《液压与气压传动》复习课

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1. 绪论

1.1 液压与气压传动系统的组成与图形符号

液压系统主要由四部分组成：

1. 能源装置
2. 执行元件
3. 控制调节元件
4. 辅助元件

图形符号如下图所示：

图中编号对应的元件如下：

1. 油箱
2. 过滤器
3. 液压泵
4. 溢流阀
5. 开停阀（二位三通换向阀，等价于开关）
6. 节流阀
7. 三位四通换向阀
8. 活塞
9. 液压缸
10. 工作台（推送）

注（推送）：

• 系统工作压力取决于作用负载的大小，与流入液体的多少无关。
• 当缸的结构尺寸一定时，活塞运动速度 $V$ 取决于进入液压缸或气缸的流量 $Q$，与压强 $P$ 无关。

1.2 液压传动的优缺点

液压传动的优点

1. 液压装置的质量和体积小（功率密度大，结构紧凑）。
2. 液压装置工作比较平稳。
3. 液压装置能在大范围内实现无级调速，还可以在运行过程中进行调速。
4. 液压传动易于对液体压力、流量或流动方向进行调节或控制。
5. 液压装置易于实现过载保护。
6. 液压系统的设计、制作和使用都比较方便。
7. 用液压传动实现直线运动远比用机械传动简单。

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。
2. 液压传动的工作稳定性很容易受到温度的影响。
3. 制造精度要求高、造价高，并且对工作介质的污染比较敏感。

气压传动的优点

1. 工作介质为空气，获取与排放方便，不会污染环境。
2. 空气黏度小，在管道中的压力损失较小。
3. 对气动元件的材质要求较低。
4. 系统维护简单、使用安全，便于实现过载自动保护。
5. 能够在恶劣环境下正常工作。

气压传动的缺点

1. 信号传递速度较慢。
2. 运动速度的稳定性较差。
3. 气动装置的结构尺寸较大。
4. 气压传动效率较低。

比较： 液压传动工作平稳、功率密度大，适合重载，但存在能量损失、温度敏感和制造精度要求高等问题；气压传动取气方便、维护简单，对材料要求较低，适合轻载，但速度稳定性和传动效率较低。

2. 能源装置

2.1 液压泵概述

液压泵是一种将机械能转换为压力能的能量转换装置。它将电动机输入的转速、转矩转换为流量、压力并输出。

液压泵的工作原理：依靠密封工作腔容积大小的交替变化，实现吸油和压油。

以凸轮柱塞式液压泵为例，凸轮 1 带动柱塞 2 在缸体中左右移动：

• 柱塞右移时： 密封工作腔容积增大，产生真空，油液通过吸油阀 5 吸入。
• 柱塞左移时： 密封工作腔容积减小，将吸入的油液通过压油阀 6 输送到液压系统中。

这种吸入和输出油液的转换称为配流。

因此，构成液压泵的基本条件是：

1. 具有密封的工作腔。
2. 密封工作腔的容积大小交替变化：容积变大时与吸油口相通，容积变小时与压油口相通。
3. 吸油口和压油口不能连通。

2.2 液压泵的性能参数

由于容积损失和机械损失的存在，液压泵的实际流量无法达到理论流量。液压泵将输入的转速、转矩转换为流量、压力；当液压泵完全没有损失时，液压泵的输入功率等于输出功率。实际上，液压泵的输出功率总比输入功率小，其损失包括容积损失和机械损失。我们用容积效率衡量容积损失的大小，用机械效率衡量机械损失的大小。

液压泵的排量为 $V_P$，转速为 $n_P$，则理论流量为：

$$q_{Pt}=V_Pn_P$$

考虑泄漏造成的容积损失后，实际输出流量为：

$$q_P=q_{Pt}-\Delta q$$

泵的容积效率表示实际流量与理论流量之比：

$$\eta_{vP}=\frac{q_P}{q_{Pt}}=1-\frac{\Delta q}{q_{Pt}}$$

若 $K_l$ 为泄漏系数，通常可近似认为 $\Delta q=K_l p$。因此，压力升高时泄漏量增大，实际流量和容积效率降低。

液压泵的理论转矩为：

$$T_{Pt}=\frac{pV_P}{2\pi}$$

考虑机械损失后，泵的实际输入转矩 $T_P$ 大于理论转矩，机械效率为：

$$\eta_{mP}=\frac{T_{Pt}}{T_P}=\frac{T_P-\Delta T}{T_P}$$

液压泵的输入功率、输出功率和总效率分别为：

$$P_{iP}=2\pi n_PT_P,\qquad P_{oP}=pq_P$$ $$\eta_P=\frac{P_{oP}}{P_{iP}}=\eta_{vP}\eta_{mP}$$

其中，输入功率也称为电动机驱动功率。在未知输入转矩时，可写成：

$$P_{iP}=\frac{pq_P}{\eta_P}$$

例：液压泵性能参数

设液压泵转速为 $950\,\text{r/min}$，排量 $V_P=168\,\text{mL/r}$；在额定压力 $29.5\,\text{MPa}$ 和同样转速下，测得实际流量为 $150\,\text{L/min}$，额定工况下总效率为 $0.87$。试求：泵的理论流量、容积效率、机械效率、额定工况下所需电动机驱动功率以及驱动泵的转矩。

$$q_{Pt}=V_Pn_P=159.6\,\text{L/min}$$ $$\eta_{vP}=\frac{150}{159.6}\approx0.940,\qquad \eta_{mP}=\frac{0.87}{0.940}\approx0.926$$ $$P_{iP}=\frac{29.5\times10^6\times(150/60000)}{0.87} \approx84.77\,\text{kW}$$ $$T_P=\frac{P_{iP}}{2\pi n_P}\approx852\,\text{N·m}$$

性能曲线的基本规律

• 压力为零时，泄漏流量近似为零，$\eta_{vP}\approx100\%$，实际流量接近理论流量。
• 压力升高时，实际流量和容积效率下降，机械效率通常上升。
• 由于容积效率与机械效率随压力的变化趋势不同，总效率通常存在最大值。

2.3 齿轮液压泵

齿轮泵可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵，本课程重点讨论外啮合齿轮泵。两个齿轮的啮合线起配流和密封作用，吸油、压油方向与啮合点的运动方向相反。

设齿数为 $z$、模数为 $m$、齿宽为 $b$，外啮合齿轮泵的近似排量为：

$$V_P\approx6.66zm^2b$$

齿轮泵的三个突出问题

1. 泄漏
   • 压力越高，泄漏越严重，容积效率越低。
   • 轴向间隙泄漏影响最大，约占总泄漏量的 $75\%\sim80\%$。
   • 泄漏是限制齿轮泵工作压力提高的首要问题。
2. 径向不平衡力
   • 从压油腔到吸油腔的压力逐级下降，形成作用在齿轮轴上的径向合力。
   • 工作压力越高，径向不平衡力越大，会缩短轴承寿命，严重时导致轴弯曲及齿顶与壳体摩擦。
   • 可通过缩小压油口、减小压油作用面积、增大齿顶间隙或开压力平衡槽改善，但可能降低容积效率。
3. 困油
   • 齿轮啮合处的封闭腔容积交替减小和增大，使油液受到压缩或膨胀。
   • 容积减小时会引起发热和额外负载；容积增大时会形成局部真空和气穴，产生振动、噪声。
   • 常在两侧端盖上开卸荷槽解决。

2.4 叶片液压泵

单作用叶片泵

• 定子与转子中心不重合，存在偏心距 $e$。
• 转子每转一周完成一次吸油和一次压油。
• 近似排量为：

$$V_P\approx2\pi bDe$$

其中，$b$ 为转子宽度，$D$ 为定子内圆直径。改变偏心距 $e$ 可改变排量和流量；改变偏心方向还可改变输油方向。因此，单作用叶片泵通常为变量泵。其吸、压油口各位于一侧，径向力不平衡，属于非卸荷式液压泵。

双作用叶片泵

• 定子与转子中心重合，不存在偏心距。
• 转子每转一周完成两次吸油和两次压油。
• 吸油口和压油口成对布置，径向力相互平衡，属于卸荷式（平衡式）液压泵。
• 几何尺寸和转速一定时流量恒定，因此通常为定量泵。

2.5 柱塞液压泵

柱塞泵依靠柱塞在缸体孔内往复运动产生容积变化，实现吸油和压油。柱塞与缸孔均为圆柱表面，容易获得高精度配合，密封性能好，在高压下仍能保持较高的容积效率和总效率，广泛用于中、高压液压系统。

柱塞泵分为轴向柱塞泵和径向柱塞泵：

• 直轴式轴向柱塞泵： 排量取决于斜盘倾角，改变斜盘倾角的装置称为变量机构。
• 斜轴式轴向柱塞泵： 摩擦损失小、变量范围大、允许转速高、自吸能力较强、起动效率高，但球面摩擦副的加工精度要求较高。
• 径向柱塞泵： 工作原理与单作用叶片泵相似，存在偏心距，排量取决于偏心距。

2.6 气动三联件

气动三联件按气流方向依次由空气过滤器、减压阀、油雾器组成：

1. 空气过滤器用于滤除压缩空气中的水分和杂质。
2. 减压阀用于稳压，减小气源压力突变对阀门和执行器的冲击。
3. 油雾器用于润滑运动部件，尤其适合不便直接加注润滑油的位置。

3. 执行元件

液压缸是实现直线往复运动的执行元件，可分为活塞缸、柱塞缸和伸缩缸等。单杆活塞缸是重点，其有效面积为：

$$A_1=\frac{\pi D^2}{4},\qquad A_2=\frac{\pi(D^2-d^2)}{4}$$

其中，$A_1$ 为无杆腔面积，$A_2$ 为有杆腔面积，$D$ 为活塞直径，$d$ 为活塞杆直径。

3.1 单杆活塞缸

工进（非差动连接）

压力油进入无杆腔、油液由有杆腔排出时：

$$F_1=(p_1A_1-p_2A_2)\eta_m,\qquad v_1=\frac{q\eta_v}{A_1}$$

快退

压力油进入有杆腔、油液由无杆腔排出时：

$$F_2=(p_1A_2-p_2A_1)\eta_m,\qquad v_2=\frac{q\eta_v}{A_2}$$

差动快进（差动连接）

差动连接时，有杆腔流出的油液返回回路，与泵输出流量汇合后进入无杆腔。有杆腔与无杆腔压力相等，因此：

$$F_3=p(A_1-A_2)\eta_m=p\frac{\pi d^2}{4}\eta_m$$ $$v_3=\frac{q\eta_v}{A_1-A_2}=\frac{4q\eta_v}{\pi d^2}$$

当且仅当 $D=\sqrt{2}d$ 时，差动快进速度等于快退速度，即 $v_3=v_2$。

液压缸的基本结构

液压缸主要由缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置、排气装置五部分组成。

串联液压缸分析

串联缸应同时满足各缸的力平衡方程和流量连续关系。前一缸有杆腔排出的流量就是后一缸无杆腔的输入流量：

$$q_2=v_1A_2=v_2A_1$$

分析步骤是先由末级缸负载求中间压力，再代入前级缸力平衡方程求负载；速度则由输入流量逐级传递计算。

例：两个相互串联的液压缸

如图所示，两个结构和尺寸均相同的液压缸相互串联。无杆腔有效作用面积 $A_1=100\,\text{cm}^2$，有杆腔有效作用面积 $A_2=80\,\text{cm}^2$，缸 1 输入压力 $p_1=0.9\,\text{MPa}$，输入流量 $q_1=12\,\text{L/min}$。不计损失和泄漏。

1. 两缸承受相同负载时，$F_1=F_2$。由

   $$p_1A_1=p_2A_2+F_1,\qquad p_2A_1=F_2$$

   得

   $$p_2=0.5\,\text{MPa},\qquad F_1=F_2=5000\,\text{N}$$ $$v_1=\frac{q_1}{A_1}=0.02\,\text{m/s},\qquad v_2=\frac{v_1A_2}{A_1}=0.016\,\text{m/s}$$

2. 缸 2 不受负载，即 $F_2=0$ 时，缸 1 能承受的负载为 $F_1=9000\,\text{N}$。

3. 缸 1 不受负载，即 $F_1=0$ 时，缸 2 能承受的负载为 $F_2=11250\,\text{N}$。

3.2 液压马达

液压马达是实现连续旋转或摆动的执行元件。为避免与液压泵混淆，泵的效率记为 $\eta_{vP}$、$\eta_{mP}$，马达的效率记为 $\eta_{vM}$、$\eta_{mM}$。

马达输入功率和输出功率为：

$$P_{iM}=\Delta p\,q_M,\qquad P_{oM}=2\pi T_Mn_M$$

马达转速和输出转矩为：

$$n_M=\frac{q_M\eta_{vM}}{V_M},\qquad T_M=\frac{\Delta p\,V_M\eta_{mM}}{2\pi}$$

总效率为：

$$\eta_M=\frac{P_{oM}}{P_{iM}}=\eta_{vM}\eta_{mM}$$

泵—马达题型的“灵魂三问”

1. Which：用哪个公式？ 转速看“流量/排量”，转矩看“压力×排量”，功率看“压力×流量”或“$2\pi nT$”。
2. Whose：公式属于谁？ 明确泵或马达，并加相应下标。
3. Whether：是否存在损失？ 泵输出流量需乘泵容积效率，马达由输入流量求转速时还需乘马达容积效率；功率、转矩同理考虑相应效率。

例如，变量泵以最大排量驱动定量马达时：

$$n_{M\max}=\frac{V_{P\max}n_P\eta_{vP}\eta_{vM}}{V_M}$$

例 1：定量泵与定量液压马达系统

泵输出压力 $p_P=10\,\text{MPa}$，排量 $V_P=10\,\text{mL/r}$，转速 $n_P=1450\,\text{r/min}$，机械效率 $\eta_{mP}=0.9$，容积效率 $\eta_{vP}=0.9$；马达排量 $V_M=10\,\text{mL/r}$，机械效率 $\eta_{mM}=0.9$，容积效率 $\eta_{vM}=0.9$。泵出口与马达进口之间的管道压力损失为 $0.2\,\text{MPa}$，其他损失不计。

课件要求依次求泵的理论流量、实际输出流量、输出功率、电动机驱动功率、马达输入功率，以及马达的输出转速、功率和转矩。计算时有：

$$q_{Pt}=V_Pn_P=14.5\,\text{L/min},\qquad q_P=q_{Pt}\eta_{vP}=13.05\,\text{L/min}$$ $$P_{oP}=p_Pq_P\approx2175\,\text{W},\qquad P_{iP}=\frac{P_{oP}}{\eta_{mP}\eta_{vP}}\approx2685\,\text{W}$$

马达进口压力为 $p_M=10-0.2=9.8\,\text{MPa}$，马达输入流量等于泵实际输出流量。

例 2：变量泵与定量液压马达系统

泵的最大排量 $V_{P\max}=115\,\text{mL/r}$，转速 $n_P=1000\,\text{r/min}$，机械效率 $\eta_{mP}=0.9$，总效率 $\eta_P=0.84$；马达排量 $V_M=148\,\text{mL/r}$，机械效率 $\eta_{mM}=0.9$，总效率 $\eta_M=0.84$；回路最大允许压力 $p_r=8.3\,\text{MPa}$，不计管道损失。

$$\eta_{vP}=\frac{\eta_P}{\eta_{mP}}=0.933,\qquad \eta_{vM}=\frac{\eta_M}{\eta_{mM}}=0.933$$ $$n_{M\max}=\frac{115\times10^{-6}\times1000\times0.933}{148\times10^{-6}}\times0.933 =676.4\,\text{r/min}$$ $$P_{oM}=p_rq_{P\max}\eta_M=12.47\,\text{kW}$$ $$T_M=\frac{P_{oM}}{2\pi n_{M\max}}=176\,\text{N·m}$$ $$T_P=\frac{p_rV_{P\max}}{2\pi\eta_{mP}}=168.88\,\text{N·m}$$

4. 控制元件

4.1 方向控制阀

单向阀

• 普通单向阀只允许油液沿一个方向流动，相当于“单行道”。
• 液控单向阀在普通单向阀基础上增加控制口 $K$。控制口无压力时只能正向导通；控制口有压力时可实现双向导通。

换向阀

换向阀采用“位数—通数—控制方式”的命名方法：

• 位数： 图形符号中的方框数。
• 通数： 每一工作位置所连接的接口数。
• 控制方式： 手动、机动、电磁、液动、电液或气动等。

二位二通换向阀可作为油路开关。三位换向阀有左位、中位、右位三个工作状态，初始状态通常为中位。

选择三位换向阀中位机能时，应考虑：

1. 系统保压： $P$ 口应封闭。
2. 系统卸荷： $P$ 口与 $T$ 口接通；H、K、M 型中位机能可实现卸荷。
3. 换向平稳性和精度： $A$、$B$ 口封闭时定位精度高但换向冲击较大；与 $T$ 口接通时换向较平稳但定位精度较低。
4. 起动平稳性： 若某腔在中位时接油箱，该腔缺少油液缓冲，起动可能不平稳。
5. 浮动与停止： $A$、$B$ 口互通时液压缸可浮动；$A$、$B$ 口封闭或在非差动情况下接压力油时，可使液压缸停在任意位置。

4.2 压力控制阀

压力控制阀按工作原理可分为直动式和先导式；按用途可分为溢流阀、减压阀、顺序阀等。

4.2.1 溢流阀

溢流阀通过阀口溢流，使系统或回路压力保持恒定或不超过设定值，实现稳压、调压和限压。

溢流阀的“三要素”：

1. 调定进口压力。
2. 正常状态下不通。
3. 一旦导通，油液流回油箱。

设负载所需压力为 $p_L$，溢流阀调定压力为 $p_Y$：

• 当 $p_L<p_Y$ 时，溢流阀不开启，系统工作压力由负载决定，$p_p=p_L$。
• 当 $p_L\ge p_Y$ 时，溢流阀开启并限压，$p_p=p_Y$。

要使定量泵系统由溢流阀稳定调压，泵理论可建立的压力必须高于溢流阀调定压力。

4.2.2 减压阀

减压阀分为定值、定差和定比减压阀，最常用的是定值减压阀。其作用是减压并稳定出口压力。

减压阀的“三要素”：

1. 调定出口压力。
2. 正常状态下导通。
3. 导通时油液进入下游回路。

当进口压力高于调定压力时，减压阀节流减压，使出口压力稳定在调定值附近；进口压力低于调定压力时，出口压力随进口压力变化。

4.2.3 顺序阀

顺序阀利用油液压力控制油路的通断，使多个执行元件按压力条件依次动作。

顺序阀的“三要素”：

1. 调定进口压力。
2. 正常状态下不通。
3. 开启后油液进入下游回路。

若出口负载压力小于开启压力，阀口以较小开度工作，进口压力约等于开启压力，出口压力等于负载压力；若出口负载压力不小于开启压力，阀口全开，进口、出口压力均由负载决定。按控制压力来源可分为内控式和外控式。

压力控制回路例题

液压缸无杆腔有效作用面积 $A=50\,\text{cm}^2$，负载 $F_L=10000\,\text{N}$，负载所需压力为：

$$p_L=\frac{F_L}{A}=2\,\text{MPa}$$

课件给出两种由 $5\,\text{MPa}$ 溢流阀和 $3\,\text{MPa}$ 压力阀组成的回路，要求分别确定活塞运动时和运动到终端停止时 $A$、$B$ 两处的压力。分析这类题时，应先由符号判断支路元件是顺序阀还是减压阀，再分别讨论“运动”和“终端停止”两种状态：顺序阀调定进口压力，减压阀调定出口压力，溢流阀则限制泵出口最高压力。

4.3 流量控制阀

4.3.1 节流阀

节流阀通过改变节流口通流面积 $A_T$ 控制流量，从而调节执行元件速度。将节流口视为薄壁小孔时：

$$q=C_dA_T\sqrt{\frac{2\Delta p}{\rho}}$$

其中，$C_d$ 为流量系数，$\Delta p$ 为节流口两端压差，$\rho$ 为油液密度。节流阀开口一定时，流量仍会随压差变化，因此负载变化会影响执行元件速度。

4.3.2 调速阀

调速阀由定差减压阀与节流阀串联组成。压差达到约 $0.4\sim0.5\,\text{MPa}$ 后，定差减压阀可使节流阀两端压差基本恒定，从而保持流量稳定。调速阀适用于负载变化较大而速度稳定性要求较高的系统。

5. 基本回路

5.1 调压回路

调压回路用于使整个系统或局部回路的压力保持恒定，或限制其不超过某一数值。需要两种以上压力时，可采用多级调压回路。

二级调压

先导式溢流阀作为主调压阀，远程调压阀连接其远程控制口。换向阀不动作时由主阀调压；换向阀动作、远程控制支路接通时由远程调压阀调压。远程调压阀的调定压力必须低于主阀调定压力。

三级调压

三位四通电磁换向阀选择两只远程调压阀：两电磁铁均不得电时由主阀调压；对应电磁铁得电时分别由两只远程调压阀调压。两只远程调压阀的调定压力均应低于主阀调定压力。

5.2 节流调速回路

在定量泵节流调速回路中，泵的多余流量经溢流阀回油箱，因此溢流阀通常处于溢流调压状态，泵工作压力等于溢流阀调定压力。

5.2.1 进油节流调速回路

节流阀安装在进油路。若有杆腔通油箱，则 $p_2=0$：

$$p_1A_1=F,\qquad p_1=\frac{F}{A_1}$$

节流阀两端压差、进入无杆腔的流量和活塞速度为：

$$\Delta p=p_p-p_1$$ $$q_1=C_dA_T\sqrt{\frac{2\Delta p}{\rho}},\qquad v=\frac{q_1}{A_1}$$

泵流量为 $q_p$ 时，溢流量及主要功率损失为：

$$q_Y=q_p-q_1$$ $$\Delta P_Y=p_pq_Y,\qquad \Delta P_T=\Delta p\,q_1$$

回路效率为：

$$\eta=\frac{Fv}{p_pq_p}$$

当 $\Delta p=0$ 时，节流阀无流量，此时对应的负载为最大承载负载。

5.2.2 回油节流调速回路

节流阀安装在回油路，泵压力作用于无杆腔，节流阀在有杆腔形成背压。力平衡关系为：

$$p_1A_1=F+p_2A_2$$

若溢流阀调压，则 $p_1=p_p$，可由上式求得有杆腔压力 $p_2$。回油流量与活塞速度满足：

$$q_2=C_dA_T\sqrt{\frac{2p_2}{\rho}},\qquad v=\frac{q_2}{A_2},\qquad q_1=vA_1$$

溢流量为 $q_Y=q_p-q_1$，节流损失为 $\Delta P_T=p_2q_2$，回路效率仍为 $Fv/(p_pq_p)$。

例 1：进油节流调速回路

如图所示进油节流调速回路，已知液压泵输出流量为 $6\,\text{L/min}$，溢流阀调定压力为 $3\,\text{MPa}$，液压缸无杆腔有效面积为 $20\,\text{cm}^2$，负载 $F=4\,\text{kN}$。节流阀视为薄壁小孔，流量系数 $C_d=0.62$，节流阀开口面积 $A_T=0.01\,\text{cm}^2$，油液密度 $\rho=900\,\text{kg/m}^3$。试求：

1. 活塞的运动速度；
2. 回路效率；
3. 溢流损失功率。

计算顺序为：先由 $p_1=F/A_1$ 求无杆腔压力，再求节流阀压差 $\Delta p=p_p-p_1$；由薄壁小孔公式求 $q_1$ 和 $v=q_1/A_1$，最后求溢流量、溢流损失和回路效率。

例 2：回油节流调速回路

如图所示回油节流调速回路，液压泵输出流量 $q_p=10\,\text{L/min}$，液压缸无杆腔面积 $A_1=50\,\text{cm}^2$，有杆腔面积 $A_2=25\,\text{cm}^2$。溢流阀调定压力 $p_Y=2.4\,\text{MPa}$，负载 $F=10000\,\text{N}$。节流阀视为薄壁小孔，流量系数 $C_d=0.62$，油液密度 $\rho=900\,\text{kg/m}^3$，节流阀开口面积 $A_T=0.01\,\text{cm}^2$。试求液压泵工作压力、活塞运动速度、溢流损失功率和回路效率。

由于溢流阀起调压作用：

$$p_p=p_1=p_Y=2.4\,\text{MPa}$$

有杆腔压力为：

$$p_2=\frac{p_1A_1-F}{A_2}=0.8\,\text{MPa}$$

经节流阀流出的流量、活塞速度及无杆腔输入流量依次为：

$$q_2=C_dA_T\sqrt{\frac{2p_2}{\rho}},\qquad v=\frac{q_2}{A_2},\qquad q_1=vA_1$$

5.3 液动、气动回路分析

通用解题步骤

1. 写出所有元件名称，判断元件功能，并区分液动元件与气动元件。
2. 明确初始状态及各换向阀在不同控制信号下的工作位置。
3. 沿能源装置到执行元件画出每个工作状态的流动路径。
4. 列出动作循环，如“差动快进—工进—停留—快退—停止”。
5. 若由电磁铁控制，填写各动作状态下电磁铁的得电表。
6. 根据路径上的节流元件数量和连接方式判断速度；路径中节流越强，执行元件速度越慢。差动快进和快退路径通常不应经过节流阀。

常见气动逻辑元件

• 按钮式人力控制阀： 用人工输入气动控制信号。
• 单向滚轮式机械控制阀： 由行程或机械碰撞触发。
• 双压阀： 两个输入同时存在才输出，相当于“与门”。
• 梭阀： 两个输入中至少一个存在即可输出，相当于“或门”。
• 单向节流阀： 一个方向自由流动，反方向节流，用于调节气缸速度。

液压缸差动连接回路例题

课件给出一套含液压泵、压力控制阀、三位四通换向阀、多个二位换向阀、节流阀和液压缸的差动连接回路，要求：

1. 写出图中各编号元件的名称；
2. 分析不同工作状态下各电磁铁的得电情况，其中“+”表示得电，“-”表示不得电。

动作名称	1YA	2YA	3YA	4YA	5YA	6YA
差动快进
工进 1（需调压）
工进 2（不调压）
快退（需调压）
停留

填写动作表时，应逐行追踪压力油路径：先确定主换向阀的位置，再判断差动支路、调压支路和节流支路是否接通，最后确定各先导电磁阀是否需要得电。

气动回路元件辨识

课件例题中的元件 A 为气动三联件，由空气过滤器、减压阀和油雾器三部分组成；元件 B 为梭阀，相当于一个“或门”，当其两个 1 号口中至少有一个存在信号时，2 号口导通，气体可以通过；元件 C 为单向节流阀。该单向节流阀的单向阀开口向上：气体从气缸有杆腔流出时经过节流阀调定，即将流入气缸有杆腔时不经过节流阀调定而直接通过。

气动回路“工进后自动快退”

当按下按钮或踩下踏板之后，二位三通换向阀的左侧位接入，气体从 1 号口往 2 号口流出，经过梭阀抵达二位五通气动换向阀的左侧，令其左侧位接入，使气体沿其 1 号口往 4 号口流出。气体进入气缸无杆腔，使无杆腔内压强增大，从而使气缸活塞向右移动；同时，有杆腔中的气体流出，经单向节流阀调定，沿二位五通气动换向阀的 2 号口往 3 号口流出，排放到空气中，实现工进。

当气缸活塞碰到传感器 $S1$ 时，右侧二位三通换向阀的左侧位接入，气体沿其 1 号口往 2 号口流出，抵达二位五通气动换向阀的右侧，令其右侧位接入。气体沿二位五通气动换向阀的 1 号口往 2 号口流出，不经节流阀调定，直接进入气缸有杆腔，使有杆腔内压强增大，从而推动气缸活塞向左运动；无杆腔内的气体沿二位五通气动换向阀的 4 号口往 5 号口排出，实现快退。

工进与快退的转换由传感器 $S1$ 触发，无须人为干预，因此实现了工进后自动快退的功能。

工进过程中，气体流出有杆腔后，由于单向阀的开口向上，气体会经过节流阀进行流速调定。由于节流阀的性能可调，因此气体排出的速度也可变，导致气缸活塞工进的速度可变；节流阀调定后的流速越小，工进速度越慢，从而实现工进变速功能。