液压传动：液压传动

?液压传动的工作原理
?液压传动系统实例及液压系统的组成
?液压传动的优缺点
?液压传动采用的油液及其主要性能
第一章 绪论
§ 1-1液压传动的工作原理
一、简化模型
二、力比和速比
三、两个重要概念
四、容积式液压传动
在液压传动中，人们利用没有固定形状但具
有确定体积的液体来传递力的运动。下图是一个
经过简化的液压传动模型。图中有两个直径不同
的液压缸 2和 4，缸内各有一个与内壁紧密配合的
活塞。如图活塞 5上有重物 W则当
活塞 1上施加的力 F达到
一定大小时，就能阻止
重物 W下降。
一、简化模型
1,等压特性,根据帕斯卡定律, 平衡液体内某一
点的液体压力等值地传递到液体内各处,,即：
输出端的力之比等于二活塞面积之比。
P1=P2=P=F/A1=W/A2
或, W/F=A2/A1
2,等体积特性：假设活塞 1向下移动体积 L1’则液
压缸被挤出的液体体积为 A1L1。这部分液体进入液
压缸 4，使活塞 5上升 L2，其让出的体积为 A2L2 。
即, A1L1=A2L2 或 L2/L1=A1/A2
二、力比和速比
进一步认为这些动作是在时间 t内完成，活塞 1
的速度 v1=L1/t,活塞 5的速度 v2=L2/t,则有,
V2/V1=A1/A2
这说明输出，输入的位移和速度都与二活塞面积
成反比。上式可写成,A1V1=A2V2
这在流体力学中称为液流连续性原理，它反
映了物理学中质量守恒这一现实。
3,能量守恒特性 WV2=FV1
注：等式左边和右边分别代表输出和输入的功
率。这说明能量守恒也适用于液压传动 。
通过以上分析，上述模型中两个不同面
积的活塞和液压缸相当于机械传动中的杠杆
，其面积比相当于杠杆比，即 A1/A2=b/a。因
之采用液压传动可达到传递动力，增力，改
变速比等目的，并在不考虑损失的情况下保
持功率不变。
三、两个重要概念
1,液压传动中的液体压力取决于负载
2,流量决定速度
四、容积式液压传动
图 1-1中主动活塞运动后使一定体积的液体挤
出，这些液体进入从动液压缸，使从动活塞产生
运动，而二者间的运动关系是依靠主动件挤出的
液体体积与从动件所得到的液体体积相等来保证
的。这种传动称为容积式液压传动。
工业上另外有一种依靠液体的动能及其转换
来实现力和运动的传递的方法，称为动力液力传
动。
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结束
§ 1-2 液压传动系统实例及液压系统的组成
一、液压千斤顶
二、液压图形符号
三、液压系统的组成
一、液压千斤顶
图1 －2 液压千斤顶原理图
液压千斤顶原理见下图。当向下压杠杆 1时，
小活塞 3使缸 2内的液体经管道 6、阀 7进入大缸 9，
并使活塞 8上升，顶起重物 W。适当地选择大、小
活塞面积和杠杆比，就可以人力升起很重的负载
W。
二、液压图形符号
机床工作台液压系统的图形符号图
－油箱 －滤油器 －液压泵 －溢
流阀 －开停阀 －换向阀 －活塞
液压缸 －工作台
下图为机床工作台液压系统的图形符号图
2、执行元件 其 作用是将液压能重新转化成
机械能，克服负载，带动机器完成所需的运动。
三、液压系统的组成
1、动力元件 即液压泵，它可将机械能转化成
液压能，是一个能量转化装臵。
4、辅助元件 如油箱、油管、滤油器等。
5、传动介质 即液体。
3、控制元件 如各种阀。其中有方向阀和压力
阀两种。
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§ 1-3 液压传动的优缺点
优点,
1、可以在运行过程中实现大范围的无机调速。
2、在同等输出功率下，液压传动装臵的体积小、
重量轻、运动惯量小、动态性能好。
3、采用液压传动可实现无间隙传动，运动平稳。
4、便于实现自动工作循环和自动过载保护。
5、由于一般采用油作为传动介质，因此 液压
元件有自我润滑作用，有较长的使用寿命。
6、液压元件都是标准化、系列化的产品，便于设
计、制造和推广应用。
缺点,
1、损失大、效率低、发热大。
2、不能得到定比传动。
3、当采用油作为传动介质时还需要注意防火问
题。
4、液压元件加工精度要求高，造价高。
5、液压系统的故障比较难查找，对操作人员的
技术水平要求高。
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§ 1-4 液压传动采用的油液及其主要性能
一、液压油的某些物理性质
二、液压油的选用
1、密度 ρ 和重度 γ
ρ =M/V (M-液体的质量,V-液体的体积）
γ =G/V (G-液体的重量 )
液压油的密度和重度因油的牌号而异，
并且随着温度的上升而减小，随着压力的提
高而稍有增加 。
2、可压缩性
液体具有比钢铁大的多的可压缩性。
体积压缩系数 k=-1/Δp 。 (ΔV/V)
Δp -压力的增量,V-被压缩的液体体积,ΔV -体
一、液压油的某些物理性质
积的增量。由于 ΔV 是负值（体积减小），在
式子右边增加一个负号以保证 k为正数。
另外，工程上常用液体体积弹性模量 K来表示
其可压缩性，取 K=1/k。
纯油的可压缩性随压缩过程、温度计其实
压力的变化而变动，但变动量不大，可不予
考虑。在一般情况下，油的可压缩性对液压
系统性能影响不大，但在 高压情况 下以及在
研究系统动态性能时则不能忽略。由于空气
的可压缩性很大，且与工作压力的改变而大
幅度变化，所以 游离空气 对当量体积弹性模
量影响很大。
3,粘性
液体在外力作用下流动时，其流动受到牵制，
且在流动截面上各点的流速不同。各层液体间有相
互牵制作用，这种相互牵制的力称作 液体内的摩擦
力或粘性力 。
T=μA, du/dz 或 σ=μ,du/dz
μ －液体动力粘度；
σ －单位面积上地摩擦力；
du/dz－速度梯度,
此式又称为 牛顿内摩擦定律 。
液体动力粘度与液体密度之比称为 运动粘度 ν
ν=μ/ρ 。 当压力增加时，粘度有所增加；液体
的粘度对温度很敏感，温度略升高，粘度显著降低。
4、其他性能
油的体积随温度升高而增加。
其膨胀量 vt=v0[1+α t(t+t0)]
其中 vt-温度 t。 C时的油的体积；
v0-温度 t0 。 C时的油的体积；
α t-油的体积膨胀系数。
对液压油的要求,
1、良好的化学稳定性。
2、良好的润滑性能，以减小元件之间 的磨
损。
3、质地纯净，不含或含有极少量的杂质、水
份和水溶性酸碱等。
4、适当的粘度和良好的粘温特性。
二、液压油的选用
5、凝固点和流动温度较低，以保证油液能
在较低温度下使用。
6、自燃点和闪点要高。
7、有较快地排除油中游离空气和较好地与
油中水份分离的能力。
8、没有腐蚀性，防锈性能好，有良好的相
容性。
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结束
第二章 液压传动的流体力学基础
?液体静力学基础
?液体动力学基础
?管路压力损失计算
?液流流经孔口及隙缝的特性
?液压冲击
一、液体静压力及其特性
§ 2-1 液体静力学基础
液体静力学研究静止液体的力学规律和这些
规律的实际应用。这里所说的静力液体是指液体
处于内部质点间无相对运动的状态，因此液体不
显示粘性，液体内部无剪切应力，只有法向应力
即压力。
二、液体静压力基本方程及其物理意义
三、压力对固体壁面的总作用力
1、静压力
静压力是指液体处于静止状态时，其单位面
积上所收的法向作用力。静压力在液压传动中简
称为压力，而在物理学中则称为压强。
可表示为,P=F/A
一、液体静压力及其特性
我国法定的压力单位为牛顿 /米 2(N/m2)，称为
帕斯卡，简称帕 (Pa)。在液压技术中，目前还采
用的压力单位有巴 (bar)和工程大气压、千克力每
平方米 (kgf/cm )等。
液体静压力有两个重要特性,
（ 1）液体静压力的方向总是沿着作用面的法线方
向。这一特性可直接用液体的性质来说明。液体
只能保持一定的体积，不能保持固定的方向，不
能承受拉力和剪切力。所以只能承受法向压力。
（ 2)静止液体中任何一点所受到各个方向压力都
相等。如果液体中某一点所受到的各个方向的压
力不相等，那么在不平衡力作用下，液体就要流
动，这样就破坏了液体静止的条件，因此在静止
液体中作用于任一点的各个方向压力必然相等。
2、静压力特性
二、液体静压力基本方程及其物理意义
1、静压力基本方程
如图所示容器中盛有液体，作用在液面上的压
力为 P0，现在求离液面 h深处 A点
压力，在液体内取一个底面包含
A点的小液柱，设其底部面积为
?A，高为 h。 这个小液柱在重力
及周围液体的压力作用下，处于
平衡状态。则在垂直方向上的力平衡方程为
P=p0+ρgh=p 0+γh
其中 ρ 为液体的密度,γ 为液体的重度。
上式即为静压力基本方程式，它说明了,
（ 1）静止液体中任意点的静压力是液体表面上的
压力和液柱重力所产生的压力之和。当液面接触
大气时,p0为大气压力 pa，故有 p=pa+γh 。
（ 2）同一容器同一液体中的静压力随深度的增加
线性地增加。
（ 3）连通器内，同一液体中深度相同的各点压力
都相等。
如图所示为盛有液体的密闭容器，液面压力
为 p0。选择一基准水平面 (0x)，根据静压力基本方
程式可确定距液面深度为 h处 A点的压力 p,
即 p=p0+γh=p 0+γ(z 0-z)
整理后得 P/γ+z=p 0/γ+z 0=常数
式中 z实质上表示了 A点单位重量
液体得位能。单位重量液体的位
能为 mgz/mg=z,z又称为位臵水头。
2、静压力基本方程式的物理意义
如果在与 A点等高的容器上，接一根上端封闭
并抽去空气的玻璃管，可以看到在静压力作用下，
液体将沿玻璃管上升 hp,根据上式对 A点有,
静压力基本方程式说明：静止液体中单位重
量液体的压力能和位能可以相互转换，但各点的
总能量保持不变，即 能量守恒 。
p/γ+z=z+h p，故 p/γ=h p
这说明了 A处液体质点由于受到静压力作用而
具有 mghp的势能，单位重量液体具有的势能为 hp。
因为 hp=p/γ,故 p/γ 为 A点单位重量液体的压力能。
以当地大气压力为基准所表示的压力，称为
相对压力 。相对压力也称表压力。
3、绝对压力、相对压力和真空度
压力有两种表示方法：以绝对零压力作为基
准所表示的压力，称为 绝对压力 。
相对压力为负数时，工程上称为 真空度 。真
空度的大小以此负数的绝对值表示。
显然 绝对压力＝大气压力＋相对压力（表压力）
相对压力（表压力）＝绝对压力－大气压力
真空度＝大气压力－绝对压力
绝对压力、相对压力与真空度的相互关系
如图所示,
绝对压力
表压力（相对压力）
真空度
绝对压力
大气压力
绝对真空
绝对压力、相对压力与真空度间的相互关系
由静压力基本方程式 p=p0+γh 可知，液体中
任何一点的压力都包含有液面压力 p0，或者说液体
表面的压力 p0等值的传递到液体内所有的地方。 这
称为帕斯卡原理或静压传递原理 。
4、压力传递
通常在液压系统的压力管路和压力容器中，
由外力所产生的压力 p0要比液体自重所产生的压力
γh 大许多倍。即对于液压传动来说，一般不考虑
液体位臵高度对于压力的影响，可以认为静止液
体内各处的压力都是相等的。
帕斯卡原理应用实例
帕斯卡原理应用实例
图中是运用帕斯卡原理寻找推力和负载间关
系的实例。图中垂直、水平液压缸截面积为 A1、
A2；活塞上负载为 F1,F2。两缸互相连通，构成
一个密闭容器，则按帕斯卡原理，缸内压力到处
相等,p1=p2，于是 F2＝ F1, A2/A1，如果垂直液
缸活塞上没负载，则在略
去活塞重量及其它阻力
时，不论怎样推动水平
液压缸活塞，不能在液
体中形成压力。
三、压力对固体壁面的总作用力
1、压力作用在平面上的总作用力
当承受压力作用的面是平面时，作用在该面上
的压力的方向是互相平行的。故总作用力 F等于油
液压力 p与承压面积 A的乘积。即 F=p.A 。
对于图中所示的液压缸，油液压力作用在活塞上
的总作用力为,
F=p.A=p.?D2/4
式中 p－油液的压力；
D－活塞的直径。
2、油液压力作用在曲面上的总作用力
当承受压力作用的表面是曲面时，作用在曲
面上的所有压力的方向均垂直于曲面（如图所
示），图中将曲面分成若干微小面积 dA，将作用
力 dF分解为 x,y两个方向上的分力,
即 Fx＝ p.dAsin?=p.Ax
FY= p.dAcos?=p.Ay
式中,Ax,Ay分别是曲面在 x
和 y方向上的投影面积。
所以总作用力 F=(Fx2+Fy2)1/2
结束
§ 2-2 液体动力学基础
液体动力学研究液体在外力作用下运动规律，
即研究作用在液体上的力与液体运动之间的关系。
由于液体具有粘性，流动时要产生摩擦力，因此
研究液体流动问题时必须考虑粘性的影响。
一、几个基本概念
二、液体流动的连续性方程
四、液体稳定流动时的动量方程
三、伯努利方程
1、稳定流动和非稳定流动
一、几个基本概念
液体流动时，若液体中任何一点的压力，流速
和密度都不随时间变化，这种流动称为 稳定流动 。
反之，压力，流速随时间而变化的流动称为非 稳定
流动。 如图所示，从水箱中放水,
如果水箱上方有一补充水源，使
水位 H保持不变，则水箱下部出水
口流出的液体中各点的压力和速
度均不随时间变化，故为稳定流
动。反之则为非稳定流动。
概念,
为了便于导出基本方程，常假定液体既无
粘性油不可压缩，这样的液体称为 理想液体 。
实际液体 则既有粘性又可压缩。
2、理想液体与实际液体
3,通流截面、流量和平均流量
垂直于液体流动方向的截面称为 通流截面,
也叫 过流断面。
单位时间 t内流过某通流截面的液体体积 V称
为 流量 Q，即,
Q=V/t=v·A (A-通流截面面积,v－平均流速）
可看出,平均流量 为流量与通流面积之比。实
际上由于液体具有粘性，液体在管道内流动时，
通流截面上各点的流速是不相等的。管道中心处
流速最大；越靠近管壁流速越小；管壁处的流速
为零。为方便起见，以后所指流速均为平均流速。
当液体在管道内作稳定流动时，根据质量守
恒定律，管内液体的质量不会增多也不会减少，
所以在单位时间内流过每一截面的液体质量必然
相等。如图所示，管道的两个通流面积分别为 A1、
A2，液体流速分别为 v1,v2，液体的密度为 ρ,
则 ρv 1A1=ρv 2A2=常量
即, v1A1=v2A2=Q＝常量
或 v1/v2=A2/A
二、液体流动的连续性方程
上式称为连续性方程，它说明在同一管路中
无论通流面积怎么变化，只要没有泄漏，液体通
过任意截面的流量是相等的；同时还说明了在同
一管路中通流面积大的地方液体流速小。通流面
积小的地方则液体流速大；此外，当通流面积一
定时，通过的液体流量越大，其流速也越大。
Q Q
Q 2
Q 1
Q 2
Q 1
对于图示的分支油路，显然流进的流量应等
于流出的流量，故有 Q=Q1+Q2。
理想液体没有粘性，它在管内作稳定流动时没
有能量损失。根据能量守恒定律，同一管道每一
截面上的总能量都是相等的。在图中任意取两个
截面 A1和 A2，它们距离基准水平面的坐标位臵分
别为 Z1和 Z2，流速分别为 v1,v2,
压力分别为 p1和 p2，根据能量守
恒定律有,
P1/r+z1+v12/2g=P2/r+z2+v22/2g
可改写成 P/r+z+v2/2g=常量
三、伯努利方程
1,理想液体的伯努力方程
以上两式即为理想液体的伯努利方程，式中每一
项的量纲都是长度单位，分别称为水头、位臵水
头和速度水头。
伯努利方程的物理意义为：在管内作稳定流动
的理想液体具有 压力能、位能和动能 三种形式的
能量。在任意截面上这三种能量都可以相互转换，
但其总和保持不变 。 而静压力基本方程则是伯努
利方程（在速度为零时）的特例。
实际液体具有粘性，当它在管中流动时，为
克服内摩擦阻力需要消耗一部分能量，所以实际
液体的伯努利方程为,
P1/r+Z1+V12/2g=P2/r+Z2+V22/2g+hw
( 注,hw—以水头高度表示的能量损失。 )
当管道水平放臵时，由于 z1=z2,方程可简化为：
P1/r+V12/2g=P2/r+V22/2g+hw
当管道为等径直管且水平放臵时，方程可简化为,
P1/r= P2/r+hw
2、实际液体的泊努利方程
3.伯努利方程应用举例
(1) 计算泵吸油腔的真空度或泵允许的最大吸油
高度
如图所示，设泵的吸油口比油箱液高
h，取油箱液面 I－ I和泵进口处截面
II-II列伯努利方程，并取截面 I－ I
为基准水平面。泵吸油口真空度为,
P1/γ+v 12/2g=P2/γ+ h+v22/2g+hw
P1为油箱液面压力,P2为泵吸油口的
绝对压力
泵从油管吸油
一般油箱液面与大气相通，故 p1为大气
压力，即 p1=pa； v2为泵吸油口的流速，一般
可取吸油管流速； v1为油箱液面流速，由于
v1<<v2，故 v1可忽略不计； p2为泵吸油口的绝
对压力,hw为能量损失。据此，上式可简化
成 Pa/γ= P2/γ+ h+v22/2g+hw
泵吸油口真空度为
Pa-P2=γ h+P2/2+γ hw=γ h+ρv 2/2+ΔP
由上式可知，在泵的进油口处有一定真空度，
所谓吸油，实质上是在油箱液面的大气压力作用
下把油压入泵内的过程。由上式还可看出，泵吸
油口的真空度由三部分组成,
（ 1）产生一定流速所需的压力；
（ 2）把油液提升到高度 h所需的压力；
（ 3）吸油管内压力损失。
泵吸油口的真空度不能太大，即泵吸油口处
的绝对压力不能太低。当压力低于大气压一定数
值时，溶解于油中的空气便分离出来形成气泡,这
种现象称为 气穴 。这时的绝对压力称为空气分离
压 pa。气泡被带进泵内，在泵的压油区遇到负载
压力，气泡便破裂，在其破裂处，压力和温度急
剧升高，引起强烈的冲击和噪声。而且气泡破裂
时所产生的高压高温还会腐蚀机件，缩短泵的寿
命，这一现象称为 气蚀 。为避免产生气蚀，必须
限制真空度，其方法除了加大油管直径等外，一
般要限制泵的吸油高度 h,允许的最大吸油高度计算
式为,
h?（ Pa-Pg)/γ -v22/2g-?p/γ
（ 2）计算泵的出口压力
如图所示，泵驱动液
压缸克服负载而运动。设
液压缸中心距泵出口处的
高度为 h，则可根据伯努
利方程来确定泵的出口压
力。选取 I-I,II-II截面
列伯努利方程以截面 I –I
为基准面。则有
P1/γ +v12/2g=P2/γ +v22/
2g)+h+hw
泵出口压力计算
因此泵的出口压力为
P1=PL+(ρ v12/2-ρ v22/2)+γ h+ΔP
在液压传动中，油管中油液的流速一般不超
过 6m/s，而液压缸中油液的流速更要低得多。因
此计算出速度水头产生的压力和 γ h的值比缸的工
作压力低得多，故在管道中，这两项可忽略不计。
这时上式可简化为 P1=PL+ΔP
通过以上两例分析，可将应用伯努利
方程解决实际问题的一般方法归纳如
下,
1.选取适当的基准水平面；
2.选取两个计算截面；一个设在已知参数的断
面上，另一个设在所求参数的断面上；
3.按照液体流动方向列出伯努利方程；
4.若未知数的数量多于方程数，则必须列出其
他辅助方程，联立求解。
四、液体稳定流动时的动量方程
1.动量方程
在管流中，任意取出被通流截面 1,2，截面上的
流速为 v1,v2。该段液体在 t时刻的动量为（ mv)，
于是有,
?F＝ ?（ mv)/t＝ ρ Q(v2－ v1）
上式即为 液体稳定流动时的动量方程 。
等式左边为作用于控制体积上的全部
外力之和，等式右边为液体的动量变
化率。上式表明：作用在液体控制体
积上的外力总和等于单位时间内流出
与流入控制表面的液体动量之差。
?
? ? ? ?
2.动量方程的应用
（ 1）计算液体对弯管的作用力
如图所示弯管，取断面 1－ 1和 2－ 2间的液体
为控制体积。在控制表面上液体所受的总压力为,
P1=p1A,P2=p2A
则在 x方向上有作用分力 Fx,
Fx=P1-P2cos?＋ ρQv(1-cos?)
在 y方向上有作用分力 Fy,
Fy=ρQvsin?+P2sin?
所以弯管对液体的作用力为,
F=-（ Fx2+Fy2)1/2
液体对弯管的作用力与此大小相等，方向相反。
液体对弯管的作用力
(2)求液流作用在滑阀阀芯上的稳态液动力
两图中分别为液流流经滑阀阀腔的两种流动情况
作用在滑阀上的稳态液动力（ ）
先列出图 (a)的控制体积在阀芯轴线方向上的动量
方程求得阀芯作用于液体的力为,
F’=ρQv2cos90。 － ρQv1cos?=-ρQv1cos?
A图
油液作用在阀芯上的力 称作稳态液动力,其大小
为,F=- F’=ρQv1cos?,
F的方向与 v1cos?一致。阀
芯上的稳态液动力力图使滑
阀阀口关闭。
作用在滑阀上的稳态液动力（ ）
B图
对 b图列出轴向动量方程，阀芯作用于液体的力为,
F’=ρQv1cos? -ρQv2cos90。 =ρQv1cos?
作用于阀芯的稳态液动力 F=-F=- Qv2cos?,F与
v2cos?方向相反,F力也是力图使阀口关闭。
一般情况下，液流通过阀口作用于滑阀的稳态
液动力，在方向上总是力图使阀口关闭，其大小
为,
F=ρQvcos?
式中 v－滑阀阀口处液流的流速；
?－ v与阀芯轴线的夹角，称为射流角。
结束
实际液体具有粘性，在液体流动时就有力，为
了克服阻力，就必然要消耗能量，这样就有能量
损失。能量损失主要表现为压力损失，这就是实
际液体伯努利方程中最后一项的意义。
压力损失过大，将使功率消耗增加，油液发热，
泄漏增加，效率降低，液压系统性能变坏。因此
在液压技术中正确估算压力损失的大小，从而找
到减少压力损失的途径。
§ 2-3 管路压力损失计算
液压系统中的压力损失分为两类,
一是油液流经直管时的压力损失，称为 沿程压力损失 。这类压力损失是由液体流动时的内摩擦力
引起的。
二是油液流经局部障碍时，由于液流的方向和速
度突然变换，在局部区域形成漩涡，引起液体质
点相互撞击和剧烈摩擦因而产生的压力损失，这
种损失称为 局部压力损失。
一、液体的流态
沿程压力损失的大小与液体流动状态无关，
因此下面将首先介绍液体的两种流态和判别准则。
二、沿程压力损失
三、局部压力损失
四、管路系统总压力损失
层流,液体中质点沿管道作直线运动而没有横
向运动，既液体作分层流动，各层间的流体互不
混杂。如图所示。
一、液体的流态
紊流, 液体中质点除沿管道轴线运动外，还有横
向运动，呈现紊乱混杂状态。
雷诺系数 RC=V.D/?
油液在直管中流动的沿程压力损失可用达西
公式表示,
ΔP λ =λ(l/d)(ρv 2/2)
式中 λ －沿程阻力系数； l－直管长度；
d –管道直径； v－油液的平均流速；
ρ －油液密度。
公式说明了压力损失 ΔP 与管道长度及流速 v的平
方成正比，而与管子的内径成反比。至于油液的
粘度，管壁粗糙度和流动状态等都包含在 λ 内。
二、沿程压力损失
1.层流时沿程阻力系数 ?的确定
设液体在一直径为 d的圆管中作层流运动，在液流
中取微小圆柱体，直径为 2r，长为 l。作用在这小
圆柱体上的两端压力（ p1,p2)和
圆柱两侧的剪切应力 (粘性力 ?)
可求得管中流速分布的表达式为
U=[(p1-p2)/4?l](d2/4-r2)
在管中心处，流速最大，其值为
Umax=[(p1-p2)/16?l].d2
v
u
圆管中液体作层流运动时的速度分布规律
（ 1）液流在直管中流动时的速度分布规律
（ 2）圆管中的流量
在单位时间内液体流经直管的流量 Q就是该抛
物线体的体积，其值可由积分求得。
Q=?0d/2u.2?r.dr=[?(p1-p2)/2?l].?0d/2(d2/4-
r2)rdr=?d4(p1-p2)/128?l=?d4?p/128?l
式中 d－管道内径；
l－直管长度；
?－油液的动力粘度；
?p－压力损失或压力降。
平均流速
v=Q/A=(?d4/128?l).?p/(?d2/4)=32?l.?p
（ 3）沿程阻力系数 ?
层流时沿程阻力系数 ?的理论值为,
?=64/Re
水的实际阻力系数和理论值很接近。
液压油在金属管中流动时，常取,
?=75/Re
在橡皮管中流动时，取
?=80/Re
在这里应注意，层流的压力损失 ?p与流速 v的
一次方程成正比，因为在 ?的分母中包含有 v的因
子。
2.紊流时沿程阻力系数 ?
紊流流动时的能量损失比层流时要大，截面
上速度分布也与层流时不同，除靠近管壁处速度
较低外，其余地方速度接近于最大值。
其阻力系数 ?由试验求得。
当 2.3x103<Re<105时，可用勃拉修斯公式
求得,
?=0.3164Re-0.25
三、局部压力损失
局部压力损失是液流流经管道截面突然变化
的弯管、管接头以及控制阀阀口等局部障碍处时
的压力损失。计算式为,
Δp ζ =ξ(ρv 2/2)
ξ －局部阻力系数，由试验求得； V－液流流速。
液体流经各种阀类的压力损失主要为局部损
失,当实际通过的流量不等于额定流量时，可根据
局部损失与 v2成正比的关系按下式计算。
Δp ζ =Δp r(Q/Qr)2
液压系统中管路通常由若干段管道串联而成。
其中每一段又串联一些诸如弯头、控制阀、管接
头等形成局部阻力的装臵，因此管路系统总的压
力损失等于所有直管中的沿程压力损失 ΔP λ 及所
有局部压力损失 ΣΔP ε 之和。即,
四、管路系统总压力损失
ΔP=ΣΔP λ +ΣΔP ε
=Σλ(l/d)(ρv 2/2)+Σξρ(ρv 2/2)
结束
§ 2-4 液流流经孔口及隙缝的特性
本节主要介绍液流流经小孔及缝隙的流量公式。
前者是节流调速和液压伺服系统工作原理的基础；
后者则是计算和分析液压元件和系统泄漏的根据。
一、孔口液流特性
二、液流流经细缝的流量
1、流经薄壁小孔的流量
D
p
d
C
通过薄壁小孔的液流
一、孔口液流特性
当小孔的通流长度 L与孔径 d之比 l/d小于等于
0.5时称为薄壁小孔。如图所示。当管道直径 D与
小孔之直径的比值 D/d>7时，收缩作用不受大孔侧
壁的影响，称为完全收缩。
推导出通过薄壁小孔的流量,
Q=ac·vc=CC ·a·vc
=CC·CV·a(2/ρΔp c)1/2
=Cd·a[(2/ρ ） Δp c]1/2
必须指出，当液流通过控制阀口时，要确定
其收缩断面的位置，测定收缩断面的压力 pc是十
分困难的，也无此必要。一般总是用阀的进、出
油口两端的压力差 Δp =p1-p2来代替,Δp c=p1-
pc 。故上式可改写为,
Q=Cq.a(2/ρ – p)1/2
由伯努利方程可知，，故 Cq要比 Cd略大一些，
一般在计算时取 Cq=0.62~0.63,Cq称为流量系
数。
2、流经细长小孔的流量
所谓细长小孔，一般是指长径比 l/d>4的小孔。
在液压技术中常作为阻尼孔。如图所示。
油液流经细长小孔时的流动状态一般为层流，因
此可用液流流经圆管的流量公式,
即,Q=(πd 4/128μl) ·Δp
从上式可看出，油液流经细长小孔的流量和小
孔前后压差成正比，而和动力粘度 μ 成反比，因
此流量受油温影响较大，这是和薄壁小孔不同的。
液压元件各零件间如有相对运动，就必须
有一定的配合间隙。液压油就会从压力较高的
配合间隙流到大气中或压力较低的地方，这就
是 泄漏 。 泄漏分为内泄漏和外泄漏 。泄漏主要
是有压力差与间隙造成的。泄漏
量与压力差的乘积便是功率损失,
因此泄漏的存在将使系统效率降
低。同时功率损失也将转化为热
量，使系统温度升高，进而影响
系统的性能。
二、液流流经细缝的流量
内
泄
漏
外泄漏
（ 1）流经同心圆柱环形间隙的流量
如图所示可得出流经同心圆柱环形间隙的流量为
Q=v·A=(Δp/12μl)δ 2πd ·δ
=(πdδ 3/12μl)Δp
上式即为通过同心圆环间隙
的流量公式。它说明了流量
与 Δp 和 δ 3成正比，即间隙
稍有增大，就会引起泄漏
大量增加。
1、流经圆柱环形间隙的流量
t
δ
δ
在实际工作中，圆柱与孔的配合很难保持同
心，往往有一定偏心，偏心量为 e，通过此偏心圆
柱形间隙的泄漏量可按下式计算,
Q=(πdδ 3/12μl)Δp(1+1.5ε 2)
从上式可知，通过同心圆环形间
隙的流量公式只不过是 ε=0 时偏心
园环形间隙流量公式的特例。当完全偏心时
e=δ,ε=1,此时 Q＝ (2.5πdδ 3/12μl ） Δp
可见，完全偏心时的泄漏量是同心时的 2.5倍。
（ 2）流经偏心园环形间隙的流量
图为一平面缝隙，液压油在压力差 Δp 作
用下自左向右流动。此平面隙缝可以看作是
同心圆环形间隙的展开，故可用平面隙缝的
宽度 b代替同心圆环形间隙流量公式中的 ?d，
即得 平行平面隙缝的流量公式,
Q=bδ 3/12μl ·Δp
2、流经平面隙缝的流量
δ
3、流经平行圆盘间隙的流量
图为相距间隙 δ 很小的二平行
圆盘，液流由中心向四周沿径向
呈放射形流出。柱塞泵和马达中
的滑阀和斜盘之间，喷嘴挡板阀
的喷嘴挡板之间以及某些静压支
承均属这种结构。其流量可按下
式计算,Q=πδ 3Δp/6μln(R/r ）
R－圆盘的外半径； r－圆盘中心
孔半径； μ －油液的动力粘度。
Δp －进口压力与出口压力之差。 结束
在液压系统中，由于某种原因，液体压力在
一瞬间会突然升高，产生很高的压力峰值，这种
现象称为 液压冲击 。
§ 2-5 液压冲击
液压冲击产生的压力峰值往往比正常工作压力
高好几倍，且常伴有噪声和振动，从而损坏液压元
件、密封装臵、管件 等。
液压冲击的类型有,
1,液流通道迅速关闭或液流迅速换向使液流速度
的大小或方向突然变化时，由于液流的惯力引起
的液压冲击。
2,运动着的工作部件突然制动或换向时，因工作
部件的惯性引起的液压冲击。
3,某些液压元件动作失灵或不灵敏，使系统压力
升高而引起的液压冲击。
一、液流通道迅速关闭时的液压冲击
二、运动部件制动时产生的液压冲击
一、液流通道迅速关闭时的液压冲击
(水锤现象）
图2-26 水锤现象分析
如图所示，液体自一具有固定液面的压力容器
沿长度为 l，直径为 d的管道经出口处的阀门以速度
v0流出。诺将阀门突然关闭，此时紧靠阀门口 B处
的一层液体停止流动，压力升高 ?p。其后液体也
依次停止流动，动能形成压力波,
并以速度 c向 A传播。此后 B处压力
降低 ?p，形成压力降波，并向 A传
播。而后当 A处先恢复初始压力,
压力波又传向 B。则如此循环使液
流振荡。振荡终因摩擦损失而停止。
让我们计算阀门关闭时的最大压力升高值 ?p。
设管路断面积为 A1，管长为 l，压力波从 B传到 A的
时间为 t，液体密度为 ?，管中的起始流速为 v0，则
有,?p=?v0.1/t=?cv0
式中 c=1/t为压力波传播速度。
如阀门不是完全关闭，而是使流速从 v0降到 v1
则有,?p=?c(v0-vt)=?c?v
当阀门关闭时间 t<T=21/c时称为完全冲击，
上两式适用于完全冲击。当 t>T=21/c时称为不
完全冲击，此时压力峰值比完全冲击时低。
（ 1）使完全冲击改变为不完全冲击
（ 2）限制管中油液的流速
（ 3）用橡胶软管或在冲击源处设臵蓄能器，以吸
收液压冲击的能量。
（ 4)在容易出现液压冲击的地方，安装限制压力
升高的安全阀。
可采取下列措施来减少液压冲击,
二、运动部件制动时产生的液压冲击
图2 - 2 7 运动部件制动时的液压冲击
阀口突然关闭
如图所示，活塞以速度 v0向左运动，活塞和负
载总质量为 M。当换向阀突然关闭进出油口通道，
油液被封闭在两腔之中，由于运动部件的惯性，
活塞将继续运动一段距
离后才停止，使液压缸
左腔油液受到压缩，从
而引起液体压力急剧增
加。此时运动部件的动
能为回油腔中油液所形
成的液体弹簧所吸收。
如果不考虑损失，可认为运动部件的动能与
回油腔中油液所形成的液体弹簧吸收的能量相等，
经推演可得到压力峰值的近似表达式为,
Δp= （ MK/V） 1/2,V0
K－油液的体积弹性模量；
V－回油腔体积；
V0－运动部件初始速度；
M－运动部件总质量。
由上式可见，运动部件质量越大，初始速度越
大，制动时产生的冲击压力也越大。 结束
第三章 液压泵和液压马达
液压泵和液压马达的工作原理
齿轮泵和齿轮马达
叶片泵和叶片式马达
柱塞泵和柱塞式液压马达
§ 3-1液压泵和液压马达的基本工作原理
轴向柱塞泵
径向柱塞泵
叶片泵
齿轮泵
定量泵
轴向柱塞泵
叶片泵
变量泵
泵
泵的分类
低速液压马达
轴向柱塞马达
径向柱塞马达
齿轮马达
定量马达
轴向柱塞马达
变量马达
马达
马达的分类
一、液压泵的基本工作原理
图中为单柱塞泵的工作原理。凸轮由电动机
带动旋转。当凸轮推动柱塞向上运动时，柱塞和
缸体形成的密封体积减小，油液从密封体积中挤
出，经单向阀排到需要的地方去。
当凸轮旋转至曲线的下降
部位时，弹簧迫使柱塞向
下，形成一定真空度，油
箱中的油液在大气压力的
作用下进入密封容积。凸
轮使柱塞不断地升降，密
封容积周期性地减小和增
大，泵就不断吸油和排油。
（ 1）容积式泵必定有一个或若干个周期变化的密
封容积。密封容积变小使油液被挤出，密封容积
变大时形成一定真空度，油液通过吸油管被吸入。
密封容积的变换量以及变化频率决定泵的流量。
（ 2）合适的 配流装臵 。不同形式泵的配流装臵虽
然结构形式不同，但所起作用相同，并且在容积
式泵中是必不可少的。
容积式泵排油的压力决定于排油管道中油液
所受到的负载。
容积式液压泵的共同工作原理如下,
二、液压泵的主要性能参数
图3 - 2 泵的实际流量和效率
泵的 流量 是指泵在单位时间内排出液流的体积。
其有理论流量和实际流量之分。
泵的理论流量 QT=qn,对于前图所示单柱塞泵,
有 q=?d2H/4,则 QT=?d2Hn/4。
泵的实际流量 Q=QT-ΔQ
ΔQ 是泵的泄露流量 。
泵的实际流量和理论流量
之比称为 容积效率,即,
?PV=Q/QT=(QT-ΔQ)/Q T =1-
ΔQ/Q T
且 Q=QT·?PV
1、流量和容积效率
工作压力 是指泵的输出压力，其数值决定于外
负载。如果负载是串联的，泵的工作压力是这些
负载压力之和；如果负载是并联的，则泵的工作
压力决定于并联负载中最小的负载压力。
额定压力 是指根据实验结果而推荐的可连续使
用的最高压力，他反映了泵的能力（一般为泵铭
牌上所标的压力）。在额定压力下运行时，泵有
足够的流量输出，并且能保证较高的效率和寿命。
最高压力 比额定压力稍高，可看作是泵的能力
极限。一般不希望泵长期在最高压力下运行。
2、压力
泵的理论功率为 pQT。 输入功率 2πM Tn。不考虑
损失，根据能量守恒，有 pQT=2πM Tn。
p—泵的出口压力； MT—驱动泵所需理论扭矩。
将 QT=nq代入上式，消去 n得 MT=pq/2π,
总效率 ?p为泵的实际输出功率 pQ与实际驱动泵
所需的功率 2πM Pn之比，即 ?P=pQ/2πM Pn
MP—驱动泵所需实际扭矩。
将 Q=QT?Pv及 QT=nq代入上式得,
η P=pq.?Pv/2πM p
又因为泵的 机械效率 η Pm=pq/2πM P 故总功率可
表示为,?P=?Pm.?PV
3、功率、机械效率和总效率
设定马达的排量为 q，转速为 n,泄露量 ΔQ
则流量 Q为,Q=nq+ΔQ
容积效率 ?mv=理论流量 /实际流量
=nq/Q=nq/(nq+ΔQ)
或 n=(Q/q)·?mv
可见,q和是 ?mv决定液压马达转速的主要参数。
三、液压马达的主要性能参数
1、流量、排量和转速
2、扭矩
理论 输出扭矩 MT=pq/2π
实际 输出扭矩 MM=MT-ΔM
因机械效率 ?Mm=MM/MT=1-ΔM/M T
故 MM=MT.?Mm=(pq/2π),?Mm
可见液压马达的排量 q是决定其输出扭矩
的主要参数。
有时采用液压马达得每弧度排量
DM=q/2π 来代替其每转排量 q作为主要参
数，这样有,
?=2πn=Q,?mv/DM 及 MM=pDM?Mm
液压马达总功率,
η M=2πM Mn/pQ=?mv?Mm
可见，容积效率和机械效率是液压泵
和马达的重要性能指标。因总功率为它们
二者的乘积，故液压传动系统效率低下。
总功率过低将使能耗增加并因此引起系统
发热，因此提高泵和马达的效率有其重要
意义。
3、总功率
按结构分,柱塞式, 叶片式 和 齿轮式
按排量分,定量和变量
按调节方式分,手动式和自动式，自动
式又分限压式、恒功率式、恒压式和恒
流式等。
按自吸能力分,自吸式合非自吸式
四、液压泵和液压马达的类型
液压泵和液压马达的图形符号
定量泵 变量泵
定量马达
变量马达 双向变量泵 双向变量马达
图3- 3 液 压泵和液压马达的图形符号
结束
§ 3-2 齿轮泵和齿轮马达
一、概述
二、外啮合齿轮泵工作原理
三、外啮合齿轮泵的几个问题
四、内啮合齿轮泵
五、齿轮马达
齿轮泵是液压泵中结构最简单的一种泵，它
的抗污染能力强，价格最便宜。但一般齿轮泵容
积效率较低，轴承上不平衡力大，工作压力不高。
齿轮泵的另一个重要缺点是流量脉动大，运行时
噪声水平较高，在高压下运行时尤为突出。齿轮
泵主要用于低压或噪声水平限制不严的场合。一
般机械的润滑泵以及非自吸式泵的辅助泵都采用
齿轮泵。
从结构上看齿轮泵可分为外啮合和内啮合两
类，其中以外啮合齿轮泵应用更广泛 。
一、概述
二、外啮合齿轮泵工作原理
外啮合齿轮泵由一对完全相同的齿轮啮合，由
于 ?>1，产生上下
体积变化，这就
形成了吸油区和
压油区。同时在
啮合过程中啮合
点沿啮合线移动,
把这两区分开,
起配流作用。
吸油 压油
图为外啮合齿轮泵实物结构
下面分析一下泵的排量。泵每转一周
把两个齿轮上齿谷中的存油排出。如果
泵中采用标准齿轮，并取齿谷的容积等
于齿部的体积，则齿轮每转一周排出的
体积可近似等于外径为 (mZ+2m)，内径
为（ mZ-2m)，厚度为 B的圆环体积，即
q=?/4[(mZ+2m)2-(mZ-2m)2]B=2?m2ZB
由于齿谷的体积大于齿部，实际几何排
量还要大一些，故以 3.33代替上式中的 ?
较接近实际情况。得 q=6.66m2ZB
即泵的实际流量为,Q=6.66m2ZB?PV.n
3,困油
三、外啮合齿轮泵的几个问题
1,泄漏
2,径向力
四、内啮合齿轮泵
如图所示为摆线泵工作原理图。内转子 1为齿
轮，有 6个齿。外转子 2为内齿轮，有 7个齿。内外
转子的偏心距为 e。当内转子绕中心 01旋转时外转
子绕 02同时旋转，内外转
子能自动形成几个独立的
密封容积，摆线泵按图示
方向旋转时，右半部分的
封闭容积增大，形成局部
真空,并通过配油窗口 B从
油箱吸油 (b图 )。当转子转
到图 c位置时,封闭容积为
最大。在图 d，油从 A输出。
图示为内啮合齿轮泵结构图。摆线泵由于采用
摆线，又是内啮合，因此与同排量的其它液压泵
比较，结构更为简单，紧凑。泵的轴向配油，配
油窗口很大，吸排油很充分。内啮合的一对转子
同向旋转，并且只
相差一个齿，两转
子齿部处的相对
滑动速度
很小，所
以运 动平
稳，噪声小寿命
长。摆线泵的缺点
是转子齿数少，流量
脉动大，在高压低速的情况下，容积效率较低。
图中为内啮合齿轮泵实物结构
五、齿轮马达
1、齿轮马达的工作原理
图为外啮合齿轮马达的工作原理图。图中 P
点为两齿轮的啮合点，当压力油进入齿轮马达
时,压力油分别作用在个
齿面上。由图可知，在
两个齿轮上各有一个使
其产生转矩的作用力,
两齿轮便按图示方向旋
转，齿轮马达输出轴上
也就输出旋转力矩。
齿轮马达和齿轮泵在结构上的主要区别如下：
（ 1）齿轮泵一般只需一个方向旋转，为了减小
径向不平衡液压力，因此吸油口大，排油口小。
而齿轮马达则需正、反两个方向旋转，因此进油
口大小相等。
（ 2）齿轮马达的内泄漏不能像齿轮泵那样直接
引到低压腔去，而必须单独的泄漏通道引到壳体
外去。因为马达低压腔有一定背压，如果泄漏油
直接引到低压腔，所有与泄漏通道相连接的部分
都按回油压力承受油压力，这可能使轴端密封失
效。
2、结构特点
（ 3）为了减少马达的启动摩擦扭矩，并降低
最低稳定转速，一般采用滚针轴承和其他改
善轴承润滑冷却条件等措施。
齿轮马达具有体积小，重量轻，结构简
单，工艺性好，对污染不敏感，耐冲击，惯
性小等优点。因此，在矿山、工程机械及农
业机械上广泛使用。但由于压力油作用在液
压马达齿轮上的作用面积小，所以输出转矩
较小，一般都用于高转速低转矩的情况下。
结束
§ 3-3 叶片泵和叶片式马达
一、双作用叶片泵
叶片泵有两类：双作用和单作用叶片
泵，双作用叶片泵是定量泵，单作用泵往
往做成变量泵。而马达只有双作用式。
二、双作用叶片式液压马达
三、单作用叶片泵
1、结构和工作原理
一、双作用叶片泵
图中为双作用叶片泵结构。它主要由壳体 1,7，
转子 3，定子 4，叶片 5，配流盘 2,6和主轴 9等组
成。
1 - 前泵体 2 - 配流盘 - 转子 4 - 定子 5 - 叶片 6 - 配流盘 7 后泵体 8 - 端盖 9 - 主轴 1 0 - 密封防尘圈 1 1,1 2 - 轴承 1 3 - 螺钉
图中为泵的转子和定子实物
图3-13 双 作用叶片工作原理
压油
吸油
双作用叶片泵工作原理可由下图说明。当转子
3和叶片 5一起按图示方向旋转时，由于离心力的
作用，叶片紧贴在定子 4的内表面，把定子内表面、
转子外表面和两个配流盘形成的空间分割成八块
密封容积。随着转子的旋转，每一块密封容积会
周期性地变大和缩小。一转
内密封容积变化两个循环。
所以密封容积每转内吸油,
压油两次，称为双作用泵。
双作用使流量增加一倍,
流量也相应增加。
2.流量
先计算处于大半径 r1处的叶片 a在旋转时排出流量
Qa。微小面积 dA以速度 v运动时排出的流量为 dQ。
则 Qa=?dQ= ?r0r1B?rdr= (B?/2).(r12-r02)
式中 B—叶片宽度； ?—转子的角速度；
r0—转子的外半径。
同样，处于小半径 r2处叶片 b在旋转时吸入的流量
为,Qb=?r0r2B?rdr= (B?/2).(r22-r02)
从配流窗口 II排出的流量为,
QII=Qa-Qb=(B?/2).(r12-r22)
由于此时配流窗口 IV也有油液排除，故泵的总流
量为,QT=2QII=B?(r12-r22)=2?Bn(r12-r22)
3、结构上的若干特点
（ 1）保持叶片与定子内表面接触
转子旋转时保证叶片与定子内表面接触时泵
正常工作的必要条件。前文已指出叶片靠旋转时
离心甩出，但在压油区叶片顶部有压力油作用，
只靠离心力不能保证叶片与定子可靠接触。为此，
将压力油也通至叶片底部。但这样做在吸油区时
叶片对定子的压力又嫌过大，使定子吸油区过渡
曲线部位磨损严重。减少叶片厚度可减少叶片底
部的作用力，但受到叶片强度的限制，叶片不能
过薄。这往往成为提高叶片泵工作压力的障碍。
在高压叶片泵中采用各种结构来减小叶片对定子
的作用力。
（ 2）端面间隙
为了使转子和叶片能自由旋转，它们
与配油盘二端面间应保持一定间隙。但间
隙也不能过大，过大时将使泵的内泄漏增
加，泵容积效率降低。一般中、小规格的
泵其端面间隙为 0.02~0.04mm。
（ 3）定子曲线
这里指的是连接四段圆弧的过渡曲线。
较早期的泵采用阿基米德螺线。
即 ?=r2+a? 及 ?=r1-a?
采用阿基米德螺线时，叶片径向速度不变，
不会引起泵流量脉动。
（ 4）叶片倾角
从前图中可看出叶片顶部顺转子旋转
方向转过一角度 ?。很明显，叶片顶部与
定子曲线间是滑动摩擦。在压油区，叶片
依靠定子内表面迫使叶片沿叶片槽向里运
动，其作用与凸轮相似，叶片与定子内表
面接触时有一定压力角。
4、类型
前图所示叶片泵额定压力 6.3MPa，转
速有 1000~1500r/min，流量有 6~100r/min
多种规格，容积效率 90%左右，主要用于
机床。
二、双作用叶片式液压马达
图3 - 1 5 叶片式液压马达工作原理
1、工作原理
双作用叶片式液压马达的工作原理可用下图
说明。图中当压力油进入后，叶片 1,3,5,7一
侧受到压力油的作用，另
一侧通回油。而叶片 2,4,
6,8的两侧压力相同。当压
力作用在叶片上时，产生的
扭矩为 dM=r.pdA=pBrdr
根据右图，作用在轴上的总
理论扭矩 Mt为,
MT=2?r2r1pBrdr=pB(r12-r22)
（ 1）叶片底部有弹簧，保证在初始条件下叶片贴
近内表面，形成密封容积；
（ 2) 泵壳内含有两个单向阀。进、回油腔的压力
经单向阀选择后再进叶片底部（如下图）。
（ 3）叶片槽是径向的。这是因为液压马达都要旋
转之故。
与泵相比具有以下几个特点,
通叶片底部
三、单作用叶片泵
图3- 13 单作用叶片工作原理
压油
吸油
1,工作原理
单作用叶片泵工作原理见下图。由图可看出，
与双作用泵的主要差别在于它的定子是一个与转
子偏心放置的圆环。
转子每一转，转子,
定子叶片和配流盘
形成的密封容积只
变换一次，所以配
流盘上只需要一个
配流窗口。
单作用叶片泵结构如图
泵的转子 K及其轴承上会受到不平衡的液
压力，大小为,
P=pBD
式中 P—转子受到的不平衡液压力；
p—泵的工作压力；
B—定子的宽度；
D—定子内直径。
计算泵的几何排量为,
q=B?[(R+e)2-(R-e)2]=4B?Re=2?Bde
理论流量为,QT=2?Bde
式中 R—定子内半径；
e—定子与转子的偏心量；
2,限压式变量叶片泵
左图中表示限压式变量叶片泵的原理，右图为
其特性曲线。泵的输出压力作用在定子右侧的活塞
1上。当压力作用在活塞上的力不超过弹簧 2的预紧
力时，泵的输出流量基本不变。当泵的工作压力增
加，作用于活塞上的力超过弹簧的预紧力时，定子
向左移动，偏心
量减小，泵的输
出流量减小。当
泵压力到达某一
数值时，偏心量
接近零，泵没有
流量输出。
下图是限压变量泵的实际结构。图中定子上
半部为压油区，作用在定子内部的液体压力使定
子向上并通过滑块 2使之与滚针导轨 1靠紧，使定
子移动灵活。螺钉 11用以调节限压式变量泵的起
控压力。螺钉 8用以限制定子的最大偏心量，即泵
的空载流量。
1 - 滚针 2 - 滑块 3 - 定子 4 - 转子 5 - 叶片 6 - 活塞 7 - 轴 8 - 最大流量调节螺钉 9 - 弹簧座 1 0 - 弹簧 1 1 - 压力调节螺钉
此泵的结构有以下两点值得注意,
（ 1）叶片底部油液是自动切换的。即当叶片在
压油区时，其底部通压力油；在吸油区时则与
吸油腔相通。所以叶片上、下的液压力是平衡
的，有利于减少叶片与定子间的磨损。
（ 2）叶片也有一倾角，但倾斜方向正好与双作
用泵相反。此种泵中，叶片上下液压力是平衡
的，叶片的向外运动主要依靠其旋转时所受到
的惯性力。
上诉泵的额定压力为 6.3MPa，主要用于机
床和压力机。 结束
§ 3-4 柱塞泵和柱塞式马达
在第一节所述单柱塞泵中，凸轮使泵
在半周内吸油，半周内排油。因此泵排出
的流量是脉动的，它所驱动的液压缸或液
压马达的运动速度是不均匀的。所以无论
是泵或马达总是做成多柱塞的。常用的多
柱塞泵有轴向式和径向式两大类。
一、轴向柱塞泵
二、轴向柱塞式液压马达
三、径向柱塞泵和马达
斜盘 2- 缸体 3 -柱 塞 4 - 配流盘 5 - 轴 6 - 弹簧
图3 - 2 1 直 轴式轴向柱塞泵的工作原理
1、直轴式轴向柱塞泵原理
一、轴向柱塞泵
图为该泵的工作原理。图中斜盘 1和配流盘
4固定不转，电机带动轴 5、缸体 2以及缸体内柱
塞 3一起旋转。柱塞尾有弹簧，使其球头与斜盘
保持接触。
图3 -2 2 配流盘
配流盘
由于存在困油问题，为减少困油，因此在
配油盘的槽 I,II的起始点开上条小三角槽，且
在二配流槽的两端都开有小三角槽。见下图,
2、流量
轴向柱塞泵的几何排量
q=(πd 2/4)DZtgγ
平均理论流量为
QT=(πd 2/4)DZntgγ
式中 d—柱塞直径； D—柱塞在缸体上
的分布直径； Z—柱塞数； n—轴的转速；
γ —斜盘倾斜角度。
从上式看出：泵的流量及每转排量可通
过改变斜盘倾角 γ 而改变，所以轴向柱
塞泵可很方便地做成变量泵。
3、直轴式柱塞泵的结构和变量机构
1-中间泵体 2-内套 3-弹簧 4-钢套 5-缸体 6-配油盘 7-前泵体 8-传动轴 9-柱塞 10-外套 11-轴承 12-滑靴 13-钢珠
14-回程盘 15-斜盘 6-轴销 17-变量活塞 18-丝杠 19-手轮 20-变量机构壳体
图示是一手动变量直轴式柱塞泵结构。它由
泵主体和变量机构两部分组成。动力由轴 8传入，
带动缸体 5连同其中的柱塞 9旋转。缸体旋转时，
斜盘的斜面通过滑靴迫使柱塞向里运动，只要改
变斜 盘
倾角 ? 就
可改 变
泵的 流
量。
以下图为柱塞泵的结构图
为了节约能量，希
望泵的流量能自动改变。
常用的自动变量泵有恒
功率式、恒压力式和恒
流量式等。图中为实现
恒功率控制的压力补偿
变量机构，以此机构代
替上图手顶变量泵左端
的手动变量机构，就成
为恒功率变量泵。图中
滑阀 5和活塞 6则形成一
个液压伺服机构。
1-限位螺钉 2-弹簧套 3、4-弹簧 5-伺服滑阀
6-变量机构 7-变量壳体 8-轴销 9-导杆
液压伺服机构的工作原理可用下图说明。
活塞 6是差动活塞,g腔的面积
为 d腔的二倍。泵的压力油经单向
阀进入 d腔，故 d腔始终与压力油相
通。阀芯相对阀套处于中间位置时，
活塞不运动。当阀芯向下偏离中位
时,g腔与 d腔接通。由于 g腔活塞
面积较大，活塞向下运动。当活塞
向下运动的距离与阀芯偏离中位的
距离相等时，活塞停止运动；当阀
芯向上偏离中位时,g腔与回油相
通，活塞向上运动，当行至与前情
况相同时停止。
图3- 26 恒 功率特性曲线
示,其中 AG’为斜盘倾角最大时，泵的最大流量。
而 GF’则表示当泵压力升高，斜盘倾角减小，泵流
量减少。当泵压力进一步升高时，流量按图中 F’E’
线改变。最后倾角不再
变化，则流量不再变化,
如图中 E’D’线。因此，泵
的输出流量根据使用压力
自动按折线 G’F’E’D’变化。
折线 G’F’E’D’与等功率线
HK接近。泵的流量压力
特性可在图中阴影的范围
内调节。如果使变量机构的两个弹簧中只有弹簧 4
起作用，则其变量特性如图中 AB线所示。
上述泵又称为恒功率变量泵，其特性如下图所
弹簧 2 －斜盘 3 －变量柱塞 4 －限位螺钉 5 －缸体 6 －配油盘 7 －轴承 8 －传动轴 9 －弹簧 1 0 －
端盖 1 1 －回程盘 1 2 －轴承 1 3 －球形垫圈 1 4 －滑片 1 5 －柱塞和滑履 1 6 －泵壳体
图中为另一种直轴式轴向柱塞泵的实际结构。
缸体上不再采用大型滚柱轴承，而是将轴支承在
两端轴承上，因此要求轴具有较高的刚度。此外，
其变量机械配置在与轴平行的轴线上，变量柱塞
作用点离开斜盘的旋转中心较远，变量所需力可
以较小些。泵轴另
一端 (图中右端 ) 必
要时也可伸出泵体
外，这时就称为通
轴泵。这泵可做成
各种变量式，图为
恒压式变量泵。
4、斜轴式轴向柱塞泵
由图可见其缸体的中心线与传动主轴成一角度，
故此泵称为斜轴泵。
图中为斜轴式轴向柱塞泵外形
上述泵是恒变量泵，恒压变量机构的原理见
下图。活塞 9的面积为活塞 16的一半。活塞 9的油
腔直接和泵的输出相通。而活塞 16的油腔和控制
阀套 12的沉割槽相通，活塞 16所受压力的大小由
阀芯 13的位移来控制，阀芯 13的台肩宽度稍小于
阀套沉割槽的宽度。当阀芯处于图示中位时,a、
b处形成两个同样大小的开口，其阻力相等。当阀
芯 13向上时,a处阻力增大,b 处减小,
活塞 9推动拔销 11向下，使
缸体摆角增加,泵排量增
加；当阀芯向下时，情况
正相反，排量减小。
泵的流量－压力特性如图。当泵的供油压
力升高至使阀芯 13向下移动到中位时，拔销 11
仍保持不动，流量也不变化（图中 FG线）。当
泵压力进一步升高，阀芯 13偏离中位向下,x腔
压力增加，拔销 11上升，缸体摆角减小，泵流
量减小（ GH线）。由于弹
簧 14的刚度很小，泵的供
油压力只有有很小的变化,
x腔的压力就可能有较大的
变化。而且弹簧 8的刚度也
很小，所以泵的压力增加
不多就使泵的流量降为零。
二、轴向柱塞式液压马达
斜盘 2 -缸 体 3 -柱 塞 4 -配 流盘 5 -轴 6 -弹 簧
轴向柱塞式液压马达的工作原理可参照轴向柱塞泵
如果在配有盘 II中通入压力油，而槽 I与回油相
通，则处于前面柱塞底部受到压力油液的作用，
时柱塞球头作用在斜盘的斜面上，其受力状况如
图所示。 根据静力平衡原理由下图可得,
F=Ncos?+?Nsin?,T=Nsin?- ?Ncos?
故 T=Ftg(?-?)=(?d2/4)ptg(?-?)
N—斜面对柱塞球头的法向反作用力；
?—斜面与柱塞头部间的摩擦系数；
?N—斜面对柱塞头部的摩擦力；
F—柱塞上的液压力；
T—柱塞上受力的合力；
?—斜盘倾角；
?=tg-1 ?,摩擦角。 F
F
T
T
N
N
N
N
轴向液压马达受力分析
三、径向柱塞泵和马达
柱塞 2 - 定子 3 - 转子 4 - 套 5 - 配流轴
图3 - 3 1 径向柱塞泵工作原理
1.径向柱塞泵的工作原理
图为径向柱塞泵的工作原理。之所以称为径
向柱塞泵是因为有多个柱塞径向地配置在一个共
同的缸体 3内。缸体由电动机带动旋转，柱塞要靠
离心力耍出，但其顶部被定
子 2的内壁所限制。定子 2是
一个与缸体偏心放置的圆环。
因此，当缸体旋转时柱塞就
做往复运动。这里采用配流
轴配油，又称径向配流。径
向柱塞泵外形尺寸较大，目
前生产中应用不广。
下面是径向柱塞泵的工作情况
各种径向柱塞泵的结构原理图
2.径向柱塞式液压马达
连杆式径向柱塞液压马达
与泵的情况相反，低速大扭矩马达多数采用径
向柱塞式结构。图为低速大扭矩液压马达的典型
结构。马达有五个活塞，壳体上有五个缸，外形
像星，又称为星形马达。连杆一端通过球铰与活
塞连接在一起；另一端为圆弧表面，圆弧半径与
偏心偏心轮半径一致。两个圆环套
在连杆圆弧外面，使连杆即
能沿着偏心轮的圆弧表面滑
动而又不能脱开。输出轴左
端通过联轴器使配流轴同步
旋转。
马达的排量为,
q= (?d2/4)HZI
式中 d—柱塞直径；
H—柱塞行程；
Z—柱塞数；
I—定子内曲线行程数。
可见这种马达的排量较单行程马达增
加 I倍，相当于有 IZ个柱塞泵。
结束
第四章 液压缸
液压缸的类型和工作原理
液压缸的设计和计算
液压缸 是将液压能转变为机械能
的、做直线往复运动（或摆动运动）
的液压执行元件。它结构简单、工作
可靠。用它来实现往复运动时，可免
去减速装臵，并且没有传动间隙，运
动平稳，因此在各种机械的液压系统
中得到广泛应用。
§ 4-1液压缸的类型和工作原理
根据常用液压缸的结构形式，可
将其分为四种类型,
?活塞式
?柱塞式
?伸缩式
?摆动式
单活塞杆式
双活塞杆式 {
一、活塞式液压缸
单活塞杆液压缸只有一端有活塞杆。如
图所示是一种单活塞液压缸。其两端进出口
油口 A和 B都可通压力油或回油，以实现双向
运动，故称为双作用缸。
1、单活塞杆液压缸
1 - 缸底 2 - 弹簧挡圈 3 - 套环 4 - 卡环 5 - 活塞 6 - 型密封圈 7 - 支承环 8 - 挡圈 9 - 形密封圈
1 0 - 缸筒 1 1 - 管接头 1 2 - 导向套 1 3 - 缸盖 1 4 - 防尘圈 1 5 - 活塞杆 1 6 - 定位螺钉 1 7 - 耳环
参照下图，当供给液压缸的流量 Q一定时，
活塞两个方向的运动速度为：
V1=Q/A1=4Q/πD 2 (向左）
V2= Q/A2=4Q/π(D 2-d2) (向右）
当供油压力 p一定，回油压力为零时 作用力：
F1=p.A1=p.πD 2/4 (向右）
F2=p.A2=p.π(D 2-d2)/4 (向左）
当其 差动连接 时，作用力为,
F3=p(A1-A2)=p.(πd 2/4)
速度,v3=(Q+Q2)/A1=(Q+v3.A2)/A1
所以 v3=Q/(A1-A2)=4Q/πd 2
图4-3 差动连接的单活塞杆液压缸
符号意义参阅下图
单活塞杆液压缸可以是缸筒固定，活塞
运动；也可以是活塞杆固定缸筒运动。无
论采用其中哪一种形式，液压缸运动所占
空间长度都是两倍行程。（见下图）
单活塞杆液压缸运动所占空间
双活塞杆液压缸的两活塞杆直径通常相
等，活塞两端有效面积相同。如果供油压力
不变，那么活塞反复运动时两个方向的作用
力和速度相等。
v=Q/A=4Q/?(D2-d2),
F=p.A=p,?(D2-d2)/4
v—活塞（或缸筒）运动速度； Q—供油流量；
F—活塞（或缸筒）上的作用力；
p—供油压力； A—活塞有效面积；
D—活塞直径； d—活塞杆直径。
这种液压缸在传动时活塞杆只承受拉力，
多数用于机床。
2、双活塞杆液压缸
双活塞杆液压缸的两端都有活塞伸出，
如图所示。其组成与单活塞杆液压缸基本
相同。缸筒与缸盖用法兰连接，活塞与缸
筒内壁之间采用间隙密封。
1 —活塞杆 2 —压盖 3 —缸盖 4 —缸筒 5 —活塞 6 —密封圈
双活塞杆液压缸结构
双活塞缸机构示意
将缸筒固定在床身上，活塞杆和工作台
相联接时，工作台运动所占空间长度为活塞
有效行程的三倍（见图 A）。一般多用于小
机床；反之，将活塞杆固定在床身上，缸筒
和工作台相联接时，工作台运动所占空间长
度为液压缸有效行程的两倍（见图 B），适
用于中型及大型机床。
二、柱塞式液压缸
柱塞式液压缸结构
（１）它是一种单作用式液压缸，靠
液压力只能实现一个方向的运动，柱
塞回程要靠其它外力或柱塞的自重；
（２）柱塞只靠缸套支承而不与缸套
接触，这样缸套极易加工，故适于做
长行程液压缸；
（３）工作时柱塞总受压，因而它必须
有足够的刚度；
（４）柱塞重量往往较大，水平放臵时
容易因自重而下垂，造成密封件和导向
单边磨损，故其垂直使用更有利。
柱塞式液压缸特点,
柱塞上有效作用力 F为,
F=p.A=
柱塞运动速度为,
v= =
式中 d—柱塞直径；其它符号意义同
前。
A ?d2
p, ?d2
4
Q 4Q
三、伸缩式液压缸
伸缩式液压缸具有二级或多级活塞，
如图所示。伸缩式液压缸中活塞伸出的顺
序式从大到小，而空载缩回的顺序则一般
是从小到大。伸缩缸可实现较长的行程，
而缩回时长度较短，结构较为紧凑。此种
液压缸常用于工程机械和农业机械上。
1— 活塞 2 —套筒 3 —O形 密封圈 4— 缸筒 5— 缸盖
伸缩式液压缸结构示意图
摆动式液压缸是输出扭矩并实现往复运
动的执行元件，也称摆动式液压马达。有单
叶片和双叶片两种形式。图中定子块固定在
缸体上，而叶片和转子连接在一起。根据进
油方向,
叶片将
带动转
子作往
复摆动。
四、摆动式液压缸
摆动式液压缸
A
A A －A
1－ 定子块 2－ 缸体 3－ 弹簧 4－ 密封镶条 5－ 转子
6－ 叶片 7－ 支承盘 8－ 盖板
如图所示，若输入液压油的流量为 Q和
摆动轴输出的角速度 ?之间的关系为,
Q=?/4(D2-d2)b.n=(b/8)(D2-d2)?
所以 ?＝ 8Q/b(D2-d2)
式中 n－摆动轴的转速 (n= ?/2?)；
b－叶片宽度；
D,d－见图。
单叶片式摆动液压缸计算简图
结束
§ 4-2 液压缸的设计和计算
一、液压缸主要尺寸的确定
液压缸的设计和计算是在对整个液压系
统进行工况分析，计算了最大负载力，先定
了工作压力的基础上进行的（详见第十一
章）。因此，首先要根据使用要求确定结构
类型，在按照负载情况，运动要求决定液压
缸的主要结构尺寸，最后进行结构设计。
二、液压缸结构设计中的几个基本问题
1、工作压力的选取
根据液压缸的实际工况，计算出外负载
大小，然后参考下表选取适当的工作力。
液压缸工作压力的确定
负载
缸工作压力 P 1 (bar）
0 ～ 0.7
60
70 ～ 140
100 ～ 140
140 ～ 250
180 ～ 210
> 250
320
一、液压缸主要尺寸的确定
2、活塞杆直径 d与缸筒内径 D的计算
受拉时,
d=(0.3-0.5)D
受压时,
d=(0.5-0.55)D (p1<5mpa)
d=(0.6-0.7)D (5mpa< p1<7mpa)
d=0.7D (p1>7mpa)
3、液压缸缸筒壁厚和外径的计算
缸筒最薄处壁厚,δ≥p yD/2(?)
δ —缸筒壁厚； D—缸筒内径；
py—缸筒度验压力，当额定压 Pn>160x105Pa
时,Py=1.25Pn ；
(?) —缸筒材料许用应力。 (?)=? b/n。
5、液压缸缸筒长度的确定
缸筒长度根据所需最大工作行程而定。
活塞杆长度根据缸筒长度而定。对于工作
行程受压的活塞杆，当活塞杆长度与活塞
杆直径之比大于 15时，应按材料力学有关
公式对活塞进行压杆稳定性验算。
4、活塞杆的计算
直径强度校核,d≥[4F/π(?)] 1/2
d—活塞杆直径； F—液压缸的负载；
(?) —活塞杆材料许用应力,(?)=? b/n。
1、液压缸的缓冲
液压缸中使用的缓冲装臵，常见的有
环状间隙式，节流口可调式或外加缓冲回
路等。
i
环状间隙式缓冲装置
节流口可调式缓冲机构
二、液压缸结构设计中的几个基本问题
2、液压缸的排气
为了排除聚集在液压缸内的空气，可在缸
的两端最高部位各装一只排气塞。
排气塞结构
排气塞结构
结束
滤油器
蓄能器
油箱及热交换器
其他辅件
第五章 液压辅件
§ 5－ 1 滤油器
? 一、滤油器的选用和过滤精度
? 二、滤油器的典型结构
? 三、滤油器的选用
? 四、滤油器的安装位置
1、液压系统的油液中的各种污染物,
外部污染物,切屑、锈垢、橡胶颗粒,
漆片、棉丝
内部污染物：零件磨损的脱落物,
油液因理化作用的生成物
一、滤油器的作用和过滤精度
滤油器的过滤精度通常用能被过滤
掉的杂质颗粒的公称尺寸 (?m)大小来表示。
一般要求系统过滤精度小于运动副间隙的一半。
此外，压力越高，对过滤精度要求就越高。
近年来，人们用另一个指标,过滤比 ?x。
?x＝ 滤油器入口尺寸大小 x (?m)颗粒数
滤油器出口处尺寸大小 x (?m)的颗粒数
可见,?x表示了滤油器过滤污染物的能力 。
2、过滤精度和过滤比
滤油器的总类很多，主要类型有,
机械式滤油器
网式滤油器；
线隙式滤油器；
片式滤油器；
纸芯式滤油器；
烧结式滤油器； 磁性滤器
二、滤油器的典型结构
机械式滤油器主要靠过滤介质阻挡杂质；磁性
滤油器则靠过滤介质的磁性吸出油液中的铁末。
1,网式滤油器
网式滤油器结构如图。这种滤油器的过滤
精度与铜丝网的网孔
大小和层数有关。图
示结构实际上只是一
个滤芯。网式滤油器
的优点是通油能力大
压力损失小，容易清
洗，但过滤精度不高
主要用于泵吸油口。
网式滤油器
－上盖 －钢丝网 －骨架 －下盖
2,线隙式滤油器
线隙式滤油器结构如图所示。其滤芯采用
绕在骨架上的铜丝来
替代上图中的铜丝网。
过滤精度决定于铜丝
间的间隙，故称为线
隙式滤油器。它常用
于液压系统的压力管
及内燃机的燃油过滤
系统。
线隙式滤油器
－发讯装置 －端盖 －壳体
－骨架 －铜丝
3,纸芯式滤油器
纸芯式滤油器是以处理过的滤纸做过滤材
料。为了增加过滤面积，纸芯上的纸呈波纹状。
纸芯式滤油器性能可靠，是液压系统中广泛采
用的一种滤油器。
但纸芯强度较低,
且堵塞后无法清理,
所以必须经常更换
纸芯。
纸芯式滤油器的纸芯
－滤纸 －骨架
A －A
滤油器纸芯外形
4,烧结式滤油器
烧结式滤油器结构如图所示，滤芯是用颗
粒状青铜粉压制烧结而
成，属于深度型滤油器。
烧结式滤芯强度较高,
耐高温，性能稳定，抗
腐蚀性能好，过滤精度
高，是一种常用的精密
滤芯。但其颗粒容易脱
落，堵塞不易清洗。
烧结式滤油器
1－ 端盖 2 －壳体 3 －滤芯
三、滤油器的选用
选用滤油器时应考虑一下三个问题,
1,滤孔尺寸
滤芯的滤孔尺寸可根据过滤精度或过滤比的要
求来选取。
2,通过能力
滤芯应有足够的通流面积。通过的流量愈高，
则要求通流面积愈大。一般可按要求通过的流
量，由样本选用相应的规格的滤芯。
3,耐压
包括滤芯的耐压以及壳体的耐压。这主要靠设
计时的滤芯有足够的通流面积，使滤芯上的压
降足够小，以避免滤芯被破坏。当滤芯堵塞时，
压降便增加，故要在滤油器上装置安全阀或发
讯装置报警。必须注意滤芯的耐压与滤油器的
使用压力是两回事。当提高使用压力时，只需
考虑壳体（以及相应的密封装置）是否能承受，
而与滤芯的耐压无关。
四、滤油器的安装位置
1、滤油器安装于液压泵吸油口 （见图中 1）
此位置可避免较大颗粒的杂质进入液压泵，但
要求滤油器有很大的通油能力和较小的压力损
失。一般采用过滤精度较低的网式滤油器。
2、滤油器安装于液压泵压油口 （见图中 2）
此位置可用以保护除液压泵以外的其它液压元
件。要求滤油器能耐高压。
3、滤油器安装于回油管路 （见图中 3）
此位置使油液在流回油箱之前先经过过滤,
使油箱中的油液得到净化。此种滤油器壳体的
耐压性能可较低。
4、滤油器安装在旁油路上 （见图中 4）
此位置可使管路中大的油液不断净化，使油液
的污染程度得到控制。
5、独立的过滤系统 （见图中 5）
这是将滤油器和泵组成一个独立于液压系统之
外的过滤回路。它的作用也是不断净化系统中
的油液，与将滤油器安装在旁路上的情况相似。
它需要增加设备（泵），适用于大型机械的液
压系统。 结束
§ 5－ 2蓄能器
? 一、蓄能器的类型
? 二、蓄能器的功用
? 三、充气式蓄能器的选用
一、蓄能器的类型
重锤式蓄能器原理见右图。它利用重锤的
位置变化来储存和释
放能量。重锤 1作用于
油液，油液压力决定
于弹簧的预紧力和活
塞面积。这种蓄能器
目前已很少采用，只
有在个别的低压系统
中还能见到。
重鏙式蓄能器
－重鏙 －柱塞 －液压油
1,重锤式蓄能器
2,弹簧式蓄能器
弹簧式蓄能器的原理和结构如图所示,
弹簧式蓄能器
－弹簧 －活塞 －液压油
3.充气式蓄能器
这是一种直接式接触式
蓄能器。其结构如图。它是
一个下半部盛油液，上半部
充压缩气体的气瓶。这种蓄
能器容量大，体积小，惯性
小，反应灵敏。但是气体容
易混入油液中，使油液的可
压缩性增加，并且耗气量大，
必须经常补气。 －气体 －液压瓶
气瓶式蓄能器
充气式蓄能器利用压缩气体储存能量。
（ 1）气瓶式蓄能器
（ 2）活塞式蓄能器
这是一种隔离式蓄能器。其机构如图。它
利用活塞使气油液隔
离，以减少气体渗入
油液的可能性。其容
量大，常用于中,高
压系统，但正逐渐被
性能更完善的气囊式
蓄能器所代替。 活塞式蓄能器
－气体 －活塞 －液压瓶
（ 3）气囊式蓄能器
气囊式蓄能器也是一种隔离式蓄能器。其
结构如图。外壳 2为两端成球形
的圆柱体，壳体内有一个用耐
油橡胶制成的气囊 3。气囊出口
上设充气阀 1，充气阀只在为气
囊充气时才打开，平时关闭。这
种蓄能器中气体和液体完全隔离
开，而且蓄能器的重量轻，惯性
小，反应灵敏，是当前最广泛应
用的一种蓄能器。
－充气阀 －壳体 －气囊 －菌形阀
气囊式蓄能器
二、蓄能器的功用
蓄能器在液压系统中的功用主要有以下几个方
面,
1.短期大量供油
2.系统保压
3.应急能源
4.缓和冲击压力
5.吸收脉动压力
上诉五项中，前三项属辅助能源，后二项属
减少压力冲击，改善性能的辅助装置。
使用蓄能器时应注意一下几点,
1,气瓶式蓄能器需要垂直安装，气体在上部，
油液处于下部，以避免气体随液体一起排
出。
2,装在管路上的蓄能器必须用支承架固定。
3,蓄能器与管路系统之间应安装截至阀，以
便在系统长期停止工作以及充气和检修时，
将蓄能器与主油路切断。蓄能器与液压泵
之间还应安装单向阀，以防止液压泵停转
时蓄能器内的压力油倒流。
三、充气式蓄能器的选用
1,液压泵流量的计算
T
Q max
Q p
o
Q 1
Q 2 Q 3 Q 4
t 1 t 2 t 3 t 4
流量时间循环图
Q
t
在一个工作循环内各阶段所需流量如图，液
压泵的流量 Qp为,
Qp=?Qi?ti/T
Qi－第 i 阶段所需流量；
?ti－第 i 阶段持续的时
间；
T－一个循环的总时间；
n－一个循环的总阶段
数。
i=1
n
2,蓄能器工作容积 Vw的计算
这里 Vw指的是蓄能器所能储存油液的最
大容积。在工作循环中，当所需流量大于泵流
量时，蓄能器释放能量；而当所需流量小于泵
的流量时，蓄能器储存能量。在各个工作阶段，
蓄能器释放的油量为,
?Vi=(Qp-Qi) ? ti
?ti为负值时，表示释放压力油； ? ti为正值时
表示储存压力油。显然,Vw至少应等于 ?Vi
中的最大值。极限情况下,Vw =(1/2)? | ?V’i | n i=1
3,蓄能器总容积 V0的计算
气囊式蓄能器在使用前先充气，压缩气体
使气囊占有了蓄能器的全部容积，此时气囊中
气体的体积为 V0，绝对压力为 P0；在工作状态
下，压力油进入蓄能器，使气囊受压缩，此时
压力为 P2，体积为 V2；压力油释放后，气体压
力降为 P1，体积膨胀为 V1。一般,P1>P0 。
由气体定律, P0V0n=P1V1n=P2V2n
从而有,Vw =V0P01/n[(1/P1)1/n]
式中 n－指数。
结束
§ 5－ 3油箱及热交换器
一、油箱
二、热交换器
一、油箱
油箱用以储存油液，以保证供给液压液压
系统充分的工作油液，同时还具有散热，使渗
入油液中的污物沉淀等作用。油箱可分为开式
油箱和闭式油箱两种。开式油箱中的油液的液
面与大气相通，而闭式油箱中油液的液面与大
气隔绝。开式油箱又分为整体式和分离式。所
谓整体式是指利用主机的底座等作为油箱。而
分离式油箱则与三机分离并与泵组成一个独立
的供油单元（泵站）。
进行油箱设计时，应注意以下几点,
1,应考虑清洗，换油方便。
2,油箱应有足够的容量。
3,吸油管及回油管应隔开，最好用一个或几个
隔板隔开，以增加油液循环距离，使油液
有充分时间沉淀污物，排出气泡和冷却。
4,吸油管距离箱底距离 H ?2D，距离壁大于 3D
（ D为吸油管外径）。
5,油箱一般用 2.5~4mm的钢板焊成，尺寸高大
的油箱要加焊角铁和筋板，以增加刚性。
6,要防止油液渗漏和污染。
7,油箱应便于安装、吊装和维修。
二、热交换器
液压系统中的功率损失几乎全部变成能量，
使油液温度升高。 要是散热面积不够，则需要
采用冷却器，使油液的平衡温度降低到合适的
范围内。按冷却介质分，冷却器可分为风冷、
水冷、和氨冷等多种形式。一般液压系统中主
要采用前两种。
水冷却器有 蛇形管式, 多管式 和 翅片式 等。
风冷式冷却器由风扇和许多带散热片的管子组
成。冷却器安装在回油管，避免受高压。
1、冷却器
图为冷却器外
形及安装位置
2,加热器
液压系统中油液的加热一般用电加热器，
加热方式见下图。由于直接和加热器接触的油
液温度可能很高，会加速油液老化，所以这种
电加热器应慎用。
油箱 2－电加热器
结束
§ 5－ 4 其它辅件
? 一、管道
? 二、管接头
? 三、压力表
? 四、压力表开关
一、管道
液压系统中使用的管道分为硬管和软管两
类。硬管有无缝钢管、有缝钢管和铜管等；软
管则有橡胶管和尼龙管等。油管的内径 d按下
式计算,d=2.(Q/2?)1/2
式中 Q－通过油管的流量；
V－管道中允许的流速。
压油管壁厚 ?计算式如下,
??pd/2(?)
P－油管工作压力；（ ?）－油管材料许用压力。
在配置液压系统管道时还应注意以下几点,
1,尽管缩短管路，避免过多的交叉迂回；
2,弯硬管时在使用弯管器，弯曲部分保持圆滑，
防止皱折。
3,金属管随意接时要留有胀缩余地。
4,随意接软管时要防止软管受拉或受扭。
根据计算所得油管的直径和壁厚，对照标准，
选用相近的规格。
二、管接头
管接头是油管与油管、油管与液压元件的
可拆装的连接件。它应该满足拆装方便，连接
牢固，密封可靠，外尺寸小，通油能大，压力
损失小以及工艺性好等要求。管接头的种类很
多，按接管接头的通路数量和流向可分为直通、
弯管、三通、和四通等；而按管接头和油管的
连接方式不同又可分为扩口式焊接式、卡套式
等。
三、压力表
液压系统各工作点的压力可通过压力表观
测，以便调整和控制。最常用的压力表是弹簧
弯管式压力表。压力表的精度等级以其误差占
量程的百分数来表示。选用压力表时系统最高
压力约为量程的 3/4比较合理。为防止压力冲击
损坏压力表，常在通至压力表的通道上设置阻
尼器 (见图 )。
图为压力表实物
四、压力表开关
压力油路与压力表之间往往装有一压力表
开关。见下图。它实际上是一个小型截止阀，
用于切断与接通压力表和油路的通道。压力表
开关有一点,
三点、六点等。
油箱
被测压力
接压力表
压力表开关结束
单向阀和液控单向阀
第六章 方向阀和方向控制回路
换向阀
方向控制回路
§ 6-1 单向阀和液控单向阀
一,单向阀
二,液控单向阀
三,双向液压锁
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。
一、单向阀
单向阀
二、液控单向阀
图6- 2 液 控单向阀
控制活塞 2 -推 杆 3 -锥 阀芯 4 -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。
图中为带卸荷阀芯的液压单向阀阀芯结构，活
塞背面全部受到进油压力作用,
此时控制口 K的压力必须超过
P1腔压力才能使活塞 1运动并顶
开锥阀芯 3。当 P2腔压力较高时,
顶开锥阀 3所需的控制压力可能
很高。为了减少控制口 K的开启
压力，在锥阀 3内部增加了一个
卸荷阀芯 6。在控制活塞顶起锥
阀 3之前先顶起卸荷阀芯 6,上腔
压力有了这一结构,液控单向阀
便可控制较高的油压而不需增加
控制活塞的直径合和使用过高的
控制油压。 5 - 弹簧 6 - 卸荷阀芯
图6 - 2 液控单向阀
具有漏油油口的结构
三、双向液压锁
阀体 2-控制活塞 3-顶杆
图6-4 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。
结束
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。
§ 6-2 换向阀
一,滑阀式换向阀的换向原理和图形符号
二,滑阀式换向阀的结构
三,滑阀机能
四,液压卡紧现象
五,操纵方式
六,其他结构形式的换向阀
七,多路换向阀
一、滑阀式换向阀的换向原理和图形符号
图6 - 5 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
表6 - 2 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臵，有几个方框就表
示几, 位, 。
（ 2）方框内的箭头表示在这一位臵上油路处于接
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。
二、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
三、滑阀机能
表6 - 3 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
多位阀处于不同位臵时，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。
图6-11 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。
四、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。
图6 - 1 2 阀 芯倾斜时开环形槽的效果
开环形槽的效果
开有 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
环槽的效果可从下图看出,
1、手动换向阀
4、液动换向阀
5、电液动换向阀
（ 1） 二位二通电磁阀
（ 4） 干式和湿式电磁铁
五、操纵方式
3、电磁换向阀
2、机动换向阀
（ 3） 交流和直流电磁铁
（ 2） 三位四通电磁阀
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
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。
弹簧 2- 阀芯 3- 阀体 4- 滚轮
5- 行程挡块
３, 电磁换向阀
(1)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，我们称这种阀具有常闭 (O型 )机能，见
图 A。反之，常态时
P与 A 相通，我们称
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
图中是二位二通电磁阀结构阀。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臵的。
（ 2）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
（ 3）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。
（ 4）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
4,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
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。
5.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
图6 - 2 0 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 -主 阀体 11 -主 阀体 -控 制压力进油口 -控 制压力油回油口
1、转阀式换向阀
六、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。
2、座阀式换向阀 （球阀式换向阀）
七、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臵时的回油方式有
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。
（ 1）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。
图6- 25 a 换 向阀并联
3,按换向阀油路连接方式可分为,
（ 2）串联
图6- 25 b 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
其中立位臵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。
（ 3）串并联
图6 - 2 5 c 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
一联的中立位臵回油道相连，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。
结束
§ 6-3 方向控制回路
一,启停回路
二,换向回路
三,锁紧回路
一、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
图6- 26 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
管路都受到高压油的作用。此种
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。
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
的停止位臵,一般可采用死挡铁限位的方法达到这
一要求,
二、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,
图为使用电磁阀的换向回路
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
臵在执行元件的附近，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。
图6- 29 弹簧回程的换向回路
1、采用单向阀的锁紧回路
三、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臵上
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。 图6- 32 换向阀锁紧回
路
结束
?溢流阀和调压阀
?减压阀和减压回路
?顺序阀
?压力继电器
?平衡回路
?卸荷回路
第七章 压力阀和压力控制回路
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。
§ 7-1 溢流阀和调压阀
一、溢流阀的结构和工作原理
二、溢流阀的主要性能
三、溢流阀的应用和调压回路
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。
一、溢流阀的结构和工作原理
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
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 - 主阀芯 2,3,4 - 节流孔 5 - 先导阀座 6 - 先导阀体 7 - 先导阀芯
8 调压弹簧 9 - 软弹簧 1 0 - 阀体
二、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臵,a图为
关闭状态,b图为开启状态,
弹簧压缩量 x 0
弹簧压缩量 x 0 +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。
图7- 7 溢流阀的压力流量特性曲线
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,
（ 1）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；
（ 2）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
阀的开启压力和闭和压力不等。
闭和压力小于开启压力，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。
图7-9 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。见下
图。
三、溢流阀的应用和调压回路
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。见右图。
图7 - 1 1 溢流阀在容积调
整系统中起限压安全作用
2、作安全阀用
3、作背压阀用
图7- 12 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
至
系
统
远程调压阀
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。
5、二级调压回路
图7- 15 二 级调压回路
低压
图7- 16 二级调压回路
远程调压阀
图 7-15所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。
结束
§ 7-2 减压阀和减压回路
一、减压阀的结构和工作原理
二、减压回路
一、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。
二、减压回路
图7- 21 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
图7 -2 2 二级调压回路
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-主换向阀 5－液压马达
1- 回位弹簧 2- 阀芯 3 - 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。
结束
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。
§ 7-3 顺序阀
一、顺序阀的结构和原理
二、顺序阀的应用
一、顺序阀的结构和原理
先导式顺序阀
直动式顺序阀
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。
图7- 26 单向顺序阀
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。
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。
下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。
图7- 28 定位夹紧顺序动作回路
定
位
缸
夹
紧
缸
至
主
油
路
二、顺序阀的应用
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。
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。 图7 - 2 9 顺序阀保证油路的最低压力
2、作背压阀用
4、液控顺序阀可作卸荷阀用
结束
§ 7-4 压力继电器
一、压力继电器的结构和工作原理
二、压力继电器的应用举例
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。
一、压力继电器的结构和工作原理
1-杠杆 2-薄膜 3-柱塞 4-钢球 5-弹簧 6-钢球 7-螺钉 8-钢珠
9-弹簧座 10-弹簧 11-螺钉 12-支点 13-螺钉 14-微动开关 15-垫圈
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。
二、压力继电器的应用举例
图7 - 3 1 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。
结束
§ 7-5 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。
一、用单向顺序阀的平衡回路
二、用液控顺序阀的平衡回路
一、用单向顺序阀的平衡回路
图7-32 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—液压缸回油腔的有效面积。
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。
又如图所示,我们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。
二、用液控顺序阀的平衡回路
图7 - 3 3 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
结束
§ 7-6 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。
一、执行元件不需要保压的卸荷回路
二、执行元件需要保压的卸荷回路
1、用三位换向阀卸菏的回路
一、执行元件不需要保压的卸荷回路
图7 - 3 4 用电磁换向
阀的卸荷回路
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。
图7-35 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
个调整压力为 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
图7- 36 用二位二通阀的卸荷回路
到
系
统
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。
3、用先导式溢流阀卸荷回路
图7- 37 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
图7 - 3 8 用蓄能器保压的回路
到
系
统
二、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。 结束
?调速方法概述
?节流阀
?采用节流阀的节流调速回路
?节流调速的速度稳定
?其它流量阀
?同步回路
第八章 流量阀和节流调速回路
一般液压传动机构都需要调节执行元件运动
速度。在液压系统中,执行元件液压缸或马达。在
不考虑液压油的压缩性和泄漏性的情况下，液压
缸的运动速度为 V=Q/A ;
液压马达的转速为 n=Q/qm。
式中 Q-输入执行元件的流量； A-液压缸的有效
面积； qm-液压马达的排量。
从上两式可知，改变输入液压缸的流量 Q或改
变液压缸有效面积 A，都可以达到改变速度的目的。
但对于特定的液压缸来说，一般用改变输入液压
缸流量 Q的办法来变速。而对于液压马达，既可用
改变输入流量也可用改变马达排量的方法来变速。
§ 8-1 调速方法概述
概括起来，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及节
流元件联合进行调速。
本章介绍以节流元件为基础的各种流量控制阀的
结构、原理以及节流调速回路的性能。
返回 结束
§ 8-2 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。
一、节流阀的作用
二、节流阀的特性
三、节流口的形式和节流阀的典型结构
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。
一、节流阀的作用
图8- 1 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(2?P/?)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=?d4?P/128?l=K.a?P
式中 K=d2/32?l; a=?d2/4,
厚壁小孔的流量特性方程为,
Q=K.a?pm
式中 k-系数； a-小孔截面积 ;?p-小孔两端压差；
m-指数。
二、节流阀的特性
2、流量稳定性
（ 1）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。
图8- 2 压差与通过流
量的关系
（ 3）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 。
（ 2）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。
三、节流口的形式和节流阀的典型结构
a、针阀式
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
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。
b、偏心槽式
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
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
d、周向隙缝式
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
（ 1）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
（ 2）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。
（ 3）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
返回 结束
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 。节流阀串联在进入液压缸的油
路上。
回油路节流调速 。节流阀串联在液压缸的回油路
上。
旁油路节流调速 。节流阀装在与执行元件并联的
支路上。
§ 8-3 采用节流阀的节流调速回路
一、进油路节流调速回路
二、回油路节流调速
三、进、回油路节流调速回路比较
四、旁油路节流调速回路
一、进油路节流调速回路
图8- 7 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。
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/A11/2).(PsA1+PL)
V=Q1/A1=（ K.a/A13/2).(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，他它反映了速度 v和负载 FL的关系。若活
塞运动速度为 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。
图8- 8 进油路节流调
速回路的速度负载特性
下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=(2A13/2/K.a)(Ps-A1-FL) =2(Ps-A1-FL)/v
由上式可以看出,
（ 1）当节流阀通流面积一定时，负载越小，速度
刚度 T越大。
（ 2）当负载一定时，节流阀通流面积越小，速度
刚度 T越大。
（ 3）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，这
里 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=Ps?Q)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。
二、回油路节流调速
图8 - 9 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=(2A23/2/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=ps?Q+ ?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, 。
三、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。
四、旁油路节流调速回路
图8 - 1 1 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。
1、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
=(2A13/2/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。
由上图几以上几式可看出,
（ 1）当节流阀通流面积一定而负载增加时，速度
显著下降。
（ 2）当节流阀通流面积一定时，负载越大，速度
刚度越大。
（ 3）当负载一定时，节流阀通流面积越小，速度
刚度越大。
（ 4）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。
3、功率特性
2、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=pL?Q
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。
结束
§ 8-4 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。
一、调速阀
二、溢流节流阀
三、调速阀与溢流节流阀的比较
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。
图8- 13 调速阀工作原理
一、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
图8 -14 调 速阀结构
图8-15 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。所以要使调速阀
正常工作，就必须保证
有一最小压差。此压差
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。
图8- 16 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。
二、溢流节流阀
液压缸 2- 安全阀 3- 溢流阀 4- 节流阀
图8- 18 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。
三、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。
结束
§ 8-5 其它流量阀
一、同步阀
二、稳流分流阀
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。
一、同步阀
图8- 20 采用分流集流阀的同步回路图
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。
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。
集流工况的原理图
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。
二、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
图8- 24 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)/A?Kx0/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
图8 - 2 5 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。
结束
一、用机械连接实现同步
§ 8-6 同步回路
液压系统有时要求两个或两个一上的液压缸
同步运动，既保持位臵上的同步。
二、用调速阀的同步回路
三、用分流阀的同步回路
四、用串联液压缸的同步回路
五、用同步缸或同步液压马达的同步回路
六、用伺服系统的同步回路
一、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
二、用调速阀的同步回路
图8-27 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。
三、用分流阀的同步回路
图8 - 2 8 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。
四、用串联液压缸的同步回路
图8- 29 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。
五、用同步缸或同步液压马达的同步回路
图8 -31 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。
图8-32 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２ DT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。
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。如果要求位臵同步精
度较高时，可采用伺服系统。伺服系统中既可以
有位臵反馈，又可以有速度反馈，故既能保证位
臵同步，又可保证速度同步。
六、用伺服系统的同步回路
结束
容积调速回路
容积节流调速回路
几种其它回路
第九章 容积调速回路和
几种其它回路
§ 9-1 容积调速回路
容积调速回路是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。溶剂调速回路有变量
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。
一、变量泵和定量执行元件组成的调
速回路
二、定量泵变量马达容积调速回路
三、变量泵和变量马达容积调速回路
一、变量泵和定量执行元件组成的调
速回路
这种调速回路可由变量泵与液压缸或变
量泵与定量马达组成，回路原理见下图。左
图为结构简图，右图为回路原理图。
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：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。
图9- 2 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。
图9- 2 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
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。
图9- 2 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
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。
图9-3 定 量泵变量马达容积调
速回路
（a) 闭式
（b) 开式
二、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。
图9-4 定 量泵变量马
达容积调速特性曲线
液压马达的输出转矩 Tm和输出功率 Pm
输出转矩 Tm=qm(Pp-P0)
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。 图9-4 定 量泵变量马
达容积调速特性曲线
三、变量泵和变量马达容积调速回路
图9-5 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。 结束
§ 9-2 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。
一、限压式变量泵和调速阀的调速回路
二、稳流式变量泵和节流阀容积调速回
路
三、压力反馈式变量泵和节流阀容积节
流调速回路
四、调速回路的比较和选择
一、限压式变量泵和调速阀的调速回路
原理图
特性曲线
这种回路的原理和工作特性曲线如图
所示。左图为原理图，在图示位置时，活
塞 4快速向右运动。
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。
二、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。
（b)特 性曲线
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
BC段表示变量泵的流量 Qp
随 ?p的变化而变化。
三、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
四、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,
（ 1）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。
（ 2）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。
（ 3）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。
结束
§ 9-3 几种其它回路
一、液压马达串联回路
二、液压马达制动回路
三、限速补油回路
四、双泵供油卸荷
一、液压马达串联回路
图9-1 0 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 。
1、液压制动
二、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。
三、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。
四、双泵供油卸荷
卸荷阀
去系统
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。
结束
第十章 典型液压系统
10－ 1转载机液压系统
10－ 2 汽车式起重机及挖掘机液压系统
10－ 3 挖掘机的液压系统
10－ 4 YZ100型振动机的液压系统
转载机主要用来装卸成堆散料,也能进
行轻度地铲掘工作,以及平地、起重和牵引
等多种作业。由于装载机是在露天情况下
工作，因而对系统有如下地要求,
1,工作性能好。应保证具有较高的生产率
和工作平稳性。
2,寿命长、可靠性高。
3,操纵性能好。
4,便于维修和保养。
10-1转载机液压系统
图示是 ZL50铰接式轮胎装载机的外观图，
它的举重量为 5吨。装载机的基本动作是：将
铲斗插入物料，向后翻转铲斗，保持载荷，
提升物料到一定高度，将物料运输到卸荷地
点、卸料,然后
回到装料处,
如此循环作业。
图中为 ZL50装载机的液压系统图。它以
6135Q型柴油机为动力驱动三个液压泵，
并组成工作装置回路和转向回路，而这两
个回路
又通过
辅助泵
和流量
转换阀
联系起
来。 Z L - 5 0 装载机
转向液压缸
锁紧阀
左
单向节流阀
转向阀
流量控制阀
分配阀
右
动臂液压缸
电磁开关
储气筒
铲斗液压缸
双作用安全阀1 8
动臂液压缸的进油路由工作液压泵和
辅助液压泵供油。流量总和最大可达 320
升 /分。分配阀采用传并联油路的多种阀，
其中控制动臂的阀为四位阀。当四位阀处
于图示中位时，液压缸锁紧而液压泵卸荷。
此外，还能实现空斗迅速下降，甚至在发
动机熄火的情况下也能将下铲斗。回路工
作压力由分配阀中的安全溢流阀调定为
150公斤 /厘米 2。
1,动臂液压缸工作回路。
2,转斗液压缸工作回路。
装载机在铲取物料时一般要求先转斗
后提升动臂，所以转斗液压缸与动臂液压
缸采用串并联油路连接，并将控制转斗压
缸的三位阀放置在动臂液压缸的四位阀之
前，以保证转斗液压缸能优先动作。
在转斗液压缸的小腔油路中尚设有双
作用安全阀。它的作用是在动臂升降过程
中，转斗的连杆机构由于动作不相协调而
受到某种程度的干涉，双作用安全阀可起
到缓冲补油作用。
3,自动限位装置
在工作装置和分流阀上装有自动复位
装置，以实现工作中铲斗自动放平，动臂
提升自动限位动作。在动臂后铰点和转斗
液压缸处装有自动复位行程开关，当行程
开关脱开触点，电磁阀断电而复位，关闭
进气通道，阀体内的压缩空气从放气孔排
出。
4,转向液压缸工作回路
装载机要求具有稳定的转向速度，也
就是要求进入转向液压缸的油液流量恒定。
转向液压缸的油液主要来自 CB－ 46转向泵，
该泵由主机的柴油发动机拖出，在发动机
额定转速下，流量为 77升 /分。
流量转向阀的工作原理是：使转向泵
输出的油液通过两个节流孔，两孔前后产
生压差 ?p’=p1-p2和 ?p”=p2-p3，总压差 ?p＝
?p’＋ ?p”＝ p1-p3。液动分流阀左端控制油
路接 p1，右端接 p2。设两端油压的作用面
积均为 F，阀芯即处在油压 p1与 p2的推力和
弹簧力 P弹 之和相平衡的位置。当转向泵流
量 Q1正常,?p达到规定值而 p1?p3+P弹 /F时，
分流阀被推至 A工位，于是 Q2＝ 0，辅助泵
排油全部输入工作装油路。当发动机转速
降低，使 Q1减小到 p1? p3+P弹 /F时，分流阀
便逐渐被推向 B工位，于是辅助泵开始向转
向油路输油。由于增加乐流量 Q2，使 p2上
升，同时 p1值也随之上升，直到 p1 ?p3+P弹 /F
时，分流阀便停留在新的平衡位置。
装载机转向机构要求转向灵敏，因此
随动阀采取负封闭的换向过渡形式，这样
还防止突然换向时系统压力瞬时升高。同
时还加了一个锁紧滑阀来防止转向液压缸
窜动。锁紧阀的作用是在转载机直线行驶
时防止液压缸窜动和降低关闭油路的速度，
减少液压冲击，避免油路系统损坏。另一
个作用是当转向泵和辅助泵管路发生破损
或油泵出现故障时，锁紧滑能自动回到关
闭油路位置，从而保证机器不摆头。
结束
10－ 2 汽车式起重机及挖掘机液压系统
一、汽车式起重机液压系统
在汽车底盘上装上起重设备，完成吊装
任务的汽车称为汽车式起重机。汽车式起
重机广泛的在运输、建筑、装卸、矿山及
筑路工地上应用，是一种行走式起重机。
汽车式起重机完成起重任务时，作业
循环通常是起吊－回转－卸载－返回，有
时还加入间断的短距离行驶运动。
汽车式起重机传动装置的传动方式有
机械传动、电力传动和液压三大类。
液压传动式汽车起重机的液压系统经
常采用开式系统。现以国产 QY－ 8型汽车
式起重机来对汽车起重机液压系统作一个
介绍。它是在黄河 JN－ 150型汽车起重机基
础上改装的，最大起重重量是 8吨，主要用
于工厂、矿山、码头、料场和建筑工地进
行装卸或安装作业。起重机行车部分与载
重汽车相同，为机械传动，其余部分都采
用液压传动。因此该机结构紧凑、操作方
便、工作安全可靠。
2
22
3
4
10
9
24
25
5
6 7
8
14
12
16
15
17
18
26 27 28 29
11
22
20
22
21
22
Ⅰ
Ⅱ
22
1 - 液压泵 2 - 滤油器 3 - 阻尼器 4 - 压力表 5 - 稳定器液压缸 6,7 - 液压锁 8 - 后支腿液压缸 9 - 前支腿液压缸
1 0 - 油箱 1 1,1 3 - 安全阀 1 2,1 6,2 0 - 平衡阀 1 4 - 伸缩臂液压缸 1 5 - 变幅液压缸 1 7 - 回转液压马达 1 8 - 起升
液压马达 1 9 - 制动器液压缸 2 1 - 单向节流阀 2 2 - 中心回转接头 2 3,2 4,2 5 - 第 Ⅰ 组换向滑阀 2 6,2 7,2 8,2 9 -
第 Ⅱ 组换向滑阀
图3- 29 Q Y8 型汽车起重机液压系
图为该机液压系统图。起重机为全回转
式，可分为
平台上部和
平台下部两
部分。上下
部的油路通
过中心回转
接头 22 连接。
起升机构及回转机构均为 ZM40型轴向
柱塞式液压马达驱动，此种马达转矩小，
转速高，系高速小扭矩马达，在起升机构
中，高速小扭矩马达通过圆柱齿轮减速器
驱动卷筒转动。在架转机构中，高速小扭
矩马达通过蜗杆减速器与齿轮传动机构驱
动平台旋转。起重机吊臂的伸缩和变幅，
分别由液压缸 14和 15一起驱动。
整机液压系统由一台 ZBD－ 40型轴向
柱塞泵供油，各执行元件的动作则由两组
多路阀控制。
两联手动换向阀 24和 25 之间组成串连
油路。可同时操纵前后支腿动作。在支腿
液压缸上装有液压锁，以防止起重机作业
时活塞杆因滑阀泄漏而自动缩回。
系统中的第 II组多路阀，用来控制伸
缩臂液压缸、回转与起升液压马达动作、
多路阀中的四联换向滑阀组成串联油路。
在起重机中，起升、变幅和吊臂在重
力载荷作用下自由下降。在起升、变幅,
和吊臂伸缩油路中，分别设置了平衡阀 12、
13,20以保持其平稳下降。此外平衡阀又
能起到液压锁作用，也可能将吊臂与吊重
可靠地支承住。
在起升机构中，还有常闭式制动器 19。
当起升机构工作时，由系统压力将制动器
自动打开，液压马达停转时，在弹簧力的
作用下自动上闸，这里的控制器仅作为停
止器使用，以防止液压马达因内漏而造成
吊重下降。
起重机回转速度很低，一般转动惯性力
矩不大，所以在回转液压马达的进回油路
中，没有设置过载和补油阀。
系统中的压力控制，是由两组多路阀中
的安全阀实现的。滤油器 2装在液压泵排油
路上，这种方式可以保护除泵以外的全部
液压元件。
该机采用了定量泵系统，各机构的速
度调节主要是通过改变发动机的转速，以
改变液压泵的输出流量来实现。
结束
10－ 3 挖掘机的液压系统
国产 WY250型正铲液压挖掘机采用双
泵分功率变量系统。该机机重 55吨，发动
机功率 198KW（ 270HP），正铲斗容量
2.5m3。液压系统由两个独立的并联回路组
成，分功率调节，先导伺服操纵。
泵组是两台变量泵 1和一台控制齿轮泵
18。液压系统最大工作压力是 28MPa，两
台主泵装有各自分开的功率调节器，由各
自的回路压力反馈到调节器进行变量，两
泵彼此之间不发生压力反馈。
国产 WY250型正铲液压挖掘机液压系统图
操纵液压泵 2 - 发动机 3 - 双联液压泵 4 - 蓄能器 5 - 转换阀 冷却用液压马达 7 - 冷却风扇 8 - 散热器 9,1 0 - 滤油器 1 1 - 行走马达（两个） 1 2 - 中心
回转接头 1 3 - 回转马达 1 4 - 缓冲制动阀 1 5 - 多路换向阀（两组） 1 6 - 单向节流阀 1 7 - 动臂缸 1 8 - 斗杆缸 1 9 - 铲斗缸 2 0 - 手动减压式先导阀 2 1 - 转换阀
W Y2 50 型挖掘机液压系统
先导阀 5和 13用来操纵阀组 2和 15中的
各个换向阀，实行作业动作和整机行走动
作。先导阀 13和 5 中的 S1和 S3分别操纵动
臂缸 10的换向阀和斗杆缸 11的换向阀。
主机需要行走时，扳动先导阀 5和 13
中的 S2，控制油就推动相应的行走马达换
向阀，使压力油经过中心回转接头 17流入
行走马达 8和 9。
该液压系统的回油路中装有板式强制
风冷散热器，保持作业时油温在 80。 C以内。
结束
10－ 4 YZ100型振动机的液压系统
在 YZ100型振动压路机中，液压系统
包括三个方面，即液压驱动行走系统、液
压驱动振动系统及液压转向系统。
1.液压驱动行走系统
主油为一个 PV22系列的变量泵集成元
件通过两根高压管路连接。
辅助回路分进油路和回油路,
进油路,
油箱
?
滤油器
?
补油泵
{ 伺服阀 ?伺服缸 ?控制主泵斜盘变量 单向阀 ?向主油路补油
补油安全阀 ?油泵壳体油箱
回油路,
高油管路 ?高压安全阀 ?低压管路 ?梭阀 ?
马达泄漏 ?马达壳体 ?油泵壳体 ?油箱
2,液压驱动振动系统
油箱 ?滤油器 ?齿轮泵 ?换向阀 ?齿轮马达
?冷却器 ?油箱
3.液压转向系统
油箱 ?滤油器 ?齿轮泵 ?全液转向器 ?双
向缓冲阀 ?转向油缸
整个系统公用一个油箱及冷却器，冷
却器设在振动油路中。当压路机不振时，
供振动系统用的齿轮泵被作为系统的冷却
油泵。
2
3
4 5
6
7
8
9
10
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
2223
24
4
4
24
24
1-转向油缸 2-手压泵 3-单向阀 4-单向阀 5-粗过滤器 6-阀块 7-转向器 8-振动控制阀 9-振动液
压马达 10-散热器 11-单向阀 12-发动机 13-分动箱 14-振动转向齿轮泵 15-变量柱塞泵 16-精过滤
器 17-油箱 18-空气滤清器 19-溢流阀 20-伺服控制阀 21-多路阀 22-桥驱动液压马达 23-滚轮驱动
图为 TYZ12振动压路机液压系统图，供参考。
结束
§ 10－ 5 摊铺机液压系统
随着国民经济的发展，水泥和沥青混
凝土路面的修建任务越来越重。为了实现
大规模的筑养路机械化，我国自行研制了
LTU4型全液压沥青混凝土摊铺机以及
HTH8500型滑模式水泥混凝土摊铺机等路
面机械。
摊铺机的功能是将沥青混合料均匀摊
铺在道路的面基层及磨耗层上，形成一定
密实的平整的路面，它是路面施工机械最
重要的组成部分。
2 3 4 5 6 7 8 8 9 10 12 1311 14 15
16
17
35 34 33 32 31 30 27 26 25
18 19 20 8
22
23
5
24
21
28
29
1-压力 表 2- 找平泵 3-油箱 4、7、13、16-滤油器 5,6、15- 溢流阀 8、25、30-摆线马达 9- 两位三通电
磁换向阀 10-齿轮泵 1 1-溢流 节流阀 12-双联齿轮 泵 14,22,29 -手动换 向阀 17-冷却器 1 8- 卷管装置
19-内部振捣 马达 20、28-快速接头 2 1、27、33-液压 缸 23 -调速阀 24-齿轮分流 器 26,31 -节流阀 3 2-
两位两通电磁换向阀 34 -液压锁 3 5-三位四通 电磁换向阀
图为 HTH8500型滑模式水泥混凝土摊铺机
液压系统图。
第十一章 液压系统的设计计算
§ 11—1 明确设计要求,进行工况分析
§ 11—2 拟定液压系统原理图
§ 11—3 计算和选择液压元件
§ 11—4 绘制工作图，编写技术文件
§ 11—1 明确设计要求，进行工况分析
一、明确设计要求
二、工况分析
一、明确设计要求
液压系统是主机的配套部分，设计液压系
统时首先要明确主机对液压系统提出的要求，
具体包括,
1、主机的动作要求
这是指主机的哪些动作要求用液压传动来
实现，这些动作间有无联系以及要不要完成一
定自动循环等。主机可能对液压系统提出许多
要求，设计这应在了解主机用途、工作过程和
总体布局的基础上对这些要求做出分析。
2、主机的性能要求
这是指主机内采用液压传动的各执行机构
在力和运动方面的要求。各执行机构在各工作
阶段所需的力和速度的大小、调速的范围、速
度的平彻性以及完成一个循环的时间等方面都
必须有明确的数据。现代化机械要求高精度、
高生产力以及高度自动化，这不仅要求其液压
系统具有良好的静态指标，还常对其动态指标
提出要求。
3、液压系统的工作环境
工作环境的温度和湿度，污染和振动冲击
情况以及是否有腐蚀性和易燃性物质存在等问
题均应有明确答案。这涉及液压元件和介质的
选用。必要时设计中还应附加防护措施。
4、其他要求
如液压装置在重量、外形尺寸方面的限
制以及经济性、能耗方面的要求等。
二、工况分析
工况分析就是分析主机在工作过程中速
度和负载的变化规律，即进行运动分析和负载
分析。对于动作复杂的机械需绘制速度循环图
和负载循环图，简单的系统可以不绘图，但需
要找出其最大负载和最大速度点。实际上，工
况分析是进一不明确主机在性能方面的要求。
1、运动分析
根据工作要求，将主机各执行元件在一
个完整的工作循环内各阶段的速度用图表示出
来。一般用速度 —时间（ v-t）或速度 —位移
（ v-s）曲线表示，称为速度循环图。图 a为组
合机床动力滑台的工作循环，图 b是速度 -位移
（ v-s）曲线。
工进
快进
快退
启动 快进 减速 工进 制动
制动 反向启动快退
(a)
(b)
2、负载分析
根据工况要求，将执行元件在各阶段所需
克服的负载用图表示出来。一般用负载 —时间
（ F-t）或负载 —位移（ F-s）曲线表示，称为
负载循环图。
（ 1）液压缸的负载分析
用液压缸带动主机执行机构作直线往复
运动时，所需克服的外负载动力为,
FL=F+Ff=Fa
a.工作负载 F
不同机械的工作负载其形式各不同。对于
金属切削机床，作用在运动部件运动方向上的
切削力是工作负载；而对于提升机械，其重物
的重量就是工作负载。工作负载可以是恒定的，
也可以是变化的；可能是正值负载，也可能是
负值负载。
b.摩擦阻力负载 Ff
摩擦阻力负载是指主机执行机构在运动
时所需克服的支承面上的摩擦力。
Ff=?Ni?i
式中 N
i—作用在第 i个支承面上的法向力；
?i—该支承面的摩擦系数。
k
i=1
c,惯性负载 Fa
惯性负载是指运动部件启动或制动过程中
的惯性力。可按牛顿第二定律计算,
Fa=ma=(G/g).(?v/ ?t)
液压缸运动时还需克服密封装置的摩擦阻
力，其大小与密封形式、液压缸的制造质量和
工作压力有关。
计算出工作循环中各阶段的外负载后，便
可作出负载循环图。上述组合机床动力滑台的
负载循环图如下。
启动 快进 减速 工进 制动
快退
制动
反向制动
组合机床滑台负载循环图
（ 2）液压马达负载分析
以液压马达为执行元件时，液压马达需克
服的外负载为,
ML=M+Mf+Ms
式中 M—工作负载折合到液压马达上的力矩；
Mf—执行机构等的摩擦力折合到液压马达上
的力矩；
Ms—执行机构、运动装置和液压马达等在启
动和制动时的惯性力折合到液压马达上的力矩
的总和。
3、执行元件容量的确定
（ 1）选定工作压力
工作压力的选定关系到设计出和系统是否
经济合理；工作压力低，则要求执行元件的容
量大，即尺寸大、重量重，系统所需流量也大；
压力过高，则对元件的制造精度和系统的使用
维护要求提高，并使容积效率降低。一般是根
据机械的类型来选择工作压力。
（ 2）液压缸有效面积的确定
从满足负载力的要求出发
A=FL/?cmp
当工作速度很低时，按上式计算出的工作面
积不一定能满足最低稳定速度的要求，因此
应按最低运动速度来进行验算，即液压缸的
有效工作面积应满足下式,
A?Qmin/vmin
如验算结果不能满足要求，则液压缸有效工
作面积按上式选取。
（ 3）液压马达每转排量的确定
从满足负载力矩的要求出发
q=2?ML/p.?Mm
必要时，也需按最低转速要求进行验算，即
q?Qmin/nmin
4.绘制液压执行元件工况图
应绘制的液压执行元件工况图包括压力
循环图、流量循环图以及功率循环图。根据负
载循环图，将各阶段的负载除以液压缸的面积
或液压马达的容量，即可作出流量循环图。在
根据 N=pQ可绘制出功率循环图。组合机床动
力滑台液压缸的工况图如图。
组合机床执行元件工况图
工况图的作用如下,
（ 1）可以很方便地找出最高压力点、最大流
量点和最大功率点。
（ 2）对合理地选择系统的主机回路有知道意
义。
结束
§ 11-2 拟定液压系统原理图
一、执行元件的类型
二、调速方案
三、控制方案
四、系统安全可靠性
五、节约能量
六、其它
一、执行元件的类型
根据主机部件所要求的运动形式，确定
采用液压缸还是液压马达作为执行元件。主机
要求往复运动，则选用液压缸；主机要求连续
的旋转运动，则应选用液压马达。至于液压缸
或液压马达的具体结构形式，可参照第三、四
章提出的原则选用。实际上它们的选用还和工
厂的惯例以及货源有关。
二、调速方案
调速方案主要是根据调速范围、功率大小、
低速稳定性、允许的温升以及投资的多少等因
素来考虑选用。节流调速结果简单，投资少，
调速范围大，低速稳定性好，但系统效率低。
故在功率不大，温升限制不严的情况下优先考
虑。在功率较大的中高压系统中，以采用容积
调速为宜。但在某些功率不大的系统中，也常
用容积调速。如果同时对低速稳定性有较高要
求，则可采用容积节流调速。
三、控制方案
控制方式主要根据主机工艺要求来确定。
执行机构较多的工程机械、工程船舶以及起重
机械等设备则可采用多路阀。一般说来行程控
制动作可靠，是一种最通用的控制方式；合理
地使用压力控制可以简化系统，但在一个系统
内不宜多次使用；时间控制不单独使用，往往
和行程或压力控制组合使用。按不同控制方式
设计出的系统、其繁简程度可能差别很大。
四、系统安全可靠性
拟定液压系统图时，应对系统的安全性和
可靠性予以足够的重视。为防止过载，安全阀
是必不可少的。为避免垂直运动部件在系统失
压情况下自由下落，在回油路中增加平衡阀或
液控单向阀是常用措施。用于起重机的液压马
达除了有平衡回路外，还有机械制动装置以确
保安全。在用一个泵供给两个以上执行元件运
动时，系统设计中应防止互相干扰。在系统中
合理地配置滤油器，是其长期工作重要保证。
五、节约能量
容积调速固然减少能耗，但双泵供油及增
加蓄能器等也能达到相当好的效果。为了减少
能耗，有时需增加一些投资，但考虑到长期运
行所需的费用及社会效益，这样做仍是可取的。
六、其它
如尽量采用标准元件以缩短设计和制造
周期降低成本等。
结束
§ 11—3 计算和选择液压元件
一、选择液压泵
二、选择控制阀
三、选取液压附件
一、选择液压泵
1、计算液压泵的工作压力
泵的工作压力是执行元件工作压力以及管
道压力损失之和。对液压马达或两腔工作面积
相等的液压缸，则有,
ps=p+??p
式中 ps—泵的工作压力；
p—液压缸或液压马达的工作压力，由于
执行元件回油腔常有压力，实际上 p是压差；
??p—油流经管道和各阀类时的全部压力损失。
对于两腔工作面积不等和液压缸（如图），
则有,
Ps=FL/?cm+??pi+(A2/A1)??p0
管道中的压力损失包括沿程
损失和局部损失两中。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。 管道压力损失
在额定流量下流各种阀类的压力损失可由
产品样本查得。当流经阀的实际流量为时，
其实际压力损失可按下式估算。
?p= ?pr(Q/Qr)2
对于压力损失较为准确的估算，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。现阶段只能进行粗细估算。
2、计算泵的流量
液压泵的流量 Qp为,
Qp?K(?Q)max
对于节流调速系统，如果最大流量点处于调速
状态，则泵的供油量中还要增加溢流阀的最小
溢流量。
系统中有蓄能器时，则泵的流量按一个工作循
环的平均流量选取，即,
Qp?(K/T),?Qi?ti n
i=1
3、选取液压泵规格
参照产品样本选取其额定压力比 p，
高 25~60%，其流量与上述计算结果一致
的液压泵。
4、计算功率，选用原动机
（ 1）按工作循环中最高功率点选用，即
N=(psQp)max/?p
式中 N—原动机功率；
(psQp)max—泵的压力和流量乘积的最大值；
?p—泵的总效率。对齿轮泵取 0.60~0.75，
柱塞泵取 0.80~0.85。
（ 2）如果带动泵的原动机为电动机，而在一
个循环中泵的功率变化较大，且最高功率点持
续的时间很短，则按前式的计算结果来选电动
机，功率就会偏大，不经济。在在这种情况下，
可根据电动机允许的发热来选取电动功率。先
算出循环中各阶段所需功率，即,
N1=p1Q1/?p1 N2=p2Q2/?p2
……N n=pnQn/?pn
则电动机功率为,
N=[(N12t1+N22t2+……+N n2tn)/(t1+t2+…… tn)]1/2
将两式的计算结果进行比较，如果最大功
率在电动机超载能力范围内（一般为 25%）。
则可按第二式选取电机。
二、选择控制阀
一般要求控制阀的额定压力和额定流量
大于系统最高工作压力和通过该阀的最大流
量。必要时，通过的流量可略大于该阀的额
定流量，但一般不超过 20%，以避免压力损
失过大，引起油液发热、噪声和其它性能恶
化。流量阀按系统中流量调节范围来选取，
其最小稳定流量应能满足机器性能的要求。
三、选取液压附件
滤油器、蓄能器、和管接头等可按第五
章中有关原则选取。选取油管和管接头时比
较简便的办法是使它们的通径和阀的通径一
致。
油箱既有储油又有散热的作用，因此必须有
足够容积和散热面积。油箱容积的推荐数值
如下：低压系统（ p<2.5MPa,V=(2~4)Qp
中压系统 (p<6.3MPa),V=(5~7)Qp
中高压系统 (p>6.3MPa),V=(6~12)Qp 结束
§ 11—4 绘制工作图，编写技术文件
一、绘制工作图
工作图包括,
1、液压系统图
图上应注明各种元件的规格、型号以及压力的
调整值，画出执行元件完成的工作循环图，列
出相应电磁铁和压力继电器的工作状态图。
2、元件集成块装配图
通常用板将部分控制元件组合起来，称为集成
板。液压件厂生产能完成各种功能的集成块,
设计者只需选用并绘制集成块组合装配图。如
没有合适的集成可供选用，则需专门设计。
3、泵站装配图
泵、拖动泵的电动机以及油箱等集合在一起构
成一个独立的液压源，称为泵站。小型泵站有
标准化产品供选用，但大、中型泵站往往需个
别设计，需绘出其装配图和零件图。
4、液压缸和其它专用件的装配图的零件图。
5、管路装配图
一般只需绘制示意图说明管道走向，但要注明
管道尺寸、接头规格和装配技术要求等。
6、电气线路图
二、编写技术文件
应编写的技术文件包括设计计算书、系
统工作原理和操作说明书等。设计计算书中
还需对系统的某些性能进行必要的验算。
结束