速度控制回路优化

1.调速回路

（1）调速方法概述 在液压系统中往往需要调节液压执行元件的运动速度，以适应主机的工作循环需要。液压系统中的执行元件主要是液压缸和液压马达，其运动速度或转速与输入的流量及自身的几何参数有关。在不考虑油液压缩性和泄漏的情况下，液压缸的速度v的计算公式为

液压马达的转速n的计算公式为

式中 q——输入液压缸或液压马达的流量；

A——液压缸的有效面积；

V_M——液压马达的排量。

由以上两式可以看出，要调节或控制液压缸和液压马达的工作速度，可以通过改变进入执行元件的流量来实现，也可以通过改变执行元件的几何参数来实现。对于确定的液压缸来说，通过改变其有效作用面积A来调速是不现实的，一般只能用改变输入液压缸流量的方法来调速。对变量马达来说，既可以用改变输入流量的办法来调速，也可通过改变马达排量的方法来调速。目前常用的调速回路主要有以下几种：

1）节流调速回路采用定量泵供油，通过改变回路中流量控制元件通流截面积的大小来控制输入或流出执行元件的流量，以调节其速度。

2）容积调速回路通过改变回路中变量泵或变量马达的排量等方式来调节执行元件的运动速度。

3）容积节流调速回路（联合调速）：采用压力反馈式变量泵供油，由流量控制元件改变流入或流出执行元件的流量来调节速度。同时，又使变量泵的输出流量与通过流量控制元件的流量相匹配。

图3-17 进油路节流调速回路

下面主要讨论节流调速回路和容积调速回路。

（2）进油路节流调速回路 如图3-17所示，将节流阀串联在液压泵和缸之间，用它来控制进入液压缸的流量从而达到调速的目的，称为进油路节流调速回路。在这种回路中，定量泵输出的多余流量通过溢流阀流回油箱。由于溢流阀有溢流，泵的出口压力p_p为溢流阀的调定压力并保持定值，这是进油节流调速回路能够正常工作的条件。

1）速度负载特性。当不考虑回路中各处的泄漏和油液的压缩时，活塞运动速度

活塞受力方程为

p₁A₁=p₂A₂+F （3-4）

式中 F——外负载力；

p₂——液压缸回油腔压力，当回油腔通油箱时，p₂≈0。于是p₁=F/A₁。

进油路上通过节流阀的流量方程为

q₁=CA_T（Δp_T）m

于是

式中 C——与油液种类等有关的系数；

A_T——节流阀的开口面积；

Δp_T——节流阀前后的压差，Δp_T=p_p-p₁；

m——节流阀的指数，当为薄壁孔口时，m=0.5。

式（3-6）即为进油路节流调速回路的速度负载特性方程，它描述了执行元件的速度v与负载F之间的关系。如果以v为纵坐标，F为横坐标，将式（3-6）按不同节流阀通流面积A_T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，如图3-18所示。

图3-18 进油路节流调速回路速度负载特性曲线

由式（3-6）和图3-18可以看出，其他条件不变时，活塞的运动速度v与节流阀通流面积A_T成正比，调节A_T就能实现无级调速。这种回路的调速范围较大，R_cmax=v_max/v_min≈100。当节流阀通流面积A_T一定时，活塞运动速度v随着负载F的增加按抛物线规律下降。但不论节流阀通流面积如何变化，当F=p_pA₁时，节流阀两端压差为零，没有流体通过节流阀，活塞也就停止运动，此时液压泵的全部流量经溢流阀流回油箱。该回路的最大承载能力即为F_max=p_p^A1。

2）功率特性。调速回路的功率特性是以其自身的功率损失（不包括液压缸、液压泵和管路中的功率损失）、功率损失分配情况和效率来表达的。在图3-17中，液压泵输出功率即为该回路的输入功率，即

P_p=p_pq_p

液压缸输出的有效功率为

回路的功率损失为

ΔP=P_P-P₁=p_pq_p-p₁q₁

=p_p（q₁+Δq）-（p_p-Δp_T）q₁

=p_pΔq+Δp_Tq₁ （3-7）

式中 Δq——溢流阀的溢流量，Δq=q_p-q₁。

由式（3-7）可知，进油路节流调速回路的功率损失由两部分组成，即溢流功率损失ΔP₁=p_pΔq和节流功率损失ΔP₂=p_Tq₁。

回路的输出功率与回路的输入功率之比定义为回路的效率。进油路节流调速回路的回路效率为

（3）回油路节流调速回路 如图3-19所示，将节流阀串联在液压缸的回油路上，借助节流阀控制液压缸的排油量来调节其运动速度，称为回油路节流调速回路。

采用同样的分析方法可以得到与进油路节流调速回路相似的速度负载特性公式，即

其功率特性与进油路节流调速回路相同。

虽然进油路和回油路节流调速的速度负载特性公式形式相似，功率特性相同，但它们在以下几方面的性能有明显差别，在选用时应加以注意。

1）承受负值负载的能力。所谓负值负载就是作用力的方向与执行元件的运动方向相同的负载。回油节流调速的节流阀在液压缸的回油腔能形成一定的背压，能承受一定的负值负载；对于进油节流调速回路，要使其能承受负值负载就必须在执行元件的回油路上加上背压阀。这必然会导致增加功率消耗，增大油液发热量。

2）运动平稳性。回油节流调速回路由于回油路上存在背压，可以有效地防止空气从回油路吸入，因而低速运动时不易爬行；高速运动时不易颤振，即运动平稳性好。进油节流调速回路在不加背压阀时不具备这种特点。

3）油液发热对回路的影响。进油节流调速回路中，通过节流阀产生的节流功率损失转变为热量，一部分由元件散发出去，另一部分使油液温度升高，直接进入液压缸，会使缸的内外泄漏增加，速度稳定性变坏，而回油节流调速回路油液经节流阀温升后，直接回油箱，经冷却后再入系统，对系统泄漏影响较小。

4）起动性能。回油节流调速回路中若停机时间较长，液压缸回油箱的油液会泄漏回油箱，重新起动时背压不能立即建立，会引起瞬间工作机构的前冲现象，对于进油节流调速，只要在开机时关小节流阀即可避免起动冲击。

综上所述，进油路、回油路节流调速回路结构简单，价格低廉，但效率较低，只宜用在负载变化不大、低速、小功率场合。

图3-19 回油路节流调速回路

图3-20 旁油路节流调速回路

（4）旁油路节流调速回路 把节流阀装在与液压缸并联的支路上，利用节流阀把液压泵供油的一部分排回油箱实现速度调节的回路，称为旁油路节流调速回路。如图3-20所示，在这个回路中，由于溢流功能由节流阀来完成，故正常工作时，溢流阀处于关闭状态，溢流阀作为安全阀用，其调定压力为最大负载压力的1.1～1.2倍，液压泵的供油压力p_p取决于负载。

1）速度负载特性。考虑泵的工作压力随负载变化，泵的输出流量q_p应计入泵的泄漏量随压力的变化Δq_p，采用与前述相同的分析方法可得速度表达式为

式中 q_pt——泵的理论流量；

k——泵的泄漏系数；

其余符号意义同前。

2）功率特性。该回路的输入功率

P_p=p₁q_p

回路的输出功率

P₁=Fv=p₁A₁v=p₁q₁

回路的功率损失

ΔP=P_p-P₁=p₁q_p-p₁q₁=p₁Δq （3-11）

回路效率

由式（3-11）和式（3-12）看出，旁油路节流调速只有节流损失，而无溢流损失，因而功率损失比前两种调速回路小，效率高。这种调速回路一般用于功率较大且对速度稳定性要求不高的场合。

使用节流阀的节流调速回路，速度受负载变化的影响比较大，亦即速度负载特性比较软，变载荷下的运动平稳性比较差。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。但所有性能上的改进都是以加大流量控制阀的工作压差，亦即增加泵的供油压力为代价的。调速阀的工作压差一般最小需0.5MPa，高压调速阀需1.0MPa左右。

除节流调速回路外，容积调速回路也广泛应用于机电工程中。容积调速回路可用变量泵供油，根据需要调节泵的输出流量，或应用变量液压马达，调节其每转排量以进行调速，也可以采用变量泵和变量液压马达联合调速。容积调速回路的主要优点是没有节流调速时通过溢流阀和节流阀的溢流功率损失和节流功率损失，所以发热少，效率高，适用于功率较大，并需要有一定调速范围的液压系统中。

容积调速回路按所用执行元件的不同，分为泵-缸式回路和泵-马达式回路。这里主要介绍泵-马达式容积调速回路。(www.xing528.com)

（5）变量泵-定量马达式容积调速回路 图3-21所示为变量泵-定量马达式容积调速回路。

回路中压力管路上的安全阀4用以防止回路过载，低压管路上连接一个小流量的辅助液压泵1，以补偿补偿泵3和马达5的泄漏，其供油压力由溢流阀6调定。辅助泵与溢流阀使低压管路始终保持一定压力，不仅改善了主泵的吸油条件，而且可置换部分发热油液，降低系统温升。

在这种回路中，液压泵转速n_p和液压马达排量V_M都为恒值，改变液压泵排量V_p可使马达转速n_M和输出功率P_M随之成比例地变化。马达的输出转矩T_M和回路的工作压力p都由负载转矩来决定，不因调速而发生改变，所以这种回路常被称为恒转矩调速回路，其工作特性曲线如图3-22所示。值得注意的是，在这种回路中，因泵和马达的泄漏量随负载的增加而增加，致使马达输出转速下降。该回路的调速范围R_c≈40。

图3-21 变量泵-定量马达式容积调速回路

1—辅助液压泵 2—单向阀 3—补偿泵 4—安全阀 5—马达 6—溢流阀

图3-22 变量泵-定量马达式容积调速回路的工作特性曲线

（6）定量泵-变量马达式容积调速回路 图3-23为定量泵-变量式马达式容积调速回路，定量泵1的排量V_p不变，变量马达2的排量V_M的大小可以调节，3为安全阀，4为补偿泵，5为补偿泵的低压溢流阀。

在这种回路中，液压泵转速n_p和排量V_p都是常值，改变液压马达排量V_M时，马达输出转矩的变化与V_M成正比，输出转速n_M则与V_M成反比。马达的输出功率p_M和回路的工作压力p都由负载功率决定，不因调速而发生变化，所以这种回路常被称为恒功率调速回路。

这种回路的工作特性曲线如图3-24所示。这种回路的优点是能在各种转速下保持很大的输出功率不变，其缺点是调速范围小（R_c≤3），因此这种调速方法往往不能单独使用。

图3-23 定量泵-变量马达式容积调速回路

1—定量泵 2—变量马达 3—安全阀 4—补偿泵 5—溢流阀

图3-24 定量泵-变量马达式容积调速回路的工作特性曲线

（7）变量泵-变量马达式容积调速回路 图3-25所示为双向变量泵和双向变量马达组成的容积式调速回路。这种回路中各元件对称布置，改变泵的供油方向，就可实现马达的正、反向旋转，单向阀4和5用于辅助泵3双向补油，单向阀6和7使溢流阀8在两个方向上都能对回路起过载保护作用。一般机械要求低速时输出转矩大，高速时能输出较大的功率，这种回路恰好可以满足这一要求。在低速段，先将马达排量调到最大，用变量泵调速，当泵的排量由小调到最大，马达转速随之升高，输出功率随之线性增加，此时因马达排量最大，马达能获得最大输出转矩，且处于恒转矩状态；高速段，泵为最大排量，用变量马达调速，将马达排量由大调小，马达转速继续升高，输出转矩随之降低，此时因泵处于最大输出功率状态，故马达处于恒功率状态。该回路的工作特性曲线如图3-26所示，这种回路的调速范围R_c≤100。

图3-25 变量泵-变量马达式容积调速回路

1—双向变量泵 2—双向变量马达 3—辅助泵 4、5、6、7—单向阀 8—溢流阀

图3-26 变量泵-变量马达式容积 调速回路的工作特性曲线

（8）容积节流调速回路 容积节流调速回路的基本工作原理是采用压力补偿式变量泵供油、调速阀（或节流阀）调节进入液压缸的流量并使泵的输出流量自动地与液压缸所需流量相适应。

常用的容积节流调速回路有限压式变量泵与调速阀等组成的容积节流调速回路、变压式变量泵与节流阀等组成的容积调速回路。

图3-27所示为限压式变量泵与调速阀组成的调速回路的工作原理和工作特性曲线。在图示位置，液压缸4的活塞快速向右运动，变量泵1按快速运动要求调节其输出流量q_max，同时调节限压式变量泵的压力调节螺钉，使泵的限定压力p_C大于快速运动所需压力（图3-27b中的AB段）。当换向阀3通电，泵输出的液压油经调速阀2进入液压缸4，其回油经背压阀5回油箱。调节调速阀2的流量q₁就可调节活塞的运动速度v，由于q₁＜q_B，液压油迫使泵的出口与调速阀进口之间的油压憋高，即泵的供油压力升高，泵的流量便自动减小到q_p≈q₁为止。

这种调速回路的运动稳定性、速度负载特性、承载能力和调速范围均与采用调速阀的节流调速回路相同。图3-27b所示为其工作特性曲线，由此可知，此回路只有节流损失而无溢流损失。

当不考虑回路中泵和管路的泄漏损失时，这种回路的效率为

ηC=[p₁-p₂（A₂/A₁）]q₁/（p_Bq₁）=[p₁-p₂（A₂/A₁）]/p_B （3-13）

式（3-13）表明：泵的输油压力p_B调得低一些，回路效率就可高一些，但为了保证调速阀的正常工作压差，泵的压力应比负载压力p₁至少大5×10⁵Pa。当此回路用于“死挡铁停留”、压力继电器发信实现快退时，泵的压力还应调高些，以保证压力继电器可靠发信，故此时的实际工作特性曲线如图3-27b中AB′C′所示。此外，当p_C不变时，负载越小，p₁便越小，回路效率越低。

图3-27 限压式变量泵-调速阀式容积节流调速回路

a）工作原理 b）工作特性曲线

1—变量泵 2—调速阀 3—换向阀 4—液压缸 5—背压阀

2.调速回路的比较和选用

（1）调速回路的比较 调速回路的比较见表3-1。

表3-1 调速回路的比较

（2）调速回路的选用 调速回路的选用主要应考虑以下问题：

1）执行机构的负载性质、运动速度、速度稳定性等要求：负载小，且工作中负载变化也小的系统可采用节流阀节流调速；在工作中负载变化较大且要求低速稳定性好的系统，宜采用调速阀的节流调速或容积节流调速；负载大、运动速度高、油的温升要求小的系统，宜采用容积调速回路。

一般来说，功率在3kW以下的液压系统宜采用节流调速；功率在3～5kW范围宜采用容积节流调速；功率在5kW以上的宜采用容积调速回路。

2）工作环境要求：处于温度较高的环境下工作，且要求整个液压装置体积小、自重小的情况，宜采用闭式回路的容积调速。

3）经济性要求：节流调速回路的成本低，功率损失大，效率也低；容积调速回路因变量泵、变量马达的结构较复杂，所以价钱高，但其效率高、功率损失小；而容积节流调速则介于两者之间。所以需综合分析选用哪种调速回路。

3.快速运动回路

为了提高生产效率，机器工作部件常常要求实现空行程（或空载）的快速运动。这时要求液压系统流量大而压力低。这和工作运动时一般需要的流量较小和压力较高的情况正好相反。对快速运动回路的要求主要是在快速运动时，尽量减小需要液压泵输出的流量，或者在加大液压泵的输出流量后，但在工作运动时又不至于引起过多的能量消耗。以下介绍几种工程中常用的快速运动回路。

（1）差动连接回路 这是在不增加液压泵输出流量的情况下来提高工作部件运动速度的一种快速回路，其实质是改变了液压缸的有效作用面积。

图3-28所示是用于快、慢速转换的，其中快速运动采用差动连接的回路。当电磁换向阀3左端的电磁铁通电时，阀3左位进入系统，液压泵1输出的液压油同缸右腔的油经阀3左位、阀5下位（此时外控顺序阀（卸荷阀）7关闭）也进入液压缸4的左腔，实现了差动连接，使活塞快速向右运动。当快速运动结束，工作部件上的挡铁压下机动换向阀5时，泵的压力升高，阀7打开，液压缸4右腔的回油只能经调速阀6流回油箱，这时是工作进给。当电磁换向阀3右端的电磁铁通电时，活塞向左快速退回（非差动连接）。采用差动连接的快速回路方法简单，较经济，但快、慢速度的换接不够平稳。必须注意，差动油路的换向阀和油管通道应按差动时的流量选择，不然流动液阻过大，会使液压泵的部分油从溢流阀流回油箱，速度减慢，甚至不起差动作用。

（2）双泵供油的快速运动回路 这种回路是利用低压大流量泵和高压小流量泵并联为系统供油，如图3-29所示。

图3-29中1为高压小流量泵，用以实现工作进给运动。2为低压大流量泵，用以实现快速运动。在快速运动时，液压泵2输出的油经单向阀4和液压泵1输出的油共同向系统供油。在工作进给时，系统压力升高，打开液控顺序阀（卸荷阀）3使液压泵2卸荷，此时单向阀4关闭，由液压泵1单独向系统供油。溢流阀5控制液压泵1的供油压力是根据系统所需最大工作压力来调节的，而卸荷阀3使液压泵2在快速运动时供油，在工作进给时则卸荷，因此它的调整压力应比快速运动时系统所需的压力要高，但比溢流阀5的调整压力低。

双泵供油回路功率利用合理、效率高，并且速度换接较平稳，在快、慢速度相差较大的工程机械液压系统中应用很广泛，其缺点是要用一个双联泵，油路系统也稍复杂。

4.速度换接回路

速度换接回路用来实现运动速度的变换，即在原来设计或调节好的几种运动速度中，从一种速度换成另一种速度。对这种回路的要求是速度换接要平稳，即不允许在速度变换的过程中有前冲（速度突然增加）现象。下面介绍几种回路的换接方法及特点。

图3-28 能实现差动连接工作进给的回路

1—液压泵 2—溢流阀 3—电磁换向阀 4—液压缸 5—机动换向阀 6—调速阀 7—卸荷阀

图3-29 双泵供油回路

1—高压小流量泵 2—低压大流量泵 3—液控顺序阀 4—单向阀 5—溢流阀

（1）快速运动和工作进给运动的换接回路 图3-30所示是用单向行程节流阀换接快速运动（简称快进）和工作进给运动（简称工进）的速度换接回路。在图示位置液压缸3右腔的回油可经行程阀4和换向阀2流回油箱，使活塞快速向右运动。当快速运动到达所需位置时，活塞上挡块压下行程阀4，将其通路关闭，这时液压缸3右腔的回油就必须经过节流阀6流回油箱，活塞的运动转换为工进。当操纵换向阀2使活塞换向后，液压油可经换向阀2和单向阀5进入液压缸3右腔，使活塞快速向左退回。

在这种速度换接回路中，因为行程阀的通油路是由液压缸活塞的行程控制阀芯移动而逐渐关闭的，所以换接时的位置精度高，冲出量小，运动速度的变换也比较平稳。这种回路在机床液压系统中应用较多，它的缺点是行程阀的安装位置受一定限制（要由挡铁压下），所以有时管路连接稍复杂。行程阀也可以用电磁换向阀来代替，这时电磁阀的安装位置不受限制（挡铁只需要压下行程开关），但其换接精度及速度变换的平稳性较差。

图3-30 利用单向行程节流阀的速度换接回路

1—液压泵 2—换向阀 3—液压缸 4—行程阀 5—单向阀 6—节流阀 7—溢流阀

图3-31 利用液压缸自身结构的速度换接回路

1—油路 2—单向阀 3—节流阀

图3-31所示是利用液压缸本身的管路连接实现的速度换接回路。在图示位置时，活塞快速向右移动，液压缸右腔的回油经油路1和换向阀流回油箱。当活塞运动到将油路1封闭的位置后，液压缸右腔的回油须经节流阀3流回油箱，活塞则由快速运动变换为工作进给运动。

这种速度换接回路方法简单，换接较可靠，但速度换接的位置不能调整，工作行程也不能过长以免活塞过宽，所以仅适用于工作情况固定的场合。这种回路也常用作活塞运动到达端部时的缓冲制动回路。

（2）两种工作进给速度的换接回路 在某些工程装备液压系统中，需要在自动工作循环中变换两种以上的工作进给速度，这时需要采用两种（或多种）工作进给速度的换接回路。

图3-32所示是两个调速阀并联以实现两种工作进给速度换接的回路。

在图3-32a中，液压泵输出的液压油经调速阀3和电磁阀5进入液压缸。当需要第二种工作进给速度时，电磁阀5通电，其右位接入回路，液压泵输出的液压油经调速阀4和电磁阀5进入液压缸。这种回路中两个调速阀的节流口可以单独调节，互不影响，即第一种工作进给速度和第二种工作进给速度互相间没有什么限制。但在一个调速阀工作时，另一个调速阀中没有油液通过，它的减压阀则处于完全打开的位置，在速度换接开始的瞬间不能起减压作用，容易出现部件突然前冲的现象。

图3-32 两个调速阀并联的速度换接回路

1—液压泵 2—溢流阀 3、4—调速阀 5—电磁阀

图3-33 两个调速阀串联的速度换接回路

1—液压泵 2—溢流阀 3、4—调速阀 5—电磁阀

图3-32b所示为另一种调速阀并联的速度换接回路。在这个回路中，两个调速阀始终处于工作状态，在由一种工作进给速度转换为另一种工作进给速度时，不会出现工作部件突然前冲的现象，因而工作可靠。但是液压系统在工作中总有一定量的油液通过不起调速作用的那个调速阀流回油箱，造成能量损失，使系统发热。

图3-33所示是两个调速阀串联的速度换接回路。图中液压泵输出的液压油经调速阀3和电磁阀5进入液压缸，这时的流量由调速阀3控制。当需要第二种工作进给速度时，阀5通电，其右位接入回路，则液压泵输出的液压油先经调速阀3，再经调速阀4进入液压缸，这时的流量应由调速阀4控制，所以这种回路中调速阀4的节流口应调得比调速阀3小，否则调速阀4速度换接回路将不起作用。这种回路在工作时调速阀3一直工作，它限制进入液压缸或调速阀4的流量，因此在速度换接时不会使液压缸产生前冲现象，换接平稳性较好。在调速阀4工作时，油液需经两个调速阀，故能量损失较大，系统发热也较大，但却比图3-32b所示的回路要小。