页数：108页文件大小：1.13 MB来源： 液压与气压传动ppt课件
本课件可查阅液压与气动基本回路的功能分类：压力控制回路、速度控制回路、方向控制回路与多执行元件控制回路，含调压、卸荷、保压、释压、节流调速、容积调速、快速运动、顺序与同步回路的组成、工作原理及典型应用。
本章主要内容：6.1液压基本回路6.2气动基本回路
掌握液气基本回路所具有的功能、特点以及回路元件的组成；了解各种功能回路的实现方法、工作原理、控制方式及其典型应用。调压回路、卸荷回路、保压回路；节流阀节流调速及各种调速回路的调速原理；顺序动作、同步动作、多元件互不干扰等回路。
它是连接元件和系统的桥梁，所有液、气压系统都由基本回路单元组成。
了解一个基本回路的功能应该从该回路所在的系统去进行分析。
从本质上看，基本回路主要包括压力控制回路、流量控制回路和方向控制回路三种类型，其他回路一般都是从这三种回路中派生出来的。
压力控制回路压力控制回路是利用压力控制阀来控制系统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。压力控制回路包括调压、减压、增压、卸荷和平衡等回路。1.调压回路调压回路的功用是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。
若系统中需要两种以上的压力，则可采用多级调压回路。
调压回路a）单级、二级b）多级c）比例1、2、3—先导式溢流阀4—二位二通电磁阀5—远程调压阀6—比例电磁溢流阀单级调压回路如所示，在液压泵出口处设置并联的溢流阀1，电磁阀4不通电时，即为单级调压回路，压力由溢流阀1的调压弹簧调定。二级调压回路也可实现两种不同的压力控制，由先导式溢流阀1和远程调压阀5分别调整工作压力。当二位二通电磁阀4处于图示位置时，系统压力由阀1调定；
当阀4通电后右位接入时，系统压力由阀5调定。但要注意，阀5的调定压力一定要低于阀1的调定压力，否则不能实现二级调压；当系统压力由阀5调定时，先导式溢流阀1的先导阀口关闭，但主阀开启，液压泵的溢流流量经主阀流回油箱。多级调压回路如所示的由溢流阀1、2、3分别控制系统的压力，从而组成了三级调压回路。当两个电磁铁均不通电时，系统压力由阀1调定；当1YA通电时，系统压力由阀2调定；
当2YA通电时，系统压力由阀3调定。但在这种调压回路中，阀2和阀3的调定压力要低于阀1的调定压力，而阀2和阀3的调定压力之间没有一定的关系。比例调压回路如所示，调节先导式比例电磁溢流阀6的输入电流，即可实现系统压力的无级调节，这样不但回路结构简单，压力切换平稳，而且便于实现远距离控制或程控。
用变量泵调压回路1—变量泵2—安全阀用变量泵调压回路采用非限压式变量泵1时，系统的最高压力由安全阀2限定。当采用限压式变量泵时，系统的最高压力由泵调节，其值为泵处于无流量输出时的压力值，如所示。
2.减压回路减压回路a）一级b）二级1—减压阀2—溢流阀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。最常见的减压回路采用定值减压阀与主油路相连，如所示。回路中的单向阀用于防止主油路压力低于减压阀调整压力时油液倒流，起短时保压作用。减压回路中也可以采用类似两级或多级调压的方式获得两级或多级减压。图6-3b所示为利用先导式减压阀1的远程控制口接一溢流阀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。图6-4无级减压回路1—比例减压阀2—溢流阀为了使减压回路工作可靠起见，减压阀的最低调整压力应不小于0.5MPa，最高调整压力至少应比系统压力低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。也可用比例减压阀组成减压回路，如所示。
调节输入比例减压阀1的电流，即可使分支油路无级减压，并易实现遥控。
3.增压回路当液压系统中的某一支路需要压力较高但流量不大的压力油，若采用高压泵又不经济，或者根本就没有这样高压力的液压泵时，可以采用增压回路。采用增压回路可节省能源，而且工作可靠、噪声小。图6-5增压回路a）单作用增压缸b）双作用增压缸1、2、3、4—单向阀5—电磁换向阀单作用增压缸的增压回路所示为单作用增压回路。
在图示位置工作时，系统的供油压力p1进入增压缸的大活塞左腔，此时在小活塞右腔即可得到所需的较高压力p2。当二位四通电磁换向阀右位接入系统时，增压缸返回，辅助油箱中的油液经单向阀补入小活塞右腔。因该回路只能间断增压，所以称之为单作用增压回路。双作用增压缸的增压回路所示为采用双作用增压缸的增压回路，能连续输出高压油。
在图示位置时，液压泵输出的压力油经电磁换向阀5和单向阀1进入增压缸左端大、小活塞的左腔，大活塞右腔的回油通油箱，右端小活塞右腔增压后的高压油经单向阀4输出，此时单向阀2、3被关闭。当增压缸活塞移到右端时，电磁铁换向阀通电换向，增压缸活塞向左移动，左端小活塞左腔输出的高压油经单向阀3输出。这样，增压缸的活塞不断往复运动，两端便交替输出高压油，从而实现了连续增压。
用液压泵增压回路本回路多用于起重机的液压系统。
液压泵2和3由液压马达4驱动，泵1与泵2或泵3串联，从而实现增压，如所示。
图6-6用液压泵增压回路1、2、3—液压泵4—液压马达4.卸荷回路卸荷回路的功用是在液压泵不停止转动时，使其输出的流量在压力很低的情况下流回油箱，以减少功率损耗，降低系统发热，延长泵和电动机的寿命。
卸荷回路a）换向阀b）插装阀1—溢流阀2—二位二通电磁阀常见的压力卸荷方式有如下几种：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，液压泵卸荷。图6-7a所示采用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，供控制油路之用。插装阀卸荷回路所示为插装阀的卸荷回路。
由于插装阀通流能力大，因而这种卸荷回路适用于大流量的液压系统。正常工作时，液压泵压力由阀1调定。当二位二通电磁阀2通电后，主阀上腔接通油箱，主阀口全部打开，泵即卸荷。
先导式溢流阀卸荷回路中，若去掉远程调压阀5，使先导式溢流阀的远程控制口通过二位二通电磁阀4直接与油箱相连，便构成一种用先导式溢流阀的卸荷回路，这种卸荷回路切换时冲击小。图6-1调压回路a）单级、二级b）多级c）比例1、2、3—先导式溢流阀4—二位二通电磁阀5—远程调压阀6—比例电磁溢流阀
多缸系统卸荷回路多缸系统卸荷回路所示是由一个液压泵向两个以上液压缸供油的多缸系统的卸荷回路。该回路把四通换向阀和二通换向阀连接在一起动作，当各液压缸的换向阀都在中间位置时，泵就处于无载荷运转状态。必须指出，在限压式变量泵供油的回路中，当执行元件不工作而不需要流量输入时，泵继续在转动，输出压力最高，但输出流量接近于零。
因功率是流量和压力的乘积，所以这种情况下，驱动泵所需的功率也接近于零，就是说系统实现了卸荷。所以，确切地说，所谓卸荷意即为卸功率之荷。
利用液压泵的保压回路在保压过程中，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，发热严重，故只在小功率系统且保压时间较短的场合下使用。若采用限压式变量泵，在保压时泵的压力虽较高，但输出流量几乎等于零。因而，系统的功率损失较小，且能随泄漏量的变化而自动调整输出流量，故其效率也较高。
利用蓄能器的保压回路如所示，当三位四通电磁换向阀5左位接入工作时，液压缸6向右运动，例如压紧工件后，进油路压力升高至调定值，压力继电器3发出信号使二位二通电磁阀7通电，液压泵1即卸荷，单向阀2自动关闭，液压缸则由蓄能器4保压。缸压不足时，压力继电器复位使泵重新工作。保压时间的长短取决于蓄能器容量和压力继电器的通断调节区间，而压力继电器的通断调节区间决定了缸中压力的最高和最低值。
图6-9利用蓄能器的保压回路a）利用蓄能器b）多个执行元件1—液压泵2—单向阀3—压力继电器4—蓄能器5—三位四通电磁换向阀6—液压缸7—二位二通电磁阀8—溢流阀所示为多个执行元件系统中的保压回路。这种回路的支路需保压。
液压泵1通过单向阀2向支路输油，当支路压力升高达到压力继电器3的调定值时，单向阀关闭，支路由蓄能器4保压并补偿泄漏，与此同时，压力继电器发出信号，控制换向阀（图中未示），使泵向主油路输油，另一个执行元件开始动作。
自动补油保压回路所示为采用液控单向阀和电接点压力表的自动补油保压回路，其工作原理为：当1YA通电，换向阀右位接入回路，液压缸上腔压力上升至电接点压力表的上限值时，压力表触点通电，使电磁铁1YA断电，换向阀处于中位，液压泵卸荷，液压缸由液控单向阀保压。图6-10自动补油的保压回路当液压缸上腔压力下降到电接点压力表调定的下限值时，压力表又发出信号，使1YA通电，液压泵再次向系统供油，使压力上升。
因此，这一回路能自动地补充压力油，使液压缸的压力能长期保持在所需范围内。
6.平衡回路功用：当执行机构不工作时，不致因受负载重力作用而使执行机构自行下落。图6-11用顺序阀的平衡回路所示为采用单向顺序阀的平衡回路。当1YA通电后活塞下行时，液压缸下腔的油液顶开顺序阀而回油箱，回油路上存在一定背压。如果此顺序阀调定的背压值大于活塞和与之相连的工作部件自重在缸下腔产生的压力值时，则当换向阀处于中位时，活塞及工作部件就能被顺序阀锁住而停止运动。
这种回路在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自重不大、活塞锁住时定位要求不高的场合。
减压平衡回路由减压阀和溢流阀组成减压平衡回路，如所示。进入液压缸的压力由减压阀调节，以平衡载荷F；液压缸的活塞杆跟随载荷作随动位移s，当活塞杆向上移动时，减压阀向液压缸供油；当活塞杆向下移动时，溢流阀溢流；保证液压缸在任何时候都保持对载荷的平衡。溢流阀的调定压力要大于减压阀的调定压力。在工程机械中常常用平衡阀（见图4-34）直接形成平衡回路。
液压系统在保压过程中，由于油液压缩性和机械部分产生弹性变形，因而储存了相当的能量，若立即换向，则会产生压力冲击。因而对容量大的液压缸和高压系统（大于7MPa），应在保压与换向之间采取释压措施。７.释压回路所示为释压回路。当液压系统工作循环不频繁时，也可用手动截止阀释压。
释压回路a）用节流阀b）采用节流阀、液控单向阀和换向阀c）用溢流阀1—三位四通换向阀2—二位二通电磁阀3、4—液控单向阀5—二位三通电磁阀6—溢流阀7—节流阀8—单向阀为采用节流阀的释压回路。当加压（保压）结束后，首先使阀2换向和将阀1切换至中位，缸上腔高压油经节流阀释压。液压泵短期卸荷后再使阀1换接至左位，并使阀2断电，左位接入，活塞向上快速回程。图6-13所示为释压回路。
图6-13b所示为采用节流阀、液控单向阀和换向阀的释压回路。当换向阀1处于中位、换向阀5右位接入时，液控单向阀3打开，缸左腔高压油经节流阀释压；然后将换向阀1切换到右位，同时使阀5断电复位，活塞便快速退回。图6-13c为用溢流阀释压的回路。当换向阀处于图示位置时，溢流阀6的远程控制口通过节流阀7和单向阀8回油箱。调节节流阀的开口大小就可以改变溢流阀的开启速度，也即调节缸上腔高压油的释压速度。
溢流阀的调节压力应大于系统中调压溢流阀（图中未表示）的压力，因此溢流阀6也起安全阀的作用。
８.制动回路用顺序阀制动回路用顺序阀制动回路如所示。图示为回路应用于液压马达产生负的载荷时的工况。将三位四通换向阀切换到下位，当液压马达为正载荷时，外控顺序阀由于压力油作用而被打开；但当液压马达为负的载荷时，液压马达入口侧的油压降低，内控顺序阀起制动作用。如换向阀处于中位，液压马达停止转动。图6-14用顺序阀制动回路
用溢流阀制动回路用溢流阀制动回路1、2—溢流阀所示为用溢流阀制动回路。它采用一个电磁阀控制两个溢流阀的遥控口。图示位置为电磁阀断电，溢流阀2的遥控口直接通油箱，液压泵卸荷，而溢流阀1的遥控口堵塞，此时液压马达被制动。当电磁阀通电，阀1遥控口通油箱，阀2遥控口堵塞，使液压马达运转。
1.节流调速回路工作原理：通过改变回路中流量控制元件（节流阀或调速阀）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。
根据流量阀在回路中的位置不同，分为：进油节流调速回路、回油节流调速回路和旁路节流调速回路。
进油节流调速回路进油节流调速回路a）回路图b）速度负载特性如所示，节流阀串联在液压泵和液压缸之间。液压泵输出的油液一部分经节流阀进入液压缸工作腔，推动活塞运动，多余的油液经溢流阀流回油箱。有溢流是这种调速回路能够正常工作的必要条件。由于溢流阀有溢流，泵的出口压力pp就是溢流阀的调整压力并基本保持恒定。调节节流阀的通流面积，即可调节通过节流阀的流量，从而调节液压缸的运动速度。
速度负载特性缸在稳定工作时，其受力平衡方程式为p1A1=F+p2A2因为液压泵的供油压力pp为定值，故节流阀两端的压力差为式中p1、p2——分别为液压缸进油腔和回油腔的压力，由于回油腔通油箱，p2≈0；F——液压缸的负载；A1、A2——分别为液压缸无杆腔和有杆腔的有效面积。所以
经节流阀进入液压缸的流量为式中K——常数；AT——节流阀的通流面积；m——指数，0.5≤m≤1。故液压缸的运动速度为（6-3）式（6-3）即为进油节流调速回路的速度负载特性方程。由该式可知，液压缸的运动速度v和节流阀通流面积AT成正比。调节AT可实现无级调速，这种回路的调速范围较大（速比最高可达100）。当AT调定后，速度随负载的增大而减小，故这种调速回路的速度负载特性较软。
若按式（6-3）选用不同的AT值作v-F坐标曲线图，可得一组曲线，即为该回路的速度负载特性曲线，如所示。这组曲线表示液压缸运动速度随负载变化的规律，曲线越陡，说明负载变化对速度的影响越大，即速度刚性越差。由式（6-3）和还可看出，当AT一定时，重载区域比轻载区域的速度刚性差；在相同负载条件下，AT大时，亦即速度高时速度刚性差。所以这种调速回路适用于低速轻载的场合。
最大承载能力由式（6-3）可知，无论AT为何值，当F=ppA1时，节流阀两端压差Δp为零，活塞运动也就停止，此时液压泵输出的流量全部经溢流阀回油箱。所以此F值即为该回路的最大承载值，即Fmax=ppA1。（6-3）
功率和效率（6-4）回路的效率为：在节流阀进油节流调速回路中，液压泵的输出的功率为pp=ppqp=常量；而液压缸的输出功率为由上式可知，这种调速回路的功率损失由两部分组成，即溢流损失ΔPy=ppqy和节流损失ΔPT=Δpq1，故这种调速回路的效率较低。所以该回路的功率损失为式中qy——通过溢流阀的溢流量，qy=qp-q1。
回油节流调速回路回油节流调速回路所示为把节流阀串联在液压缸的回油路上，利用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q2的限制。因此调节q2，也就调节了进油量q1，定量泵输出的多余油液仍经溢流阀流回油箱，溢流阀调整压力（pp）基本保持稳定。
速度负载特性（6-5）比较式（6-5）和式（6-3）可以发现，回油节流调速和进油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。因此对进油节流调速回路的一些分析完全适用于回油节流调速回路。式中符号意义同上。
类似于式（6-3）的推导过程，由液压缸的力平衡方程（p2≠0）和流量阀的流量方程(Δp=p2)，进而可得液压缸的速度负载特性为：
最大承载能力回油节流调速的最大承载能力与进油节流调速相同，即：Fmax=ppA1。功率和效率液压泵的输出功率与进油节流调速相同，即Pp=ppqp，且等于常数；液压缸的输出功率为P1=Fv=(ppA1-p2A2)v=ppq1-p2q2；该回路的功率损失为：式中，ppqy为溢流损失功率，而Δpq2为节流损失功率。所以它与进油节流调速回路的功率损失相似。
（6-6）回路的效率为：当使用同一个液压缸和同一个节流阀，且负载F和活塞运动速度v相同时，则式（6-6）和式（6-4）是相同的，因此可以认为进、回油节流调速回路的效率是相同的。
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的高，特别是负载变化大，尤其是当F接近于零时，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节流调速回路的要低。
3）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，当工作部件碰到死挡块而停止后，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变化，当工作部件碰到死挡块后，其压力将降至零，利用这一压力变化来实现压力控制比较麻烦，故一般较少采用。
4）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回油节流调速。
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，使其兼备两者的优点。5）运动平稳性在回油节流调速回路中，由于回油路上节流阀小孔对缸的运动有阻尼作用，同时空气也不易渗入，可获得更为稳定的运动。而在进油节流调速回路中，回油路的油液没有节流阀阻尼作用，因此，运动平稳性稍差。
但是，在使用单杆液压缸的场合，无杆腔的进油量大于有杆腔的回油量，故在缸径、缸速相同的情况下，若节流阀的最小稳定流量相同，则进油节流调速回路能获得更低的稳定速度。
旁路节流调速回路旁路节流调路回路a）回路图b）速度负载特性采用节流阀的旁路节流调速回路。节流阀调节液压泵溢回油箱的流量，从而控制了进入液压缸的流量。改变节流阀的通流面积，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。
速度负载特性按照式（6-3）的推导过程，可得到旁路节流调速的速度负载特性方程。与前述不同之处主要是进入液压缸的流量q1为泵的流量qp与节流阀溢走的流量qT之差。由于在回路中泵的工作压力随负载而变化，正比于压力的泄漏量也是变量（前两回路中为常量），对速度产生了附加影响，因而泵的流量中要计入泵的泄漏流量Δqp,所以有：式中qt—液压泵的理论流量；K1—液压泵的泄漏系数；其他符号意义同前。
最大承载能力由可知，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AT的增大而减小，即旁路节流调速回路的低速承载能力很差，调速范围也小。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，液压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。
由于旁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、负载变化较小、对速度平稳性要求不高而要求功率损失较小的系统中。
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。采用比例流量阀的节流调速回路使用比例节流阀或比例调速阀的节流调速回路，可以实现输入电信号对于输出流量的比例控制。
同样它也可分为进油、回油、旁路节流调速几种，各基本回路的特性与上述相应回路相似。如和所示。旁路节流调速回路的承载能力亦不因活塞速度降低而减小，在负载增加时，液压泵的泄漏使活塞速度有小量的降低。但所有性能上的改进都是以加大流量控制阀的工作压差，也即增加液压泵的压力为代价的，调速阀的工作压差一般最小需0.5MPa，高压调速阀则需1.0MPa左右。
2.容积调速回路容积调速回路是用改变液压泵或液压马达的排量来实现调速的。优点：没有节流损失和溢流损失，因而效率高，油液温升小，适用于高速、大功率调速系统。缺点：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，容积调速回路分为开式回路或闭式回路。开式回路：液压泵从油箱吸油，执行元件的回油直接回油箱。——结构简单，油液在油箱中能得到充分冷却，但油箱体积较大，空气和脏物易进入回路。
闭式回路：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，空气和脏物不易进入回路，但油液的冷却条件差，需附设辅助泵补油、冷却和换油。补油泵的流量一般为主泵流量的10%~15%，压力通常为0.3~1.0MPa左右。
变量泵和定量液压执行元件容积调速回路所示为变量泵和定量液压执行元件组成的容积调速回路，其中的执行元件为液压缸。图6-19b的执行元件为液压马达，且是闭式回路。两图中的溢流阀2起安全作用，用以防止系统过载。图6-19b中，为了补充泵和马达的泄漏，增加了补油泵4，同时置换部分已发热的油液，降低系统的温升。溢流阀5用来调节补油泵的压力。
图6-19变量泵定量执行元件容积调速回路a）变量泵-缸b）变量泵-定量马达1—变量泵2—安全阀3—定量执行元件4—补油泵5—溢流阀改变变量泵的排量即可调节活塞的运动速度v。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：
变量泵定量执行元件容积调速回路a）变量泵-缸b）变量泵-定量马达1—变量泵2—安全阀3—定量执行元件4—补油泵5—溢流阀（6-8）式中:qt——变量泵的理论流量；k1——变量泵的泄漏系数；其他符号意义同前。
变量泵定量执行元件调速特性a）变量泵-缸b）变量泵-定量马达如所示为回路的调速特性。
由图可见，由于变量泵有泄漏，活塞运动速度会随负载F的加大而减小。
F增大至某值时，在低速下会出现活塞停止运动的现象（图中F＇点），这时变量泵的理论流量等于其泄漏量。
可见这种回路在低速下的承载能力是很差的。
在所示的变量泵-定量液压马达的调速回路中，若不计损失，马达的转速nM=qp/VM。
因液压马达排量为定值，故调节变量泵的流量qp，即可对马达的转速nM进行调节。
回路的调速特性见图6-20b。
定量泵和变量马达容积调速回路定量泵变量马达容积调速回路a）回路图b）调速特性1—定量泵2—安全阀3—变量马达4—补油泵5—溢流阀所示为由定量泵和变量马达组成的容积调速回路。
定量泵1输出流量不变，改变变量马达3的排量VM就可以改变液压马达的转速。
2是安全阀，4是补油泵，5为调节补油压力的溢流阀。
在这种调速回路中，由于液压泵的转速和排量为常值，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，而马达的输出转矩与VM成正比，输出转速与VM成反比。
此回路调速范围很小，且不能用来使马达实现平稳的反向。
所以这种回路很少单独使用。
变量泵和变量马达容积调速回路为采用双向变量泵和双向变量马达的容积调速回路。图6-22变量泵变量马达容积调速回路a）回路图b）调速特性1—变量泵2—变量马达3—安全阀4—补油泵5—溢流阀6、7、8、9—单向阀单向阀6和8用于使补油泵4能双向补油，单向阀7和9使安全阀3在两个方向都能起过载保护作用。这种调速回路是上述两种调速回路的组合。
由于泵和马达的排量均可改变，故增大了调速范围，并扩大了液压马达输出转矩和功率的选择余地，其调速特性曲线如所示。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得最大，使马达获得最大输出转矩，由小到大改变泵的排量，直至达到最大值，液压马达转速随之升高，输出功率线性增加，此时液压回路处于恒转矩输出状态；
若要进一步加大液压马达转速，则可改变变量马达的排量由大到小，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，这时液压回路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采用压力补偿型变量泵供油，用流量控制阀调节进入或流出液压缸的流量来调节其运动速度，并使变量泵的输油量自动地与液压缸所需流量相适应。特点：没有溢流损失，效率较高，速度稳定性比容积调速回路好。应用：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。
限压式变量泵和调速阀的调速回路所示为由限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速回路。该回路由限压式变量泵1供油，压力油经调速阀2进入液压缸3工作腔，回油经背压阀4返回油箱。图6-23限压式变量泵和调速阀的容积节流调速回路a）回路图b）调速特性1—变量泵2—调速阀3—液压缸4—背压阀5—压力继电器6—安全阀液压缸运动速度由调速阀中的节流阀来控制。设泵的流量为qp,则稳态工作时qp=q1。
可是在关小调速阀的一瞬间，q1减小，而此时液压泵的输油量还未来得及改变，于是qp>q1，因回路中阀6为安全阀，没有溢流，故这时泵的出口压力升高，因而限压式变量泵输出流量自动减小，直至qp=q1；反之亦然。由此可见，调速阀不仅能保证进入液压缸的流量稳定，而且可以使泵的流量自动地和液压缸所需的流量相适应，因而也可使泵的供油压力基本恒定（该调速回路也称定压式容积节流调速回路）。
这种回路中的调速阀也可装在回油路上，它的承载能力、运动平稳性、速度刚性等与相应采用调速阀的节流调速回路相同。
限压变量泵和调速阀的容积节流调速回路b）调速特性所示为这种回路的调速特性，由图可见，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：（6-9）式中，Δp为保持调速阀正常工作所需的压差，一般应0.5MPa以上；其他符号意义同前。
（6-10）在速度低、负载小的场合，这种调速回路的效率很低。当p1=p1max时，回路中的节流损失为最小（见图6-23b）此时泵的工作点为a，液压缸的工作点为b；若p1减小（b点向左移动），节流损失加大。这种调速回路的效率为式中没有考虑泵的泄漏损失，当限压式变量泵达到最高压力时，其泄漏量为8%左右。泵的输出流量越小，泵的压力pp就越高；负载越小，则式（6-10）中的压力p1便越小。
差压式变量泵和节流阀的调速回路差压式变量泵和节流阀的容积节流调速回路1—变量泵2—节流阀3—液压缸4—背压阀5—安全阀所示为差压式变量泵和节流阀组成的容积节流调流回路，该回路的工作原理与上述回路基本相似。节流阀2控制进入液压缸3的流量q1，并使变量泵1输出流量qp自动和q1相适应。
当qp>q1时，泵的供油压力上升，泵内左、右两个控制柱塞便进一步压缩弹簧，推动定子向右移动，减小泵的偏心，使泵的流量减小到qp=q1。反之亦然。
在这种调速回路中，作用在液压泵定子上力的平衡方程：（6-11）式中A、A1——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——控制缸中的弹簧力。由式（6-11）可知，节流阀前后压差Δp=pp-p1基本上由作用在泵控制柱塞上的弹簧力来确定。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。
因此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。
特点：调速范围只受节流阀调节范围的限制；能补偿由负载变化引起的泵的泄漏变化；没有溢流损失，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阀处压降Δp所造成的节流损失一项，因而它的效率较前一种调速回路高，且发热少。回路的效率：（6-12）只要适当控制Δp(一般Δp≈0.3MPa)，就可以获得较高的效率。因此，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。
上述两种容积节流调速回路，由于液压泵的输出流量能与阀的调节流量自动匹配，因此是流量适应性回路，节省能量消耗。
液压缸差动连接回路如所示的回路是利用二位三通电磁换向阀实现液压缸差动连接的回路。当阀3和阀5左位接入时，液压缸差动连接作快进运动。当阀5电磁铁通电，差动连接即被切断，液压缸回油经过单向调速阀6，实现工进。阀3右位接入后，缸快退。
图6-25液压缸差动连接回路a）回路图b）压力计算图1—液压泵2—溢流阀3—三位四通电磁换向阀4—液压缸5—二位三通电磁换向阀6—单向调速阀F这种连接方式，可在不增加泵流量的情况下提高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，否则会使压力损失增大，泵的供油压力过高，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A1，有杆腔的面积为A2，液压泵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（见图6-25b），则液压泵差动快进时的供油压力pp可由力平衡方程求得，即：
液压缸差动连接回路a）回路图b）压力计算图1—液压泵2—溢流阀3—三位四通电磁换向阀4—液压缸5—二位三通电磁换向阀6—单向调速阀（6-14）式中F—差动快进时的负载由上式可知，液压缸差动连接时其供油压力pp的计算与一般回路中压力损失的计算是不同的。（6-13）若A1=2A2，则有：F
采用蓄能器的快速运动回路是一种使用蓄能器来实现快速运动的回路，其工作原理如下：当换向阀5处于中位时，液压缸6不动，液压泵1经单向阀3向蓄能器4充油，使蓄能器储存能量。当蓄能器压力升高到它的调定值时，卸荷阀2打开，液压泵卸荷，由单向阀保持住蓄能器压力。当换向阀的左位或右位接入回路时，泵和蓄能器同时向液压缸供油，使它得到快速运动。在这里，卸荷阀的调整压力应高于系统工作压力，以保证泵的流量全部进入系统。
图6-26采用蓄能器的快速运动回路a）回路图b）卸荷阀结构1—液压泵2—卸荷阀3—单向阀4—蓄能器5—换向阀6—液压缸7—柱塞8—导阀9—调节螺钉10—导阀弹簧11—主阀弹簧12—主阀13—中心孔14—阻尼孔这种回路中卸荷阀的结构是专门设计的（见图6-26b），它与一般先导式压力阀不同。其导阀8除了受弹簧10的力和b腔处液压力作用外，还要承受柱塞7的推力。
当蓄能器开始充油时，卸荷阀中的导阀8和主阀12都处于关闭位置，油腔a和b处的压力都等于泵压，柱塞两端液压力平衡，对导阀不产生推力。随着进入蓄能器油液的不断增多，油腔a和b中的压力亦不断升高；当压力升高到b腔的液压力能克服导阀弹簧力，将导阀打开时，P口处来的压力油便经阻尼孔14、导阀阀口、主阀中心孔13和通口T流回油箱。由于阻尼孔的作用，b腔压力小于泵压，这使主阀阀口打开，泵开始卸荷。
此时b腔压力小于a腔压力。柱塞便对导阀施加一额外的推力，促使导阀和主阀的阀口都开得更大，结果使b腔压力下降到零，柱塞处于其最上端位置。由于a腔的工作面积比b腔大，因此蓄能器中的压力即使因泄漏而有所下降，卸荷阀仍能使泵处于卸荷状态。蓄能器所能达到的最高压力由调节螺钉9调定。
采用蓄能器的快速运动回路a）回路图b）卸荷阀结构1—液压泵2—卸荷阀3—单向阀4—蓄能器5—换向阀6—液压缸7—柱塞8—导阀9—调节螺钉10—导阀弹簧11—主阀弹簧12—主阀13—中心孔14—阻尼孔这种快速运动回路适用于短时间内需要大流量、又希望以较小流量的泵提供较高速度的快速运动场合。但是系统在其整个工作循环内必须有足够长的停歇时间，以使液压泵能对蓄能器充分地进行充油。
双液压泵供油回路双液压泵供油回路1—大流量泵2—小流量泵3—顺序阀4—单向阀5—溢流阀所示为双液压泵供油快速运动回路，图中1为大流量泵，2为小流量泵，在快速运动时，泵1输出的油液经单向阀4与泵2输出的油液共同向系统供油；工作行程时，系统压力升高，打开液控顺序阀3使泵1卸荷，由泵2单独向系统供油。系统的工作压力由溢流阀5调定。单向阀4在系统工进时关闭。优点：功率损耗小，系统效率高，因而应用较为普遍。
用增速缸的快速运动回路用增速缸的快速运动回路1—增速缸2—三位四通换向阀3—液控单向阀4—顺序阀所示为采用增速缸的快速运动回路。当三位四通换向阀左位接入系统时，压力油经增速缸中的柱塞的通孔进入B腔，使活塞快速伸出，速度为v=4qp/πd2（d为柱塞外径），A腔中所需油液经液控单向阀3从辅助油箱吸入。活塞杆伸出到工作位置时，由于负载加大，压力升高，打开顺序阀4，高压油进入A腔，同时关闭单向阀3。
此时活塞杆在压力油作用下继续外伸，但因有效面积加大，速度变慢而推力加大。这种回路常被用于液压机的系统中。
快速转慢速的换接回路用行程阀的速度换接回路1—泵2—换向阀3—溢流阀4—单向阀5—节流阀6—行程阀7—液压缸为用行程阀来实现快慢速换接的回路。图示状态下，液压缸7快进。当活塞所连接的挡块压下行程阀6时，行程阀关闭，液压缸右腔的油液必须通过节流阀5才能流回油箱，活塞运动速度转变为慢速工进。当换向阀2左位接入回路时，压力油同时经单向阀4和节流阀进入液压缸右腔，活塞快速向左返回。
优点：快慢速换接过程比较平稳，换接点的位置比较准确。缺点：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，但速度换接的平稳性、可靠性以及换向精度都较差。能够实现快速转慢速换接的方法很多，图6-25和所示的快速运动回路都可以使液压缸的运动由快速换接为慢速。下面再介绍一种在组合机床液压系统中常用的行程阀的快慢速换接回路。
两种慢速的换接回路用两个调速阀的速度换接回路a）调速阀并联b）调速阀串联1、2—调速阀3—二位三通电磁换向阀4—缸5—二位二通电磁阀6—三位四通电磁换向阀所示为用两个调速阀来实现不同工进速度的换接回路，图6-30a中的两个调速阀并联，由换向阀3实现换接。图示位置输入缸4的流量由调速阀1调节；换向阀3右位接入时，则由调速阀2调节，两个调速阀的调节互不影响。
但是，一个调速阀工作时另一个调速阀内无油通过，它的减压阀处于最大开口位置，速度换接时大量油液通过该处将使工作部件产生突然前冲现象。因此它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6-30b所示为两调速阀串联的速度换接回路。当换向阀6左位接入回路时，因调速阀2被阀5短接，输入缸4的流量由调速阀1控制。
当阀5右位接入回路时，由于通过调速阀2的流量调得比调速阀1的小，所以输入缸的流量由调速阀2控制。在这种回路中调速阀1一直处于工作状态，它在速度换接时限制了进入调速阀2的流量，因此它的速度换接平稳性较好。但由于油液经过两个调速阀，所以能量损失较大。
时间制动换向回路定义：从发出换向信号,到实现减速制动(停止),这一过程的时间基本上是一定的。这种换向回路可以按具体情况调节制动时间，以使其换向平稳又提高生产效率。故这种回路宜用于换向精度要求不高，但换向频率高且要求换向平稳的场合，如平面磨床、牛头刨床、插床等的液压系统。回路工作原理分析
时间控制换向回路A—先导阀B—换向阀L—节流阀a、b、c、d—制动锥1、2、3、4、5、8、9、10、11—油路6、7—快跳孔所示为时间控制换向回路。图示位置为活塞带动工作台向左运动到行程终点，工作台上挡铁碰到换向杠杆使先导阀A切换到左位。
此时，控制压力油经先导阀A、油路10至换向阀B左端的单向阀、油路8进入换向阀的左端，换向阀右端的油首先经快跳孔7、油路11、先导阀回油箱，换向阀心便迅速右移至中间位置将快跳孔7盖住，实现换向前的快跳。在此过程中，制动锥c和a逐渐将进油路2→3和回油路4→5关小，实现工作台的缓冲制动。当换向阀心到达中位时，由于采用中位H型过渡机能，液压缸左、右腔便同时与进、回油相通，工作台靠惯性浮动。
当换向阀心盖住快跳孔7后，阀心右端回油只能经节流阀回油箱，阀心慢速向右移动，直到制动锥c和a将进油路2→3和回油路4→5都关闭时，工作台即停止运动。由上述减速制动过程可知，从工作台上换向挡铁碰到换向杠杆使先导阀（行程阀）换向，到工作台减速制动停止，换向阀心总是移动一定的距离（制动锥的长度）。当换向阀两端的节流阀调好之后，工作台每次换向制动所需的时间是一定的，所以称为时间制动换向回路。
在这段时间内、工作台速度大，换向冲出量就大，其异速换向定位精度低。当工作台停止后，换向阀心仍继续慢速右移，制动锥b和d逐渐将进油路2→4和回油路3→5打开，工作台便开始反向（向右）运动。工作台的向左、向右运动速度均由节流阀L调节。这种换向回路可以按具体情况调节制动时间，以使其换向平稳又提高生产效率。
故这种回路宜用于换向精度要求不高，但换向频率高且要求换向平稳的场合，如平面磨床、牛头刨床、插床等的液压系统。
行程制动换向回路定义：从发出换向信号到工作部件减速制动、停止的过程中，工作部件所走过的行程基本上是一定的。这种换向回路具有高的换向定位精度和良好的换向平稳性；但工作台换向前的速度越高，制动时间就越短，换向平稳性就较差；此外，换向阀和先导阀的结构复杂，制造精度要求高。回路工作原理分析
行程制动换向回路A—先导阀B—换向阀C、D—单向节流阀E—节流阀a、c、d—油路b—快跳孔e—制动锥这种换向回路具有高的换向定位精度和良好的换向平稳性；但工作台换向前的速度越高，制动时间就越短，换向平稳性就较差；此外，换向阀和先导阀的结构复杂，制造精度要求高。主要用在工作台速度较低的外圆磨床和内圆磨床等液压系统中。
由上述换向过程可知，从工作台挡铁碰到换向杠杆推动先导阀心右移，到该阀心上的制动锥e将缸的回路完全关闭，工作台完全停止，先导阀心移动的距离（等于制动锥e的长度）基本上是一定的，而先导阀心的移动是由工作台通过换向杠杆带动的，所以工作台的运动行程也基本上是一定的，而与工作台的运动速度无关。故这种控制方式称为行程制动换向。图6-32所示为行程制动换向回路。
图示位置，液压缸带动工作台向左运动，当工作台到达左端预定位置时，挡铁碰到换向杠杆带动先导阀心A右移，先导阀心上的制动锥e便逐渐关闭缸左腔a→节流阀E的回油路，使工作台减速制动。在先导阀心上的制动锥完全关闭缸的回油路之前，先导阀左边到换向阀B左端的控制油路和换向阀右端到先导阀右边的控制回油路就已开始打开（一般为0.1~0.45mm），使换向阀以三种速度向右移动，以实现工作台的换向。
首先因换向阀右端的回油可经快跳孔b和先导阀回油箱，所以换向阀就向右快跳到中间位置，由于换向阀的中位过渡机能为P型，液压缸左、右两腔同时通压力油，与此同时先导阀的制动锥e将缸的回油路关闭，因此液压缸便立即停止工作。当换向阀快跳到中位时，其阀心将快跳孔b关闭，这时阀B右端的回油只能经节流阀D、先导阀回油箱，换向阀心就慢速右移（此时液压缸两腔仍通压力油），实现液压缸换向前的暂停。
当阀B慢速右移至阀心上的凹槽与快跳孔b相通时，换向阀心又实现第二次快跳至右端，这时工作台的进、回油路也迅速换向，工作台便快速反向运动（右行），实现一次换向。
2.锁紧回路锁紧回路功用：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。图6-33所示为使用液控单向阀（又称双向液压锁）的锁紧回路。当换向阀左位接入时，压力油经左边液控单向阀进入液压缸左腔，同时通过控制口打开右边液控单向阀，使液压缸右腔的回油可经右边液控单向阀及换向阀流回油箱，活塞向右运动。反之，活塞向左运动。
到了需要停留的位置，只要使换向阀处于中位，因阀的中位为H型机能（Y型也可），所以两个液控单向阀均关闭，使活塞双向锁紧。回路中由于液控单向阀的密封性好，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。
3.缓冲回路当运动部件在快速运动中突然停止或换向，就会引起液压冲击和振动，这不仅会影响其定位或换向精度，而且会妨碍机器的正常工作。为了消除运动部件突然停止或换向时的液压冲击，除了在液压元件（液压缸）本身设计缓冲装置外，还可在系统中设置缓冲回路，有时则需要综合采用几种制动缓冲措施。缓冲回路有：溢流缓冲回路和节流缓冲回路。
所示为溢流缓冲回路。图6-34a和分别为液压缸和液压马达的双向缓冲回路。缓冲用溢流阀1的调节压力应比主溢流阀2的调节压力高5%~10%，当出现液压冲击时产生的冲击压力使溢流阀1打开，实现缓冲，缸的另一腔（低压腔）则通过单向阀从油箱补油，以防止产生气穴现象。图6-34溢流缓冲回路a）液压缸b）液压马达1—缓冲用溢流阀2—主溢流阀
节流缓冲回路a）采用单向行程节流阀b）二级节流缓冲c）溢流节流联合缓冲1—三位四通换向阀2—单向行程节流阀3、4、8—节流阀5—三位四通阀6—溢流阀7—二位二通阀所示为节流缓冲回路为采用单向行程节流阀的双向缓冲回路。当活塞运动到达终点前的预定位置时，挡铁逐渐压下行程节流阀2，运动部件便逐渐减速缓冲直到停止。只要适当地改变挡铁的工作面形状，就可改变缓冲效果。图6-35b为二级节流缓冲回路。
阀1、5左位接入时，活塞快速右行，当活塞到达终点前预定位置时，使阀5处于中位，这时回油经节流阀3和4回油箱，获得一级减速缓冲；当活塞右行接近终点位置时，再使阀5右位移入，这时缸的回油只经节流阀3回油箱，获得第二级减速缓冲。图6-35c为溢流节流联合缓冲回路。当三位四通换向阀1左位（或右位）接入时，活塞快速向右（或向左）运动。当二位二通阀7右位接入时，实现以溢流阀6为主的第一级缓冲；
当回油压力降到溢流阀6的缓冲调节压力时，溢流阀6关闭，转为节流阀8的节流缓冲，活塞便以第二级缓冲减速到达终点。使三位四通阀处于中位，实现了活塞定位。本回路只要适当调整溢流阀6和节流阀8，能获得良好的缓冲效果。
2.同步动作回路功用：保证系统中的两个或多个液压执行元件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，同步动作回路要尽量克服或减少这些因素影响，有时要采取补偿措施，消除累积误差。
带补偿措施的串联液压缸同步回路带补偿措施的串联液压缸同步回路1、2—缸3—液控单向阀4、5—二位三通电磁换向阀6—三位四通电磁换向阀a、b—行程开关补偿原理：当三位四通换向阀6右位接入时，两液压缸活塞同时下行，若缸1的活塞先运动到底，它就触动行程开关a使阀5通电，压力油经阀5和液控单向阀3向缸2的B腔补油，推动活塞继续运动到底，误差即被消除。
若缸2先到底，则触动行程开关b使阀4通电，控制压力油使液控单向阀反向通道打开，使缸1的A腔通过液控单向阀回油，其活塞即可继续运动到底。只适用于负载较小的液压系统。图6-38所示为两液压缸串联同步回路，在这个回路中，液压缸1的有杆腔A的有效面积与液压缸2的无杆腔B的有效面积等，因而从A腔排出的油液进入B腔后，两液压缸的下降便得到同步。
回路中有补偿措施使同步误差在每一次下行运动中都得到消除，以避免误差的积累。
用同步缸或同步马达的同步同路同步缸和同步马达的同步回路a）同步缸b）同步马达1—同步缸2、3—液压缸4—同步马达5—节流阀所示为采用同步缸的同步回路，同步缸1的A、B两腔的有效面积相等，且两工作缸面积也相等，则缸2、3实现同步运动。这种同步回路的同步精度取决于液压缸和同步缸的加工精度和密封性，一般可达到1%~2%。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6-39b所示为采用同步液压马达的同步回路。两个液压马达4的轴刚性联接，它把等量的油液分别输入两个尺寸相同的液压缸中，使两液压缸同步运动。图中与马达并联的节流阀5用于修正同步误差。影响这种回路同步精度的主要因素有：同步马达由于制造上的误差而引起排量的差别，作用于液压缸活塞上的负载不同引起的泄漏不同以及摩擦阻力不同等，但这种回路的同步精度比节流控制的要高。
同步控制也可采用其他方式来实现。如采用分流阀、集流阀或采用和机构联结的方法等。采用分流阀时，泵输出的油液流经分流阀分成等量的两股流量，然后分别输入有效工作面积相等的液压缸，便可使两缸实现同步运动。采用集流阀时，泵向两个相同的缸输油，而缸的回油经集流阀回油箱，集流阀能维持两缸的回油流量相等，从而保证两缸的运动同步。
采用和机构联结的方法，是利用要实现同步的机构间的刚性联结来实现同步运动，其结构可参见气动回路的图6-56。对于同步精度要求较高的场合，可以采用由比例阀和电液伺服阀组成的同步回路。
用电液伺服阀的同步回路用电液伺服阀的同步回路1—换向阀2—电液伺服阀3、4—位移传感器5—伺服放大器所示同步回路利用电液伺服阀2接收位移传感器3和4的反馈信号来保持输出流量与换向阀1相同，从而实现两缸同步运动。图6-40b回路则用伺服阀直接控制两个缸的同步动作。用伺服阀同步精度高，价格昂贵。也可用比例阀代替伺服阀，使之价格降低，但同步精度也相应降低。
3.多执行元件互不干扰回路功用：防止液压系统中的几个液压执行元件因速度快慢的不同而在动作上的相互干扰。
所示为双液压泵供油来实现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→快退”的自动工作循环。在图示状态下各缸原位停止。当阀5、阀6的电磁铁均通电时，各缸均由双泵中的大流量泵2供油并作差动快进。
这时如某一个液压缸，例如缸A，先完成快进动作，由挡块和行程开关使阀7电磁铁通电，阀6电磁铁断电，此时大泵进入缸A的油路被切断，而双泵中的高压小流量泵1经调速阀9、换向阀7、单向阀8、换向阀6进入缸A左腔，而缸右腔油经阀6、阀7回油箱，缸A速度由调速阀9调节。
图6-41双泵供油互不干扰回路A、B—缸1—小流量泵2—大流量泵3、9—调速阀4、5、6、7—二位五通电磁换向阀8—单向阀但此时缸B仍作快进运动，互不影响。当各缸都转为工进后，它们全由小泵1供油。此后，若A又率先完成工进，行程开关使阀7和阀6的电磁铁均通电，缸A即由大泵2供油快退，当电磁铁均断电时，各缸都停止运动，并被锁在所在的位置上。
由此可见，这种回路之所以能够防止多缸的快慢速运动互不干扰，是由于快速和慢速各由一个液压泵分别供油，再由相应的电磁铁进行控制的缘故。
所示为采用叠加阀的互不干扰回路。该回路采用双联泵供油，其中泵2为低压大流量泵，供油压力由溢流阀1调定，泵1为高压小流量泵，其工作压力由溢流阀5调定，泵2和泵1分别接叠加阀的P口和P1口。当换向阀4和8左位接入时，液压缸A和B快速向左运动，此时远程式顺序节流阀3和7由于控制压力较低而关阀，因而泵1的压力油经溢流阀5回油箱。
图6-42叠加阀的互不干扰回路A、B—缸1、5—溢流阀2、6—单向阀3、7—远控式顺序节流阀4、8—三位四通电磁换向阀当其中一个液压缸，如缸A先完成快进动作，则液压缸A的无杆腔压力升高，于是顺序节流阀3的阀口被打开，高压小流量泵1的压力油经阀3中的节流口而进入液压缸A的无杆腔，高压油同时使阀2中的单向阀关闭，缸A的运动速度由阀3中的节流口的开度所决定（节流口大小按工进速度进行调整）。
此时缸B仍由泵2供油进行快进，两缸动作互不干扰。此后，当缸A率先完成工进动作，阀4的右位接入，由泵2的油液使缸A退回。若阀4和阀8电磁铁均断电，则液压缸停止运动。由此可见，该回路中顺序节流阀的开启取决于液压缸工作腔的压力。这种回路被广泛应用于组合机床的液压系统中。
高效节能回路所示为高效节能回路。图中前置式节流器2、比例压力阀1与恒压阀6构成变量泵5的压力控制回路。比例节流阀4和恒流量阀3构成泵5的流量控制回路。图中所示3、6两阀的位置是系统还未设定压力时的位置。如负载变化，使阀4的压差偏大偏小，则推动阀3左移或右移，使泵的排量减小或增大，最终使流量保持恒定。这时泵的输出压力仅比负载压力高出一个阀4的压差。
在保压阶段，当系统压力达到阀1设定的最高压力时，阀6左移使泵排量迅速减小到接近于零，泵的工作就相应地变成高压小流量的工况了。图6-43高效节能回路1—比例压力阀2—前置式节流器3—恒流量阀4—比例节流阀5—电液比例控制泵6—恒压阀这个回路适用于压力和速度变化较多的系统。它在系统流量控制阶段使泵的输出压力与负载相协调；在压力控制阶段使输出流量接近于零，仅消耗极小的功率，所以它的效率极高。
汽车ABS系统液压回路ABS系统是目前汽车上所使用的制动系统，其液压回路如所示。图6-44汽车ABS系统液压回路1—释放阀2—电磁阀3—制动分缸4—制动总缸5—喷注泵6—储液罐ABS系统液压回路的工作原理如下：电子控制器根据车轮轮速传感器传来的信号，进行数学计算和逻辑判断，控制电磁阀2来改变制动回路的压力。当需要制动压力上升时，电子控制器不给电磁阀2供电，使其处于图示位置。
制动液从制动总缸4通过阀2到制动分缸3，制动压力上升。当需要维持制动压力时，电子控制器给电磁阀2供电，供电电流为最大电流的1/2，使阀2处于图示中位。制动分缸3与制动总缸4断开，维持制动压力。当需要制动压力下降时，电子控制器给电磁阀2提供最大电流，使阀2处于图示上位。制动分缸3与储液罐6相通，制动液从制动分缸流进储液罐，同时喷注泵5把多余制动液输给制动总缸，制动压力下降。1为释放阀。
方向控制回路定义：气动方向控制回路是通过控制气缸进气方向，从而改变活塞运动方向的回路。1.换向回路用单控阀的换向回路a）气控换向b）电控换向c）手控换向所示为采用无记忆作用的单控换向阀的换向回路，其中为气控换向；图6-45b为电控换向；图6-45c为手控换向。当加了控制信号后，气缸活塞杆伸出；控制信号一旦消失，不论活塞杆运动到何处，活塞杆立即退回。
在实际使用中必须保证信号有足够的延续时间，否则会出现事故。图6-46用双控阀的换向回路a）双气控换向b）双电控换向所示为采用有记忆作用的双控换向阀的换向回路，其中为双气控换向；图6-46b为双电控换向。回路中所用的主控阀具有记忆功能，故可以使用脉冲控制信号（但脉冲宽度应能保证主控阀换向），只有加了相反的控制信号后，主控阀才会换向。
图6-47自锁式换向回路1、2—手动阀3—主控阀4—气缸所示为自锁式换向回路，主控阀采用无记忆作用的单控换向阀，这是一个手控换向回路。当按下手动阀1的按扭后，主控阀右位接入，气缸活塞杆向左伸出，这时即使手动阀1的按钮松开，主控阀也不会换向。只有当手动阀2的按钮压下后，控制信号消失，主控阀换向复位，左位接入，气缸活塞杆向右退回。这种回路要求控制管路和手动阀不能有漏气现象。
2.缓冲回路缓冲回路适用于气缸行程长、速度高、负载惯性大的场合，即气缸负载质量所具有的动能超出缓冲气缸所能吸收的能量时，所采用的一种气缸外部缓冲的方法。图6-48用机控阀的缓冲回路1—主控阀2—单向节流阀3—气缸4—机控二位二通阀所示为一种用机控阀的缓冲回路。主控阀1右位接入时，活塞杆外伸。
当高速伸出的活塞杆上的挡块压下机控阀4滚轮后，机控二位二通阀关闭，气缸3排气腔的气体只能经过单向节流阀2和主控阀排入大气，气缸活塞减速。改变节流阀开度，可以调节缓冲速度，改变机控阀的安装位置可选择缓冲的起点。图6-49用快速排气阀、顺序阀和节流阀的缓冲回路1—主控阀2、5—节流阀3—快速排气阀4—顺序阀为利用快速排气阀、顺序阀和节流阀组成的缓冲回路，来实现气缸在退回到终端时的缓冲。
主控阀1处于图示位置，气缸活塞向左退回，一开始排气腔（左腔）压力较高，通过快速排气阀3的气体打开顺序阀4，经节流阀1流入大气，排气腔压力快速下降。当接近行程终端时，因排气腔压力下降，顺序阀关闭，排气腔的气体只能经节流阀2和主控阀1排入大气，实现了气缸外部缓冲。
压力与力控制回路1.压力控制回路压力控制回路应用很广，凡是需要用到具有一定压力的压缩空气的场合，都采用这类回路。图6-50所示为两级压力控制回路。图6-50a所示的压力控制回路是最基本的压力控制回路，由气动三大件——过滤器、减压阀和油雾器组成。如果气动系统有几个气缸动作，且工作压力相同，则可在油雾器后面通过气源分配器将压缩空气送到每个气缸所对应的主控阀气源口。
图6-50b中，两个减压阀1、2提供两种不同压力，经二位三通电磁阀3能实现自动选择压力。图6-50压力控制回路a）用气动三大件b)用两个减压阀1、2—减压阀3—二位三通电磁阀
2.力控制回路力控制回路a）用两种压力控制b）改变气缸作用面积1、5—减压阀2、4—手动换向阀3—气缸6、7、8—电磁换向阀所示为利用压力控制回路提供的两种不同压力，改变气缸活塞两侧压力差，实现对输出力的控制。对输出力的控制也可以通过改变作用面积的方法来实现。图6-51b所示为三活塞串联气缸的增力回路，阀8用于串联气缸的换向，阀6、7用于串联气缸的增力控制。
图中将阀2右位接入，气缸无杆腔压力pA由减压阀1提供，气缸有杆腔压pB由减压阀5提供，且调定pA＞pB，活塞杆伸出，轻夹工件；操纵阀4，使有杆腔内压缩空气排空，则气缸输出力增加。
速度控制回路1.单作用气缸的速度控制回路单作用气缸的速度控制回路a）两个单向节流阀串联b）一个单向节流阀和一个快速排气阀串联所示为单作用气缸的速度控制回路。图a利用两个单向节流阀控制活塞杆的伸出和退回速度。两个单向节流阀串联时，要注意单向阀的连接方向。图b利用一个节流阀和一个快速排气阀串联来控制活塞杆的伸出速度和快速退回。
排气节流调速回路a）两个节流阀b）带消声器的排气节流阀所示为排气节流调速回路。图6-53a是利用两个单向节流阀来实现气缸活塞杆伸出和退回两个方向的速度控制，气流经单向阀进气，通过节流阀节流排气。图6-53b是由带有消声器的排气节流阀实现排气节流的速度控制，排气节流阀安装在主控阀的排气口处。2.排气节流调速回路
这种速度控制方法在气压传动中得到广泛的应用。它是以气压作动力，利用气液转换器或气液阻尼缸把气压传动变为液压传动，控制执行机构的速度。3.气液联动调速回路利用气液转换器的调速回路1、2—气液转换器所示为利用气液转换器的调速回路，回路中执行元件是低压液压缸，其活塞杆伸出或退回的速度是以调节通过节流阀的流量来控制的。图6-55所示为利用气液阻尼缸的调速回路，其动作原理可参见第三章第一节的有关内容。
图6-55利用气液阻尼缸的调速回路
同步动作回路1.机械联结的同步回路由于空气的可压缩性大，给多执行元件的同步控制带来一定困难。图6-56所示为利用齿条使两个活塞杆同步动作的回路。虽然存在由齿侧隙和齿轮轴的扭转变形引起的误差，但同步可靠。缺点是结构较复杂，两缸布置的空间位置受到限制。图6-56机构联结的同步回路
2.气液联动的同步回路使用气液转换或气液阻尼缸的气液联动的方法，能较好地实现气缸的同步动作。图6-57所示为采用气液转换的同步回路，图中缸1的左腔与缸2的右腔接管相连，内部注入液压油。只要保证两缸的缸径相同、活塞杆直径相等就可实现同步。但使用中要注意如果发生液压油的泄漏或者油中混入空气都会破坏同步，因此要经常打开气堵6放气并补入油液。
图6-57气液转换的同步回路1、2—气缸3、4—单向节流阀5—电磁阀6—气堵
连续往复运动回路1.单往复运动回路所示为利用双控阀的记忆功能，控制气缸单往复运动的回路。
图6-58a回路的复位信号是由机控阀发出的；
图6-58b回路的复位信号是由常断式延时阀（延时接通）输出的；
图6-58c回路的复位信号是由顺序阀控制的。
图6-58单往复运动回路a）位置控制式b）时间控制式c）压力控制式
2.多往复运动回路所示为多往复运动回路，其中是用机控阀发讯的位置控制式多往复动作回路，图6-59b是用两个延时阀发讯的时间控制式多往复动作回路。图6-59多往复运动回路a）位置控制式b）时间控制式
其他回路1.安全保护回路为了保护操作者的人身安全和保障设备的正常运转，常采用安全保护回路。图6-60所示为双手操作回路。图6-60双手操作回路a）手控阀b）手控阀＋气容1、2—手控阀3—主控阀4—气容中，只有两手同时按下阀1和阀2，主控阀3才换向。但是如果阀1或2的弹簧折断而不能复位时，则单手操作另一个阀时，主控阀同样换向，可能造成事故。因此这种安全保护回路的可靠性稍差。
图6-60b回路利用了气容充放气的特点，在操作中只要阀1和阀2不同时被按下都会使气容4与大气接通而排气，使主控阀的控制口无信号。只有双手同时按下阀1和阀2，气容与主控阀控制口接通，才能换向。
其他回路1.安全保护回路所示为典型的过载保护回路。当气缸活塞杆在伸出途中遇到障碍时，无杆腔压力升高，顺序阀2打开，压缩空气经梭阀3使主控阀1右位接入而复位，从而气体输入气缸右腔而使气缸退回，保护设备的安全。图6-61过载保护回路1—主控阀2—顺序阀3—梭阀
联锁回路1、2、3—梭阀4、5、6—主控阀7、8、9—二位三通阀回路中利用了梭阀1、2、3及主控阀4、5、6进行联锁。如阀7被切换左位接通，则阀4换向左位接通（阀的输出口A1有输出，A0排气），气缸A伸出。与此同时，阀4的A1输出使梭阀1、2动作，锁住主换阀5、6。所以此时即使阀8、9有输入信号。缸B、C也不会动作。如果要更改缸的动作，必须提前使缸的气控阀复位。
图6-62所示为联锁回路，回路保证只能有一个气缸动作，防止其他缸同时动作。
2.操作回路在全自动程序控制回路中，程序动作是由外来起动信号q和工作程序最末节拍发生的信号相“与”后才能起动。需要中止程序连续循环运行时，只要去除起动信号q就可以了。图6-63所示为用于产生起动信号q的起动停止回路。图6-63a中，按下手动阀1按钮产生的气信号经记忆元件3输出程序的起动信号q；按下手动阀2产生的气信号使记忆元件3复位，无输出，程序运行至最后节拍即自动停止。
图6-63b采用了有记忆功能的手动阀，压下手柄，阀即输出起动信号q；拉上手柄，阀复位，起动信号q消除。起动停止回路起动停止回路a)采用无记忆的按钮阀b）采用有记忆的手动阀1、2—手控阀3—记忆元件
在调试或检修设备时，常要用手动阀单独操纵每个执行元件动作，这时可将手动信号与自动操作信号经逻辑“或”后切换主控阀，如所示。图6-64b采用手动与自动的转换阀，保证手动信号与自动信号两者联锁。手动与自动操作转换回路手动与自动操作转换回路a）手动信号和自动操作信号经逻辑“或”b）用手动与自动转换阀
它是气动自动化系统中重要的安全保护措施，在设备运行过程中出现意外事故时，按动急停按钮，可立即停车。图6-65所示为三种急停的方法。急停回路急停回路a）切断系统全部气源b）切断信号和控制系统气源c）切断执行元件气源回路急停时，系统的信号源、控制和执行元件全部处于排气状态，便于维修和检查。图6-65b回路急停时，因执行元件仍处于进气状态，气缸运动到终点时才能停车。
图6-65c回路急停时，执行元件处于浮动的位置。急停后重新开车，要求系统继续按程序进行工作，可按动复位阀，如图所示。
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