1、1目录第一章 液压基础知识 .1第二章 液压元件的选择与计算 1第一节 液压泵 1一、 液压泵的主要性能参数 1二、 液压泵的选用 3第二节 液压马达 5第三节 液压缸 6一、 液压缸种类与工作原理 6二、 液压缸的设计计算 9第四节 蓄能器 11一、 蓄能器的作用 11二、 蓄能器的类型与结构 12三、 蓄能器容量确定 12四、 蓄能器的选择与安装 13第五节 液压导管 14第六节 液压油箱 15附：液压系统计算公式汇总 16第三章 液压基本回路 .17一、 压力控制回路 17二、 方向控制回路 23三、 速度控制回路 24四、 多缸动作回路 28第四章 凯卓立液压尾板安装与检修 31一、
2、S 系列标准尾板介绍 .31二、 S 系列尾板结构示意 .32三、 S 系列液压原理图 .33四、 S 系列电气原理图 .33五、 油路及电路分析 33六、 S 系列型号说明及技术参数 .34七、 S 系列安装示意图及尾部加工 .35八、 检修与故障排查 36第五章 液压系统设计 .37一、 液压系统设计步骤和内容 37二、 液压元件的选择及专用件设计 38三、 液压系统设计实例 39四、 机床回路动画演示 43第六章 典型挖掘机液压传动系统分析 44一、 WY100 型履带式液压挖掘机液压系统分析 44二、 WY160 型液压挖掘机液压系统分析 .451第一章 液压基础知识液 压 系 统制
3、作 ： 马 艳 涛第二章 液压元件的选择与计算第一节 液压泵一、 液压泵的主要性能参数1、 压力1)工作压力。液压泵实际工作时的输出压力为工作压力。工作压力取决于外负载的大小和排油管路的压力损失，而与液压泵的流量无关。2)额定压力。液压泵在正常工作条件下，按试验标准规定连续运转的最高压力称为液压泵的额定压力。液压泵铭牌上所标的一般是其额定压力。3)最高允许压力。在超过额定压力的条件下，根据试验标准规定，允许液压泵短暂运行的最高压力值，称为液压泵的最高允许压力。2、 排量与流量1)排量。液压泵每转一周，由其密封的容积几何尺寸变化计算而得的排出液体的体积叫液压泵的排量。排量的常用单位为 mL/r。
4、排量取决于泵的结构参数，而与其工况无关，是液压泵的一个重要特征参数。2)理论流量。指不考虑泄漏的条件下，在单位时间内由液压泵密封容积的几何尺寸变化计算而得的排出液体的体积。理论流量与工作压力无关。显然，如果液压泵的排量为q，其主轴转速为 n，则该液压泵的理论流量 为=3)实际流量。液压泵实际工作时，单位时间内所排出的液体体积称为实际流量。它等于理论流量 减去泄漏、压缩等损失 后的流量 ，即 QQ=液压泵泄漏量的大小取决于运动副的间隙、工作压力和液体粘度等因素，而与泵的运动速度关系不大。当泵的结构和采用的液体粘度一定时，泄漏量将随工作压力的提高而增大，即工作压力对泵的实际流量有间接的影响。4)额
5、定流量。液压泵在正常工作条件下，根据试验标准规定（如果额定压力和额定转速下）必须保证的流量。3、 功率和效率1)功率液压泵的功率分为输入功率和输出功率。i. 输入功率。指作用在液压泵主轴上的机械效率。当输入转矩为 M、角速度为 时，液压泵的输入功率 有 =ii. 输出功率。指液压泵输出的液压功率。液压泵的输出功率 是液压泵工作过程上的吸、排油口间的压差 和实际输出流量 Q 的乘积，即 =在工程实际中，一般油箱通大气，液压泵吸、排油口的压力差 往往用液压泵的出口压力 p 代替。2)效率液压泵在能量转换过程中是有损失的，其输出功率总小于输入功率，两者之间的差值为功率损失。液压泵的功率损失分为容积损
6、失和机械损失两部分。容积损失是液压泵功率在流量上的损失，主要是由于液压泵内部高压腔的泄漏、油液的压缩以及在吸油过程中由于吸油阻力太大、油液粘度大以及液压泵转速高等原因而导致油液不能全部充满密工作腔。机械损失是指液压泵功率在转矩上的损失，主要是由于液压泵体内相对运动部件之间因机械摩擦而引起的摩擦损失以及液体的粘性而引起的磨擦损失。液压泵的容积损失大小于容积效率来衡量，机械损失大小用机械效率来衡量。i. 容积效率。液压泵的容积效率 是实际输出流量 Q 与其理论流量 之比，即 = =1液压泵的内部泄漏量随工作压力的提高而增大，因此，液压泵的容积效率随着液压泵工作压力的增大而减小。对于性能正常的液压泵
7、，其容积效率大小随泵的结构类型不同而异。如齿轮泵容积效率为 0.70.9，叶片泵容积效率为 0.80.95，柱塞泵的容积效率为 0.90.95。具体可查阅产品说明书和相关液压元件手册。ii. 机械效率。液压泵的机械效率 是理论输入扭矩和 与实际输入扭矩 M 之比，即 =总效率。液压泵的总效率为泵的输出功率 和输入功率 之比，即 =如果没有损失，则泵的理论输入功率应无损耗地全部变换为泵的理论输出功率，即 =整理式子，得=从式中可以看出，液压泵的总效率又等于机械效率与容积效率的乘积。液压泵常用计算公式二、 液压泵的选用液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件，它是液压系统不可缺少的核心
8、元件，合理的选择液压泵对于降低液压系统的能耗、提高系统的效率、降低噪声、改善工作性能和保证系统可靠工作都十分重要。选择液压泵的原则是：首先根据主机工况、功率大小 、系统对泵工作性能的要求和泵的调节方式、自吸能力、抗污染能力、流量脉动性、噪声水平、结构尺寸、价格、节能效果工作液体各类等问题，合理地确定液压泵的类型，然后按系统所要求的压力、流量大小确定其规格型号。一般在轻载、小功率的液压设备上，可选用齿轮泵、双作用叶片泵；精度较高的机械设备，可选用双作用叶片泵、螺杆泵；在负载在、功率大的设备（如刨床、拉床、压力机等） ，可选用柱塞泵；机械辅助装置和在恶劣的工作环境条件下，可选用价格低廉的齿轮泵。下
9、表中列出了液压上常用液压泵的主要性能，供选用时参考。选用液压泵时，应主要考虑两个参数：压力 P 和流量 Q。泵的压力和流量应大于或等于系统所需要的最大压力和最大流量。1、 工作压力计算泵的工作压力是执行元件工作压力与管道压力损失之和。1)对于液压马达或两腔工作面积相等的液压缸，则有=+式中，p液压泵的工作压力系统中液压缸或液压马达进、出油口的压差油液流过管道和各种阀内时的全部压力损失2)对于两腔工作面积不等的液压缸，则有=1+21式中，A1、A2液压缸进、回油腔工作面积；油液流经进油管道和阀类的压力损失之和；油液流经回油管道和阀类的压力损失之和；液压缸载荷；液压缸的机械效率。管道中的压力损失包
10、括沿程损失和局部损失两种，而流经各种阀类的压力损失则以局部损失为主，并且它在全部压力损失中占有较大的比重。对于压力损失较为准确的计算，只有在系统的阀类元件规格以及管道尺寸选定后才能进行。一般压力损失占系统中泵供油压力的 10%30%。2、 流量计算1)对于不含蓄能器的液压系统，泵的流量可按下式确定（ ） 式中，Q液压泵的流量；同时工作的液压缸或液压马达所需流量这和的最大值；（ ） K系统泄漏系数，一般取 K1.11.3。2)对于节流调速回路，如果最大流量点处于调速状态，则在上式计算所得的泵流量基础上增加溢流阀的最小溢流量。3)对于含蓄能器的液压系统，则泵的流量按一个工作循环中的平均流量选取，即
11、=1()式中，T工作循环的周期；循环中第 i 阶段所需流量；第 i 阶段所持续的时间；n一个工作循环的阶段数。3、 选择液压泵的规格参照产品说明书选取额定压力比计算的压力值高 25%60%、流量与计算的流量值 Q 一致的液压泵。第二节 液压马达液压马达是液压系统的执行元件，它是一种将油液的压力能转变为机械能的能量转换装置。从原理上讲，泵和马达具有可逆性其结婚与液压泵基本相同。但由于泵和马达二者的功用和工作状况不同，所以在实际结构上存在一定的差别。一、 液压马达的主要性能参数从液压马达的作用来看，其主要性能参数有排量和流量、转速、扭矩和效率等。1、 排量和流量在不考虑泄漏的情况下，液压马达每转所
12、需要输入的液体体积称为液压马达的排量q。在不考虑泄漏的情况下，单位时间内输入的液体体积称为液压马达的理论流量 。2、 转速和容积效率液压马达以转速 n 旋转，则马达所需理论流量 为=由于液压马达内部有泄漏，实际需要的流量 Q 等于理论输入流量 加上泄漏量 =+因此马达的容积效率 为=所以马达的实际转速为=3、 扭矩和机械效率因液压马达存在摩擦损失，使液压马达输出的实际扭矩 M 小于理论扭矩 。液压马达的机械效率 为实际扭矩和理论扭矩之比，即=则液压马达输出的实际扭矩 M 为=24、 总效率液压马达的总效率为液压马达的输出功率 和输入功率 之比，即 =同液压泵一样，液压马达的总效率也等于其容积效
13、率和机械效率的乘积。第三节 液压缸液压缸又称油缸或作动筒，是用来将油液的压力能转换成机械能的能量转换装置，用于驱动工作机构作直线往复摆动的液压执行元件，具有结构简单，传力大，运动惯性小，容易实现往复运动控制，便于布局和安装等优点，与杠杆、连杆、齿轮齿条、棘轮棘爪、凸轮等机构配合能实现多种机械运动，在液压系统中得到广泛的应用。一、 液压缸种类与工作原理液压缸工作的物理本质：利用油液压力来克服负载，利用油液的流量来维持运动速度，则输入液压缸的工作参数是油液的压力和流量，即输入的是液压功率。液压缸的种类繁多，按运动方式分为往复直线运动液压缸和往复摆动液压缸；按作用方式分为单作用液压缸和双作用液压缸；
14、按结构特点可分为活塞式、柱塞式、摆动式、伸缩式等形式，其中以活塞式液压缸应用最多。1、 活塞式液压缸活塞式液压缸可分为双杆式和单杆式两种结构，其固定方式有缸体固定和活塞固定两种。1)双杆式活塞缸双杆式活塞缸的结构和图形符号如图所示，它由缸筒、活塞、活塞杆和缸盖组成。根据安装方式不同又可以分为缸筒固定式和活塞杆固定式两种。图 42a 所示的为固定式的双杆活塞缸，它的进、出油口布置在缸筒两端，活塞通过活塞杆带动工作台移动，当活塞的有效行程为 L 时，整个工作台的运动范围为 3L，其占地面积较大。图 42b 所示的为活塞杆固定式的双杆活塞缸，缸体与工作台相连，整个工作台的移动范围是液压缸有效行程L
15、的两倍（ 2L） ，因此占地面积小。由于双杆活塞缸两端的活塞杆直径通常是相等的，因此它左、右两腔的有效面积也相等。当分别向左、右腔输入相同压力和相同流量的油液时，液压缸左、右两个方向的推力和速度相等。当活塞的直径为 D，活塞杆的直径为 d，液压缸进、出油腔的压力为 p1 和p2，输入流量为 Q 时，不计损失，双杆活塞缸的推力 F 和速度 v 分别为=(12)=4(22)(12)= 4(22)2)单杆式活塞缸单杆式活塞缸仅在液压缸的一腔中有活塞杆，它又有单作用和双作用之分。图 43 所示为带钢珠锁的双作用活塞缸，其往复运动都是靠作用于活塞上的液压力实现的，在其极限位置，为提高活塞杆固定可靠性，设
16、有钢珠锁。单杆活塞缸也有缸筒固定和活塞固定两种安装形式，无论哪种安装形式，工作台运动范围都等于其活塞有效行程的两倍。单杆式活塞缸由于只有一根活塞杆，活塞两端的有效作用面积不相等。当分别向缸两腔供油，且供油压力和流量相同时，活塞（或缸体）在两个方向上产生的推力和速度不相等。活塞上产生的推力和进油腔的有效面积成正比，即无杆腔产生的推力大于有杆腔；而活塞移动的速度与进油腔的有效面积成反比，即油液进入无杆腔时的有效面积大，速度慢，进入有杆腔时有效面积小，速度快。当无杆腔（有效作用面积 A1）进油，有杆腔（有效作用面积 A2）回油时，活塞推力和运动速度 分别为1 11=（ 1122） =4212(22)
17、1=1=42当有杆腔进油，无杆腔回油时，活塞推力 和运动速度 分别为2 22=（ 1221） =4(22)1222=2= 4(22)比较上面公式可知， 、 ，即无杆腔进压力油液12工作时，推力大，速度低；有杆腔进压力油油液工作时，推力小，速度高。因此，单杆活塞缸常用于一个方向有较大负载，但运行速度较低，另一个方向穿戴快速退回的设备中。单杆活塞缸在两个方向中的输出速度 和 的比值称为速度2 1比 ，是单杆双作用活塞式液压缸尺寸特点的一个重要参数。如果向单杆活塞缸的左右两腔同时通压力油，如图所示，即所谓的差动连接，差动连接的单杆活塞缸称为差动液压缸。工作时，由于无杆腔的有效面积大于有杆腔的有效面积
18、，帮活塞向右运动，同时使有杆腔中的油液（流量为 ）流入无杆腔，加大了流入无杆腔的流量（ ） ，从而也加快了活塞 +移动速度。液压缸活塞推力 和运动速度 分别为3 33=(12)=423=+1 =42由上式可知，差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，因此可在不加大油源流量的情况下实现液压缸快速运动。如果要求快速运动和快速退回速度相等，即 ，则可得2 3 =23)主要结构形式按照活塞式液压缸的结构和作用方式的不同，常见的活塞式液压缸结构形式见下表二、 液压缸的设计计算液压缸已有系列标准可供选用，但有时还需自行设计一些非标准液压缸。液压缸的设计是在完成了工况分析、负载计算以及
19、选定了工作压力的基础上进行的。设计步骤是首先根据使用要求确定结构形式和安装方式；然后根据负载情况、运动速度、最大行程和工作压力等要求确定主要结构尺寸，并对部分零件进行强度、风度和稳定性验算；最后完成结构设计。1、 主要尺寸确定1)缸筒内径计算缸筒内径 D 时，通常有两种方法计算：一种是根据液压缸需要产生的推力 F 和系统选定的工作压力 p 来计算，另一种方法是根据活塞运动速度 v 和输入流量 Q 来计算。对于单杆活塞缸，其计算式分别为式中 F1 和 F2 分别是无杆腔和有杆腔进油时活塞产生的推力；V1 和 V2 分别是无杆腔和有杆腔进油时活塞的运动速度，按上式中计算出缸筒的内径 D 后，还要从
20、标准中选取相近的尺寸进行圆整。2)缸筒长度液压缸长度（L）活塞宽度+活塞行程+ 导向套长度+活塞杆密封长度+ 其它长度。一般液压缸长度不大于缸内径 D 的 2030 倍。为了简化工艺，降低成本，增加产品通用性，应尽量采用国家标准规定的标准系列值。3)最小导向长度当活塞杆全部外伸时，从活塞面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H。如果导向长度过小，将使液压缸的初始长度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。对于一般的液压缸，当液压缸的最大行程为 l，缸筒直径为 D 时，最小导向长度为20+24)活塞杆直径对于往复运动，有速比 要求的按速比确定活塞杆
21、直径 d=1若无速比要求，则按活塞杆受力状况确定：活塞杆受拉： =(0.30.5)=(0.50.55),5活塞杆受压： =(0.60.7),57计算出活塞杆直径 d 后，还要从标准中选取相近的尺寸加以圆整。2、 强度校核1)缸筒壁厚校核在一般中、低压系统中，缸筒壁厚 是由结构和工艺要求来确定。但当工作压力较高和缸筒内径较大时，有必要对其强度进行校核计算。壁厚强度校核有两种情况：薄壁（）和厚壁。 10薄壁： 2厚壁： 2+0.41.31式中，当缸的额定压力 时，k 取 1.5；当 ，k 取 1.25。 为材16 16 料许用应力， ， 为材料抗拉强度，n 为安全系数，一般取 5。= 2)活塞杆直
22、径校核活塞杆直径 d 可按下式校核 4式中 F 为活塞杆所受负载； , n 一般取 1.4。= 3)螺纹连接强度校核缸盖固定螺栓的螺纹需要进行螺纹连接强度校核。5.2214。对于回油管路，一般取 。液压泵吸油管路，一般取5/ 1.52.5/V0.51.5m/s 。2)壁厚对于金属导管，其壁厚 可按下式计算：=2式中 p导管内油液最大工作压力；d导管内径；导管材料的许用应力， ， 是材料的抗拉强度极限，n 为安 全系数。一般规定安全系数 n=48。对于振动冲击较大的地方， n 取8；对于振动不太大的地方， n 取 6；一般情况 n 取 4。根据计算所得的导管的内径和壁厚，对照标准，选择相近的规格
23、。对于橡胶软管，根据导管内径和工作压力，依照国家标准来选择适合要求的钢丝层数，而不必计算壁厚。第六节 液压油箱油箱的作用是储存油液，同时还具有散发油液热量、逸出和分享混在油液中的气体和水分、沉淀油液中的污物和阻止杂质进入等作用。油箱容积包括总容积 和 ，有效容积是指液面高度只占油箱高度的 80%时的油箱容 0量。有效容积的确定除必须保证系统的油液正常循环外，还要考虑散热的需要。油箱有效容积一般由经验法确定，对于低压系统， ；对于中压系统，0=(24)；对于高压系统， ；对于工程行走机械， 。其中，0=(57) 0=(1012) 0=(1.52)Q 为液压泵的流量。油箱有效容积也可以根据系统发热
24、与散热来确定。如果考虑油箱靠自然冷却使油液温度保持在允许的温度 以下时，对于长、宽、高之比为 1：1 ：11 ：2：3 的油箱，油箱最小有效容积 可用下式确定：0， 0， ( 6.66(0)3式中 油箱的最小有效容积（ ）0， 3H系统单位时间发热量（ W）环境温度（K）0油液的最高允许温度（K ）K油箱散热系数（ ） 。通风差时，k=89；通风良好，k=15；风扇冷2却，K=23；循环水强制冷却，k=110170。在油箱的有效容积 确定之后，的总容积 ，即油箱的最高液位高度占油箱0 =1.250总高的 80%。油箱的这一高度差是为了保证液压系统停止工作时，系统的部分油液在自重作用下能返回油箱
25、而不会溢出。附：液压系统计算公式汇总液 压 系 统 计 算 公 式汇 总 （ EXCEL版 ） .xls内容截图18第三章 液压基本回路液压基本回路是用于实现液体压力、流量及方向等控制的典型回路。它由有关液压元件组成。现代液压系统虽然越来越复杂，但仍然是由一些基本回路组成的，因此，掌握基本回路的构成、特点及作用原理是设计分析液压系统的基础。目前，常见的基本回路有压力控制回路（如调压回路、减压回路、卸载回路、增压回路、平衡回路） 、速度控制回路（如调速回路、快速运动回路、速度切换回路） 、方向控制回路（如换向回路、锁紧回路、顺序动作回路、同步回路互锁回路、多缸动作互不干涉回路）和同步回路等。一、
26、 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油液的压力，以满足执行元件输出力和转矩以克服负载的要求。在设计时一定要根据设计要求、方案特点、适用场合等认真考虑。当载荷变化较大时，应考虑多级压力控制回路；在一个工作循环的某一段时间内执行元件停止工作不需要液压能时，则考虑卸荷回路；当某去路需要稳定的低于动力油源的压力时，应考虑减压回路；有升降运动部件的液压系统中，应考虑平衡回路；当惯性较大的运动部件停止、容易产生冲击时，应考虑缓冲或制动回路等。1、 调压回路液压系统油液的压力必须与承受的负载相适应，在系统中可以利用溢流阀来调节压力。如果系统中需要两种以上不同的压力，可以采用多级调压回路。
27、1) 单级调压回路通过调节溢流阀的溢流压力可以获得不同的系统压力，以实现一级调压，如图所示。2) 远程调压回路多级调压回路远程调压阀近似溢流阀的先导阀，整个系统的压力由先导阀设定，但溢流的油液还是主要由溢流阀溢流回油箱，如图3) 三级调压回路如图 73 所示是三级调压回路之一。用三个溢流阀进行遥控连接，使系统有三种不同压力调定值。主溢流阀 1 的遥控口接入一个三位四通换向阀 4，操纵换向阀使其牌不同工作位置，可使液压系统得到不同的压力。4) 无级调压回路图 74 所示是无级调压回路之一。无级高压回路适用于载荷变化较大的液压系统，随着外载荷的不断变化，实现自动控制调节系统的压力。图 a 是将比例
28、先导阀 1 与普通先导式溢流阀 2 的遥控口相连接，实现无线调压。其特点是只用一个小型的比例先导阀，实现连续控制和远距离控制。但由于受到主阀性能限制和增加了控制管路，所以控制性能较差，适用于大流量控制。图 b 是采用比例溢流阀，由于减少了控制管道，因此控制性能较好。与普通溢流阀比较，比例溢流阀的调压范围广，压力冲击小。先导式溢流阀工作原理动画多级调压回路2、 减压回路减压回路的作用在于使系统中部分油路得到比油源供油压力低的稳定压力。当泵供油源高压时，回路中某局部工作系统或执行元件需要低压，便可采用减压回路。图 75 所示是单级减压回路。图 76 所示是二级减压回路。在先导式减压阀 1 遥控油路
29、上接入远程调压阀 2 使减压回路获得两种预定的压力。图示位置，减压阀出口压力由该阀本身调定；当二位二通阀 3切换后，减压阀出口压力改由阀 2 调定的另一个较低的压力值。阀 3 接在阀 2 之后可以使压力转换时冲击小些。图 77 所示是三级调压回路。本回路采用减压阀并联，由三位四通换向阀进行转换，可使液压缸得到不同的压力。图示位置时，供油经阀 C 减压；三位四通换向阀切换到左位时，供油由阀 A 减压；三位四通换向阀切换换向阀右位时，供油油阀 B 减压。3、 增压回路增压回路用来提高系统中局部油路中的油压。它能使局部压力远高于油源的工作压力。采用增压回路比选用高压大流量液压泵要经济得多。图 79
30、所示为单作用增压回路。在回路中，当换向阀 1 在左位工作时，压力油经阀1、液控单向阀 6 进入工作缸 7 的上腔，下腔油液经单向顺序阀 3 和阀 1 回油箱，活塞下行。当负载增加使油液压力升高时，压力油打开顺序阀 2 进入增压缸 4 的左腔推动活塞右行，增压缸右腔便输出高压油进入工作缸的上腔而增大其活塞推力。图 710 所示为双向增压回路，能连续输出高压油。在图示位置，液压泵输出的压力油经电磁换向阀 5 和单向阀 1 进入增压缸左端 a、b 腔，此时大活塞 c 腔回油通油箱，右端小活塞 d 腔增压后的高压油经单向阀 4 输出，单向阀 2、 3 在压力差的作用下关闭。当增压缸活塞移到右端时，电磁
31、阀 5 的电磁线圈处在右工位，增压缸活塞向左移动，左端小活塞a 腔输出的高压油经单向阀 3 输出。这样，增压缸的活塞不断往复运动，两端交替输出高压油，从而实现连续供油。4、 保压回路有些机械设备在工作过程中，常常要求液压缸在其行程终止时保压一段时间，这就要求系统提供保压功能。所谓保压回路，就是在执行元件停止工作或仅有工件变形所产生微小位移的情况下，使系统压力基本保持不变。保压回路应满足保压时间、压力稳定、工作可靠性及维修性等多方面的要求。图 711 所示为辅助泵保压回路。此回路为机械中常用的复合泵保压回路。当系统压力较低时，低压大流量泵 1 和高压小流量泵 2 同时供油；当系统压力升高到卸荷阀
32、 4 的调定压力时，泵 1 卸荷，泵 2 供油保持溢流阀 3 调定值。由于保压状态下液压缸只需微量，仅用小流量泵供给，便可减少系统发热，节省能耗。图 712 所示为移用液控单向阀保压回路。此回路采用液控单向阀 3 和电接点式压力表 4 实现自动补油的保压回路。电接点式压力表控制压力变化范围。当压力上升到调定压力时，上触点接通，换向阀 1YA断电，泵卸荷，液压泵 5 由单向阀 3 保压。当压力下降到下触点调定压力时， 1YA 通电，泵开始供油，使压力上升，直到上触点调定修士。为了防止电接点压力表冲坏，应装有缓冲装置。本回路适用于保压时间长、压力稳定性要求不高的场合。图 713 所示为利用蓄能器的
33、保压回路，当三位四通电磁换向阀 5 电磁线圈 1YA 通电时，液压缸 6 向右运动，当液压缸运动到终点后，液压泵向蓄能器 4 供油，直到供油压力升高到压力继电器 3 的调定值时，压力继电器发出信号使二位二通电磁阀 7 电磁线圈 3YA得电，泵 1 经溢流阀 8 卸荷，系统（液压缸）通过蓄能器保压。当液压缸压力下降至某规定值时，压力继电器动作使 3YA 断电，液压泵重新向系统供应压力油。保压时间的长短取决于蓄能器容量。5、 卸荷回路液压系统在工作周期内短时间间歇时，一般不采取停止液压泵工作的方式，因为经常启、停易使液压泵损坏。卸荷回路的作用是在液压泵不停止转动时，让其输出的流量在很低的压力下直接
34、流回油箱，或者以最小的流量（仅补偿系统泄漏所需的流量）排出压力油，以减少功率损耗、降低系统发热、延长泵和电机的使用寿命。图 714 所示为利用换向阀的卸荷回路。图中所示为三位四通 M 型换向阀的卸荷回路。换向阀也可采用 H 型、K 型，均能达到卸荷目的。该回路简单，一般适用于流量较小的系统中，对于压力较高（大于 3.5MPa） 、流量较大（大于 40L/min）的系统，回路将会产生冲击。图 715 所示为利用溢流阀的卸荷回路，此回路中溢流阀的遥控口与二位二通电磁阀连接。由于使用电磁阀，能广泛用于自动控制系统中，用于一般机械和锻造机械。二位二通电磁阀由回路中的压力继电器控制，回路中达到一定压力时
35、，二位二通电磁阀被打开，使油泵卸荷。单向阀是为了在油泵卸荷时保持回路的压力。二位二通电磁阀只通过溢流阀遥控口排出的油流，其流量不大，帮可使用小规格的二位二通电磁阀。图 716 所示为压力补偿变量泵卸荷回路。在液压缸 1 处于端部停止运动或者换向阀处于中位时，泵 3的排油压力升高到补偿装置动作所需的压力时，泵 3 的流量便减到近于零，即实现泵的卸荷。此时泵的流量用于补充系统的泄漏量。而安全阀 4 是为了防止补偿装置失灵而设置的。6、 平衡回路在有垂直负载的系统中，为了防止立式液压缸或垂直运动的工作部件由于自重在下降工况时超速下降，即在下行运动中由于速度超过液压泵供油所能达到的速度而使工作腔中出现
36、真空，并使其在任意位置上锁紧，一般都要设置平衡回路。该回路的功能是在立式液压缸的下行回路上设置一个适当的阻力，使之产生一定的背压以便与自重相平衡，并起限速作用。图 717 所示为采用顺序阀的平衡回路。将单向顺序阀的调定压力调整到与重物 W 相平衡或稍大于 W 重量，并设置在承重液压缸下行的回油路上，产生一定的背压，阻止其下降或使其下降缓慢进行，避免因其重力作用而突然下落。图 718 所示为采用减压阀和溢流阀组成的减压平衡回路。进入液压缸的压力由减压阀调节，以平衡载荷 F；液压缸的活塞杆跟随载荷作随动位移 s，当活塞杆向上移动时，减压阀向液压缸供油；当活塞杆向下移动时，溢流阀溢流，保证液压缸在任
37、何时候都保持对载荷的平衡。溢流阀的调定压力要大于减压阀的调定压力。图 719 所示为采用液控单向阀的平衡回路。当电磁换向阀 3 电磁线圈 1YA 通电时，换向阀 3 处在左位，液压油进入液压缸上腔，并将液控单向阀打开，液压缸下腔的油经节流阀 5、液控单向阀 4 和换向阀 3 流回油箱，活塞向下运动。当换向阀处于中位时，液控单向阀迅速关闭，活塞立即停止运动。当电磁线圈 2YA 通电，换向阀处于右位时，压力油经阀 3、阀 4 和阀 2 进入液压缸下腔，使活塞向上运动。由于液控单向阀是锥面密封，泄漏量很小，所以这种平衡回路的锁定性好，工作可靠。图 720 所示是采用自控式平衡阀的平衡回路。当电磁线圈
38、 1A 通电时，活塞向下运动，液压缸下腔的油液经平衡阀流回油箱。只要使平衡阀的调定压力高于由于活塞及相连工作部件的策略在缸下腔产生的压力值，则当换向阀处于中位时，活塞和工作部件就能被平衡阀锁住，而不会因自重而下降。在下行工况时，限速作用由平衡阀所形成的节流缝隙来完成。由于这种回路在活塞下行运动时功率损失较大，且锁紧时活塞和与之相连的工作部件因平衡阀和换向阀的泄漏而缓慢下落，因此它只适用于工作部件重量不大、锁紧定位要求不高的场合。7、 制动回路在液压马达带动部件运动的液压系统中，由于运动部件具有惯性，要使液压马达由运动状态迅速停止，只靠液压泵卸荷或停止向系统供油仍然难以实现，为了解决这一问题，需
39、要采用制动回路。制动回路是利用溢流阀等元件在液压马达的回油路上产生背压，使液压马达受到阻力矩而被制动。也有利用液压制动器产生摩擦阻力矩使液压马达制动的回路。图 721 所示为采用顺序阀的制动回路。此回路应用于液压马达产生负的载荷时的工况。四通阀切换到 3 的位置，当液压马达为正载荷时，顺序阀由于压力油作用而被打开；但当液压马达为负的载荷时，液压马达入口一侧的油压降低，顺序阀起制动作用。如四通阀处于 2 位置，液压马达停止。图 722 所示为采用溢流阀的制动回路。此回路采用一个电磁阀控制两个溢流遥控口。图示位置为电磁阀断电，溢流阀 2 的遥控口直接通油箱，液压泵卸荷，而溢流阀 1 的遥控口堵塞，
40、此时液压马达被制动。当电磁阀通电时，阀 1 遥控口通油箱，阀 2 遥控口堵塞，使液压马达运转。二、 方向控制回路在液压系统中执行元件的启动、停止或改变运动方向均采用控制进入执行元件的液流通断或改变方向来实现。实现方向控制的基本方法有阀控、泵控、执行元件的控制。阀控主要采用方向控制阀分配液压系统中的动力；泵控是采用双向定量泵和双向变量泵改变液流的方向和流量；执行元件控制是采用双向液压马达改变液流方向。1、 换向回路图 723 所示为采用二位三通换向阀使单作用液压缸换向的回路。当电磁铁通电时，液压泵输出的油液经换向并进入液压缸左腔，活塞向右运动；当电磁铁断电时，液压缸左腔的油液经换向阀回油箱，活塞
41、在弹簧力的作用下向左返回，从而实现了液压缸的换向。图 724 所示为采用双向变量泵的换向回路。在闭式回路中可用双向变量泵变更供油方向来实现液压缸（马达）换向。执行元件是单杆双作用液压缸 5，活塞向右运动时，其进油流量大于排油流量，双向变量泵 1 吸油一侧流量不足，可用辅助泵 2 通过单向阀 3 来补充；变更双向变量泵 1的供油方向，活塞向左运动时，排油流量大于进油流量，泵 1 吸油一侧多余的油液通过由液压缸 5 进油一侧压力控制的二位二通阀 4 和溢流阀 6 排回油箱。溢流阀 6 和 8 既使活塞向左或向右运动时泵吸油一侧有一定的吸入压力，又可使活塞运动平稳。溢流阀 7 是防止系统过载的安全阀
42、。这种回路适用于压力较高、流量较大的场合。图 725 所示为采用行程阀的换向回路。此回路用行程阀作先导阀，由固定在活塞部件上的凸轮控制动作，从而使液控阀控制油路方向改变，实现活塞运动换向。2、 锁紧回路锁紧回路的功用是通过切断执行元件的进油、出油通道来使它停在任意位置，并防止停止运动后因外界因素而发生窜动。使液压缸锁紧的最简单的方法是利用三位换向阀的 M型或 O 型中位机能来封闭缸的两腔，使活塞在行程范围内任意停止。但由于滑阀的泄漏，不能长时间保持停止位置不动，锁紧精度不高。最常用的方法是采用液控单向阀作锁紧元件。图 726 所示采用液控单向阀作锁紧元件的锁紧回路。在液压缸的两侧沿路上都串接一
43、液控单向阀（液压锁） ，活塞可以在行程的任何位置上长期锁紧，不会因外界原因而窜动，其锁紧精度只受液压缸的泄漏和油液压缩性的影响。为了保证锁紧迅速、准确，换向阀应采用 H 型或 Y 型中位机能。此回路常用于汽车起重机的支腿沿路和飞机起落架收放油路上。图 727 所示为制动器的马达锁紧回路。当执行换件是液压马达时，切断其进、出油口后理应停止转动，但因马达还有一泄油口流回油箱，使马达出现滑转。为此，在切断液压马达进、出油口的同时，需通过液压制动器来保证马达可靠地停转。三、 速度控制回路一般液压传动机械都需要调节执行元件的运动速度。在液压系统中，执行元件是液压缸或液压马达。在不考虑泄漏的情况下，它们的
44、运动速度分别为：对液压缸 =/对液压缸 =/式中 Q输入执行元件的流量；A液压缸进油腔的有效面积；Q液压马达的每转排量。从以上两式可知，改变输入液压缸（或液压马达）的流量 Q 或改变液压缸有效面积A（或液压马达每转的排量 q） ，都可以达到改变速度的目的。但对于特定的液压缸来说，改变其有效面积 A 是困难的，一般只能改变输入液压缸流量 Q 的办法来变速。而变量液压马达的每转排量是可以改变的，因此对于变量液压马达来说，既可以改变流量 Q 的办法来变速，也可以用改变液压马达的每转排量 q 的办法来变速。改变输入执行元件流量 Q 也有两种办法：一是采用宣泵，即泵的输出流量是一定的，用流量阀来调节输入
45、执行元件的流量 Q；另一种是采用变量泵，调节泵的每转排量以调节其输出流量。概括起来，调速方法可以分为以下三种。节流调速：用定量泵供油，采用流量阀调节输入执行元件的流量 Q 来实现调速；容积调速：改变变量泵的供油量 Q 和（或）改变变量液压马达的排量来实现调速；容积节流调速：用自动改变流量的变量泵和流量阀联合进行调整。1、 节流调速回路节流调速回路是采用定量泵和节流阀（调速阀）来调节进入液压缸或液压马达的流量，从而调节其速度的回路。按流量阀在油路中安装位置的不同可分为进油路节流调速回路、回油路节流调速回路和旁油路节流调速回路三种。1) 进油路节流调速回路如图 728 所示，节流阀串联在液压泵和液
46、压缸之间，用它来控制进入液压缸的流量，达到调节液压缸运动速度的目的，定量泵多余的油液通过溢流阀回油箱。泵的出口压力即为溢流阀的调整压力 ，并基本保持定值。 a) 速度负载特性液压缸稳定工作时，其受力平衡方程为 11=+22由于 ，则201=1节流阀前后压差为=1=1进入液压缸的流量等于通过节流阀的流量，即1=(1)液压缸的运动速度为=11= 1+1(1)式中 液压缸进、回油腔压力；此处回油管直接通油箱， ；1、 2 20液压缸进、回油量1、 2a节流阀节流口通流面积k节流常数，对于薄壁小孔， ，m=0.5；对于薄壁小孔，=(2)，m=1；=232负载力上式为进油路节流调速回路的速度负载特性议程。由特性方程可画出回路负
