。


(3) 功率特性

(2) 最大承载压力

最大承载能力和进油路调速回路完全相同。

液压泵输出同样保持不变，即 Np=PsQp= 常数。液压缸输出有效功率为 : N1=FL

.v=(psA1-P2A2)v=PsQ1-P2Q2

功率损失为：N=Np-N1=ps

.Qp-psQ1+p2Q2=psQ+ p2Q2

=ps Q+（ p1A1/A2） .Q1.A2/A1=ps

. Q+ p1

.QL

因此，在相同条件下，进、回油路节流调速回路的功率损失相同，回油效率 =PL

.QL/Ps.Qp 当然也相同。


进、回油路节流调速回路在速度负载特性、承载能力和效率等方面性能是相同的，差别如下 :

(1)承受负值负载能力

所谓负值负载就是负载作用力方向和执行元件运动方向相同。进油路节流调速回路不能承受负值负载。如果要使其承受负值负载，就得在回油路上加背压阀（见图），使执行元件在承受负值负载时其进油腔内的压力不致下降到零，以免液体“拉断”。

3、进、回油路节流调速回路比较


(2)运动平稳性在回油路节流调速回路中，液压缸回油腔的背压 p2 与运动速度的平方成正比，是一种阻尼力。阻尼力不但有限速作用，且对运动部件的振动有抑制作用，有利于提高执行元件的运动平稳性。因此，就低速平稳性而言，回油路调速优于进油路调速，回油路节流调速的最低稳定速度较进油路调速低。

(3)回油腔压力回油路节流调速回路中回油腔压力 P2 较高，特别是在负载时，回油腔压力有可能比进油腔压力 P1 还要高。这样就会使密封摩擦力增加，降低密封件寿命，并使泄漏增加，效率降低。


(5)起动时前冲

(4)油液发热对泄漏的影响回油路节流调速回路中，油液流经节流阀时产生能量损失并且发热，然后回油箱，通过油箱散热冷却后再重新进入泵和液压缸；而在进油路节流调速回路中，经节流阀后发热的油液直接进入液压缸，对液压缸泄漏影响较大，从而影响速度的稳定性。

回油路节流调速回路中，若停车时间较长，液压缸回油腔中要漏掉部分油液，形成空隙。重新启动时，液压泵全部流量进入液压缸，使活塞以较快的速度前冲一段距离，直到消除回油腔中的空隙并形成背压为止。这种启动时的前冲现象可能损坏机件。


(4)旁油路节流调速回路

8-11 图旁油路节流调速回路

这种节流调速回路将节流阀装在与液压缸并联的支路上，如图所示。只要调节通过旁路节流阀流量 Q ，就能调节进入液压缸的流量 Q1 ，也就调节了活塞运动速度。通过节流回油箱的的流量多，则进入液压缸的流量就少，活塞运动速度就慢；反之，活塞运动速度就快。这里的溢流阀作安全阀用，其调定压力应大于克服最大负载所需的压力。正常工作时溢流阀处于关闭状态。


速度负载特性

活塞的运动速度为： v=Q1/A1=(Qp-Q)/A1

通过节流阀的流量为： Q=K.a(p)1/2=K.a(p1)1/2=K.a(pL)1/2=K.a(FL/A1) 可得旁油路节流调速的速度负载特性方程为： v=[Qp-K.a(FL/A1)1/2]/A1

速度刚度为： T =-dFL/dv =(2A1

3/2/Ka)(FL)1/2

=2A12FL/(Qp-A1v) 旁油路节流调速的速度负载特性如图所示。


由上图及以上几式可看出：

* 当节流阀通流面积一定而负载增加时，速度显著下降。

* 当节流阀通流面积一定时，负载越大，速度刚度越大。

* 当负载一定时，节流阀通流面积越小，速度刚度越大。

* 增大活塞面积可以提高速度刚度。

从以上分析可知，旁油路节流调速回路在速度较高、负载较大时，速度刚度较高，这与前两种调速回路恰好相反。


功率特性

最大承载能力旁油路节流调速回路能够承受的最大负载随着节流阀面积 a 的增大而减小。当 FLmax=(Qp/Ka)2A1 时 , 液压缸的速度为零，这时泵的全部流量 Qp都经节流阀回油箱。继续增大节流阀通流面积已不起调节作用，只是使系统压力降低，其最大承载能力也随之下降。因此这种调速回路在低速时承载能力低，调速范围也小。

液压泵输出功率 Np=psQp。由于油泵压力随负载 FL 而变化，故可改写为 Np=pLQp=pL

.Q1

式中 : pL—负载压力， pL=FL/A1. 液压缸输出功率为： N1=FLv=pLA1v=pLQ

故功率损失为： N=Np-N1=pLQp-pLQL=pL Q

回油效率 =N1/Np=pLQL/pLQp=QL/Qp

由上两式可看出，旁油路调速回路只有流量损失而无压力损失，故比前两种调速回路功率损失小，效率高。

通过以上分析，可得出以下结论：旁油路节流调速回路速度负载特性较差，一般用于功率较大且对速度稳定要求不高的场合。


四、节流调速的速度稳定四、节流调速的速度稳定

由前分析可知，采用上述节流阀的三种调速回路都存在着相同的问题：由于负载的变化引起节流阀前、后压差的变化，着这导致执行元件的速度也响应的发生变化。为使速度稳定，就要使节流阀前后压差在负载变化情况下保持不变，从而使通过节流阀的流量由节流阀的开口大小来决定。把具有这一作用的阀和节流阀组合在一起，就构成能保持速度不随负载而变化的流量调节阀。常用的有两类。


（ 1 ）工作原理调速阀由定差减压阀串联而成。定差减压阀能自动保持节流阀前后压差不变从而使执行元件运动速度不受负载变化的影响。其工作原理如图。 8-13 图调速阀工作原理

1 、调速阀

当减压阀芯在弹簧力 Fs 、液压力 p2和 p3 的作用下处于某一平衡位置时有： p2A1+p2A2=p3A+Fs

式中 A、 A1和 A2 分别为 a 腔、 b 腔和 c 腔内压力油作用于阀芯的有效面积，且 A=A1+A2 。故

p2-p3=p=Fs/A

因为弹簧刚度较低，且工作过程中减压阀阀芯位移较小，可认为 Fs基本保持不变，故节流阀两端的压差为定值。这就保证了通过节流阀的流量稳定。


（ 2）调速阀结构

图中所示为一种 Q 型调速阀的结构符号。

符号

简化符号

8-14 图调速阀结构


8-15 图节流阀和调速阀特性的比较

调速阀

节流阀

图中表示节流阀和调速阀流量 Q与阀进、出口压差 p 的关系。从图中可看出，节流阀的流量随压差的变化比较大。而当压差大于一定数值后，通过调速阀的流量就不随调速阀前后压差的改变而变化。在调速阀压差较小的区域内，这一段流量特性就和节流阀相同。一般调速阀中为 0.5MPa, 高压调速阀为 1MPa。


调速阀装在进油路上，回油路上或旁油路上都可达到改善速度负载特性使速度稳定性提高的目的。图中为采用调速阀的进油路和回油路节流调速回路及其速度负载特性。由图可见其速度刚度大。回路中溢流阀调定压力 Ps值不宜过高，以免造成不必要的功率损失。由于调速阀最小压差比节流阀的压差要大一些，所以其功率损失比节流阀调速回路大。

8-16 图采用调速阀的调速回路和速度负载特性

v


图中为采用调速阀的旁油路节流回路。与节流阀装在旁油路的调速回路相比，其速度刚度大大提高。但是泵的泄漏对速度仍有影响，故速度刚度不如前两种回路。由于通过调速阀流量 Q 不受负载影响，它能承受最大负载只受安全阀调定压力限制。因此，与节流阀的旁油路节流调速回路相比，其低速时的承载能力也有很大提高。


2 、溢流节流阀

2- 3- 4-液压缸安全阀溢流阀节流阀8-18 图溢流节流阀原理

这种阀由压差式溢流阀和节流阀并联而成。它也能保持节流阀前后压差基本不变。从而使通过节流阀的流量基本不受负载变化的影响。下图是它的工作原理图。液压泵输出的油液的压力为 P1 ，进入阀后，一部分油液经节流阀而进入执行元件，另一部分油液经溢流阀的溢流口 h 回油箱。

当溢流阀阀芯处于某一位置时，阀芯在其上下的油压力和弹簧力 Fs 作用下处于平衡状态，这时有：

p1A1=p2A+Fs

即 p=p1-p2=Fs/A

式中： A— 阀芯端面面积。


调速阀与溢流阀都有压力补偿作用，使通过流量不受负载变化影响。但其性能和使用范围不完全相同。主要差别如下 :

（ 1）在采用溢流节流阀的调速回路中，液压泵的供油压力时随负载而变化的。负载小，供油压力就低，因此功率损失较小，其效率比采用调速阀的调速回路高。

3 、调速阀与溢流节流阀的比较

（ 2）在溢流节流阀调速回路中，全部负载压力由溢流阀的开口所形成，即溢流阀的阀口压降较调速阀中减压阀的阀口压降大。溢流节流阀的流量稳定性较调速阀差，在小流量时尤为明显。

（ 3）溢流节流阀只用于进油路节流调速回路中，而调速阀在进油路、回油路、旁油路中都能应用。


同步阀根据用途不同，可分为集流阀、分集流阀和分流阀。分流阀能将压力油按一定流量比率分配给两个液压缸和液压马达，而不管它们的载荷怎样变化。集流阀则将压力不同的两个分支管路的流量按一定的比率汇集起来。分流集流阀兼有分流阀和集流阀机能。同步阀根据流量比率不同，又可分为等量式和比例式两种。等量式同步阀目前应用较多，它用以将液压泵的流量一分为二，或者使两个液压缸或马达排出的流量相等，从而实现两个液压缸或马达运动速度的同步。

1 、同步阀五、其它流量阀五、其它流量阀

如图所示的液压系统，两个一样大小的液压缸，由一个泵供油，共同顶升重物。由于重物的位置不在中间，使两个缸受力不相等。在这种情况下，要求两液压缸同速运行，就需要应用同步阀。图中中间机构是分流集流阀。

8-20 图采用分流集流阀的同步回路图


腔

室

腔

腔室

分流工况的原理图

图中为挂钩式分流集流阀分流工况。压力为 Pp 的油液从油口 P 腔进入中间油腔后，分两路分别经过固定节流孔 FA 和FB 到达左右油腔 a 和 b，后经可变节流孔 CA 和 CB 分别从油口 A 和 B 流出。由于中间油腔的压力大于 a 和 b 腔的压力，因此在油压力和弹簧力作用下，两个阀芯左右分离呈图示状态。当两边出口负载压力 P1 和 P2 相等时，两边油路完全对称，阻力相同，所以两边流量相等。

图中为挂钩式分流集流阀集流工况。油的流向与上述相反，油口 A 和 B 进油，油口 O 腔出油，在左右两腔压力油的作用下，弹簧被压缩，左右阀芯互相靠拢呈图示状态。当进油口油压 P1和 P2相等时 ,阀芯处于中间位置，两边油路对称，通过两个进油口 1和 2的流量相等。如果两边负载不等，两个阀芯一起向右移动，使可变节流口逐渐关小，则阀芯又向左移动，如此反复直到 Pa=Pb时，阀芯停止移动。

集流工况的原理图


2 、稳流分流阀

稳流分流阀也属流量控制阀的一种，主要用来限制流量并使之保持稳定。工程机械上较多用的是单泵单路稳流阀和双泵单路稳流分流阀二种。

（ 1）单泵单路稳流分流阀

单泵单路稳流分流阀，也是流量阀的一种。它能保证单路输出输出流量的稳定，而不管泵输出的流量如何变化。例如有的叉车用同一泵给工作油缸和转向油缸供油（如图），使用了单支稳流阀后，能使去转向液压缸的流量稳定，保证转向的稳定性。

去工作缸

去转向


8-24 图单支稳流阀的应用

单支稳流阀如图所示，它实质上是由一个定差减压阀 1 和固定节流孔组成。高压油从 p口进入阀后分成两路，一路从 A口进入工作系统，另一路经节流从 B口进入稳流系统。其单路稳流原理如下： P腔通过阻尼孔和 a腔相通，阀芯在平衡状态时，两腔压力相等，即 Ps=P。


通过节流孔 d0 的流量 QB 由前式确定：

QB=CQ.a0

.[（ 2/） (p-pb)]1/2

式中： a0— 节流孔 d0 的面积； p—P口压力，即泵的压力； pb—b腔压力； p— 液压油密度。

若忽略液动力和摩擦力的影响，阀芯平衡方程式为

　　　 pA-pbA=K(x0+x) 由于弹簧 K 较小，且 x0>>x,故

p-pb=K(x0+x)/AKx0/A

式中： A— 阀芯轴向投影面积； K— 弹簧刚度；

x0— 弹簧预压缩量； x— 阀芯位移。


（ 2）双泵单路稳流阀

8-25 图双泵单路稳压阀工作原理图

接转向

接工作缸

双泵单路稳流阀是属于流量阀的一种，它能保证在一定的发动机转速范围内，两个泵供给一个液压系统以要求的稳定流量。原理如图所示。它主要由一个阀芯和两个固定节流孔组成。转向泵的流量通过两固定节流孔直接供给转向系统，而辅助泵的流量在 a、 b口均开的情况下，一路经 a口冲开单向阀穿过固定节流孔进入转向系统，多余流量经b口冲开单向阀进入工作系统。


六、六、同步回路同步回路液压系统有时要求两个或两个以上的液压缸同步运动，既保持位置上的同步。

1 、用机械连接实现同步将两个液压缸通过机械装置将其活塞杆联结在一起，使它们的运动互相受到牵连，这样，不必在液压系统中采取任何措施即可实现同步运动。某些尺寸很大的工作部件，常用若干个液压缸来驱动（如图），这时，工件本身就相当于机械联结装置，有使液压缸保持同步的作用。但需要在液压系统中进一步采取措施，以保证其运动同步。

同机械联结同步

2 、用调速阀的同步回路图中所示，在两个并联液压缸的进油路（或回油路）上分别串入一个调速阀，仔细调整两个调速阀的开口大小，可使两个液压缸在一个方向上实现速度同步。显然这种回路不能保证位置同步，且调整比较麻烦。同步精度不高，一般在 5-10%左右。

8-27 图用调速阀的同步回路


3 、用分流阀的同步回路

8-28 图用分流阀的同步回路

图中是用分流阀的同步回路，其中 8 为分流阀。当二位四通阀 9 通电时，压力油进入两个液压缸 1 和 2 。两缸活塞向右运动。当分流阀 8 的阀芯 3 处于某一平衡位置不动时，进入液压缸 1和 2 流量的相等。缸 1 和 2以相同速度向右运动。如果缸 1 活塞上负载增加，平衡阀芯 3 右移， a 处节流口加大， b 处节流口减小，使压力 P1 下降， P2 上升，当达到某一平衡位置， P1 又重新和 P2 相等，阀芯 3 不再移动。


4 、用串联液压缸的同步回路

8-29 图用串联液压缸的同步回路

　　把有效工作面积相等的两个液压缸串联起来，便可使两缸的运动速度同步（如图所示）。这种同步回路结构简单，不需要同步元件，速度同步精度可达 2~3% 左右，能适应较大偏载，且回路的液压效率高。但这种情况下泵的供油压力至少是两缸工作压力之和。另外，在实际使用中两缸有将近工作面积和泄漏量的微小差别，在经过多次行程后将累积为显著的位置上的差别。


5 、用同步缸或同步液压马达的同步回路

8-31 图用同步缸的同步回路

图中是采用同步缸使两缸运动同步的回路。回路中同步缸 3 为有两个参数完全相同的液压缸，它们的缸体和活塞杆都联成一体。当1DT 吸合时，压力油源的来油进入 A、 C腔，同步缸的B、 D腔排出等量的油液，使缸 1 和缸 2 同步运动。同理，当2DT 吸合时可得反向同步运动。由于同步缸制造得较精确，这种回路同步精度比较高。


8-32 图用同步液压马达的同

图中是用同步液压马达使两个液压缸同步运动的回路。两个液压马达 1 和 2 的排量相等，且其输出轴联接成一体。图中单向阀 7、8用于补油，单向阀 5、 6及溢流阀 9用于溢流。当 1DT 通电吸合时，两液压马达同步旋转，其排油使缸３和４向右运动。当２DT 通电吸合，缸３、４的排油经两马达后回油。使用同步马达的回路中元件多，成本较高且液压马达的泄漏量不如同步缸那样便于控制，所以同步回路的精度（ 2～５％）低于同步缸的同步回路。

6 、用伺服系统的同步回路以上介绍的几种同步回路，大多数是控制流量，故只能保证速度同步。如果要求位置同步精度较高时，可采用伺服系统。伺服系统中既可以有位置反馈，又可以有速度反馈，故既能保证位置同步，又可保证速度同步。


第四节第四节容积调速回路及几种其它回路容积调速回路及几种其它回路一、容积调速回路指通过改变泵的排量或（和）液压马达的排量来调节液压马达（或液压缸）速度的回路。容积调速回路有变量泵和定量执行元件、定量泵和变量液压马达以及变量泵和变量液压马达三种可能的组合，下面对这三种组合情况调速回路的性能作进一步分析。

1 、变量泵和定量执行元件组成的调速回路可由变量泵与液压缸或变量泵与定量马达组成，见下图


变量泵与定量执行元件所组成的容积调速回路的主要工作特性如下： (1) 速度特性：反映的是执行元件的速度 vm与变量泵调节参数 qp

（排量）的关系。当不考虑回路的容积效率时，执行元件的速度为： nm=npqp/qm 或 vm=npqp/A 由上式可知：马达的转速与变量泵的排量成正比，它是一条通过原点的直线，如图虚线所示。

9-2 图变量泵定量执行元件容积调速回路特性曲线

理想的实际的


(2)转矩和功率特性：

即执行元件输出转矩 Tm 和输出功率 Pm与变量泵调节参数 qp 之间的关系。当不考虑回路的损失时，液压马达的输出转矩 Tm 为：

Tm=qm(Pp-P0)F=A(Pp-P0)

由式可知：当泵的输油压力和吸油路压力不变时，马达的输出扭矩是恒定的，而与变量泵的调节参数无关。故其称为恒转矩推力调速，其特性曲线如图。


理想的实际的


同样，由于存在泄漏、机械摩擦等损失，当 qp 小于一定值时， Mm 也会等于零而存在一个死区。所以实际转矩 Tm特性曲线如图中实线所示。次回路中执行元件的输出功率为： Pm=(Pp-P0)=(Pp-P0).npqp

或 Pm=nmTm=qpnpTm/qm

上式表明，执行元件输出的功率随变量泵的排量的增减而线性地增减，其理论与实际的功率特性曲线如图。


理想的实际的


下图为定量泵与变量马达组成的容积调速回路。图 (a)为闭式回路，图 (b)为开式回路。两回路中 1为定量泵， 2为变量马达， 3为安全阀，图 (a)中 4为低压溢流阀， 5为补油泵。此回路是靠调节变量马达 2 自身的排量来实现调速。

9-3 图定量泵变量马达容积调速回路

a)（闭式 b)（开式

2 、定量泵变量马达容积调速回路


回路主要工作特性：变量马达的转速： nm=Qp/qm 其中 Qp=C, 可见变量马达的转速 nm与其排量 qm成反比。即当排量 qm 最小时，马达的转速最高，其特性曲线如图虚线所示。由于存在容积损失和机械损失等，当 qm 小到一定值时，会带不动负载而使马达 nm=0 。此时定量泵的输出流量通过安全阀泄漏回油箱或流回低压油路，所以也存在一个死区。

9-4 图定量泵变量马达容积调速特性曲线

马达的输出转矩 Tm=qm(Pp-P0) 马达的输出功率 Pm=nmTm=Qp(Pp-P0) 上式表明，定量泵和变量马达调速回路，液压马达的转矩 Tm与排量qm成正比；其输出功率 Pm与调节参数 qm 无关，当进油路压力 Pp 和回油路压力 P0 不变时， Pm=C 。故此种调速回路为恒功率调节，特性曲线如图所示。

9-4 图定量泵变量马达容积调速特性曲线


3 、变量泵和变量马达容积调速回路

9-5 图变量泵定量马达容积调速回路

这种回路是上述两种调速回路的组合，下图是回路原理图。它是由双向变量泵 2 和双向变量马达 9等组成的容积调速回路。调节变量泵 2 的排量和变量马达的排量都可调节马达的转速。补油泵 1 向低压腔补油。安全阀 5 和 6用以防止两个方向的高压过载。


回路的工作特性：马达输出转速 nm=Qp/qm=qpnp/qm

马达输出转矩 Tm=qm(pp-pq)马达输出功率 Pm=nmTm=qpnp(pp-p0) 由于此回路中既可用变量泵调速，又可用变量马达调速，因此要合理利用上述两种调速回路的优点，克服其缺点，以达到既可扩大调速范围（一般可达 i=100 左右），又使其换向平稳，一般采用分段调速的方法。变量泵变量马达回路的调速方法的特性曲线如图所示。


二、容积节流调速回路二、容积节流调速回路容积节流调速回路是采用特定的变量泵和调速阀组成，它兼有节流调速回路和容积调速回路的优点。无溢流损失、效率较高、低速稳定性好、调节方便，广泛应用于机床液压系统。1 、限压式变量泵和调速阀的调速回路这种回路的原理和工作特性曲线如图所示。在图示位置时，活塞 4 快速向右运动。

原理图特性曲线


这种调速回路与容积调速相比，活塞运动速度 v 由调速阀调节与泵的泄漏无关，能获得较低的稳定速度；与节流阀相比，它只有节流损失而无溢流损失，因而效率较高。当不考虑泵、缸和管路损失时，回路的效率为：

p=(p1-p2)(A2/A1)Q1/ppQ1=(p1-p2)(A2/A1)/Pp

上式表明：当泵的工作压力 pp 调的低一些，回路效率也就高一些。但为了保证调速阀正常工作，泵的供油压力 pp 应比缸的负载压力 p1 大 5x105Pa 左右。为保证压力继电器可靠发讯，泵的供油压力还需调的高些。所以其实际工作特性曲线如上图 (b)中 AB’C’ 所示。


2 、稳流式变量泵和节流阀容积调速回路

回路图

在这种回路中，稳流式变量泵可用叶片式泵或柱塞泵，节流阀可装在进油路上也可装在回油路上。图中为稳流式变量泵和装在进油路上的节流阀组成的容积节流调速回路。在图示位置时，泵3输出的压力油经换向阀 5 进入缸的左腔，泵 3 的定子处于左端位置，使转子与定子的偏心处处于最大值 emax ，液压缸便快速向右运动。这种回路的调速特性曲线如图所示。由图中可知，当节流阀上压差 p 小于或等于某一值 p3 时，此作用在定子左右两边和不平衡液压作用力，尚不足以克服变量泵右边平衡缸中弹簧的预压力，定子仍处于最左端，泵的偏心仍处于最大值，因而泵的流量 Qp 也为最大，如特性曲线的 AB段。图中变化而变化。

b)（特性曲线


3 、压力反馈式变量泵和节流阀容积节流调速回路

变量柱塞泵的流量大小取决于斜盘 4 的倾角的大小，而大小是由变量活塞 3 来控制的，变量活塞 3 的位置又是由节流阀 2 的压差 p2 来控制的。在图示位置时，控制压力 p2=0 ，变量活塞 3 在其上端的弹簧力作用下处于最下端位置，斜盘 4 的倾角最大，泵的输出流量 Qp 也最大，活塞快速运动。当液压缸工作进给时，换向阀 6换向，缸的回油经节流阀 2 流回油箱，变量活塞 3 在节流阀的压差 p=p2 作用下克服弹簧力 Fs 而上移，使倾角减小，泵的流量也自动相应减小。当

节流阀的开口调定后， p2 一定，也一定，泵的流量也就一定。所以调节节流阀的通流面积就可调节泵的输出流量，达到调速目的。这种调速回路中泵的流量与节流阀的开口量及工作负载的变化量相适应，所以低速稳定性好，效率较高，但泵的结构较复杂。


(1)三种调速回路特性的比较4 、调速回路的比较和选择

(2)调速回路的选择调速回路的选择主要考虑以下问题：

* 负载力、调速范围、负载特性和低速稳压性要求。这些因素决定了所需压力、流量和功率。据统计，功率在 2～３ kW 以下的液压系统宜采用节流调速；功率在 3～ 5 kW 以上时，宜采用容积调速。要求调速范围大而低速稳定性好的系统，采用节流阀调速或容积节流阀调速。此外，负载变化大小，负载特性也是选择调速回路的依据。

* 工作条件的要求。当处于高温环境工作时，应选择效率高、发热较小的容积调速或容积节流调速，必要时可采用冷却措施。对行走机构如工程机械，为减轻重量其油箱不能做的很大，也宜采用效率高、发热小的容积调速回路。

* 经济性要求。节流调速回路虽有成本较低的优点，但功率消耗大、效率低。有时从整个系统所用元件的数量和节省功率的观点分析还不如采用容积节流调速或容积调速更经济。


1 、液压马达串联回路

9-10 图液压马达串联回路

在行走机械中，常直接用液压马达来驱动车轮，这时可利用液压马达串联时的不同特性，来适应行走机械的不同工况。图中，电磁阀2 通电吸合，电磁阀 1 处于常态位时，两液压马达并联。这时行走机械有较大的牵引力，即液压马达的输出扭矩较大，但速度较低。当电磁阀 1 、 2都通电吸合时，两液压马达串联。这时行走机械速度较高，但牵引力较小。

三、三、几种其它回路几种其它回路


（ 1）液压制动2 、液压马达制动回路图中，在液压马达的回路上设置背压阀使液压马达制动。当二位三通电磁阀4 在常态位时，液压马达 1 回油压力为阀3 的卸荷压力。当二位三通电磁阀 4 吸合时，一方面油泵经溢流阀 2卸荷，另一方面背压阀 3起作用，对液压马达起制动作用，使马达很快停下。

（ 2）液压机械制动图中，液压马达上有一液压机械制动器，而其中制动快 2 的伸缩由制动缸 3控制。当马达正常旋转时，压力油进入缸 3 ，使制动块 2抬起。单向节流阀 4 的作用是控制动块 2 的抬起时间，使松闸较慢。当电磁阀 1 处于中位，泵卸荷时，制动块 2 在弹簧作用下很快下压，使液压马达迅速制动。


3 、限速补油回路图中是液压马达补油回路。当换向阀上位工作时，压力油经单向阀 1 进入汽车驱动马达，压力油将顺序阀 2打开，因此马达的回油回油箱，此时汽车前进。当汽车下坡行驶，产生高于供油速度的超速现象，马达此时变成泵，使进油腔变成压油腔，此时阀 2关小，给马达一个制动力矩，使马达减速。

4 、双泵供油卸荷在组合机床或压力机械液压系统经常应用双联叶片泵供油。当空程快进时双泵供油，工作进给或保压时大泵供油如图所示，快进时，双泵供油分别通过单向阀到液动机。工作或保压时，液压升高，卸荷阀打开，大泵卸荷，仅小泵供油。

卸荷阀

去系统

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第六章 液压控制阀及液压回路

第六章液压控制阀及液压回路