液压基本回路.pdf

第 7 章 液压基本回路 不论机械设备的液压传动系统如何复杂，都是由一些液压基本回路组成的。所谓基本 回路就是由有关的液压元件组成，用来完成特定功能的典型油路。例如用来调节执行元件 运动速度的调速回路；用来控制系统中液体压力的调压回路；用来改变执行元件运动方向 的换向回路等，这些都是液压系统中常用的基本回路。熟悉基本回路是分析和设计液压传 动系统的重要基础。 本章重点介绍常用的压力控制回路、速度控制回路、方向控制回路和多缸工作回路。 学习液压基本回路时，应注意掌握基本回路的构成、工作原理、性能和应用等四个方面。 7.1 压力控制回路 压力控制回路是利用压力控制阀来控制系统中液体的压力，以满足执行元件对力或转 矩的要求。这类回路包括调压、减压、卸荷、保压、背压、平衡、增压等回路。 7.1.1 调压回路 调压回路的功用是使液压系统整体或某一部分的压力保持恒定或不超过某个限定值。 1. 单级调压回路 图 7.1 所示的进口节流调速回路中，调速阀、溢流阀与定量泵 组合构成单级调压系统。 调速阀调节进入液压缸的流量， 定量泵提 供的多余的油经溢流阀流回油箱， 溢流阀起溢流稳压作用以保持系 统压力稳定， 且不受负载变化的影响。 调节溢流阀可调整系统的工 作压力。 当取消系统中的调速阀时， 系统压力随液压缸所受负载而 变，这时溢流阀起安全阀作用，限定系统的最高工作压力。系统过 载时，安全阀开启，定量泵输出的压力油经安全阀流回油箱。 2. 多级调压回路 如图 7.2 所示， 先导式溢流阀 1 的外控口串接二位二通换向阀 2 和远程调压阀 3 构成了二级调压回路。 当两个压力阀的调定压力 为 3 p＜ 1 p时，系统可通过换向阀的左位和右位分别获得 3 p和 1 p两种压力。 如果在溢流阀的外控口，通过多位换向阀的不同通油口，并联多个调压阀，即可构成 多级调压回路。如图 7.3 所示为三级调压回路。先导式溢流阀 1 的远程控制口通过换向阀 2 分别接调压阀 3 和 4，通过换向阀的切换可以得到 3 种不同压力值。调压阀的调定压力值 必须小于主溢流阀 1 的调定压力值。 图 7.1 单级调压回路 第 7 章 液压基本回路 189 189 3. 无级调压 无线调压回路如图 7.4 所示，可通过改变比例溢流阀的输入电流来实现无级调压，这 种调压方式容易实现远距离控制和计算机控制，而且压力切换平稳。 图 7.2 二级调压回路 图 7.3 三级调压回路 图 7.4 无级调压回路 1溢流阀；2换向阀； 1溢流阀；2换向阀； 3远程调压阀 3,4调压阀 7.1.2 减压回路 减压回路的作用是使系统中的某一部分油路或某个执行元件获得比系统压力低的稳定 压力。 如图 7.5 所示的是机床液压系统中的减压夹紧回路。 图中泵的供油压力由主油路的负载由溢流阀 1 调定。夹紧 液压缸的工作压力根据它所需要的夹紧力由减压阀 2 调 定。单向阀 3 的作用是在主油路压力降低且低于减压阀的 调定压力时， 防止夹紧缸的高压油倒流， 起短时保压作用。 为了保证减压回路的工作可靠性，减压阀的最低调整 压力不应小于 0.5MPa， 最高调整压力至少比系统调整压力 小 0.5MPa。 必须指出的是，负载在减压阀出口处所产生的压力应 不低于减压阀的调定压力，否则减压阀不可能起到减压、 稳压作用。 采用类似多级调压回路的方法，将先导式减压阀的外 控口通过二位或三位换向阀与调压阀相连，可以获得两级 或多级压力。当然，调压阀的调定压力必须小于减压阀的调定压力值。另外，可采用比例 减压阀来实现无级减压。 7.1.3 卸荷回路 执行元件在工作中时常需要停歇。在执行元件处于不工作状态时，就不需要供油或只 需要少量的油液，因此需要卸荷回路。所谓卸荷就是使液压泵在输出压力接近为零的状态 下工作。卸荷回路的功用是使执行元件在短时停止工作时，减小功率损失和发热，避免液 压泵频繁启停，损坏油泵和驱动电机，以延长泵和电机的使用寿命。这里介绍如下两种常 图 7.5 减压回路 1溢流阀；2减压阀；3单向阀 液压传动 190 190 见的压力卸荷回路。 1. 利用换向阀机能的卸荷回路 利用三位换向阀的 M 形、H 形、K 形等中位机能可构成卸荷回路。图 7.6a为采用 M 形中位机能电磁换向阀的卸荷回路。当执行元件停止工作时，使换向阀处于中位，液压泵 与油箱连通实现卸荷。这种卸荷回路的卸荷效果较好，一般用于液压泵小于 63L/min 的系 统。但选用换向阀的规格应与泵的额定流量相适应。图 7.6b为采用 M 形中位机能电液换 向阀的卸荷回路。该回路中，在泵的出口处设置了一个单向阀，其作用是在泵卸荷时仍能 提供一定的控制油压0.3MPa 左右，以保证电液换向阀能够正常进行换向。 a 采用电磁换向阀的卸荷回路 b 采用电液换向阀的卸荷回路 图 7.6 采用换向阀的卸荷回路 2. 先导式溢流阀卸荷回路 图 7.7 是最常用的采用先导式溢流阀的卸荷回路。 图中，先导式溢流阀的外控口处接一个二位二通常闭 型电磁换向阀用二位四通阀堵塞两个油口构成。 当电 磁阀通电时，溢流阀的外控口与油箱相通，即先导式 溢流阀主阀上腔直通油箱，液压泵输出的液压油将以 很低的压力开启溢流阀的溢流口而流回油箱，实现卸 荷，此时溢流阀处于全开状态也可以采用二位二通常 通阀实现失电卸荷。卸荷压力的高低取决于溢流阀主 阀弹簧刚度的大小。通过换向阀的流量只是溢流阀控 制油路中的流量，只需采用小流量阀来进行控制。因 此，当停止卸荷使系统重新开始工作时，不会产生压 力冲击现象。这种卸荷方式适用于高压大流量系统。 但电磁阀连接溢流阀的外控口后，溢流阀上腔的控制容积增大，使溢流阀的动态性能下降， 易出现不稳定现象。为此，需要在两阀间的连接油路上设置阻尼装置，以改善溢流阀的动 态性能。选用这种卸荷回路时，可以直接选用电磁溢流阀。 图 7.7 先导式溢流阀的卸荷回路 第 7 章 液压基本回路 191 191 7.1.4 保压回路 执行元件在工作循环中的某一阶段内，若需要保持规定的压力，应采用保压回路。 1. 利用蓄能器保压的回路 如图 7.8a所示为用蓄能器保压的回路。系统工作时，1YA 通电，主换向阀左位接入 系统，液压泵向蓄能器和液压缸左腔供油，并推动活塞右移，压紧工件后，进油路压力升 高，当升至压力继电器调定值时，压力继电器发出信号使二通阀 3YA 通电，通过先导式溢 流阀使泵卸荷，单向阀自动关闭，液压缸则由蓄能器保压。当蓄能器的压力不足时，压力 继电器复位使泵重新工作。保压时间的长短取决于蓄能器的容量，调节压力继电器的通断 区间即可调节缸中压力的最大值和最小值。这种回路既能满足保压工作需要，又能节省功 率，减少系统发热。 如图 7.8b所示为多缸系统一缸保压回路。进给缸快进时，泵压下降，但单向阀 3 关 闭，把夹紧油路和进给油路隔开。蓄能器 4 用来给夹紧缸保压并补偿泄漏，压力继电器 5 的作用是夹紧缸压力达到预定值时发出信号，使进给缸动作。 a 用蓄能器保压的回路 b 多缸系统一缸保压回路 图 7.8 利用蓄能器保压的回路 1液压泵；2溢流阀；3单向阀；4蓄能器；5压力继电器 2. 用高压补油泵的保压回路 用高压补油泵的保压回路如图 7.9 所示，在回路中增设一台小流量高压补油泵 5。当 液压缸加压完毕要求保压时，由压力继电器 4 发出信号，换向阀 2 处于中位，主泵 1 卸载， 同时二位二通换向阀 8 处于左位，由高压补油泵 5 向封闭的保压系统 a 点供油，维持系统 压力稳定。由于高压补油泵只需补偿系统的泄漏量，可选用小流量泵，这样功率损失小。 压力稳定性取决于溢流阀 7 的稳压精度。 也可采用限压式变量泵来保压，它在保压期间仅输出少量足以补偿系统泄漏的液体， 效率较高。 液压传动 192 192 图 7.9 用高压补油泵的保压回路 1主泵；2换向阀；3单向阀；4压力继电器； 5高压补油泵；6可调节流阀；7溢流阀；8换向阀 3. 用液控单向阀保压的回路 图 7.10 所示为采用液控单向阀和电接触式压力表的自动补油式保压回路，当 1YA 通 电时，换向阀右位接入回路，液压缸上腔压力升至电接触式压力表上触点调定的压力值时， 上触点接通，1YA 断电，换向阀切换成中位，泵卸荷，液压缸由液控单向阀保压。当缸上 腔压力下降至下触头调定的压力值时，压力表又发出信号，使 1YA 通电，换向阀右位接入 回路，泵向液压缸上腔补油使压力上升，直至上触点调定值。这种回路用于保压精度要求 不高的场合。 7.1.5 背压回路 在液压系统中设置背压回路，是为了提高执行元件的运动平稳性或减少爬行现象。所 谓背压就是作用在压力作用面反方向上的压力或回油路中的压力。背压回路就是在回油路 上设置背压阀，以形成一定的回油阻力，用以产生背压，一般背压为 0.3MPa～0.8MPa。采 用溢流阀、顺序阀作背压阀可产生恒定的背压；而采用节流阀、调速阀等作背压阀则只能 获得随负载减小而增大的背压。另外，也可采用硬弹簧单向阀作背压阀。图 7.11 所示是采 用溢流阀的背压回路，回油路上溢流阀起背压作用，液压缸往复运动的回油都要经背压阀 流回油箱，因而在两个方向上都能获得背压，使活塞运动平稳。 图 7.10 采用液控单向阀的保压回路 图 7.11 背压回路 第 7 章 液压基本回路 193 193 7.1.6 平衡回路 为了防止立式液压缸及其工作部件因自重而自行下落，或在下行运动中由于自重而造 成失控失速的不稳定运动，应使执行元件的回油路上保持一定的背压值，以平衡重力负载。 这种回路称为平衡回路。如图 7.12。 1. 采用单向顺序阀的平衡回路 图 7.12a所示是采用单向顺序阀的平衡回路。调整顺序阀的开启压力，使液压缸向上 的液压作用力稍大于垂直运动部件的重力，即可防止活塞部件因自重而下滑。活塞下行时， 由于回油路上存在背压支撑重力负载，因此运动平稳。当工作负载变小时，系统的功率损 失将增大。由于顺序阀存在泄漏，液压缸不能长时间停留在某一位置上，活塞会缓慢下降。 若在单向顺序阀和液压缸之间增加一个液控单向阀，由于液控单向阀密封性很好，可防止 活塞因单向顺序阀泄漏而下降。 2. 采用单向节流阀和液控单向阀的平衡回路 图 7.12b所示是采用液控单向阀和单向节流阀的平衡回路。由于液控单向阀是锥面密 封，泄漏量小，故其闭锁性能好，活塞能够较长时间停止不动。回油路上串联单向节流阀， 以保证下行运动的平稳。 如果回油路上没有节流阀，活塞下滑时液控单向阀被进油路上的控制油打开，回油腔 没有背压，运动部件因自重而加速下降，造成液压缸上腔供油不足而失压，液控单向阀因 控制油路失压而关闭。液控单向阀关闭后控制油路又产生压力，该阀再次被打开。液控单 向阀时开时闭，使活塞在向下运动过程中时走时停，从而会导致系统产生振动和冲击。 3. 采用遥控单向平衡阀限速阀的平衡回路 图 7.12c所示为采用遥控单向平衡阀的平衡回路。在背压不太高的情况下，活塞因自 重负载而加速下降，活塞上腔因供油不足，压力下降，从而平衡阀的控制压力下降，阀口 就关小，回油的背压相应上升，起支撑和平衡重力负载的作用增强，从而使阀口的大小能 自动适应不同负载对背压的要求，保证了活塞下降速度的稳定性。当换向阀处于中位时， 泵卸荷，平衡阀遥控口压力为零，阀口自动关闭，由于这种平衡阀的阀芯有很好的密封性， 故能起到长时间对活塞进行闭锁和定位作用。这种遥控平衡阀又称为限速阀。 a 采用单向顺序阀的 平衡回路 b 采用液控单向阀和单向节流阀的 平衡回路 c 采用遥控单向平衡阀的 平衡回路 图 7.12 平衡回路 液压传动 194 194 必须指出，无论是平衡回路还是背压回路，在回油管路上都存在背压，故都需要提高 供油压力。但这两种基本回路也有区别，主要表现在功用和背压的大小上。背压回路主要 用于提高进给系统的稳定性，提高加工精度，所以具有的背压不大。平衡回路通常是在立 式液压缸情况下用以平衡运动部件的自重，以防下滑发生事故，其背压应根据运动部件的 重力而定。 7.1.7 增压回路 增压回路用以提高系统中局部油路的压力。它能使局部压力远高于油源的压力。当系 统中局部油路需要较高压力而流量较小时，采用低压大流量泵加上增压回路比选用高压大 流量泵要经济得多。如图 7.13 所示。 1. 单作用增压缸的增压回路 如图 7.13a所示，当压力为 p1的油液进入增压缸的大活塞腔时，在小活塞腔即可得到 压力为 p2的高压油液，增压的倍数等于增压缸大小活塞的工作面积之比。当二位四通电磁 换向阀右位接入系统时，增压缸的活塞返回，补油箱中的油液经单向阀补入小活塞腔。这 种回路只能间断增压。 2. 双作用增压缸的增压回路 如图 7.13b所示，泵输出的压力油经换向阀 5 左位和单向阀 1 进入增压缸左端大、小 活塞腔，右端大活塞腔的回油通油箱，右端小活塞腔增压后的高压油经单向阀 4 输出，此 时单向阀 2、3 被关闭；当活塞移到右端时，换向阀 5 得电换向，活塞向左移动，左端小活 塞腔输出的高压液体经单向阀 3 输出。这样增压缸的活塞不断往复运动，两端便交替输出 高压液体，实现了连续增压。 a 单作用增压缸的增压回路 b 双作用增压缸的增压回路 图 7.13 增压回路 1，2，3，4单向阀；5换向阀 第 7 章 液压基本回路 195 195 7.2 调 速 回 路 在液压传动系统中，调速是为了满足执行元件对工作速度的要求，因此是系统的核心 问题。调速回路不仅对系统的工作性能起着决定性的影响，而且对其他基本回路的选择也 起着决定性的作用，因此在液压系统中占有极其重要的地位。 7.2.1 概述 1. 基本调速方式 在不考虑液压油的压缩性和元件泄漏的情况下，液压缸的运动速度 v 取决于流入或流 出液压缸的流量及相应的有效工作面积，即 12 12 qq v AA 7.1 式中 1 q， 2 q流入、流出液压缸的流量； 1 A， 2 A液压缸无杆腔、有杆腔的有效工作面积。 液压马达的转速 nM由进入马达的流量 q 和马达的排量 VM决定，即 M M q n V 7.2 由上述两式可知， 改变流入或流出执行元件的流量 q， 或改变液压缸的有效工作面积 A 和马达的排量 VM均可以达到控制执行元件速度的目的。一般来说，在设计计算时，液压缸 的有效工作面积主要由负载与系统压力确定，改变比较困难，而在实际系统中已经不可能 改变。因此，通常用改变流量 q 或改变变量马达排量 VM来控制执行元件的速度。 为了改变进入执行元件的流量，可采用定量泵和溢流阀构成的恒压源与流量控制阀的 方法，也可以采用变量泵供油的方法。因此，调速回路有以下三种基本调速方式 1 节流调速。采用定量泵供油，溢流阀溢流恒压，通过改变流量控制阀通流面积的 大小，来调节流入或流出执行元件的流量实现调速。 2 容积调速。通过改变变量泵或变量马达的排量来实现调速。 3 容积节流调速，又称联合调速。采用压力反馈式变量泵供油，配合流量控制阀进 行调速。 2. 调速回路的基本特性 调速回路的调速特性、机械特性和功率特性实际上就是系统的静态特性，它们基本上 决定了系统的性能、特点和用途。 1 调速特性 回路的调速特性用回路的调速范围来表征。所谓调速范围是指执行元件在某负载下可 能得到的最高工作速度与最低工作速度之比。 max min v R v 7.3 液压传动 196 196 各种调速回路可能的调速范围是不同的，人们希望能在较大的范围内调节执行元件的 速度，在调速范围内能灵敏、平稳地实现无级调速。 2 机械特性 机械特性即速度负载特性，它是调速回路中执行元件运动速度随负载而变化的性能。 一般来说，执行元件运动速度随负载增大而降低。如图 7.14 所示为某调速回路中执行元件 的速度负载特性曲线。速度受负载影响的程度，常用速度刚度来描述。 图 7.14 速度负载特性曲线 速度刚度定义为负载对速度的变化率的负值，即 v 1 tan F k vα ∂ − − ∂ 7.4 速度刚度的物理意义是负载变化时，调速回路抵抗速度变化的能力，亦即引起单位 速度变化时负载力的变化量。从图 7.14 可知，速度刚度是速度负载特性曲线上某点处斜 率的倒数。在特性曲线上某处的斜率越小，速度刚度就越大，亦即机械特性就硬，执行元 件工作速度受负载变化的影响就越小，运动平稳性越好。 3 功率特性 调速回路的功率特性包括回路的输入功率、输出功率、功率损失和回路效率，一般不 考虑执行元件和管路中的功率损失。这样便于从理论上对各种调速回路进行比较。功率特 性好，即能量损失小、效率高、发热少。 7.2.2 节流调速回路 节流调速回路是靠节流原理工作的，根据所用流量控制阀的不同，分为采用节流阀的 节流调速回路和采用调速阀的节流调速回路；根据流量阀在回路中的位置不同，分为进油 节流调速、回油节流调速和旁路节流调速三种回路。此外，根据在工作中供油压力是否随 负载变化，分为定压式节流调速回路进油节流、回油节流和变压式节流调速回路旁路 节流。 1. 进油节流调速回路 1 回路结构和工作原理 进油节流调速回路如图 7.15 所示， 将节流阀串联在液压缸的进油路上， 用定量泵供油， 且并联一个溢流阀。泵输出的油液一部分经节流阀进入液压缸的工作腔，推动活塞运动， 第 7 章 液压基本回路 197 197 多余的油液经溢流阀流回油箱。由于溢流阀处于溢流状态，因此泵的出口压力保持恒定。 调节节流阀的通流面积即可调节通过节流阀的流量，从而调节液压缸的工作速度。 该节流调速回路的工作原理如下。 ① 液压缸要克服负载 F 而运动， 其工作腔的油液必须具有一定的工作压力， 即稳定工 作时活塞的受力平衡方程为 1122 p Ap AF 7.5 式中 F液压缸的负载； 1 A， 2 AA2分别为液压缸无杆腔和有杆腔的有效面积； 1 p， 2 p分别为液压缸进油腔、回油腔的压力。 当回油腔直接通油箱时，可设 2 p≈0，故液压缸无杆腔压力为 1 1 F p A 7.6 这说明液压缸工作压力 1 p取决于负载，随负载变化。 ② 为了保证油液通过节流阀进入执行元件，节流阀上必须存在一个压力差Δp，即泵 的出口压力 pp必须大于液压缸工作压力 1 p，即 P1 ppp Δ ③ 调节通过节流阀的流量 q1，才能调节液压缸的工作速度。因此定量泵多余的油液 qy必须经溢流阀流回油箱。必须指出，溢流阀溢流是该回路能调速的必要条件。注意，如 果溢流阀不能溢流，定量泵的流量 p q 只能全部进入液压缸，而不能实现调速功能。根据连 续性方程，有 P1y qqq常数 进入液压缸的流量 q1越小，液压缸的工作速度就越低，溢流量 qy也就越大。 ④ 溢流阀工作在溢流状态，因此泵的出口压力 pp保持恒定。 ⑤ 经节流阀进入液压缸的流量 q1为 1TT P 1 mm F qKApKAp A Δ− 7.7 式中 AT节流阀的通流面积； Δp节流阀两端的压力差， 1 P pppΔ −； K节流系数，对薄壁孔 d 2/KCρ，对细长孔K＝d2/32μL，其中，Cd为流 量系数；ρ、μ分别为液体密度和动力黏度；d、L为细长孔直径和长度； m由孔口形状决定的指数，0.5＜m＜1，对薄壁孔m＝0.5，对细长孔m＝1。 调节节流阀通流面积AT，即可改变通过节流阀的流量q1，从而调节液压缸的工作速度。 根据上述讨论，液压缸的运动速度为 1T P 111 m qKAF vp AAA − 7.8 式7.8称为进油节流调速回路的速度负载特性方程。 由此式可知， 液压缸的工作速度 是节流阀通流面积AT和液压缸负载F的函数，当AT不变时，活塞的运动速度v受负载F 变化影响；液压缸的运动速度v与节流阀的通流面积AT成正比，调节AT就可调节液压缸 液压传动 198 198 的速度。这种回路调速范围比较大，最高速度比可达 100 左右。 2 性能分析 1 速度负载特性。根据式7.8，取不同的AT作图，可得一组描述进油节流调速回 路的速度负载特性曲线，如图 7.15b所示。这组曲线表示液压缸运动速度随负载变化的 规律，曲线越陡，说明负载变化对速度的影响越大，即速度刚度越差。从图中可以看出 当节流阀通流面积AT一定时，负载F大的区域，曲线陡，速度刚度差，而负载F越小， 曲线越平缓，速度刚度越好；在相同负载下工作时，AT越大，速度刚度越小，即速度高时 速度刚度差；多条特性曲线交汇于横坐标轴上的一点，该点对应的F值即为最大负载，这 说明速度调节不会改变回路的最大承载能力Fmax。因最大负载时缸停止运动Δp＝0， v＝0，由式7.8可知，该回路的最大承载能力为Fmax＝ppA1。 图 7.15 进油节流调速回路 进油节流调速回路的速度刚度为 1 p1 1 v 1 Tp1 m m p AF AF k vmKAp AFvm − − ∂ − ∂− 7.9 2 功率特性。进油节流调速回路属于定压式节流调速回路，泵的供油压力pp由溢流 阀确定，所以液压泵的输出功率，即回路输入功率为一常值，即 PPP constPp q 7.10 回路输出功率，即液压缸输出的有效功率为 1 11 1 1 q PFvFp q A 7.11 回路的功率损失ΔP为 P1PP1 1 P1P1P1 yy PPPp qp q pqqpp qp qpq Δ−− −−Δ Δ 7.12 这种调速回路的功率损失由溢流损失pPqy和节流损失Δpq1两部分组成。 溢流损失是在 泵的输出压力 P p下，流量qy流经溢流阀产生的功率损失，而节流损失是流量q1在压差Δp 下流经节流阀产生的功率损失。 回路效率为 第 7 章 液压基本回路 199 199 11 1 C PPPPP vPp qF Pp qp q η 7.13 由于回路中存在溢流损失和节流损失这样两种功率损失，所以回路效率比较低，特别 是在低速、轻载场合，效率更低。为了提高效率，实际工作中应尽量使液压泵的流量qp 接 近液压缸的流量 1 q。特别是当液压缸需要快速和慢速两种运动时，应采用双泵供油。 进油节流调速回路适用于轻载、低速、负载变化不大和对速度稳定性要求不高的小功 率场合。 2. 回油节流调速回路 如图 7.16 所示，这种调速回路是将节流阀串接在 液压缸的回油路上，定量泵的供油压力由溢流阀调定 并基本上保持恒定不变。该回路的调节原理是借助 节流阀控制液压缸的回油量 2 q，实现速度的调节。由 连续性原理可得 12 12 qq v AA 或 1 12 2 A qq A 7.14 由此可知，用节流阀调节流出液压缸的流量 2 q， 也就调节了流入液压缸的流量 1 q。定量泵多余的油液 经溢流阀流回油箱。溢流阀处于溢流状态，泵的出口 压力 P p保持恒定，且 1 p＝ P p。 稳定工作时，活塞的受力平衡方程为 P122 p Ap AF 7.15 由于节流阀两端存在压差，因此在液压缸有杆腔中形成背压 2 p，由式7.15可知，负 载F越小，背压 2 p越大，当负载F＝0 时， 1 2P 2 A pp A 7.16 液压缸的运动速度，亦即速度负载特性方程为 2T1 P 2222 m qKAAF vp AAAA − 7.17 式中 A2液压缸有杆腔的有效面积； 2 q通过节流阀的流量； 其他符号意义与式7.5相同。 比较式7.8和式7.17可以发现，回油节流阀调速与进油节流阀调速的速度负载特性 基本相同，若缸两腔的有效面积相同双出杆缸，则两种节流阀调速回路的速度负载特性 就完全一样。因此，前面对进油节流阀调速回路的分析和结论都适用于本回路。 上述两种回路也有不同之处。 1 承受负负载的能力。回油节流调速回路的节流阀使液压缸的回油腔形成一定的背 压 2 p≠0，因而能承受负负载，并提高了液压缸的速度平稳性。而进油节流调速回路则要 在回油路上设置背压阀后才能承受负负载。 图 7.16 回油节流调速回路 液压传动 200 200 2 实现压力控制的难易程度。进油节流调速回路容易实现压力控制。当工作部件在 行程终点碰到死挡铁后，缸的进油腔压力会上升到等于泵的供油压力，利用这个压力变化， 可使并联于此处的压力继电器发出信号，实现对系统的动作控制。回油节流调速时，液压 缸进油腔压力没有变化，难以实现压力控制。虽然工作部件碰到死挡铁后，缸的回油腔压 力下降为零，可利用这个变化值使压力继电器失压复位，对系统的下步动作实现控制，但 可靠性差，一般不采用。 3 调速性能。若回路使用单杆缸，无杆腔进油流量大于有杆腔回油流量。故在缸径、 缸速相同的情况下，进油节流调速回路的节流阀开口较大，低速时不易堵塞。因此，进油 节流调速回路能获得更低的稳定速度。 4 停车后的启动性能。长期停车后液压缸内的油液会流回油箱，当液压泵重新向缸 供油时，在回油节流阀调速回路中，由于进油路上没有节流阀控制流量，活塞会出现前冲 现象；而在进油节流阀调速回路中，活塞前冲很小，甚至没有前冲。 5 发热及泄漏。发热及泄漏对进油节流调速的影响均大于回油节流调速。在进油节 流调速回路中，节流阀产生的能量损失会导致油液发热，发热后的油液进入液压缸的进油 腔，使系统发热；而在回油节流调速回路中，经节流阀发热后的油液直接流回油箱冷却。 为了提高回路的综合性能，一般常采用进油节流阀调速，并在回油路上加背压阀，使 其兼有二者的优点。 3. 旁路节流调速回路 如图 7.17a所示，这种回路把节流阀接在与执行元件并联的旁油路上。通过调节节流 阀的通流面积AT，控制定量泵流回油箱的流量，即可实现调速。溢流阀作安全阀用，正常 工作时关闭， 过载时才打开， 其调定压力为最大工作压力的 1.1 倍～1.2 倍。 在工作过程中， 定量泵的压力随负载而变化。设泵的理论流量为 t q，泵的泄漏系数为kl，其他符号意义同 前，则缸的运动速度为 tlT 11 1 11 m FF qkKA AAq v AA ⎛⎞ −− ⎜⎟ ⎝⎠ 7.18 按式7.18选取不同的AT值可作出一组速度负载特性曲线，如图 7.17b所示。由曲线可 知，当节流阀通流面积一定而负载增加时，速度下降较前两种回路更为严重，即特性很软，速 度稳定性很差；在重载高速时，速度刚度较好，这与前两种回路恰好相反。其最大承载能力随 节流口AT的增加而减小，即旁路节流调速回路的低速承载能力很差，调速范围也小。 这种回路只有节流损失而无溢流损失。泵压随负载的变化而变化，节流损失和输入功 率也随负载变化而变化。因此，本回路比前两种回路效率高。 由于本回路的速度负载特性很软，低速承载能力差，故其应用比前两种回路少，只 适用于高速、重载、对速度平稳性要求不高的较大功率的系统，如牛头刨床主运动系统、 输送机械液压系统等。 第 7 章 液压基本回路 201 201 a 旁路节流调节回路 b 速度负载特性曲线 图 7.17 旁路节流调速回路 4. 采用调速阀的节流调速回路 采用节流阀的节流调速回路，节流阀两端 的压差和液压缸工作速度随负载的变化而变 化，故速度刚度差，速度平稳性差。若用调速 阀代替节流阀，由于调速阀中的定差减压阀能 在负载变化的条件下保证节流阀两端的压差 基本不变，通过的流量也基本不变，所以回路 的速度负载特性得到很大改善。 在图7.15中， 若将节流阀改为调速阀，其速度负载特性如 图 7.18 所示。 5. 采用溢流节流阀的进油节流调速回路 这种回路是在进油节流调速回路中用溢流节流阀替代节流阀或调速阀而构成。泵不 在恒压下工作属变压系统，泵压随负载的大小而变，故效率比用节流阀或调速阀的进油 节流调速回路高。此回路适用于运动平稳性要求较高、功率较大的节流调速系统。 6. 采用换向阀的节流调速回路 在现代工程机械的液压系统中，常用控制换向阀阀芯开口的大小来实现节流调速，而 且常常构成复合节流调速方式，例如进油节流与回油节流复合调速，旁路节流与回油节流 复合调速。 图 7.19 所示为采用手动换向阀的节流调速回路。图 7.19a所示为 M 形三位四通手动 换向阀控制进油节流和回油节流的调速回路。当阀芯在中间位置时，通液压缸的两个油口 封闭，而泵出油口与油箱相通，泵卸荷。当手动控制换向阀阀芯右移时，阀口通流面积a1、 a2将发生由小到大的变化，进入液压缸的流量及液压缸排出的流量也由小到大成比例地变 化，从而实现无级调速。此回路兼顾有进油节流和回油节流调速的特性。 图 7.19b所示为采用 M 形三位四通手动换向的旁路节流和进油、回油节流调速回路。 该图表示换向阀从中间位置向左移动到图示位置时阀芯开口的状况。这种调速回路具有旁 路节流和进油、回油节流调速的特性。 图 7.18 调速阀进油路调速回路速度负载特性 液压传动 202 202 a 调速回路 b 调速回路 图 7.19 采用手动换向阀的节流调速回路 图 7.20 所示为采用先导远程控制的换向阀节流调速回路。操作人员通过操纵驾驶室内 的先导远程控制阀 1、阀 2 的操纵手柄，可使控制油经远程控制阀 1、阀 2 流至液动换向阀 3、阀 4 的阀芯的左端或右端，推动阀芯动作，改变执行元件的运动方向。必须指出的是 由于阀 1、阀 2 为手动比例减压阀，它可以输出两路与手柄摆角大小成比例的压力去控制 液动阀 3、阀 4，因此，液动阀阀芯的开口量与先导阀手柄摆角的大小成比例，从而实现无 级节流调速。总之，通过操纵先导远程控制阀的手柄，不仅能控制执行元件的运动方向， 还可以实现执行元件的无级调速。 图 7.20 采用先导远程控制的换向阀节流调速回路 1,2远程控制阀；3,4换向阀 7.2.3 容积调速回路 节流调速回路由于有节流损失和溢流损失，所以只适用于小功率系统。通过改变泵或 马达的排量来进行调速的方法称为容积调速，其主要优点是没有节流损失和溢流损失，因 而效率高，系统温升小，适用于大功率系统。 容积调速回路根据油液的循环方式有开式回路和闭式回路两种。在开式回路中，液压 第 7 章 液压基本回路 203 203 泵从油箱吸油，执行元件的回油直接回油箱，油液能得到较好的冷却，便于沉淀杂质和析 出气体，但油箱体积大，空气和污染物侵入油液的机会增加，侵入后影响系统正常工作； 在闭式回路中，执行元件的回油直接与泵的吸油腔相连，结构紧凑，只需较小的补油箱， 空气和脏物不易混入回路，但油液的散热条件差，为了补偿回路中的泄漏、并进行换油和 冷却，需附设补油泵。 容积调速回路的主要性能有速度负载特性、转速特性、转矩特性和功率特性。 1. 变量泵及定量执行元件调速回路 图 7.21a所示为变量泵和液压缸组成的开式回路。图 7.21b所示为变量泵和定量马达 组成的闭式回路。显然，改变变量泵的排量即可调节液压的运动速度和液压马达的转速。 两图中的溢流阀 2 均起安全阀作用，用于防止系统过载；单向阀 3 用来防止停机时油液倒 流入油箱和空气进入系统。 这里重点讨论变量泵和定量马达容积调速回路。在图 7.21b中，为了补偿泵 1 和马达 7 的泄漏，增加了补油泵 8。补油泵 8 将冷油送入回路，而从溢流阀 9 溢出回路中多余的热 油，进入油箱冷却。 辅助泵的工作压力由溢流阀 9 来调节。补油泵的流量为主泵的 10～15，工作压力 为 0.5MPa～1.4MPa。 1 速度负载特性 在图 7.21b回路中，引入泵和马达的泄漏系数，不考虑管道的泄漏和压力损失时，可 得此回路的速度负载特性方程为 M PP1 PPP1PM M MMM 2T V nk qV nk pV n VVV π − − 7.19 a 变量泵缸回路 b 变量泵定量马达回路 图 7.21 变量泵定量执行元件容积调速回路 1泵；2,6,9溢流阀；3单向阀；4换向阀；5液压缸；7马达；8补油泵 相应的速度刚度为 MM M 2 v 1 2 TV k nk ∂ − ∂π 7.20 式中 k1泵和马达的泄漏系数之和； 液压传动 204 204 P n变量泵的转速； P p泵的工作压力，亦即液压马达的工作压力； VP, VM变量泵、马达的排量； nM, TM马达的输出转速、输出转矩。 此回路的速度-负载特性曲线如图 7.22a所示。由图可见，由于变量泵、液压马达有泄 漏，马达的输出转速nM会随负载TM的加大而减小，即速度刚性要受负载变化的影响。负 载增大到某值时，马达停止运动见图 7.22a中的 M T′ ，表明这种回路在低速下的承载能力 很差。所以在确定回路的最低速度时，应将这一速度排除在调速范围之外。 2 转速特性 在图 7.21b中，若采用容积效率、机械效率表示液压泵和液压马达的损失和泄漏，则 马达的输出转速nM与变量泵排量VP的关系为 a 速度-负载特性曲线 b 调速特性 图 7.22 变量泵定量马达调速回路特性 PP MvMPvPvM MM qV nn VV ηη η 7.21 式中 vP η、 vM η泵、马达的容积效率。 上式表明，改变泵排量VP，可使马达的输出转速nM成比例变化。 3 转矩特性 马达的输出转矩TM与马达排量VM的关系为 MM MmM 2 p V Tη Δ π 7.22 式中 M pΔ液压马达两端的压差； Mm η马达的机械效率。 上式表明，马达的输出转矩TM与泵的排量Vp无关，不会因调速而发生变化。若系统 的负载转矩恒定，则回路的工作压力p恒定不变即ΔpM不变，此时马达的输出转矩TM恒 定，故此回路又称为“等转矩调速回路”。 4 功率特性 马达的输出功率PM与变量泵排量Vp的关系为 MMMMMMmM 2PTnp V nπη Δ 7.23 或者 MMPPvPvMmM Pp V nη η η Δ 7.24 上式表明，马达的输出功率PM与马达的转速成正比，亦即与泵的排量Vp成正比。 第 7 章 液压基本回路 205 205 上述的三个特性曲线如图 7.22b所示。必须指出，由于泵和马达存在泄漏，所以当Vp 还未调到零值时， M n、TM和PM已都为零值。这种回路若采用高质量的轴向柱塞变量泵， 其调速范围Rp可达 40，当采用