液压与气压技术是利用有压流体（压力油或压缩空气）为能源介质来实现各种机械的传动和自动控制，它在工业生产的各个领域均有广泛的应用；在机械类高等教育的课程中，它已成为一门重要的技术基础课。本课程主要教授液压与气压系统的基本元件的结构、工作原理、工作性能及其应用，还介绍了液压与气动的基本回路及其控制系统的设计方法。
第一章 绪 论
1.1 液压与气压传动的研究对象
液压与气压传动是研究利用有压流体(压力油或压缩空气)作为传动介质来实现各种机械的传动和自动控制的学科。液压传动与气压传动实现传动和控制的方法基本相同，它们都是利用各种元件组成需要的控制回路，再由若干回路组成能够完成一定控制功能的传动系统来完成能量的传递、转换与控制。
液压传动所采用的工作介质为液压油或其它合成液体，气压传动所采用的工作介质为压缩空气。
1.2 液压与气压传动的工作原理
根据液压千斤顶的工作原理即可了解液压传动的工作原理。从图0－1可以看出，当向上提手柄１使小缸活塞３上移时，小液压缸２因容积增大而产生真空，油液从油箱12通过阀4被吸入至小液压缸２中，当按压手柄１使小缸活塞３下移时，则油液通过阀７输入到大液压缸９的下油腔，当油液压力升高到能够克服重物Ｗ时，即可举起重物。彩图液压搬运车的工作原理即如前面所述。
图0－1液压千斤顶原理图
液压搬运车
将上面液压千斤顶工作原理图（图0－1）简化成如下图形（图0－2），并对其进行公式推导：
图0－2 液压千斤顶简化模型图
（1）力的传递关系
根据帕斯卡原理："在密闭容器内，施加于静止液体上的压力将以等值同时传到液体各点"，并根据图0-2的受力情况可推导出
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或 |
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式中A1和A2分别为图2中小活塞和大活塞的作用面积；F1为杠杆手柄作用在小活塞上的力；W为被举起的负载。由此建立了一个很重要的基本概念，即在液压和气压传动中，系统的工作压力取决于负载，而与流入的流体多少无关。
（2）运动的传递关系
由图2可以看出，当不考虑液体得可压缩性、泄漏的等因素时，依据液体体积不变，可得出
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A1h1=A2h2 |
或 |
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式中，h1和h2分别为小活塞和大活塞的位移，将其两端分别除以活塞移动的时间t，则得
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即 |
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由此可见，活塞的运动速度与活塞的面积成反比。进一步推导可得
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q=Av |
及 |
q=A1v1=A2v2 |
及 |
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据此可得，活塞的运动速度取决于进入液压(气)缸(马达)的流量，而与流体压力大小无关。
（3）功率关系
当不计功率损失的情况下，假设输入功率等于输出功率，由图0-2可得
F1v1=Wv2
还可以推导出
P=pA1v1=pA2v2=pq
由以上分析可得，液压传动和气压传动是以流体的压力能来传递动力的。
1.3 液压与气压传动系统的组成
（1）液压传动系统的组成
下图（图0－3）为一驱动机床工作台的液压传动系统，该系统的工作原理为：在图示位置，液压泵3由电动机带动旋转后，从油箱1中吸油，油液经滤油器2进入液压泵3的吸油腔，并经液压泵3、节流阀4、换向阀5进入液压缸7左腔，液压缸7右腔的油液经换向阀5流回油箱，液压缸活塞在压力油的作用下驱动工作台右移。反之，通过换向阀5换向（阀心左移），压力油进入液压缸的右腔，液压缸7左腔的油液经换向阀5流回油箱，液压缸活塞在压力油的作用下驱动工作台左移。
图0－3 机床工作台液压系统工作原理图
1-油箱 2-过滤器 3-液压泵 4-节流阀 5-换向阀 7-液压缸 8-工作台
（2）气压传动系统的组成
下图为一气动系统的组成原理图，由空气压缩机经贮气罐，再经气动三联件进入气动控制回路，控制气缸活塞杆左移和右移。
图0-4气动系统的组成原理图
（3）液压与气压传动系统的组成
由上面的例子可以看出，液压与气压传动：系统主要由以下几个部分组成：1)能源装置：把机械能转换成流体的压力能的装置,一般最常见的是液压泵或空气压缩机。
2)执行装置：把流体的压力能转换成机械能的装置，一般指作直线运动的液(气)压缸、作回转运动的液(气)压马达等。
3)控制调节装置：对液(气)压系统中流体的压力、流量和流动方向进行控制和调节的装置。例如溢流阀、节流阀、换向阀等。这些元件的不同组合组成了能完成不同功能的液(气)压系统。
4)辅助装置：指除以上三种以外的其它装置，如油箱、过滤器、分水滤气器、油雾器、能器等，它们对保证液(气)压系统可靠和稳定地工作有重大作用。
5)传动介质：系统中传递能量'的流体，即液压油或压缩空气。
（4）液压与气压传动系统的图形符号
上面的图为液压系统原理图，也可以将其用液压图形符号表示，如图0-3所示，详细的液压与气动元件图形符号在后面的课程中有详细介绍。
1.4 液压与气压传动的优缺点
（1）液压传动的优点
1）在同等的体积下，液压装置能比电气装置产生出更多的动力。在同等的功率下，液压装置的体积小，重量轻， 功率密度大，结构紧凑。液压马达的体积和重量只有同等功率电动机的12％左右。
2）液压装置工作比较平稳。由于重量轻、惯性小、反应快，液压装置易于实现快速启动、制动和频繁的换向。
3）液压装置能在大范围内实现无级调速（调速范围可达2000），它还可以在运行的过程中进行调速。
4）液压传动易于自动化，它对液体压力、流量或流动方向易于进行调节或控制。当将液压控制和电气控制、电子控制或气动控制结合起来使用时，整个传动装置能实现很复杂的顺序动作，也能方便地实现远程控制。
5）液压装置易于实现过载保护。液压缸和液压马达都能长期在堵转状态下工作而不会过热，这是电气传动装置和机械传动装置无法办到的。
6）由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。
7）用液压传动实现直线运动远比用机械传动简单。
（2）液压传动的缺点
1）液压传动在工作过程中常有较多的能量损失（摩擦损失、泄漏损失等），长距离传动时更是如此。
2）液压传动对油温变化比较敏感，它的工作稳定性很易受到温度的影响，因此它不宜在很高或很低的温度条件下工作。
3）为了减少泄漏，液压元件在制造精度上的要求较高，因此它的造价较贵，而且对工作介质的污染比较敏感。
4）液压传动出现故障时不易找出原因。
（3）气压传动的优点
与液压传动相比，气压传动具有一些独特的优点：
1）空气可以从大气中取得，同时，用过的空气可直接排放到大气中去，处理方便，万一空气管路有泄漏，除引起部分功率损失外，不致产生不利于工作的严重影响，也不会污染环境。
2）空气的粘度很小，在管道中的压力损失较小，因此压缩空气便于集中供应(空压站)和远距离输送。
3）因压缩空气的工作压力较低（一般为0.3—0.8MPa），因此，对气动元件的材料和制造精度上的要求较低。
4）气动系统维护简单，管道不易堵塞，也不存在介质变质、补充、更换等问题。
5）使用安全，没有防爆的问题，并且便于实现过载自动保护。
（4）气压传动的优点
气压传动与电气、液压传动相比有以下缺点：
1）气压传动装置。的信号传递速度限制在声速（约340m／s）范围内，所以它的工作频率和响应速度远不如电子装置，并且信号要产生较大的失真和延滞，也不便于构成较复杂的回路，但这个缺点对工业生产过程不会造成困难。
2）空气的压缩性远大于液压油的压缩性，因此在动作的响应能力、工作速度的平稳性方面不如液压传动。
3）气压传动系统出力较小，且传动效率低。
1.5 液压与气压传动的应用及发展
（1）液压与气压传动技术的应用
在工业生产的各个部门都应用液压与气压传动技术。例如，工程机械（挖掘机）、矿山机械、压力机械（压力机）和航空工业中采用液压传动，机床上的传动系统也采用液压传动；而在在电子工业、包装机械、印染机械、食品机械等方面应用较多的气压传动等。
（2）液压与气动技术的发展
液压技术正向高压、高速、大功率、高效、低噪声、高性能、高度集成化、模块化、智能化的方向发展。同时，新型液压元件和液压系统的计算机辅助设计(CAD)、计算机辅助测试(CAT)、计算机直接控制(DDC)、计算机实时控制技术、机电一体化技术、计算机仿真和优化设计技术、可靠性技术，以及污染控制技术等方面也是当前液压传动及控制技术发展和研究的方向；气压传动技术在科技飞速发展的当今世界发展将更加迅速。随着工业的发展，气动技术的应用领域已从汽车、采矿、钢铁、机械工业等行业迅速扩展到化工、轻工、食品、军事工业等各行各业。气动技术已发展成包含传动、控制与检测在内的自动化技术。由于工业自动化技术的发展，气动控制技术以提高系统可靠性，降低总成本为目标。研究和开发系统控制技术和机、电、液、气综合技术。显然，气动元件当前发展的特点和研究方向主要是节能化、小型化、轻量化、位置控制的高精度化，以及与电子学相结合的综合控制技术。
第二章 液压传动基础
流体传动包括液体传动和气体传动，本章仅介绍液体传动的基本知识。为了分析液体的静力学、运动学和动力学规律，需了解液体的以下特性：
连续性假设：流体是一种连续介质，这样就可以把油液的运动参数看作是时间和空间的连续函数，并有可能利用解析数学来描述它的运动规律。
不抗拉：由于油液分子与分子间的内聚力极小，几乎不能抵抗任何拉力而只能承受较大的压应力，不能抵抗剪切变形而只能对变形速度呈现阻力。
易流性：不管作用的剪力怎样微小，油液总会发生连续的变形，这就是油液的易流性，它使得油液本身不能保持一定的形状，只能呈现所处容器的形状。
均质性：其密度是均匀的，物理特性是相同的。
液压传动最常用的工作介质是液压油，此外，还有乳化型传动液和合成型传动液等，此处仅介绍几个常用的液压传动工作介质的性质。
2.1.1 液压传动工作介质的性质
（1）密度
单位体积液体的质量称为液体的密度。体积为Ｖ，质量为ｍ的液体的密度为
矿物油型液压油的密度随温度的上升而有所减小，随压力的提高而稍有增加，但变动值很小，可以认为是常值。我国采用摄氏20度时的密度作为油液的标准密度。
（2）可压缩性
压力为ｐ0、体积为Ｖ0的液体，如压力增大
时，体积减小
，则此液体的可压缩性可用体积压缩系数 
，即单位压力变化下的体积相对变化量来表示
由于压力增大时液体的体积减小，因此上式右边须加一负号，以使
成为正值。液体体积压缩系数的倒数，称为体积弹性模量Ｋ，简称体积模量。即Ｋ=１／
。
（3）粘性
1）粘性的定义
液体在外力作用下流动(或有流动趋势)时，分子间的内聚力要阻止分子相对运动而产生的一种内摩擦力，这种现象叫做液体的粘性。液体只有在流动(或有流动趋势)时才会呈现出粘性，静止液体是不呈现粘性的。
粘性使流动液体内部各处的速度不相等，以图1-2为例，若两平行平板间充满液体，下平板不动，而上平板以速度
向右平动。由于液体的粘性作用，紧靠下平板和上平板的液体层速度分别为零和
。通过实验测定得出，液体流动时相邻液层间的内摩擦力Ft，与液层接触面积Ａ、液层间的速度梯度
成正比，即
式中：
为比例常数，称为粘性系数或粘度。如以
表示切应力，即单位面积上的内摩擦力，则
这就是牛顿的液体内摩擦定律。
2）粘性的度量
(a)动力粘度：又称绝对粘度，单位为Pa·s(帕·秒)，以前沿用的单位为P(泊，dyne·s／
)，1Pa·s=10P=
cP(厘泊)。
(b)运动粘度：液体的动力粘度与其密度的比值，称为液体的运动粘度
；即
单位为
。以前沿用的单位为St(斯)，１
=
St＝
cSt(厘斯)。液压传动工作介质的粘度等级是以40
时运动粘度(以 
计)的中心值来划分的，如某一种牌号L-HL22普通液压油在40
时运动粘度的中心值为22
。
液体的粘度随液体的压力和温度而变。对液压传动工作介质来说，压力增大时，粘度增大。在一般液压系统使用的压力范围内，增大的数值很小，可以忽略不计。但液压传动工作介质的粘度对温度的变化十分敏感，温度升高，粘度下降。这个变化率的大小直接影响液压传动工作介质的使用，其重要性不亚于粘度本身。
（4）其它性质
液压传动工作介质还有其它些性质，如稳定性(热稳定性、氧化稳定性、水解稳定性、剪切稳定性等)、抗泡沫性、抗乳化性、防锈性、润滑性以及相容性(对所接触的金属、密封材料、涂料等作用程度)等，它们对工作介质的选择和使用有重要影响。这些性质需要在精炼的矿物油中加入各种添加剂来获得，其含义较为明显，不多作解释，可参阅有关资料。
2.1.2 对液压传动工作介质的要求
不同的工作机械、不同的使用情况对液压传动工作介质的要求有很大的不同；为了很好地传递运动和动力，液压传动工作介质应具备如下性能：
1)合适的粘度，较好的粘温特性。
2)润滑性能好。
3)质地纯净，杂质少。
4)对金属和密封件有良好的相容性。
5)对热、氧化、水解和剪切都有良好的稳定性。
6)抗泡沫好，抗乳化性好，腐蚀性小，防锈性好。
7)体积膨胀系数小，比热容大。
8)流动点和凝固点低，闪点(明火能使油面上油蒸气闪燃，但油本身不燃烧时的温度)和燃点高。
9)对人体无害，成本低。
对轧钢机、压铸机、挤压机和飞机等液压系统则须突出耐高温、热稳定、不腐蚀、无毒、 不挥发、防火等项要求。
2.1.3 工作介质的分类和选择
（1）分类
液压系统工作介质的品种以其代号和后面的数字组成，代号为L是石油产品的总分类号，H表示液压系统用的工作介质，数字表示该工作介质的粘度等级。
（2）工作介质的选用原则
选择液压系统的工作介质一般需考虑以下几点：
1）液压系统的工作条件
2）液压系统的工作环境
3）综合经济分析
2.1.4 液压系统的污染控制
工作介质的污染是液压系统发生故障的主要原因。它严重影响液压系统的可靠性及液压元件的寿命，因此工作介质的正确使用、管理以及污染控制，是提高液压系统的可靠性及延长液压元件使用寿命的重要手段。
（1）污染的根源
进入工作介质的固体污染物有四个根源：已被污染的新油、残留污染、侵入污染和内部生成污染。
（2）污染的的危害
液压系统的故障75％以上是由工作介质污染物造成的。
（3）污染的测定
污染度测定方法有测重法和颗粒计数法两种。
（4）污染度的等级
我国制定的国家标准GB／T14039-93《液压系统工作介质固体颗粒污染等级代号》和目前仍被采用的美国NASl638油液污染度等级。
（5）工作介质的污染控制
工作介质污染的原因很复杂，工作介质自身又在不断产生污染物，因此要彻底解决工作介质的污染问题是很困难的。为了延长液压元件的寿命，保证液压系统可靠地工作，将工作介质的污染度控制在某一限度内是较为切实可行的办法.为了减少工作介质的污染，应采取如下一些措施：
1)对元件和系统进行清洗，才能正式运转。
2)防止污染物从外界侵入。
3)在液压系统合适部位设置合适的过滤器。
4)控制工作介质的温度，工作介质温度过高会加速其氧化变质，产生各种生成物，缩短它的使用期限。
5)定期检查和更换工作介质，定期对液压系统的工作介质进行抽样检查，分析其污染度，如已不合要求，必须立即更换。更换新的工作介质前，必须对整个液压系统彻底清洗一遍。
液体静力学主要是讨论液体静止时的平衡规律以及这些规律的应用。"液体静止"指的是液体内部质点间没有相对运动，不呈现粘性而言，至于盛装液体的容器，不论它是静止的或是匀速、匀加速运动都没有关系。
2.2.1 液体静压力及其特性
作用在液体上的力有两种，即质量力和表面力。单位质量液体受到的质量力称为单位质量力，在数值上就等于加速度。表面力是由与流体相接触的其它物体(如容器或其它液体)作用在液体上的力，这是外力；"液体静止"指的是液体内部质点间没有相对运动，不呈现粘性而言，至于盛装液体的容器，不论它是静止的或是匀速、匀加速运动都没有关系。也可以是一部分液体作用在另一部分液体上的力，这是内力。单位面积上作用的表面力称为应力，它有法向应力和切向应力之分。当液体静止时，液体质点间没有相对运动，不存在摩擦力，所以静止液体的表面力只有法向力。液体内某点处单位面积 
上所受到的法向力
之比，叫做压力 
(静压力)，即
如果法向力F，均匀地作用于面积A上，则压力可表示为
液体的静压力具有两个重要特性：
1)液体静压力的方向总是作用面的内法线方向。
2)静止液体内任一点的液体静压力在各个方向上都相等。
2.2.2 液体静压力基本方程
（1）静压力基本方程式
在重力作用下的静止液体，其受力情况如图1-4a所示
图1-4重力作用下的静止液体
则Ａ点所受的压力为
式中，g为重力加速度，此表达式即为液体静压力的基本方程，由此式可知：
1)静止液体内任一点处的压力由两部分组成，一部分是液面上的压力
，另一部分是
与该点离液面深度
的乘积。
2)同一容器中同一液体内的静压力随液体深度
的增加而线性地增加。
3)连通器内同一液体中深度
相同的各点压力都相等。由压力相等的点组成的面称为等压面。 重力作用下静止液体中的等压面是一个水平面。
（2）静压力基本方程式的物理意义
图1-5为盛有液体的密闭容器，液面压力为
，选则一基本水平面ox，根据静压力基本方程式可以确定距液面深度ｈ处Ａ点的压力ｐ，即
这是液体静压力基本方程式的另一种形式。其中
表示A点的单位质量液体的位能；
表示A点的单位质量液体的压力能。
上述表达式说明了静止液体中单位质量液体的压力能和位能可以互相转换，但各点的总能量却保持不变，即能量守恒，这就是静压力基本方程式中包含的物理意义。
2.2.3 压力的表示方法及单位
（１）压力的表示方法
压力的表示方法有两种：一种是以绝对真空作为基准所表示的压力，称为绝对压力；另一种是以大气压力作为基准所表示的压力，称为相对压力。由于大多数测压仪表所测得的压力都是相对压力，故相对压力也称表压力。
绝对压力与相对压力的关系为：
绝对压力=相对压力+大气压力
绝对压力小于大气压时,负相对压力数值部分叫做真空度。即
真空度=大气压-绝对压力=-(绝对压力-大气压)
由此可知，当以大气压为基准计算压力时，基准以上的正值是表压力，基准以下的负值就是真空度。绝对压力、相对压力和真空度的相互关系如图1-6所示。
（２）压力的单位:
法定压力(ISO)单位称为帕斯卡(帕)，符号为
，工程上常用兆帕这个单位来表示压力，
在工程上采用工程大气压，也采用水柱高或汞柱高度等，在液压技术中，目前还采用的压力单位有巴，符号为
１
压力的单位及其它非法定计量单位的换算关系为：
1at(工程大气压)＝
(米水柱) 
(毫米汞柱) 
2.2.4 帕斯卡原理
在密闭容器内，施加于静止液体上的压力将以等值同时传到各点。这就是静压传递原理或称帕斯卡原理。液压系统中的压力是由外界负载决定的。
2.2.5 液体静压力对固体壁面的作用力
静止液体和固体壁面相接触时，固体壁面上各点在某一方向上所受静压作用力的总和，便是液体在该方向上作用于固体壁面上的力。在液压传动计算中质量力可以忽略，静压力处处相等，所以可认为作用于固体壁面上的压力是均匀分布的。
当固体壁面是曲面时，作用在曲面各点的液体静压力是不平行的，曲面上液压作用力在某一方向上的分力等于液体静压力和曲面在该方向的垂直面内投影面积的乘积。
本节主要讲授三个基本方程：流量连续性方程、伯努利方程和动量方程
2.3.1 基本概念
（l）理想液体、定常流动和一维流动
理想液体：既无粘性又不可压缩的液体。
定常流动：液体流动时，若液体中任何一点的压力、速度和密度都不随时间而变化，则这种流动就称为定常流动(恒定流动或非时变流动)。
非定常流动：只要压力、速度和密度中有一个随时间而变化，液体就是作非定常流动(非恒定流动或时变流动)。
一维流动：当液体整个地作线形流动时，称为一维流动，当作平面或空间流动时，称为二维或三维流动。
（2）迹线、流线、流束和通流截面
迹线：是流动液体的某一质点在某一时间间隔内在空间的运动轨迹。
流线：是表示某一瞬时液流中各处质点运动状态的一条条曲线，在此瞬时，流线上各质点速度方向与该线相切。
在非定常流动时，由于各点速度可能随时间变化，因此流线形状也可能随时间而变化。在定常流动时，流线不随时间而变化，这样流线就与迹线重合。由于流动液体中任一质点在其一瞬时只能有一个速度，所以流线之间不可能相交，也不可能突然转折，流线只能是一条光滑的曲线。
流管：在液体的流动空间中任意画一不属流线的封闭曲线，沿经过此封闭曲线上的每一点作流线，由这些流线组合的表面称为流管。
流束：流管内的流线群称为流束定常流动时。
流管和流束形状不变。且流线不能穿越流管，故流管与真实管流相似，将流管断面无限缩小趋近于零，就获得了微小流管或微小流束。微小流束实质上与流线一致，可以认为运动的液体是由无数微小流束所组成的。
通流截面：流束中与所有流线正交的截面称为通流截面，截面上每点处的流动速度都垂直于这个面。
平行流动：流线彼此平行的流动称为平行流动。
缓变流动：流线夹角很小或流线曲率半径很大的流动称为缓变流动。平行流动和缓变流动都可算是一维流动。
（3）流量和平均流速
流量：单位时间内通过某通流截面的液体的体积称为流量。
在法定计量单位制(或SI单位制)中流量的单位为
(
／秒)，常用单位为L／min(升／分)或mL／s(毫升／秒)。对于微小流速，由于通流截面积很小，可似认为通流截面上各点的流速u是相等的，所以通过该截面积
的流量为
，对此式进行积分，可得到整个通流截面面积A上的流量为
在工程实际中，通流截面上的流速分布规律很难真正知道，故直接从上式来求流量是困难的，为了便于计算，引入平均流速的概念，假想在通流截面上流速是均匀分布的，则流量等于平均流速乘以通流截面面积。令此流量与实际的不均匀流速通过的流量相等，即
＝ｖＡ
故平均流速
流量也可以用流过其截面的液体质量来表示，即质量流量
（4）流动液体的压力
静止液体内任意点处的压力在各个方向上都是相等的，可是在流动液体内，由于惯性力和粘性力的影响，任意点处在各个方向上的压力并不相等，但数值相差甚微。当惯性力很小，且把液体当作理想液体时，流动液体内任意点处的压力在各个方向上的数值可以看作是相等的。
2.3.2 连续性方程
连续性方程是质量守恒定律在流体力学中的一种表达形式，如果液体作定常流动，且不可压缩，那么任取一流管(图1-11)，两端通流截面面积为
和
，在流管中取一微小流束，流束两端的截面积分别为
和
，在微小截面上各点的速度可以认为是相等的，且分别为
和
。根据质量守恒定律，在dt时间内流人此微小流束的质量应等于从此微小流束流出的质量，故有
即
对整个流管，显然是微小流束的集合，由上式积分得
即
如用平均速度表示，得
由于两通流截面是任意取的，故有
上式称为不可压缩液体作定常流动时的连续性方程。它说明通过流管任一通流截面的流量相等。此外还说明当流量一定时，流速和通流截面面积成反比。
2.3.3 伯努利方程
伯努利方程就是能量守恒定律在流动液体中的表现形式。要说明流动液体的能量问题，必须先讲述液流的受力平衡方程，亦即它的运动微分方程。
（l）理想液体的运动微分方程
这就是重力场中，理想液体沿流线作定常流动时的运动方程，即欧拉运动方程。它表示了单位质量液体的力平衡方程。
（2）理想液体的伯努利方程
将上式沿流线积分，便可得到理想液体微小流束的伯努利方程
或对流线上任意两点且两边同除以g可得
上式即为理想液体作定常流动的伯努利方程。上述两式表明理想液体作定常流动时，沿同一流线对运动微分方程的积分为常数，沿不同的流线积分则为另一常数。这就是能量守恒规律在流体力学中的体现；理想液体作定常流动时，液流中任意截面处液体的总比能(即单位重量液体的总能量)由比压能(
)、比位能(z)，与比动能(
)组成(均为长度量纲，因此从几何意义上讲可分别称为压力水头、位置水头和速度水头)，三者之间可互相转化，但总和为一定值。
如果流动是在同一水平面内，或者流场中坐标z的变化与其它流动参数相比可以忽略不计，则上式可写成
该式表明，沿流线压力越低，速度越高。
（3）实际液体流束的伯努利方程
实际液体具有粘性，因此液体在流动时还需克服由于粘性所引起的摩擦阻力，这必然要消耗能量，设因粘性而消耗的能量为 ，则实际液体微小流束的伯努利方程为
（4）实际液体总流的伯努利方程
用平均流速ｖ代替管流截面积A1或A2上各点处不等的流速ｕ，且令单位时间内截面A处液流的实际动能和按平均流速计算出的动能之比为动能修正系数
，即
由上式可知
>1，与液体流动状态即截面上流速分布有关，流速分布越不均匀，
值越大，流速分布较均匀时
值接近于1(层流时
，紊流时
)。
此外，对液体在管流中流动时因粘性摩擦而产生的能量损耗，也用平均能量损耗的概念来处理，即令
则伯努利方程可以写成
上式就是仅受重力作用的实际液体在管流中作平行(或缓变)流动截面上的伯努利方程。它的物理意义是单位质量液体的能量守恒。其中
为单位质量液体从截面Ａ1流到截面Ａ2过程中的能量损耗。
应用伯努利方程时，应注意下述各点。这是因为在推导伯努利方程过程中逐次加入了限制条件。
1）ｚ和ｐ是指截面的同一点上的两个参数，至于Ａ1、Ａ2上的点倒不一定都要取在同一条流线上，但一般对管流而言，计算点都取在轴心线上。把这两个点都取在两截面的轴心处，不过是为了方便。
2）液流是恒定流。如不是恒定流，要加入惯性项。
3）两个计算通流截面应取在平行流动或缓变流动动处，但两截面之间的流动不受此限制。至于两截面间是什么流，是没有关系的，这最多影响能量损失的大小。
4）液流仅受重力作用，亦即盛液的容器没有牵连加速度的情况。
5）液体不可压缩，密度在运动中保持不变。
6）流量沿程不变，即没有分流。
7）适当地选取基准面，一般取液平面，这时ｐ一般等于ｐa ，ｖ＝０。
8）截面上的压力应取同一种表示法，都取相对压力，或都取绝对压力。压力小于大气压时，则表压力为负值，但用真空度表示时要写正值。如绝对压力为0.03MPa，则表压力为-0.07MPa，真空度为0.07MPa。
9）不要忘记动能修正系数，层流时
，紊流时
。
2.3.4 动量方程
液体作用在固体壁面上的力，用动量定理来求解比较方便。动量定理指出：作用在物体上的力的大小等于物体在力作用方向上的动量的变化率，即
根据上式进行推导（详细推导过程请参阅参考书）可得流动液体的动量方程。
方程左边为作用于控制体积内液体上的所有外力的总和，而等式右边第一项表示液体流量变化所引起的力，称为瞬态力；第二、三项表示流出控制表面柑流人控制表面时的动量变化率，称为稳态力。如果控制体中的液体在所研究的方向上不受其它外力，只有液体与固体壁面的相互作用力，则该二力的作用力与反作用力大小相等，方向相反。液体作用在固体壁面的作用力分别称为瞬态液动力和稳态液动力。
定常流动时，
，故上式中只有稳态液动力，即
上述公式均为矢量表达式，在应用时可根据问题的具体要求向指定方向投影，列出该指定方向的动量方程，从而可求出作用力在该方向上的分量，然后加以合成。
动量修正系数，为液体流过某截面A的实际动量与以平均流速流过截面的动量之比，当液流流速较大且分布较均(紊流)时，，液流流速较低且分布不均匀(层流)时，
第三章 液压动力元件
动力元件起着向系统提供动力源的作用，是系统不可缺少的核心元件。液压系统是以液压作为向系统提供一定的流量和压力的动力元件，液压泵将原动机输出的机械能转换为工作液体的压力能，是一种能量转换装置。
3.1.1 泵的工作原理和分类
（1）液压泵的工作原理
泵是一种能量转换装置，把电动机的旋转机械能转换为液压能输出。液压泵都是依靠密封容积变化的原理来进行工作的，故一般称为容积式液压泵，图2－l所示的是一单柱塞液压泵的工作原理图．图中柱塞2装在缸体3中形成一个密封容积a，柱塞在弹簧4的作用下始终压紧在偏心轮1上。原动机驱动偏心轮1旋转使柱塞2作往复运动，使密封容积a的大小发生周期性的交替变化。当a由小变大时就形成部分真空，使油箱中油液在大气压作用下，经吸油管顶开单向阀6进入油腔a而实现吸油；反之，当a由大变小 时，a腔中吸满的油液将顶开单向阀5流入系统而实现压油。这样液压泵就将原动机输入的机械能转换成液体的压力能，原动机驱动偏心轮不断旋转，液压泵就不断地吸油和压油。
非容积式泵主要是指离心泵，产生的压力一般不高。
（2）液压泵的特点
1） 具有若干个密封且又可以周期性变化的空间。泵的输出流量与此空间的容积变化量和单位时间内的变化次数成正比，与其他因素无关。
2） 油箱内液体的绝对压力必须恒等于或大于大气压力。这是容积式液压泵能吸入油液的外部条件。因此为保证液压泵能正常吸油，油箱必须与大气相通，或采用密闭的充亚油箱。
3） 具有相应的配流机构。将吸液箱和排液箱隔开，保证液压泵有规律地连续吸排液体。
吸油时，阀5关闭，6开启；压油时，阀5开启，6关闭。
常用的容积式泵有：齿轮泵、叶片泵、柱塞泵（径向，轴向）、螺杆泵等。
液压泵的基础标准：
压力分级：0-25（低） 25-80（中） 80-160（中高）160-320（高压） >320(超高压)
流量分级：4 6 10 16 25 40 63 100 250
3.1.2 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称为工作压力。工作压力取决于外负载的大小和排油管路上的压力损失，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。
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植，称为液压泵的最高允许压力。
（2）排量和流量
1）排量V 液压泵每转一周，由其密封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。排量可以调节的液压泵称为变量泵；排量不可以调节的液压泵则称为定量泵．
2）理论流量 理论流量是指在不考虑液压泵的泄漏流量的条件下，在单位时间内所排出的液体体积。如果液压泵的排量为V，其主轴转速为n，则该液压泵的理论流量qt为
ｑt=Ｖｎ
式中V为液压泵的排量（m3/r），n为主轴转速（r/s）
3）实际流量ｑt 液压泵在某一具体工况下，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qt减去泄漏和压缩损失后的流量ql,即
q=qt一ql
4）额定流量qn在正常工作条件下，该试验标准规定（如在额定压力和额定转速下）必须保证的流量。
3.1.3 功率和效率
（1）液压泵的功率损失 液压泵的功率损失有容积损失和机械损失两部分：
l）容积损失 容积损失是指液压泵在流量上的损失，液压泵的实际输出流量总是小于其理论流量，其主要原因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的转速高等原因而导致油液不能全部充满密封工作腔。液压泵的容积损失用容积效率来表示，它等于液压泵的实际输出流量q与其理论流量qt之比，即
液压泵的实际输出流量q为：
2）机械损失 机械损失是指液压泵在转矩上的损失。它大等于液压泵的理论转矩Tt与实际输入转矩T之比，设转矩损失为Tl，则液压泵的机械效率为
（2）液压泵的功率
1） 输入功率
输入功率指作用在液压泵主轴上的机械功率，当输入转矩为Ti，角速度为ω时：
=Tiω
2） 输出功率P输出功率指液压泵在工作过程中的实际吸、压油口间的压差Δp和输出流量q的乘积，即：P=Δpq
3）液压泵的总效率 液压泵的总效率是实际输出功率与其输入功率的比值，即
还可以写成： 
|
齿轮泵是液压系统中广泛采用的一种液压泵，一般做成定量泵，可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵，其中以外啮合齿轮泵应用最广。 3.2.1 外啮合齿轮泵的工作原理
 图ｂ
|
 图ａ
|
|
上图ｂ为外啮合齿轮泵的工作原理图，它由装在壳体内的一对齿轮所组成，齿轮两侧有端盖（图中未示出），壳体、端盖和齿轮的各个齿间槽组成了许多密封工作腔。当齿轮按图示方向旋转时，右侧吸油腔由于相互啮合的轮齿逐渐脱开，密封工作容积逐渐增大，形成部分真空，因此油箱中的油液在外界大气压力的作用下，经吸油管进入吸油腔，将齿间槽充满，并随着齿轮旋转，把油液带到左侧压油腔内。在压油区一侧，由于轮齿在这里逐渐进入啮合，密封工作腔容积不断减小，油液便被挤出去，从压油腔输送到压力管路中去。在齿轮泵的工作过程中，只要两齿轮的旋转方向不变，其吸、排油腔的位置也就确定不变。这里啮合点处的齿面接触线一直分隔高、低压两腔起着配油作用，因此在齿轮泵中不需要设置专门的配流机构，这是它和其它类型容积式液压泵的不同之处。 |
3.2.2 外啮合齿轮泵的流量与排量计算
齿轮泵的排量可以近似地等于其中一个齿轮的所有轮齿体积与齿间槽容积之和。即以齿顶圆为外圆、直径为(z-2)m的圆为内圆的圆环为底，以齿宽为高所形成的环形筒的体积，当齿轮的模数为m,齿宽为B,
齿数为z时的排量为
实际上齿间槽的容积比轮齿的体积稍大，故通常取
V= 
当驱动齿轮泵的原动机转速为n时，外啮合齿轮泵的理论流量和实际流量分别为
3.2.3 外啮合齿轮泵的结构特点
（1） 困油
齿轮泵要平稳工作，齿轮啮合的重叠系数必须大于1，也就是要求在一对齿轮即将脱开啮合前，后面的一对齿轮就要开始啮合。就在两对轮齿同时啮合的这一小段时间内，留在齿间的油液困在两对轮齿和前后泵盖所形成的一个密闭空间中，如图2-4a所示，当齿轮继续旋转时，这个空间的容积就逐渐减小，直到两个啮合点A,B处于节点两侧的对称位置时，如图2-4b所示，这时封闭容积减至最小。由于油液的可压缩性很小，当封闭空间的容积减少时，被困的油受挤压，压力急剧上升，油液从零件结合面的缝隙中强行挤出，使齿轮和轴承受到很大的径向力；当齿轮继续旋转，这个封闭容积又逐渐增大到如图2-4c所示的最大位置，容积增大时又会造成局部真空，使油液中溶解的气体分离，产生空穴现象，这些都将使齿轮泵产生强烈的噪声。这就是困油现象。
解决方法：在齿轮泵的两侧端盖上开卸荷槽
（2）径向不平衡力
在齿轮泵中，作用在齿轮外圆上的压力是不相等的，在压油腔和吸油腔处齿轮外圆和齿廓表面承受着工作压力和吸油腔压力，在齿轮和壳体内孔的径向间隙中，可以认为压力由压油腔压力逐渐分级下降至吸油腔压力，这些液体压力综合作用的结果，相当于给齿轮一个径向的作用力（即不平衡力），使齿轮和轴承受载，这就是径向不平衡力，工作压力越大，径向不平衡力也越大，甚至可以使轴发生弯曲，使齿顶和壳体发生接触，同时加速轴承的磨损，降低轴承的寿命。
解决方法：缩小压油口
（3）泄漏
有三个可能泄漏的部位：齿轮端面和端盖间；齿轮外圆和壳体内孔间；两个齿轮的齿轮啮合处。其中齿轮端面和端盖间的轴向间隙泄漏占总泄漏量的75%-80%。
3.2.4 提高压力措施
要提高齿轮泵的压力，必须减少端面的泄漏，一般采用齿轮端面间隙自动补偿的办法。图示采用浮动轴套，增大轴、轴承的刚度。
叶片泵的结构较齿轮泵复杂，但其工作压力较高，且流量脉动小，工作平稳，噪声较小，寿命较长，所以被广泛应用于专业机床、自动线等中低压液压系统中。叶片泵分单作用叶片泵（变量泵，最大工作压力为7.0Mpa）和双作用叶片泵(定量泵，最大工作压力为7.0Mpa)。
3.3.1 单作用叶片泵
（1）结构和原理
定子具有圆柱形内表面，定子和转子间有偏心距e，叶片装在转子槽中，并可在槽内动，当转子回转时，由于离心力的作用，使叶片紧靠在定子内壁，这样在定子、转子、叶片和两侧配油盘间就形成若干个密封的工作区间，当转子按图示的方向回转时，在图的右部，叶片逐渐伸出，叶片间的工作空间逐渐增大，从吸油口吸油，这就是吸油腔。在图的左部，叶片被定子内壁逐渐压进槽内，工作空间逐渐减小，将油液从压油口压出，这就是压油腔。在吸油腔和压油腔间有一段封油区，把吸油腔和压油腔隔开，叶片泵转子每转一周，每个工作空间完成一次吸油和压油，故称单作用叶片泵。
（2）排量和流量的计算
式中，R为定子的内半径，e为定子和转子间的偏心距，B为定子宽度，
为相邻两叶片间的夹角，
=2π/z，z为叶片的个数。所以单作用叶片泵排量为
当叶片泵的转速为n,泵的容积效率为ηv时，理论流量和实际流量分别为
qt=Vn=4πReBn
q= qtηv=4πReBnηv
（3）结构特点
1)叶片后倾
2)转子上受有不平衡径向力，压力增大，不平衡力增大，不宜用于高压
3)均为变量泵结构
单作用叶片泵的流量是有脉动的，理论分析表明，泵内叶片数越多，流量脉动率越小，奇数叶片泵的脉动率比偶数叶片泵的脉动率小，所以单作用的叶片数均为奇数，一般为13或15片。
3.3.2 双作用叶片泵
（1）结构和原理
双作用叶片泵的工作原理如图2－11所示，它是由定子1、转子2、叶片3和配油盘（图中未画出）等组成。转子和定子中心重合，定子内表面近似为椭圆柱形，该椭圆形由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和四段过渡曲线所组成。当转子转动时，叶片在离心力和（建压后）根部压力油的作用下，在转子槽内向外移动而压向定子内表面，由叶片、定子的内表面、转子的外表面和两侧配油盘间就形成若干个密封空间，当转子按图示方向顺时针旋转时，处在小圆弧上的密封空间经过渡曲线而运动到大圆弧的过程中，叶片外伸，密封空间的容积增大，要吸入油液；再从大圆弧经过渡曲线运动到小圆弧的过程中，叶片被定于内壁逐渐压过槽内，密封空间容积变小，将油液从压油口压出。因而，转子每转一周，每个工作空间要完成两次吸油和压油，称之为双作用叶片泵。这种叶片泵由于有两个吸油腔和两个压油腔，并且各自的中心夹角是对称的，作用在转子上的油液压力相互平衡．因此双作用叶片泵又称为卸荷式叶片泵，为了要使径向力完全平衡，密封空间数（即叶片数）应当是双数。
（2） 排量和流量
由于转子在转一周的过程中，每个密封空间完成两次吸油和压油，当定子的大圆弧半径为R，小圆弧半径为r，定子宽度为B，两叶片间的夹角为弧度β=2π/z时，每个密封容积排出的油液体积为半径为R和r、扇形角为β、厚度为B的两扇形体积之差的两倍，在不考虑叶片的厚度和倾角影响时双作用叶片泵的排量为
转速为n,容积效率为ηv时，双作用叶片泵的理论流量和实际流量分别为
q= qtηv
双作用叶片泵的叶片数为12或16片。
（3）结构特点
1） 叶片倾角。沿旋转方向前倾10-14度，以减小压力角。
2） 叶片底部通以压力油，防止压油区叶片内滑。
3） 转子上的径向负荷平衡-称卸荷式。
4） 防止压力跳变，配油盘上开有三角槽（眉毛槽），同时避免困油。
5）双作用泵不能改变排量，只作定量泵用。
3.3.3 限压式变量叶片泵
（1）结构和工作原理
限压式变量叶片泵是单作用叶片泵。根据前面介绍的单作用叶片泵的工作原理，改变定子和转子间的偏心距e，就能改变泵的输出流量，限压式变量叶片泵能借助输出压力大小自动改变偏心距e的大小来改变输出流量。当压力低于某一可调节的限定压力时，泵的输出流量最大；当压力高于限定压力时，随着压力的增加，泵的输出流量线性地减少，其工作原理如图2-19所示。
图中，1为转子，在转子槽中装有叶片，2为定子，3为配油盘上的吸油窗口，8为压油窗口，9为调压弹簧，10为调压螺钉，4为柱塞，5为调节流量螺钉。泵的出口经通道7与柱塞缸6相通。在泵未运转时，定子在弹簧9的作用下，紧靠柱塞4，并使柱塞4靠在螺钉5上。这时，定子和转子有一偏心量e0。调节螺钉5的位置，便可改变e0。当泵的出口压力p较低时，则作用在柱塞4上的液压力也较小，若此液压力小于上端的弹簧作用力，当柱塞的面积为A，调压弹簧的刚度为ks,预压缩量为x0时，有：pA<ksx0
此时，定子相对于转子的偏心量最大，输出流量最大。随着外负载的增大，液压泵的出口压力p也将随之提高，当压力升至与弹簧力相平衡的控制压力pB时，有
pBA = ks x0
当压力进一步升高，就有pA＞ks x0，这时若不考虑定子移动时的摩擦力，液压作用力就要克服弹簧力推动定子向上移动，随之泵的偏心量减小，泵的输出流量也减小。 pB称为泵的限定压力，即泵处于最大流量时所能达到的最高限定压力，调节调压螺钉10，可改变弹簧的预压缩量 x0，即可改变pB的大小。
设定子的最大偏心量为e0，偏心量减小时，弹簧的附加压缩量为x，则定子移动后的偏心量e为
e= e0-x。
定子的受力平衡方程式为
pA= ks( x0+x)
可以看出，泵的工作压力愈高，偏心量愈小，泵的输出流量也愈小。
（3）特性曲线
图2-20为限压式变量叶片泵的特性曲线。
AB段：工作压力p< pB ,输出流量qA不变，但供油压力增大，泄漏流量ql也增加，故实际流量q减少
ＢC段：工作压力p> pB ,弹簧压缩量增大，偏心量减少，泵的输出流量减少。当定子的偏心量e=0,则pc = pmax ,此时的压力为截止压力。调节弹簧的刚度ks，可改变BC段的斜率。
3.4.1 径向柱塞泵
径向柱塞泵是将柱塞径向排列在缸体内，缸体由原动机带动连同柱塞一起转动，周期性改变密闭容积的大小，达到吸、排油的目的。
3.4.2 轴向柱塞泵
（1）结构和原理
轴向柱塞泵是将多个柱塞轴向配置在一个共同缸体的圆周上，并使柱塞中心线和缸体中心线平行的一种泵，轴向柱塞泵有两种形式，直轴式（斜盘式）和斜轴式（摆缸式），如图2－22a所示的为直轴式轴向柱塞泵的工作原理，这种泵主要由缸体1、配油盘2、柱塞3和斜盘4组成。柱塞沿圆周均匀分布在缸体内。斜盘与缸体轴线倾斜一角度γ，柱塞靠机械装置或低压油作用下压紧在斜盘上（图中为弹簧），配油盘2和斜盘4固定不转，当原动机通过传动轴使缸体转动时，由于斜盘的作用，迫使柱塞在缸体内作往复运动，并通过配油盘的配油窗口进行吸油和压油。如图2－22a中所示回转方向，当缸体转角在π～2π范围内，柱塞向外伸出，柱塞底部的密封工作容积增大，通过配油盘的吸油窗口吸油；在0～π范围内，柱塞被斜盘推入缸体，使密封容积减小，通过配油盘的压油窗口压油。缸体每转一周，每个柱塞各完成吸、压油一次，如改变斜盘倾角γ，可改变液压泵的排量，改变斜盘倾角方向，就能改变吸油和压油的方向，成为双向变量泵。
（2）排量和流量计算：
D：分布圆直径 d:柱塞直径 z:柱塞数
柱塞泵-高压泵，对元件的精度要求高，制造成本高
（3）柱塞泵特点：
1） 柱塞和缸体配合间隙容易控制，密封性好，容积斜率高0.93-0.95。
2） 采用滑履与回程盘装置，避免球头的头接触。
3） 高压泵，结构复杂，价格贵，使用环境要求高。
4） 柱塞数通常为7、9、11个，单数，减小脉动。
5） 排量取决于泵的斜盘倾角γ。
3.5.1 产生噪声的原因
（1）泵的流量脉动和压力脉动造成泵构件的振动。
（2）吸油腔突然和压油腔相通或压油腔突然和吸油腔相通，产生流量和压力突变，产生噪声。
（4） 空穴现象。
（5） 泵内流道截面突然扩大、收缩、急转弯等。
（6） 机械原因，如转动部分不平衡等。
3.5.2 降低噪声的措施
（1）消除泵内部油液压力的急剧变化。
（2）在泵的出口装置消声器，以吸收泵流量和压力脉动。
（3）装在油箱上的泵应使用橡胶垫减振。
（5） 压油管上一段用高压软管，对泵和管路的连接进行隔振。
（6） 防止空穴现象，采用直径较大的吸油管，防止油液中混入空气等。
（7） 液压泵的选用
原则：根据主机工况、功率大小和系统对工作性能的要求，首先确定液压泵的类型，然后按系统所要求的压力、流量大小确定规格型号。
一般在机床液压系统中采用双作用叶片泵和限压式变量叶片泵；在筑路机械、港口机械中采用齿轮泵；负载大、功率大的场合选用柱塞泵。
第四章液压执行元件
液压执行元件是将液压泵提供的液压能转变为机械能的能量转换装置，它包括液压缸和液压马达。液压马达习惯上是指输出旋转运动的液压执行元件，而把输出直线运动(其中包括输出摆动运动)的液压执行元件称为液压缸。
4.1.1 液压马达的特点及分类
从能量转换的观点来看，液压泵与液压马达是可逆工作的液压元件，向任何一种液压泵输入工作液体，都可使其变成液压马达工况；反之，当液压马达的主轴由外力矩驱动旋转时，也可变为液压泵工况。因为它们具有同样的基本结构要素--密闭而又可以周期变化的容积和相应的配油机构。
但是，由于液压马达和液压泵的工作条件不同，对它们的性能要求也不一样，所以同类型的液压马达和液压泵之间，仍存在许多差别。首先液压马达应能够正、反转，因而要求其内部结构对称；液压马达的转速范围需要足够大，特别对它的最低稳定转速有一定的要求。因此，它通常都采用滚动轴承或静压滑动轴承；其次液压马达由于在输入压力油条件下工作，因而不必具备自吸能力，但需要一定的初始密封性，才能提供必要的起动转矩。由于存在着这些差别，使得液压马达和液压泵在结构上比较相似，但不能可逆工作。
液压马达按其结梅类型来分可以分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其它型式。按液压马达的额定转速分为高速和低速两大类。额定转速高于500r／min的属于高速液压马达，额定转速低于500r／min的属于低速液压马达。高速液压马达的基本型式有齿轮式、螺杆式、叶片式 和轴向柱塞式等。它们的主要特点是转速较高、转动惯量小，便于启动和制动，调节(调速及换向)灵敏度高。通常高速液压马达输出转矩不大(仅几十N·m到几百N·m)所以又称为高速小转矩液压马达。低速液压马达的基本型式是径向柱塞式，此外在轴向柱塞式、叶片式和齿轮式中也有低速的结构型式，低速液压马达的主要特点是排量大、体积大转速低(有时可达每分钟几转甚至零点几转)，因此可直接与工作机构连接，不需要减速装置，使传动机构大为简化，通常低速液压马达输出转矩较大(可达几千N·m到几万N·m)，所以又称为低速大转矩液压马达。
4.1.2液压马达的工作原理
（1）叶片式液压马达
由于压力油作用，受力不平衡使转子产生转矩。叶片式液压马达的输出转矩与液压马达的排量和液压马达进出油口之间的压力差有关，其转速由输入液压马达的流量大小来决定。
由于液压马达一般都要求能正反转，所以叶片式液压马达的叶片要径向放置。为了使叶片根部始终通有压力油，在回、压油腔通人叶片根部的通路上应设置单向阀，为了确保叶片式液压马达在压力油通人后能正常启动，必须使叶片顶部和定子内表面紧密接触，以保证良好的密封，因此在叶片根部应设置预紧弹簧。
叶片式液压马达体积小，转动惯量小，动作灵敏，可适用于换向频率较高的场合，但泄漏量较大，低速工作时不稳定。因此叶片式液压马达一般用于转速高、转矩小和动作要求灵敏的场合。
（2）径向柱塞式液压马达
图3-2为径向柱塞式液压马达工作原理图，当压力油经固定的配油轴4的窗口进入缸体3内柱塞1的底部时，柱塞向外伸出，紧紧顶住定子2的内壁，由于定子与缸体存在一偏心距ｅ。在柱塞与定子接触处，定子对柱塞的反作用力为 
。力
可分解为 
和 
两个分力。当作用在柱塞底部的油液压力为ｐ，柱塞直径为ｄ，力
和
之间的夹角为 
时，它们分别为
及 
力
对缸体产生一转矩，使缸体旋转。缸体再通过端面连接的传动轴向外输出转矩和转速。
以上分析的一个柱塞产生转矩的情况，由于在压油区作用有好几个柱塞，在这些柱塞上所产生的转矩都使缸体旋转，并输出转矩。径向柱塞液压马达多用于低速大转矩的情况下。
（3）轴向柱塞马达
轴向柱塞泵除阀式配流外，其它形式原则上都可以作为液压马达用，即轴向柱塞泵和轴向柱塞马达是可逆的。轴向柱塞马达的工作原理如图所示，配油盘4和斜盘1固定不动，马达轴5与缸体2相连接一起旋转。当压力油经配油盘４的窗口进入缸体２的柱塞孔时，柱塞３在压力油作用下外伸，紧贴斜盘１斜盘1对柱塞３产生一个法向反力ｐ，此力可分解为轴向分力及和垂直分力凡。凡与柱塞上液压力相平衡，而凡则使柱塞对缸体中心产生一个转矩，带动马达轴逆时针方向旋转。轴向柱塞马达产生的瞬时总转矩是脉动的。若改变马达压力油输入方向，则马达轴５按顺时针方向旋转。斜盘倾角ａ的改变、即排量的变化，不仅影响马达的转矩，而且影响它的转速和转向。斜盘倾角越大，产生转矩越大，转速越低。
（4）齿轮液压马达
齿轮马达在结构上为了适应正反转要求，进出油口相等、具有对称性、有单独外泄油口将轴承部分的泄漏油引出壳体外；为了减少启动摩擦力矩，采用滚动轴承；为了减少转矩脉动１齿轮液压马达的齿数比泵的齿数要多。
齿轮液压马达由干密封性差，容租效率较低，输入油压力不能过高，不能产生较大转矩。
并且瞬间转速和转矩随着啮合点的位置变化而变化，因此齿轮液压马达仅适合于高速小转矩的场合。一般用干工程机械、农业机械以及对转矩均匀性要求不高的机械设备上。
4.1.3 液压马达的基本参数和基本性能
（1）液压马达的排量、排量和转矩的关系
液压马达在工作中输出的转矩大小是由负载转矩所决定的。但是，推动同样大小的负载，工作容腔大的马达的压力要低于工作容腔小的马达的压力，所以说工作容腔的大小是液压马达工作能力的重要标志。
液压马达工作容腔大小的表示方法和液压泵相同，也用排量Ｖ表示。液压马达的排量是个重要的参数。根据排量的大小，可以计算在给定压力下液压马达所能输出的转矩的大小，也可以计算在给定的负载转矩下马达的工作压力的大小。当液压马达进、出油口之间的压力差为
，输入液压马达的流量为ｑ，液压马达输出的理论转矩为 
，角速度为 
，如果不计损失，液压泵输出的液压功率应当全部转化为液压马达输出的机械功率，即
又因为 
， 
，所以液压马达的理论转矩为
（2）液压马达的机械效率和启动机械效率
由于液压马达内部不可避免地存在各种摩擦，实际输出的转矩 总要比理论转矩 ，小些，即：
式中 
为液压马达机械效率。
除此以外，在同样的压力下，液压马达由静止到开始转动的启动状态的输出转矩要比运转中的转矩小，这给液压马达带载启动造成了困难，所以启动性能对液压马达是很重要的。启动转矩降低的原因是在静止状态下的摩擦系数最大，在摩擦表面出现相对滑动后摩擦系数明显减小，这是机械摩擦的一般性质。对液压马达来说，更为主要的是静止状态润滑油膜被挤掉，基本上变成了干摩擦。且马达开始运动，随着润滑油膜的建立，摩擦阻力立即下降，并随滑动速度增大和油膜变厚而减少。
液压马达启动性能的指标用启动机械效率 
表示，其表达式为
式中 
为液压马达的启动转矩。
不同类型的液压马达，内部受力部件的力平衡情况不同，摩擦力的大小不同，所以
也不尽相同。同一类型的液压马达，摩擦副的力平衡设计不同，其
也有高低之分。例如有的齿轮式液压马达
只有0．6左右，而高性能的低速大转矩液压马达却可达到
＝0．90左右，相差颇大。所以，如果液压马达带载启动，必须注意到所选择的液压马达的启动性能。
（3）液压马达的转速和低速稳定性
液压马达的转速取决于供液的流量ｑ和液压马达本身的排量Ｖ。由于液压马达内部有泄漏，并不是所有进入马达的液体都推动液压马达做功，一小部分液体因泄漏损失掉了，所以马达的实际转速要比理想情况低一些。
式中 
为液压马达的容积效率。
在工程实际中，液压马达的转速和液压泵的转速一样，其计量单位多用r／min(转／分)表示。
当液压马达工作转速过低时，往往保持不了均匀的速度，进入时动时停的不稳定状态，这就是所谓爬行现象。若要求高速液压马达不超过10r／min低速大转矩液压马达不超过3r／min的速度工作，并不是所有的液压马达都能满足要求的。
一般地说，低速大-转矩液压马达的低速稳定性要比高速马达为好。低速大转矩马达的排量大，因而尺寸大，即便是在低转速下工作摩擦副的滑动速度也不致过低，加之马达排量大，泄漏的影响相对变小，马达本身的转动惯量大，所以容易得到较好的低速稳定性。
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（4）调速范围
当负载从低速到高速在很宽的范围内工作时，也要求液压马达能在较大的调速范围下工作，否则就需要有能换档的变速机构，使传动机构复杂化。液压马达的调速范围以允许的最大转速和最低稳定转速之比表示，即
显然，调速范围宽的液压马达应当既有好的高速性能又有好的低速稳定性。
液压缸是将液压泵输出的压力能转换为机械能的执行元件，它主要是用来输出直线运动（也包括摆动运动）。
4.2.1 液压缸的分类
液压缸按其结构形式，可以分为活塞缸、柱塞缸和摆动缸三类。活塞缸和柱塞缸实现往复运动，输出推力和速度，摆动缸则能实现小于360度的往复摆动，输出转矩和角速度。液压缸除单个使用外，还可以几个组合起来或和其它机构组合起来，以完成特殊的功用。
（1）活塞式液压缸
活塞式液压缸分为双杆式和单杆式两种。
1）双杆式活塞缸
双杆式活塞缸的活塞两端都有一根直径相等的活塞杆伸出，它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。如图3-4a所示的为缸筒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，所以机床占地面积大，一般适用于小型机床。当工作台行程要求较长时，可采用图3-4b所示的活塞杆固定的形式，这时，缸体与工作台相连，活塞杆通过支架固定的机床上，动力由缸体传出。这种安装形式中，工作台的移动范围只等于液压缸有效行程ｌ的两倍(2ｌ)，因此占地面积小。进出油口可以设置在固定不动的空心的-活塞杆的两端，使油液从活塞杆中进出，也可设置在缸体的两端，但必须使用软管连接。
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，双杆活塞缸的推力Ｆ和速度ｖ为
式中Ａ为活塞的有效工作面积。
双杆活塞缸在工作时，设计成一个活塞杆是受拉的，而另一个活塞杆不受力，因此这种液压缸的活塞杆可以做得细些。
2）单杆式活塞缸
如图3-5所示，活塞只有一端带活塞杆，单杆液压缸也有缸体固定和活塞杆固定两种形式，但它们的工作台移动范围都是活塞有效行程的两倍。
单杆活塞缸由于活塞两端有效面积不等。如果以相同流量的压力油分别进入液压缸的左、右腔，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有效面积大，速度慢，进入有杆腔时有效面积小，速度快；而活塞上产生的推力则与进油腔的有效面积成正比。如图3-5a，当输入液压缸的油液流量为ｑ，液压缸进出油口压力分别为ｐ1和ｐ2时，其活塞上所产生的推力Ｆ1和速度ｖ1为
当油液从如图3-5b所示的右腔(有杆腔)输入时，其活塞上所产生的推力Ｆ2和速度ｖ2为
由上式可知，由于 
，所以 
。若把两个方向上的输出速度
和 
的比值称为速度比，记作 
，则
因此，活塞杆直径越小， 越接近于1，活塞两个方向的速度差值也就越小，如果活塞杆较粗，活塞两个方向运动的速度差值就较大。在已知Ｄ和
的情况下，也就可以较方便地确定ｄ。
如果向单杆活塞缸的左右两腔同时通压力油，如图3-6所示，即所谓的差动连接，作差动连接的单出杆液压缸称为差动液压缸，开始工作时差动缸左右两腔的油液压力相同，但是由于左腔(无杆腔)的有效面积大于右腔(有杆腔)的有效面积，故活塞向右运动，同时使右腔中排出的油液(流量为 )也进入左腔，加大了流人左腔的流量( )，从而也加快了活塞移动的速度。实际上活塞在运动时，由于差动缸两腔间的管路中有压力损失，所以右腔中油液的压力稍大于左腔油液压力。而这个差值一般都较小可以忽略不计，则差动缸活塞推力 和运动速度 ，为
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，正好利用这一点，可使在不加大油源流量的情况下得到较快的运动速度，这种连接方式被广泛应用于组合机床的液压动力滑台和其它机械设备的快速运动中。
如果要求快速运动和快速退回速度相等，即使 
，则由上式可得
（2）柱塞缸
柱塞缸是一种单作用液压缸，其工作原理如图3-7a所示，柱塞与工作部件连接，缸筒固定在机体上。当压力油进入缸筒时，推动柱塞带动运动部件向右运动，但反向退回时必须靠其它外力或自重驱动。柱塞缸通常成对反向布置使用，如图3-7b所示。
当柱塞的直径为ｄ，输入液压油的流量为ｑ，压力为ｐ时，其柱塞上所产生的推力Ｆ和速度ｖ为
柱塞式液压缸的主要特点是柱塞与缸筒无配合要求，缸筒内孔不需精加工，甚至可以不加工。运动时由缸盖上的导向套来导向，所以它特别适用在行程较长的场合。
（3）摆动缸
摆动式液压缸也称摆动液压马达。当它通人压力油时，它的主轴能输出小于 
的摆动运动，常用于工夹具夹紧装置、送料装置、转位装置以及需要周期性进给的系统中。图3-8a所示为单叶片式摆动缸，它的摆动角度较大，可达 
。当摆动缸进出油口压力为ｐ1和ｐ2，输人流量为ｑ时，它的输出转矩Ｔ和角速度 
各为
式中ｂ为叶片的宽度，Ｒ1、Ｒ2为叶片底部、顶部的回转半径。
图3-8b示为双叶片式摆动缸，它的摆动角度较小，可达 ，它的输出转矩是单叶片式的两倍，而角速度则是单叶片式的一半。
第五章 液压控制元件
5.1.1 液压阀作用
液压阀是液压系统中控制液流流动方向，压力高低、流量大小的控制元件。
5.1.2 液压阀分类
按用途分：压力控制阀、流量控制阀、方向控制阀
操纵方式分：人力操纵阀、机械操纵阀、电动操纵阀
连接方式分：管式连接、板式及叠加式连接、插装式连接
按结构分类：滑阀,座阀,射流管阀
按控制方式：电液比例阀,伺服阀,数字控制阀
按输出参量可调节性分类：开关控制阀,输出参量可调节的阀
5.1.3 液压系统对阀的基本要求
（1）工作可靠，动作灵敏，冲击振动小
（2）压力损失小
（3）结构紧凑，安装调整维护使用方便，通用性好
5.2.1 单向阀
作用：控制油液的单向流动（单向导通，反向截止）。
性能要求：正向流动阻力损失小，反向时密封性好，动作灵敏
（1）普通单向阀
图4-1a为一种管式普通单向阀的结构，压力油从阀体左端的通口流入时克服弹簧3作用在阀芯上的力，使阀芯向右移动，打开阀口，并通过阀芯上的径向孔a、轴向孔b从网体右端的通口流出；但是压力油从阀体右端的通 口流入时，液压力和弹簧力一起使阀芯压紧在阀座上，使阀口关闭，油液无祛通过，其图形符号如图4-1b所示。
一般单向阀的开启压力在0.035-0.05Mpa，作背压阀使用时，更换刚度较大的弹
簧，使开启压力达到0.2-0.6Mpa。
（2）液控单向阀
图 4-2a为一种液控单向阀的结构，当控制口 K处无压力油通入时，它的工作和普通单向阀一样，压力油只能从进油口P1流向出油口P2，不能反向流动。当控制口K处有压力油通入时，控制活塞1右侧a腔通泄油口（图中未画出），在液压力作用下活塞向右移动，推动顶杆 2顶开阀芯，使油口 P1和P2接通，油液就可以从P2口流向P1口。图4-2b为其图形符号。
5.2.2 换向阀
利用阀芯对阀体的相对运动，使油路接通、关断或变换油流的方向，从而实现液压执行元件及其驱动机构的启动、停止或变换运动方向。
按阀芯相对于阀体的运动方式：滑阀和转阀
按操作方式：手动、机动、电磁动、液动和电液动等按阀芯工作时在阀体中所处的位置：二位和三位等
按换向阀所控制的通路数不同：二通、三通、四通和五通等。
（1）工作原理
图4-3a所示为滑阀式换向阀的工作原理图，当阀芯向右移动一定的距离时，由液压泵输出的压力油从阀的P口经A口输向液压缸左腔，液压缸右腔的油经B口流回油箱，液压缸活塞向右运动；反之，若阀芯向左移动某一距离时，液流反向，活塞向左运动。 图4-3b为其图形符号。
（2）换向阀的结构
1）手动换向阀
利用手动杠杆来改变阀芯位置实现换向。分弹簧自动复位（a）和弹簧钢珠（b）定位两种。
2） 机动换向阀
机动换向阀又称行程阀，主要用来控制机械运动部件的行程，借助于安装在工作台上的档铁或凸轮迫使阀芯运动，从而控制液流方向。
3） 电磁换向阀
利用电磁铁的通电吸合与断电释放而直接推动阀芯来控制液流方向。它是电气系统和液压系统之间的信号转换元件。
图4-9a所示为二位三通交流电磁阀结构。在图示位置，油口 P和A相通，油口B断开；当电磁铁通电吸合时，推杆1将阀芯2推向右瑞，这时油口P和A断开，而与B相通。当电磁铁断电释放时，弹簧3推动阀芯复位。图 4－9b为其图形符号。
4） 液动换向阀
利用控制油路的压力油来改变阀芯位置的换向阀。阀芯是由其两端密封腔中油液的压差来移动的。如图所示，当压力油从K2进入滑阀右腔时，K1接通回油，阀芯向左移动，使P和B相通，A和T相通；当K1接通压力油，K2接通回油，阀芯向右移动，使P和A相通，B和T相通；当K1和K2都通回油时，阀芯回到中间位置。
5）电液换向阀
由电磁滑阀和液动滑阀组成。电磁阀起先导作用，可以改变控制液流方向，从而改变液动滑阀阀芯的位置。用于大中型液压设备中。
（3）换向阀的性能和特点
1）滑阀的中位机能
各种操纵方式的三位四通和三位五通式换向滑阀，阀芯在中间位置时，各油口的连通情况称为换向阀的中位机能。其常用的有“Ｏ”型、“Ｈ”型、“Ｐ”型、Ｋ”型、“Ｍ”型等。
分析和选择三位换向阀的中位机能时，通常考虑：
（a） 系统保压 P口堵塞时，系统保压，液压泵用于多缸系统。
（b） 系统卸荷 P口通畅地与T口相通，系统卸荷。（H K X M型）
（c） 换向平稳与精度 A、B两口堵塞，换向过程中易产生冲击，换向不平稳，但精度高；A、B口都通T口，换向平稳，但精度低。
（d） 启动平稳性 阀在中位时，液压缸某腔通油箱，启动时无足够的油液起缓冲，启动不平稳。
（e） 液压缸浮动和在任意位置上停止
2）滑阀的液动力
由液流的动量定律可知，油液通过换向阀时作用在阀芯上的液动力有稳态液动力和瞬态液动力两种。
（a）稳态液动力：阀芯移动完毕，开口固定后，液流流过阀口时因动量变化而作用在阀芯上有使阀口关小的趋势的力，与阀的流量有关。
（b）瞬态液动力：滑阀在移动过程中，阀腔液流因加速或减速而作用在阀芯上的力，与移动速度有关。
3）液压卡紧现象
卡紧原因：脏物进入缝隙；温度升高，阀芯膨胀；但主要原因是滑阀副几何形状和同心度变化引起的径向不平衡力的作用，其主要包括：
（a）阀芯和阀体间无几何形状误差，轴心线平行但不重合
（b）阀芯因加工误差而带有倒锥，轴心线平行但不重合
（c）阀芯表面有局部突起
减小径向不平衡力措施：
（a）提高制造和装配精度
（b）阀芯上开环形均压槽
在液压传动系统中,控制油液压力高低的液压阀称之为压力控制阀，简称压力阀。这类阀的共同点是利用作用在阀芯上的液压力和弹簧力相平衡的原理工作的。
5.3.1 溢流阀的基本结构及其工作原理
溢流阀的主要作用是对液压系统定压或进行安全保护。
（1）溢流阀的作用和性能要求
1）溢流阀的作用
在液压系统中用来维持定压是溢流阀的主要用途。它常用于节流调速系统中，和流量控制阀配合使用，调节进入系统的流量，并保持系统的压力基本恒定。用于过载保护的溢流阀一般称为安全阀。
（2）液压系统对溢流阀的性能要求
1）定压精度高
2）灵敏度要高
3）工作要平稳且无振动和噪声
4）当阀关闭时密封要好，泄漏要小。
（2）溢流阀的结构和工作原理
常用的溢流阀按其结构形式和基本动作方式可归结为直动式和先导式两种。
1）直动式溢流阀
直动式溢流阀是依靠系统中的压力油直接作用在阀芯上与弹簧力等相平衡，以控制阀芯的启闭动作，溢流阀是利用被控压力作为信号来改变弹簧的压缩量，从而改变阀口的通流面积和系统的溢流量来达到定压目的的。当系统压力升高时,阀芯上升,阀口通流面积增加,溢流量增大，进而使系统压力下降。溢流阀内部通过阀芯的平衡和运动构成的这种负反馈作用是其定压作用的基本原理，也是所有定压阀的基本工作原理。
（2）先导式溢流阀
图-19所示为先导式溢流阀的结构示意图，由于先导阀芯一般为锥阀，受压面积较小，所以用一个刚度不太大的弹簧即可调整较高的开启压力 ，用螺钉调节导阀弹簧的预紧力，就可调节溢流阀的溢流阀压力。
先导式溢流阀有一个远程控制口Ｋ，如果将K口用油管接到另一个远程调压阀（远程调压阀的结构和溢流阀的先导控制部分一样），调节远程调压阀的弹簧力，即可调节溢流阀主阀芯上端的液压力，从而对溢流阀的溢流压力实现远程调压。但是，远程调压阀所能调节的最高压力不得超过溢流阀本身导阀的调整压力。当远程控制口K通过二位二通阀接通油箱时，主阀芯上端的压力接近于零，主阀芯上移到最高位置．阀口开得很大。由于主阀弹簧较软，这时溢流阀ｐ口处压力很低,系统的油在低压下通过溢流阀流回油箱，实现卸荷。
（3）溢流阀的性能
溢流阀的性能包括溢流阀的静态性能和动态性能。
1）静态性能
(a)压力调节范围
压力调节范围是指调压弹簧在规定的范围内调节时，系统压力能平稳地上升或下降，且压力无突跳及迟滞现象时的最大和最小调定压力。溢流阀的最大允许流量为其额定流量，在额定流量下工作时溢流阀应无噪声、溢流阀的最小稳定流量取决于它的压力平稳性要求，一般规定为额定流量的15％。
2）启闭特性
启闭特性是指溢流阀在稳态情况下从开启后到闭合的过程中，被控压力与通过溢流阀的溢流量之间的关系。它是衡量溢流阀定压精度的一个重要指标，一般用溢流阀处于额定流量、调定压力ｐs时，开始溢流的开启压力ｐk及停止溢流的闭合压力ｐB分别与ｐs的百分比来衡量，前者称为开启比，后者称为闭合比。
3）卸荷压力
当溢流阀的远程控制口及与油箱相连时,额定流量下的压力损失称为卸荷压力。
5.3.2 减压阀
减压阀是使出口压力（二次压力）低于进口压力（一次压力）的一种压力控制阀。
作用：减低液压系统中某一回路的油液压力，使用一个油源能同时提供两个或几个不同压力的输出。
用途：减压阀在各种液压设备的夹紧系统、润滑系统和控制系统中应用较多。此外，当油压不稳定时，在回路中串入一减压阀可得到一个稳定的较低的压力。
分类：根据减压阀所控制的压力不同，它可分为定值输出减压阀、定差减压阀和定比减压阀。
（1）定值输出减压阀
1） 工作原理
阀不工作时，阀芯在弹簧作用下处于最下端位置，阀的进、出油口是相通的，亦即阀是常开.
将先导式减压阀和先导式溢流阀进行比较，它们之间有如下几点不同之处：
(a)减压阀保持出口压力基本不变，而溢流阀保持进口处压力基本不变。
(b)在不工作时，减压阀进、出油口互通，而溢流阀进出油口不通。
(c)为保证减压阀出口压力调定值恒定，它的导阀弹簧腔需通过泄油口单独外接油箱；而溢流阀的出油口是通油箱的，所以它的导阀的弹簧腔和泄漏油可通过阀体上的通道和出油口相通，不必单独外接油箱。
2）工作特性
理想的减压阀在进口压力、流量发生变化或出口负载增加，其出口压力总是恒定不变。当减压阀的出油口不输出油液时，它的出口压力基本上仍能保持恒定，此时有少量的油液通过减压阀阀口经先导阀和泄油管流回油箱，保持该阀处于工作状态。
5.3.3 顺序阀
顺序阀用来控制液压系统中各执行元件动作的先后顺序。依控制压力的不同，顺序阀又可分为内控式和外控式两种。前者用阀的进油口压力控制阀芯的启闭，后者用外来的控制压力油控制阀芯的启闭(液控顺序阀)。顺序阀也有直动式和先导式两种,前者一般用于低压系统，后者用于中高压系统。由图可见，顺序阀和溢流阀的结构基本相似，不同的只是顺序阀的出油口通向系统的另一压力油路，而溢流阀的出油口通油箱。此外，由于顺序阀的进、出油口均为压力油，所以它的泄油口L必须单独外接油箱。
直动式外控顺序阀的工作原理图和图形符号如图4-27所示，和上述顺序阀的差别仅仅在于其下部有一控制油口Ｋ，阀芯的启闭是利用通人控制油口Ｋ的外部控制油来控制的。
图4-28所示为先导式顺序阀的工作原理图和图形符号。
顺序阀是一种利用压力控制阀口通断的压力阀。实际上，除内控外泄形式外，还可以通过改变上盖或底盖的装配位置得到内控内泄、外控外泄、外控内泄等三种类型。它们的图形符号如图4-18所示，内控外泄用来实现顺序动作;内控内泄用在系统中作平衡阀或背压阀；外控内泄用作卸载阀；用于双泵供油回路使大泵卸载。外控外泄相当于一个液控二位二通阀。作液动开关阀。
5.3.4 压力继电器
压力继电器是一种将油液的压力信号转换成电信号的电液控制元件，当油液压力达到压力继电器的调定压力时，即发出电信号，以控制电磁铁、电磁离合器、继电器等元件动作，使油路卸压、换向、执行元件实现顺序动作，或关闭电动机，使系统停止工作，起安全保护作用等。
压力继电器正确位置是在液压缸和节流阀之间。
液压系统中执行元件运动速度的大小，由输入执行元件的油液流量的大小来确定。流量控制阀就是依靠改变阀口通流面积（节流口局部阻力）的大小或通流通道的长短来控制流量的控制阀。常用的流量控制阀有普通节流阀、压力补偿和温度补偿调速阀、溢流节流阀和分流集流阀等。
5.4.1 流量控制原理及节流口形式
节流阀的节流口通常有三种基本形式：薄壁小孔、细长小孔和厚壁小孔。为保证流量稳定、节流口的形式以薄壁小孔较为理想。
节流阀是一种可以在较大范围内以改变液阻来调节流量的元件。因此可以通过调节节流阀的液阻，来改变进入液压缸的流量，从而调节液压缸的运动速度。
液压传动系统对流量控制阀的主要要求有：
（1）较大的流量调节范围，且流量调节要均匀。
（2）当阀前、后压力差发生变化时，通过阀的流量变化要小，以保证负载运动的稳定。
（3）油温变化对通过阀的流量影响要小。
（4）液流通过全开阀时的压力损失要小。
（5）当阀口关闭时，阀的泄漏量要小。
5.4.2 普通节流阀
下图所示为一种普通节流阀的结构和图形符号。这种节流阀的节流通道是轴间三角槽式。这种节流阀的进出油口可互换。
5.4.3 节流阀的压力和温度补偿
节流阀的压力补偿有两种方式：一种是将定差减压阀与节流阀串联起来，组合而成调速阀；另一种是将稳压溢流阀与节流阀并联起来，组织成溢流节流阀。这两种压力补偿方式是利用流量变动所引起油路压力的变化，通过阀芯的负反馈动作，来自动调节节流部分的压力差，使其基本保持不变。
油温的变化也必然会引起油液粘度的变化，从而导致通过节流阀的流量发生相应的改变，为此出现了温度补偿调速阀。
(1)调速阀
调速阀是在节流阀２前面串接一个定差减压阀1组合而成。下图为其工作原理图。液压泵的出口（即调速阀的进口）压力 ，由溢流阀调定，基本上保持恒定。调速阀出口处的压力 由液压缸负载ＦL决定。
因为弹簧刚度较低，且工作过程中减压阀阀芯位移很小，可以认为只基本保持不变。故节流阀两端压力差也基本保持不变，这就保证了通过节流阀的流量稳定。 节流阀的流量随压力差变化较大，而调速阀在压力差大于一定数值后，流量基本上保持恒定。
当压力差很小时，由于减压阀阀芯被弹簧推至最下端，减压阀阀口全开，不起稳定节流阀前 后压力差的作用，故这时调速阀的性能与节流阀相同,所以调速阀正常工作时,至少要求有0.4~0.5MPa以上的压力差，图b、c为其图形符号。
(2)温度补偿调速阀
温度补偿调速回的压力补偿原理部分与普通调速阀相同。
第六章 液压辅助元件
液压系统中的液压辅件，是指动力元件、执行元件和控制元件以外的其它配件，如管件、油箱、过滤器、密封件、压力表、蓄能器等。
6.1.1 管路
在液压传动系统中，吸油管路和回油管路一般用低压的有缝钢管，也可以使用橡胶和塑料软管，控制油路中流量小，多用小直径铜管。在中、低压油路中常使用铜管，高压油路一般使用冷拔无缝钢管。高压软管是由橡胶管中间加一层或几层钢丝编制网制成。
6.1.2 管接头
管接头是连接油管与液压元件或阀板的可拆卸的连接件。液压系统中油液的泄漏多发生在管接头处，所以管接头的重要性不容忽视。常用的管接头有以下几种
（１）焊接管接头
（２）卡套管接头
（３）扩口管接头
（４）胶管管接头
（５）快速接头
油箱主要用来储存油液，此外还起着散发油液中的热量、逸出混在油液中的气体，沉淀在油中的油污。液压系统中的油箱油总体式和分离式。油箱通常由钢板焊接而成。
液压系统中75％以上的故障是和液压由的污染有关，油液的污染能加速液
压元件的磨损，卡死阀芯，堵塞工作间隙和小孔，使元件失效，导致液压系统不能正常工作，因而必须使用滤油器对油也进行过滤
6.3.1 过滤器的功用
过滤器的功用是过滤混在油液中的杂质，把杂质颗粒控制在能保证液压系统正常工作的范围内。
6.3.2 过滤器的主要参数和特性
（1）过滤精度：指过滤器对各种不同尺寸的污染颗粒的滤除能力
（2）压降特性：指油液流过滤芯时产生的压力降
（3）纳垢容量：指过滤器在压力降达到规定值之前可以滤除并容纳的污染物数量
6.3.3 过滤器的类型
（1）表面型过滤器
（2）深度型过滤器
（3）吸附型过滤器
6.3.4 过滤器的安装
（1）安装在液压泵的吸油管路上，避免较大杂质颗粒进入液压泵，保护液压泵。
（2）安装在液压泵的压油管路上，保护液压泵以外的液压元件。
（3）安装在回油管路上，过滤回油箱的油液。
（4）安装在辅助泵输油管路上，不断净化系统中的油液。
（5）安装在支路上。
6.4.1 对密封装置的要求
（1）在工作压力和一定的温度范围内，应具有良好的密封性，并随着压力的增加能自动提高密封性能。
（2）密封装置和运动件之间的摩擦力要小，摩擦系数要稳定。
（3）抗腐蚀能力强，不易老化，工作寿命长，耐磨性好，磨损后在一定程度上能自动补偿。
（4）结构简单，使用、维护方便，价格低廉。
6.4.2 密封装置的类型
密封按其工作原理分为非接触式密封和接触式密封。
（１）间隙密封
（２）Ｏ形密封圈
（３）唇形密封圈
（４）组合式密封装置
（５）回转轴的密封装置
6.5.1 蓄能器的类型
蓄能器有重力式、弹簧式和充气式三类，常用的是充气式，它又可分为活塞式、气囊式和隔膜式。
6.5.2 蓄能器的功用
（1）作辅助动力源
（2）保压和补充泄漏
（3）缓和冲击、吸收压力脉动
6.5.3 蓄能器的容量计算
6.5.4 蓄能器的安装使用
（1）气囊式蓄能器应垂直安装，油口向下。
（2）用于吸收液压冲击和压力脉动的蓄能器应尽可能安装在振源附近。
（3）安装在管路上的蓄能器须用支板和支架固定。
（4）蓄能器和液压泵之间应安装单向阀，防止液压泵停止时蓄能器贮存的压力油倒流而使泵反转。
（5）蓄能器与管路之间应安装截止阀，供充气和检修用。
第七章液压基本回路
所谓基本回路就是能够完成某种特定控制功能的液压元件和管道的组合。例如用来调节液压泵供油压力的调压回路，改变液压执行元件工作速度的调速回路等都是常见的液压基本回路，所谓全局为局部之总和，因而熟悉和掌握液压基本回路的功能，有助于更好地分析、使用和设计各种液压传动系统。
压力控制回路是利用压力控制阀来控制系统整体或某一部分的压力，以满足液压执行元件对力或转矩要求的回路，这类四路包括调压、减压、增压、卸荷和平衡等多种回路。
7.1.1 调压回路
功用：使液压系统整体或部分的压力保持恒定或不超过某个数值。
在定量泵系统中，液压泵的供油压力可以通过溢流阀来调节。在变量泵系统中，用安全阀来限定系统的最高压力，防止系统过载。若系统中需要二种以上的压力，则可采用多级调压回路。
（1） 单级调压回路
如图4-16a所示，在液压泵1出口处设置并联的溢流阀2，即可组成单级调压回路，从而控制了液压系统的最高压力值。
（2） 二级调压回路
如图6-1a，可实现两种不同的压力控制。
（3） 多级调压回路 如图6-1b所示的由溢流阀1、2、3分别控制系统的压力，从而组成了三级调压回路。在这种调压回路中，阀2和阀3的调定压力要小于阀1的调定压力，但阀2和阀3的调定压力之间没有什么一定的关系。
7.1.2 减压回路
减压回路的功用是使系统中的某一部分油路具有较低的稳定压力。最常见的减压回路通过定值减压阀与主油路相连，如图6－2所示。回路中的单向阀供主油路压力降低（低于减压阀调整压力）时防止油液倒流，起短时保压之用。减压回路中也可以采用类似两级或多级调压的方法获得两级或多级减压，图6－2b所示为利用先导型减压阀1的远控口接一远控溢流阀2，则可由阀1、阀2各调得一种低压，但要注意，阀2的调定压力值一定要低于阀1的调定压力值。
为了使减压回路工作可靠起见，减压阀的最低调整压力不应小于0.5Mpa，最高调整压力至少应比系统压力小 0.5MPa。当减压回路中的执行元件需要调速时，调速元件应放在减压阀的后面，以避免减压阀泄漏（指由减压阀泄油口流回油箱的油液）对执行元件的速度发生影响。
7.1.3 增压回路
当液压系统中的某一支油路需要压力较高但流量又不大的压力油，若采用高压泵不经济，或者根本就没有这样高压力的液压泵时，就要采用增压回路。
（1） 单作用增压缸的增压回路
如图6-3a所示，间歇增压
（2） 双作用增压缸增压回路
如图6-3b所示，连续增压
7.1.4 卸荷回路
卸荷回路的功用是在液压泵驱动电动机不频繁启闭的情况下，使液压泵在功率损耗接近于零的情况下运转，以减少功率损耗，降低系统发热，延长泵和电机的寿命。
可分：流量卸荷和压力卸荷。
流量卸荷主要是使用变量泵，使泵仅为补偿泄漏而以最小流量运转，此方法比较简单，但泵仍处在高压状态下运行，磨损比较严重。
压力卸荷的方法是使泵在接近零压下运转，常见的压力卸荷方式有以下几种：
（1）换向阀卸荷回路 M、H和K型中位机能的三位换向阀处于中位时，泵即卸荷，如图6－4所示为采用M型中位机能的电液换向阀的卸荷回路。这种回路切换时压力冲击小，但回路中必须设置单向阀，以使系统能保持0．3MPa左右的压力，供操纵控制油路之用。
（2）用先导型溢流阀卸荷的卸荷回路
图6－la中若去掉阀4，使先导型溢流阀的远程控制口直接与二位二通电磁阀相连，便构成一种用先导型溢流阀的卸荷回路。这种卸荷回路卸荷压力小，切换时冲击也小。
（3）双泵供油回路中利用顺序阀作卸荷阀
在双泵供油回路中利用顺序阀作卸荷阀的卸荷方式，详见图6-19。
（4）限压式变量泵的卸载回路
限压式变量泵的卸载回路为零流量卸载，如图所示，当液压缸3活塞运动到行程终点或换向阀2处于中位时，泵1的压力升高，流量减小，当压力接近压力限定螺钉调定的极限值时，泵的流量减小到只补充液压缸或换向阀的泄漏，回路实现保压卸载。系统中的溢流阀4作安全阀用，以防止泵的压力补偿装置的零漂和动作滞缓导致压力异常。
（5）有蓄能器的卸载回路
图d是系统中有蓄能器的卸载回路。当回路压力到达卸载溢流阀2的调定值时，定量泵通过阀2卸载，由蓄能器3保持系统压力，补充系统泄漏；当回路压力下降低于卸荷溢流阀2的调定值时,阀2关闭,定量泵恢复向系统供油。
7.1.5 保压回路
保压回路就是使系统在液压缸不动或仅有工件变形所产生的小位移下稳定地维持住压力。最简单的保压回路是使用密封性能较好的液控单向阀的回路，但是阀类元件处的泄漏使得这种回路的保压时间不能维持太久。常用的保压回路有：
（1）利用液压泵保压的保压回路
利用液压泵的保压回路也就是在保压过程中，液压泵仍以较高的压力（保压所需压力）工作。此时，若采用定量泵则压力油几乎全经溢流阀流回油箱，系统功率损失大，易发热，故只在小功率的系统且保压时间较短的场合下才使用；若采用变量泵，在保压时泵的压力较高，但输出流量几乎等于零。因而，液压系统的功率损失小。
（2）利用蓄能器的保压回路
如图6-5所示。
（3）自动补油保压回路
如图6-6所示
7.1.6 平衡回路
平衡回路的功用在于防止垂直或倾斜放置的液压缸和与之相连的工作部件因自重而自行下落。
（1） 为采用单向顺序阀的平衡回路。
图6-7a为采用单向顺序阀的平衡回路。这种回路当活塞向下快速运动时功率损失大，锁住时活塞和与之相连的工作部件会因单向顺序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、活塞锁住时定位要求不高的场合。
（2）采用液控顺序阀的平衡回路
图6-7b为采用液控顺序阀的平衡回路。这种平衡回路的优点是只有上腔进油时活塞才下行，比较安全可靠，缺点是活塞下行时平稳性较差；因此这种回路适用于运动部件重量不很大，停留时间较短的液压系统中。
（3）采用液控单向阀的平衡回路
如图所示。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2，用于保证活塞下行运动的平稳。假如回油路上没有节流阀，活塞下行时液控单向阀1被进油路上的控制油打开：回油腔没有背压，运动部件由于自重而加速下降，造成液压缸上腔供油不足，液控单向阀1因控制油路失压而关闭。阀1关闭后控制油路又建立起压力，阀1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产生振动和冲击。
液压传动系统中速度控制回路包括调节液压执行元件的速度的调速回路、使之获得快速运动的快速回路、快速运动和工作进给速度以及工作进给速度之间的速度换接回路。
7.2.1 调速回路
调速是为了满足液压执行元件对工作速度的要求，在不考虑液压油的压缩性和泄漏的情 况下，液压缸的运动速度为
液压马达的转速：
由以上两式可知，改变输入液压执行元件的流量q或改变液压缸的有效面积A（或液压马 达的排量VM）均可以达到改变速度的目的。但改变液压缸工作面积的方法在实际中是不现实 的，因此，只能用改变进入液压执行元件的流量或用改变变量液压马达排量的方法来调速。为 了改变进入液压执行元件的流量，可采用变量液压泵来供油，也可采用定量泵和流量控制阀， 以改变通过流量阀流量的方法。用定量泵和流量问阀来调速时，称为节流拥速；用改变变量泵或变量液压马达的排量调速时，称为容积调速；用变量泵和流量阀来达到调速目的时，则称 为容积节流调速。
（1）节流调速回路
节流调速回路的工作原理是通过改变回路中流量控制元件（节流阀和调速阀）通流截面积的大小来控制流入执行元件或自执行元件流出的流量，以调节其运动速度。根根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。前两种回路称为定压式节流调速回路，后一种由于回路的供油压力随负载的变化而变化又称为变压式节流调速回路。
1）进油节流调速回路
（a）速度负载特性
缸稳定工作时有
式中，P1为进油腔压力；P2为出油腔压力，P2=0；F为液压缸的负载；A1为液压缸无杆腔面积；A2为液压缸有杆腔面积，AT为节流阀通流面积。故
节流阀两端的压差为
节流阀进入液压缸的流量为
液压缸的运动速度为
这种回路的调速范围较大，当AT调定后，速度随负载的增大而减小，故负载特性软。适用于低速轻载场合。
（b）最大承载能力
（c）功率和效率
在节流阀进油节流调速回路中，液压泵的输出功率为
＝常量，而液压缸的输出功率为
，所以该回路的功率损失为
式中，qy为通过溢流阀的溢流量，qy=qp-q1
由上式可以看出，功率损失由两部分组成，即溢流损失功率和节流损失功率。
（d）回路效率为
由于存在两部分的功率损失，故这种调速回路的效率较低。当负载恒定或变化很小时，η可达0.2-0.6；当负载变化时，回路的最大效率为0.385。
2）回油节流调速回路
（a）速度负载特性
式中，P1为进油腔压力；P2为出油腔压力，P2=0；F为液压缸的负载；A1为液压缸无杆腔面积；A2为液压缸有杆腔面积，AT为节流阀通流面积。
比较式(6-5)和式(6-3)可以发现，回油路节流调速和进油路节流调速的速度负载特性以及速度刚性基本相同，若液压缸两腔有效面积相同(双出杆液压缸)，那么两种节流调速回路的速度负载特性和速度刚度就完全一样。因此对进油路节流调速回路的一些分析对回油路节流调速回路完全适用。
（b）最大承载能力
回油路节流调速的最大承载能力与进油路节流调速相同，即
（c）功率和效率
（d）回路效率为
液压泵的输出功率与进油路节流调速相同，即
＝常量，液压缸的输出功率为
回路的功率损失为
因此可以认为进油节流调速回路的效率和回油节流调速回路的效率相同。但是，应当指出，在回油节流调速回路中，液压缸工作腔和回油腔的压力都比进油节流调速回路高，特别是在负载变化大，尤其是当F=0时，回油腔的背压有可能比液压泵的供油压力还要高，这样会使节流功率损失大大提高，且加大泄漏，因而其效率实际上比进油调速回路要低。
进油与回油路节流调速回路不同之处：
a)承受负值负载的能力 回油节流调速回路的节流阀使液压缸回油腔形成一定的背压，在负值负载时，背压能阻止工作部件的前冲，而进油节流调速由于回油腔没有背压力，因而不能在负值负载下工作。
b)停车后的启动性能 长期停车后液压缸油腔内的油液会流回油箱，当液压泵重新向液压缸供油时，在回油节流调速回路中，由于进油路上没有节流阀控制流量，会使活塞前冲；而在进油节流调速回路中，由于进油路上有节流阀控制流量，故活塞前冲很小，甚至没有前冲。
c)实现压力控制的方便性 进油节流调速回路中，进油腔的压力将随负载而变化，当工作部件碰到止挡块而停止后，其压力将升到溢流阀的调定压力，利用这一压力变化来实现压力控制是很方便的；但在回油节流调速回路中，只有回油腔的压力才会随负载而变化，当工作部件碰到止挡块后，其压力将降至零，虽然也可以利用这一压力变化来实现压力控制，但其可靠性差，一般均不采用。
d)发热及泄漏的影响 在进油节流调速回路中，经过节流阀发热后的液压油将直接进入液压缸的进油腔；而在回油节流调速回路中，经过节流阀发热后的液压油将直接流回油箱冷却。因此，发热和泄漏对进油节流调速的影响均大于对回油节流调速的影响。
e)运动平稳性 在回油节流调速回路中，由于有背压力存在，它可以起到阻尼作用，同时空气也不易渗入，而在进油节流调速回路中则没有背压力存在，因此，可以认为回油节流调速回路的运动平稳性好一些；但是，从另一个方面讲，在使用单出杆液压缸的场合，无杆腔的进油量大于有杆腔的回油量。故在缸径、缸速均相同的情况下，进油节流调速回路的节流阀通流面积较大,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。
为了提高回路的综合性能，一般常采用进油节流调速，并在回油路上加背压阀的回路，使其兼具两者的优点。
3）旁油路节流调速回路
如图6-10a所示的为采用节流阀的旁路节流调速回路，节流阀调节了液压泵溢回油箱的流量，从而控制了进入液压缸的流量，调节节流阀的通流面积，即可实现调速，由于溢流已由节流阀承担，故溢流阀实际上是安全阀，常态时关闭，过载时打开，其调定压力为最大工作压力的1.1-1.2倍，故液压泵工作过程中的压力完全取决于负载而不恒定，所以这种凋速方式又称变压式节流调速。
(a)速度负载特性
(b)最大承载能力
由图6-10b可知，速度负载特性曲线在横坐标上并不汇交，其最大承载能力随节流阀通流面积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。
(c)功率和效率
旁路节流调速回路只有节流损失而无溢流损失，泵的输出压力随负载而变化，即节流损失和输入功率随负载而变化，所以比前两种调速回路效率高。
旁油路节流调速回路负载特性很软，低速承载能力又差，故其应用比前两种回路少，只用于高速、重载，对速度平稳性要求不高的较大功率系统中，如牛头刨床主运动系统、输送机械液压系统等。
4）采用调速阀的节流调速回路
使用节流阀的节流调速回路，速度负载特性都比较"软"，变载荷下的运动平稳性都比较差，为了克服这个缺点，回路中的节流阀可用调速阀来代替，由于调速阀本身能在负载变化的条件下保证节流阀进出油口间的压差基本不变，因而使用调速阀后，节流调速回路的速度负载特性将得到改善。调速阀的工作压差一般最小须0．5MPa，高压调速阀需1.0MPa左右。
（2）容积调速回路
容积调速回路是用改变泵或马达的排量来实现调速的。主要优点是没有节流损失和回流损失，因而效率高，油液温升小，适用于高速、大功率调速系统。缺点是变量泵和变量马达的结构较复杂，成本较高。
根据油路的循环方式，容积调速回路可以分为开式回路或闭式回路。在开式回路中液压泵从油箱吸油，液压执行元件的回油直接回油箱，这种回路结构简单，油液在油箱中能得到充分冷却，但油箱体积较大，空气和赃物易进入回路。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，只需很小的补油箱，空气和赃物不易进入回路，但油液的冷却条件差，先附设辅助泵补油、冷却和换油。补油泵的流量一般为主泵流量的10%～15%。
容积调速回路通常有三种基本形式：变量泵和定量液压执行元件组成的容积调速回路；定量泵和变量马达组成的容积调速回路；变量泵和变量马达组成的容积调速回路。
1）变量泵和定量液压执行元件的容积调速回路
图6－11a的执行元件为液压缸，图6－11b中的执行元件为液压马达。
在图6-11a中，改变变量泵的排量即可调节活塞的运动速度v，2为安全阀，限制回路中的最大压力。若不考虑液压泵以外的元件和管道的泄漏，这种回路的活塞运动速度为
式中，qt为变量泵的理论流量；kl为变量泵的泄漏系数；其余符号意义同前。
将上式按不同的qt值作图，可得一组平行直线，如图6-12a所示。
由于变量泵有泄漏，活塞运动速度会随负载的加大而减小。负载增大至某值时，在低速下会出现活塞停止运动的现象(图6-12a中，F'点)，这时变量泵的理论流量等于泄漏量，可见这种回路在低速下的承载能力是很差的。
在图6-11b所示的变量泵定量液压马达的调速回路中，若不计损失，调节变量泵的流量qp即可对马达的转速进行调节，同样当负载转矩恒定时，马达的输出转矩T和回路工作压力p都恒定不变，所以马达的输出功率P与转速成正比关系变化，故本回路的调速方式又称为恒转矩调速，回路的调速特性见图6-12b所示。
2）定量泵和变量马达的容积调速回路
如图6-13a所示的为由定量泵和变量马达组成的容积调速回路。
由于液压泵的转速和排量均为常数，当负载功率恒定时，马达输出功率PM和回路工作压力p都恒定不变，因为马达的输出转矩TM与马达的排量VM成正比，马达的转速则与VM成反比。所以这种回路称为恒功率调速回路，其调速特性如图6-13b所示。
3）变量泵和变量马达容积调速回路
如图6-14a所示为采用双向变量泵和双向变量马达的容积调速回路。
一般工作部件都在低速时要求有较大的转矩，因此，这种系统在低速范围内调速时，先将液压马达的排量调为最大(使马达能获得最大输出转矩)，然后改变泵的输油量，当变量泵的排量由小变大，直至达到最大输油量时，液压马达转速亦随之升高，输出功率随之线性增加，此时液压马达处于恒转矩状态；若要进一步加大液压马达转速，则可将变量马达的排量由大调小，此时输出转矩随之降低，而泵则处于最大功率输出状态不变，故液压马达亦处于恒功率输出状态。
（3）容积节流调速回路
容积节流调速回路的工作原理是采用压力补偿型变量泵供油，用流量控制阀调定进入液压缸或由液压缸流出的流量来调节液压缸的运动速度，并使变量泵的输油量自动地与液压缸所需的流量相适应，这种调速回路没有溢流损失，效率较高，速度稳定性也比单纯的容积调速回路好，常用在速度范围大，中小功率的场合，例如组合机床的进给系统等。
1） 限压式变量泵和调速阀的容积节流调速回路
如图6-15a所示为由限压式变量泵和调速阀组成的容积节流联合调速回路。
图6-15b所示为调速回路的调速特性，由图可见，这种回路虽无溢流损失，但仍有节流损失，其大小与液压缸工作腔压力p1有关。液压缸工作腔压力的正常工作范围是
式中，Δp为保持调速阀正常工作所需的压差，一般应在0.5MPa以上。
当p1=p1max时，回路中的节流损失为最小。调速回路的效率为
泵的输出流量愈小，泵的压力就愈高；负载愈小，则上式中的压力p1便愈小。因而在速度小(qp小)、负载小(p1小)的场合下，这种调速回路效率就很低。
2）差压式变量泵和节流阀的容积节流调速回路
图6-16所示为差压式变量泵和节流阀组成的容积节流调速回路，该回路的工作原理与上述回路基本相似。
作用在液压泵定子上的力的平衡方程为
式中，A1、A2分别为控制缸无柱塞腔的面积和柱塞的面积；pp、p1分别为液压泵供油压力和液压缸工作腔压力；Fs为控制缸中的弹簧力。
节流阀前后压差Δp基本上由作用在泵控制柱塞上的弹簧力来确定的，由于弹簧刚度小，工作中伸缩量也很小，所以Fs基本恒定，则Δp也近似为常数，所以通过节流阀的流量就不会随负载而变化，这和调速阀的工作原理相似。因此，这种调速回路的性能和上述回路不相上下，它的调速范围也是只受节流阀调节范围的限制。此外，这种回路因能补偿由负载变化引起的泵的泄漏变化，因此它在低速小流量的场合使用性能尤佳。在这种调速回路中，不但没有溢流损失，而且泵的供油压力随负载而变化，回路中的功率损失也只有节流处压降Δp所造成的节流损失一项，因而它的效率较限压式变量泵和调速阀的调速回路要高，且发热少，这种回路的效率表达式为
这种回路宜用在负载变化大，速度较低的中、小功率场合，如某些组合机床的进给系统中。
7.2.2 快速运动回路
快速运动回路又称增速回路，其功用在于使液压执行元件获得所需的高速，以提高系统的工作效率或充分利用功率。
（1）液压缸差动连接回路
如图6-17a所示的回路是利用二位三通换向阀实现的液压缸差动连接回路，这种连接方式，可在不增加液压泵流量的情况下提高液压执行元件的运动速度，但是，泵的流量和有杆腔排出的流量合在一起流过的阀和管路应按合成流量来选择，否则会使压力损失过大，泵的供油压力过大，致使泵的部分压力油从溢流阀溢回油箱而达不到差动快进的目的。
若设液压缸无杆腔的面积为Al，有杆腔的面积为A2，液压泵的出口至差动后合成管路前的压力损失为Δpi，液压缸出口至合成管路前的压力损失为Δp0。，合成管路的压力损失为Δpc,如图6-17b所示，则液压泵差动快进时的供油压力pp可由力平衡方程求得，如A1=2A2，即
其中，F为差动快进时的负载
（2）采用蓄能器的快速运动回路
如图6-18所示为采用蓄能器的快速运动回路，采用蓄能器的目的是可以用流量较小的液压泵。
（3）双泵供油回路
图6-19所示为双泵供油快速运动回路，图中l为大流量泵，用以实现快速运动；2为小流量泵，用以实现工作进给。
这种双泵供油回路的优点是功率损耗小，系统效率高，应用较为普遍，但系统也稍复杂一些。
（4）用增速缸的快速运动回路
如图6-20所示为采用增速缸的快速运动回路
这种回路常被用于液压机的系统中。
7.2.3 速度换接回路
速度换接回路的功能是使液压执行机构在一个工作循环中从一种运动速度变换到另一种运动速度，因而这个转换不仅包括液压执行元件快速到慢速的换接，而且也包括两个慢速之间的换接。实现这些功能的回路应该具有较高的速度换接平稳性。
（1）快速与慢速的换接回路
图 6－17和图 6－20所示的快速运动回路都可以使液压缸的运动由快速转换为慢速。图6－21所示的为用行程阀来实现快慢速换接的回路。
这种回路的快慢速换接过程比较平稳，换接点的位置比较准确。缺点是行程阀的安装位置不能任意布置，管路连接较为复杂。若将行程阀改为电磁阀，安装连接比较方便，但速度换接的平稳住、可靠性以及换向精度都较差。
（2）两种慢速的换接回路
图6－22所示为用两个调速阀来实现不同工进速度的换接回路。图6－22a中的两个调速阀并联，由换向阀实现换接。这种回路不宜用于在工作过程中的速度换接，只可用在速度预选的场合。图6-22b所示为两调速阀串联的速度换接回路。
在液压系统中，如果由一个油源给多个液压缸输送压力油，这些液压缸会因压力和流量的彼此影响而在动作上相互牵制，必须使用一些特殊的回路才能实现预定的动作要求。
7.3.1 顺序动作回路
顺序动作回路的功用是使多缸液压系统中的各个液压缸严格地按规定的顺序动作。按控制方式不同，可分为行程控制和压力控制两大类。
（1）行程控制的顺序动作回路
图6-23a所示为行程阀控制的顺序动作回路。这种回路工作可靠，但动作顺序一经确定再改变就比较困难，同时管路长，布置较麻烦。
图6-23b所示为由行程开关控制的顺序动作回路。这种回路的优点是控制灵活方便，但其可靠程度主要取决于电气元件的质量。
（2）压力控制的顺序动作回路
图6－24所示为一使用顺序阀的压力控制顺序动作回路。显然这种回路动作的可靠性取决于顺序阀的性能及其压力调定值，即它的调定压力应比前一个动作的压力高出0．8～1．0MPa，否则顺序阀易在系统压力脉冲中造成误动作。由此可见，这种回路适用于液压缸数目不多、负载变化不大的的场合。其优点是动作灵敏，安装连接较方便；缺点是可靠性不高，位置精度低。
7.3.2 同步回路
同步回路的功用是保证系统中的两个或多个液压缸在运动中的位移量相同或以相同的速度运动。从理论上讲，对两个工作面积相同的液压缸输入等量的油液即可使两液压缸同步，但泄漏、摩擦阻力、制造精度、外负载、结构弹性变形以及油液中的含气量等因素都会使同步难以保证，为此，同步回路要尽量克服或减少这些因素的影响，有时要采取补偿措施，消除累积误差。
（1）带补偿措施的串联液压缸同步回路
如图6-25所示为两液压缸串联同步回路。液压缸1的有杆腔A的有效面积与液压缸2的无杆腔B的面积相等。因而从A腔排出的油液进入B腔后，两液压缸的升降便得到同步。但是两缸连通腔处的泄漏会使两个活塞产生同步位置误差。而补偿措施使同步误差在每一次下行运动中及时消除，以避免误差的累积。这种回路只适用于负载较小的液压系统。
（2）用同步缸或同步马达的同步回路
图6－26a为采用同步缸的同步回路，同步缸A、B两腔的有效面积相等，且两工作缸面积也相同，则能实现同步。这种同步回路的同步精度取决于液压缸的加工精度和密封性，精度可达到98%～99%。由于同步缸一般不宜做得过大，所以这种回路仅适用于小容量的场合。
图6－26b为采用相同结构、相同排量的液压马达作为等流量分流装置的同步回路。这种同步回路的同步精度比节流控制的要高，由于所用同步马达一般为容积效率较高的柱塞式马达，所以费用较高。
7.3.3 多缸快慢速互不干扰回路
多缸快慢速互不干扰回路的功用是防止液压系统中的几个液压缸因速度快慢的不同而在动作上的相互干扰。
图 6－27所示为双泵供油来实现的多缸快 慢速互不干扰回路。图中的液压缸A和B各自要完成“快进～工进～快返”的自动工作循环。
图6-28为采用顺序节流阀的叠加阀式防干扰回路。这种回路动作可靠性较高，因此被广泛应用于组合机床的液压系统中。
7.4.1 锁紧回路
锁紧回路的功用是使液压缸能在任意位置上停留，且停留后不会因外力作用而移动位置的回路。如图6－29所示的即为使用液控单向阀（又称双向液压锁）的锁紧回路。在这个回路中，由于液控单向阀的阀座一般为锥阀式结构，所以密封性好，泄漏极少，锁紧的精度主要取决于液压缸的泄漏。这种回路被广泛用于工程机械、起重运输机械等有锁紧要求的场合。
7.4.2 节能回路
节能的目的是提高能量的利用率，因而节能回路的功用是要用最小的输入能量来完成一定的输出。前面所述，旁路节流调速回路（图6－10）、差动回路（图6-17），用蓄能器的快速运动回路（图6－18）和双泵供油回路（6－19）等均具有一定的节能效果。下面再介绍两种节能回路。
（1）负载串联节能回路
如图6-30所示为两负载串联的节能回路。
在该回路中，当各执行元件单独工作时，工作压力由各自的溢流阀调定。若同时工作，由于前一个回路的溢流阀受后一个回路的压力信号控制，泵转入叠加负载下工作，这时泵的流量只要满足流量大的那个执行元件即可，工作压力高到接近泵的额定压力，提高了泵的运行效率。这种节能回路结构简单，且采用定量泵供油，因而比较经济。由于负载叠加的缘故， 故两个执行元件的负载不能太大。
（2）二次调节系统
如图6－31所示为二次调节（亦称次级调节）节能回路，这种调节回路打破了常规的液压驱动系统--通过流量联系，即马达的输入转速、输出转矩、回转方向等性能参数决定于泵的能量供应、阀类的控制等状况，也就是通过直接或间接调节一次能量转换元件--液压泵来实现变换和控制的常规，使一次和二次能量转换器件之间通过压力来联系，液动机从集中液压能源系统中获取运转需要的相应能量。其输出性能的改变，主要通过二次元件的调节来实现。
如图6-31所示，带蓄能器的管路表示集中式液压源附有变量调节缸3的变量液压马达2就是被驱动的二次能量转换元件。
二次调节回路是按照需要从能源系统中获取能量的原则进行工作的，动力源无需通过控制环节而直接作用在二次调节元件上，在不需输出扭矩时，二次元件的变量摆角及所吸收的流量都会被自动地调节到近似于零的值，故能获得最大限度的节能效果。采用这种调节回路时，多个彼此并联的执行元件能够在同一供压的回路中互不干扰地按自己需要的速度和转矩运行。
第八章 典型液压传动系统
液压传动系统是根据机械设备的工作要求，选用适当的液压基本回路经有机组合而成。阅读一个较复杂的液压系统图，大致可按以下步骤进行：
1)了解机械设备工况对液压系统的要求，了解在工作循环中的各个工步对力、速度和方向这三个参数的质与量的要求。
2)初读液压系统图，了解系统中包含哪些元件，且以执行元件为中心，将系统分解为若干个工作单元。
3)先单独分析每一个子系统，了解其执行元件与相应的阀、泵之间的关系和哪些基本回路。参照电磁铁动作表和执行元件的动作要求，理清其液流路线。
4)根据系统中对各执行元件间的互锁、同步、防干扰等要求，分析各子系统之间的联系以及如何实现这些要求。
5)在全面读懂液压系统的基础上，根据系统所使用的基本回路的性能，对系统作综合分析，归纳总结整个液压系统的特点，以加深对液压系统的理解。
液压传动系统种类繁多，它的应用涉及机械制造、轻工、纺织、工程机械、船舶、航空和航天等各个领域，但根据其工作情况，典型液压系统视液压传动系统的工况要求与特点可分为如下几种。
(1)以速度变换为主的液压系统(例如组合机床系统)
1)能实现工作部件的自动工作循环，生产率较高
2)快进与工进时，其速度与负载相差较大
3)要求进给速度平稳、刚性好，有较大的调速范围
4)进给行程终点的重复位置精度高，有严格的顺序动作
(2)以换向精度为主的液压系统(如磨床系统)
1)要求运动平稳性高，有较低的稳定速度
2)启动与制动迅速平稳、无冲击，有较高的换向频率(最高可达150次／min)
3)换向精度高，换向前停留时间可调
(3)以压力变换为主的液压系统(例如液压机系统)
1)系统压力要能经常变换调节，且能产生很大的推力
2)空程时速度大，加压时推力大，功率利用合理
3)系统多采用高低压泵组合或恒功率变量泵供油，以满足空程与压制时，其速度与压力的变化
(4)多个执行元件配合工作的液压系统(例如机械手液压系统)
1)在各执行元件动作频繁换接，压力急剧变化下，系统足够可靠，避免误动作
2)能实现严格的顺序动作，完成工作部件规定的工作循环
3)满足各执行元件对速度，压力及换向精度的要求
8.1.1 概述
液压动力滑台是利用液压缸将泵站所提供的液压能转变成滑台运动所需的机械能。它对液压系统性能的主要要求是速度换接平稳，进给速度稳定，功率利用合理，效率高，发热少。图7-1所示为YT4543型动力滑台。
图7-1组合机床
1-床身 2-动力滑台 3-动力头 4-主轴箱 5-刀具 6-工件 7-夹具 8-工作台 9-底座
图7-2 YT4543型动力滑台液压系统原理图
图7-2所示为YT4543型动力滑台的液压系统原理图，该系统采用限压式变量泵供油、电液动换向阀换向、快进由液压缸差动连接来实现。用行程阀实现快进与工进的转换、二位二通电磁换向阀用来进行两个工进速度之间的转换，为了保证进给的尺寸精度，采用了止挡块停留来限位。
通常实现的工作循环为:
快进
第一次工作进给 
第二次工作进给 
止挡块停留 
快退 
原位停止。
8.1.2 YT4543型动力滑台液压系统的工作原理
（1）快进
按下启动按钮，电磁铁1YA得电，电液动换向阀10的先导阀阀芯向右移动从而引起主阀芯向右移，使其左位接人系统，其主油路为：
进油路：泵1单向阀2换向阀6(左位)行程阀11(下位)液压缸左腔
回油路：液压缸的右腔 换向阀6(左位)单向阀5行程阀1l(下位)液压缸左腔，形成差动连接。
（2）第一次工作进给
当滑台快速运动到预定位置时，滑台上的行程挡块压下了行程阀11的阀芯，切断了该通道，使压力油须经调速阀7进入液压缸的左腔。由于油液流经调速阀，系统压力上升，打开液控顺序阀4，此时单向阀5的上部压力大于下部压力，所以单向阀5关闭，切断了液压缸的差动回路，回油经液控顺序阀4和背压阀3流回油箱使滑台转换为第一次工作进给。其油路是：
进油路：泵1单向阀2换向阀6(左位)调速阀7换向阀12(右位)液压缸左腔；
回油路：液压缸右腔 换向阀6(左位)顺序阀4背压阀3油箱。
因为工作进给时，系统压力升高，所以变量泵1的输油量便自动减小，以适应工作进给的需要，进给量大小由调速阀7调节。
（3）第二次工作进给
第一次工进结束后，行程挡块压下行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，进油必须经调速阀7、8才能进入液压缸，此时由于调速阀8的开口量小于阀7，所以进给速度再次降低，其它油路情况同一工进。
（4）止挡块停留
当滑台工作进给完毕之后，碰上止挡块的滑台不再前进，停留在止挡块处，同时系统压力升高，当升高到压力继电器9的调整值时，压力继电器动作，经过时间继电器的延时，再发出信号使滑台返回，滑台的停留时间可由时间继电器在一定范围内调整。
（5）快退
时间继电器经延时发出信号，2YA通电，1YA、3YA断电，主油路为：
进油路：泵1单向阀2换向阀6(右位)液压缸右腔；
回油路：液压缸左腔 单向阀10换向阀6(右位)油箱。
（6）原位停止
当滑台退回到原位时，行程挡块压下行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀6处于中位，液压缸失去液压动力源，滑台停止运动。液压泵输出的油液经换向阀6直接回油箱，泵卸荷；
该系统的动作循环表和各电磁铁及行程阀动作如表7-2所示。
8.1.3 YT4543动力滑台液压系统的特点
(1)系统采用了限压式变量叶片泵一调速阀一背压阀式的调速回路，能保证稳定的低速运动(进给速度最小可达6.6mm／min)、较好的速度刚性和较大的调速范围(R=100mm)。
(2)系统采用了限压式变量泵和差动连接式液压缸来实现快进，能源利用比较合理。滑台停止运动时，换向阀使液压泵在低压下卸荷，减少能量损耗。
(3)系统采用了行程阀和顺序阀实现快进与工进的换接，不仅简化了电气回路，而且使动作可靠，换接精度亦比电气控制高，至于两个工进之间的换接则由于两者速度都较低，采用电磁阀完全能保证换接精度。
第九章液压系统的设计与计算
液压传动系统的设计是整机设计的一部分，在目前被压系统的设计主要还是经验法，即使使用计算机辅助设计，也是在专家的经验指导下进行的。因而就其设计步骤而言，往往随设计的实际情况，设计者的经验不同而各有差异，但是，从总体上看，其基本内容是一致的，具体为：
l）明确设计要求、进行工况分析。
2）拟定液压系统原理图。
3）计算和选择液压元件。
4）验算液压系统的性能。
5）绘制工作图，编制技术文件。
9.1.1 明确设计要求
（1）明确液压系统的动作和性能要求，例如，执行元件的运动方式、行程和速度范围等。
（2）明确液压系统的工作环境，例如，环境温度、湿度尘埃、通风情况、是否易燃等。
9.1.2 工况分析
工况分析主要指对液压执行元件的工作情况的分析，分析的目的是了解在工作过程中执行元件的速度、负载变化的规律，并将此规律用曲线表示出来，作为拟定液压系统方案确定系统主要参数（压力和流量）的依据。
液压系统图是整个液压系统设计中最重要的一环，它的好坏从根本上影响整个液压系统。拟定液压系统原理图所需的知识面较广，要综合应用前面的各章内容，一般的方法是：先根据具体的动作性能要求选择液压基本回路，然后将基本回路加上必要的连接措施有机地组合成一个完整的液压系统，拟定液压系统图时，应考虑以下几个方面的问题：
9.2.1 所用液压执行元件的类型
9.2.2 液压回路的选择
（1）首先确定对主机主要性能起决定性影响的主要回路。例如机床液压系统、调速和速度换接是主要回路。
（2）然后再考虑其它辅助回路，例如有垂直运动部件的系统要考虑平衡回路，有多个执行元件的系统要考虑顺序动作，同步和防干扰回路等。
（3）同时也要考虑节省能源，减少发热，减少冲击，保证动作精度等问题。
9.2.3 液压回路的综合
液压回路的综合是把选出来的各种液压回路放在一起，进行归并、整理、再增加一些必要的元件或辅助油路，使之成为完整的液压传动系统。进行这项工作时还必须注意以下几点：
（1）尽可能省去不必要的元件，以简化系统结构。
（2）最终综合出来的液压系统应保证其工作循环中的每个动作都安全可靠，无相互干扰。
（3）尽可能提高系统的效率，防止系统过热。
（4）尽可能使系统经济合理，便于维修检测。
（5）尽可能采用标准元件，减少自行设计的专用件。
所谓液压元件的计算，是要计算该元件在工作中承受的压力和通过的流量，以便确定元件的规格和型号。
9.3.1 液压泵的选择
先根据设计要求和系统工况确定液压泵的类型，然后根据液压泵的最高供油压力和最大供油量来选择液压泵的规格。
9.3.2 阀类元件的选择
阀类元件的选择是根据阀的最大工作压力和流经阀的最大流量来选择控制阀的规格。即所选用的阀类元件的额定压力和额定流量要大于系统的最高工作压力及实际通过阀的最大流量。
9.3.3 液压辅助元件的选择
油箱、过滤器、蓄能器、油管、管接头、冷却器等液压辅助元件可按第五章的有关原则选取。
9.4.1 液压系统压力损失的验算
液压系统压力损失发生在多处，需验算一下管路系统的总压力损失。
9.4.2 液压系统发热温升的验算
液压系统在工作时由于存在着各种各样的机械损失、压力损失和流量损失，这些损失大都转变为热能，使系统发热，油温升高，导致系统泄漏增加，运动部件动作失灵等不良后果。
9.5.1 绘制工作图
（1） 液压系统原理图 图上除画出整个系统的回路之外，还应注明各元件的规格、型号、压力调整值，并给出各执行元件的工作循环图，列出电磁铁及压力继电器的动作顺序表。
（2）集成油路装配图 若选用油路板，应将各元件画在油路板上，便于装配；若采用集
成块或叠加阀时，因有通用件，设计者只需选用，最后将选用的产品组合起来给制成装配图。
（3）泵站装配图 将集成油路装置、泵、电动机与油箱组合在一起画成装配图，表明它们各自之间的相互位置、安装尺寸及总体外形。
（4）画出非标准专用件的装配图及零件图。
（5）管路装配图 表示出油管的走向，注明管道的直径及长度，各种管接头的规格、管夹的安装位置和装配技术要求等。
（6）电气线路图 表示出电动机的控制线路，电磁阀的控制线路、压力继电器和行程开关等。
9.5.2 编写技术文件
技术文件一般包括液压系统设计计算说明书，液压系统的使用及维护技术说明书，零部件目录表、标准件通用件及外购件总表等。
第十章气源装置与气动元件
10.1.1 空气过滤器
（1）组成
由壳体和滤芯所组成
（2）滤芯材料
分为纸质、织物(麻布、绒布、毛毡)、陶瓷、泡沫塑料和金属(金属网、金属屑)等。
空气压缩机中普遍采用纸质过滤器和金属过滤器。这种过滤器通常又称为一次过滤器，其滤灰效率为50％一70％；在空气压缩机的输出端(即气源装置)使用的为二次过滤器(滤灰效率为70％一90％)和高效过滤器(滤灰效率大于99％)。
10.1.2 除油器
除油器用于分离压缩空气中所含的油分和水分。其工作原理是：当压缩空气进入除油器后产生流向和速度的急剧变化，再依靠惯性作用，将密度比压缩空气大的油滴和水滴分离出来。
10.1.3 空气干燥器
空气干燥器是吸收和排除压缩空气中的水分和部分油分与杂质，使湿空气变成干空气的装置。从压缩机输出的压缩空气经过冷却器、除油器和储气罐的初步净化处理后已能满足一般气动系统的使用要求。但对一些精密机械、仪表等装置还不能满足要求。为此需要进一步净化处理，为防止初步净化后的气体中的含湿量对精密机械、仪表产生锈蚀，为此要进行干燥和再精过滤。
10.1.4 后冷却器
后冷却器用于将空气压缩机排出的气体冷却并除去水分。
10.1.5 储气罐
储气罐的作用是消除压力波动，保证输出气流的连续性；储存一定数量的压缩空气，调节用气量或以备发生故障和临时需要应急使用，进一步分离压缩空气中的水分和油分。
储气罐一般采用圆筒状焊接结构：有立式和卧式两种，一般以立式居多。立式储气罐的高度H为其直径D的2-3倍，同时应使进气管在下，出气管在上，并尽可能加大两管之间的距离，以利于进一步分离空气中的油水。
后冷却器、除油器、储器罐都属于压力容器，制造完毕后，应进行水压实验。
10.2.1 油雾器
油雾器是以压缩空气为动力，将润滑油喷射成雾状并混合于压缩空气中，使该压缩空气具有润滑气动元件的能力。
目前，气动控制阀，气缸和气马达主要是靠这种带有油雾的压缩空气来实现润滑的，其优点是方便、干净、润滑质量高。
10.2.2 消声器
气压传动装置的噪声一般都比较大，尤其当压缩气体直接从气缸或阀中排向大气，较高的压差使气体体积急剧膨胀，产生涡流，引起气体的振动，发出强烈的噪声，为消除这种噪声应安装消声器。消声器是指能阻止声音传播而允许气流通过的一种气动元件，气动装置中的消声器主要有阻性消声器、抗性消声器及阻抗复合消声器三大类。
10.2.3 转换器
在气动控制系统中，也与其它自动控制装置一样，有发信、控制和执行部分，其控制部分工作介质为气体，而信号传感部分和执行部分不一定全用气体，可能用电或液体传输，这就要通过转换器来转换。常用的转换器有：气一电、电一气、气一液等。
（1）气电转换器和电气转换器
气电转换器是将压缩空气的气信号转变成电信号的装置，又称压力继电器。
电气转换器是将电信号转换成气信号的装置，各种电磁换向阀可作为电气转换器。
（2）气液转换器
气动系统中常用到气－液阻尼缸或使用液压缸作执行元件，以求获得较平稳的速度，因而就需要一种把气信号转换为液压信号的装置，这就是气液转换器。有直接接触式和换向阀式两种。
10.3.1 气动执行元件
气动执行元件是将压缩空气的压力能转化为机械能的元件。它的驱动机构作直线往复、摆动或回转运动，其输出为力或转矩。气动执行元件可以分为气缸和气马达。
（1） 气缸的分类
1）按压缩空气对活塞端面作用力的方向分
(a)单作用气缸 气缸只有一个方向的运动是气压传动，活塞的复位靠弹簧力或自重和其它外力。
(b)双作用气缸 双作用气缸的往返运动全靠压缩空气来完成。
2）按气缸的结构特征分
(a)活塞式气缸
(b)薄膜式气缸
(c)伸缩式气缸
3）按气缸的安装形式分
(a)固定式气缸 气缸安装在机体上固定不动，有耳座式、凸缘式和法兰式。
(b)轴销式气缸 缸体围绕一固定轴可作一定角度的摆动。
(c)回转式气缸 缸体固定在机床主轴上，可随机床主轴作高速旋转运动。这种气缸常用于机床上气动卡盘中，以实现工件的自动装卡。
(d)嵌入式气缸 气缸做在夹具本体内。
4）按气缸的功能分
(a)普通气缸 包括单作用式和双作用式气缸。常用于无特殊要求的场合。
(b)缓冲气缸 气缸的一端或两端带有缓冲装置，以防止和减轻活塞运动到端点时对气缸缸盖的撞击。
(c)气一液阻尼缸 气缸与液压缸串联，可控制气缸活塞的运动速度，并使其速度相对稳定。
(d)摆动气缸 用于要求气缸叶片轴在一定角度内绕轴线回转的场合，如夹具转位、阀门的启闭等。
(e)冲击气缸 是一种以活塞杆高速运动形成冲击力的高能缸，可用于冲压、切断等。
(f)步进气缸 是一种根据不同的控制信号，使活塞杆伸出不同的相应位置的气缸。
（2）气缸的工作特性
气缸的工作特性是指气缸的输出力、气缸内压力的变化以及气缸的运动速度等静态和动态特性。
10.3.2 气动控制元件
在气压传动系统中的控制元件是控制和调节压缩空气的压力、流量、流动方向和发送信号的重要元件，利用它们可以组成各种气动控制回路，使气动执行元件按设计的程序正常地进行工作。控制元件按功能和用途可分为方向控制阀、压力控制阀和流量控制阀三大类。
（1）方向控制阀
1)方向控制阀的分类
按阀芯结构不同可分为：滑柱式(又称柱塞式、也称滑阀)、截止式(又称提动式)、平面式(又称滑块式)、旋塞式和膜片式。其中以截止式换向阀和滑柱式换向阀应用较多；
按其控制方式不同可以分为：电磁换向阀、气动换向阀、机动换向阀和手动换向阀
按其作用特点可以分为：单向型控制阀和换向型控制阀。
（a）单向型控制阀
a）单向阀
单向阀是指气流只能向一个方向流动而不能反向流动的阀。单向阀的工作原理、结构和图形符号与液压阀中的单向阀基本相同，只不过在气动单向阀中，阀芯和阀座之间有一层胶垫(密封垫)。
b）快速排气阀
快速排气阀简称快排阀。它是为加快气缸运动速度作快速排气用的。
（b）换向型控制阀
换向型方向控制阀(简称换向阀)的功用是改变气体通道使气体流动方向发生变化从而改变气动执行元件的运动方向。换向型控制阀包括气压控制阀、电磁控制阀、机械控制阀、人力控制阀和时间控制阀。
a）气压控制换向阀
气压控制换向阀是利用气体压力来使主阀芯运动而使气体改变流向的。按控制方式不同可分为加压控制、卸压控制和差压控制三种。
加压控制是指所加的控制信号压力是逐渐上升的，当气压增加到阀芯的动作压力时，主阀便换向；卸压控制指所加的气控信号压力是减小的，当减小到某一压力值时，主阀换向；差压控制是使主阀芯在两端压力差的作用下换向。
气控换向阀按主阀结构不同，又可分为截止式和滑阀式两种。
a.截止式气控阀
b.滑阀式气控阀
工作原理和液动换向阀基本相同。
b）电磁控制换向阀
按控制方式不同分为电磁铁直接控制(直动)式电磁阀和先导式电磁阀两种。它们的工作原理分别与液压阀中的电磁阀和电液动阀相类似，只是二者的工作介质不同而已。
（2）压力控制阀
压力控制阀主要用来控制系统中气体的压力，以满足各种压力要求或用以节能。压力控制分为三类：一类是起降压稳压作用，如减压阀，定值器；一类是起限压安全保护作用的安全阀等；一类是根据气路压力不同进行某种控制的顺序阀、平衡阀等。
（3）流量控制阀
在气压传动系统中，经常要求控制气动执行元件的运动速度，这要靠调节压缩空气的流量来实现。凡用来控制气体流量的阀，称为流量控制阀。流量控制阀就是通过改变阀的通流截面积来实现流量控制的元件，它包括节流阀、单向节流阀、排气节流阀和柔性节流阀等。其中节流阀和单向节流阀的工作原理与液压阀中同类型阀相似。
１)排气节流阀
与节流阀原理一样，但节流阀装在系统中调节气流的流量，而排气节流阀只能装在排气口处，调节排入大气的流量。图13－18为排气节流阀的工作原理图。２)柔性节流阀
柔性节流阀依靠阀杆夹紧柔韧的橡胶管而产生节流作用。
《液压与气压技术》简介
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