利用比例溢流阀，系统就可以通过改变比例溢流阀的输入电流来实现无级调压（图7.1c），这样可使压力切换平稳，而且容易实现远距离控制或程控。
7.1.2减压回路
减压回路的功用是使液压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5.10所示。
为了使减压回路工作可靠，减压阀的最低调整压力不应小于0.5MPa，最高调整压力至少比系统压力小0.5MPa。
7.1.3增压回路
增压回路的功用是用以提高系统中局部油路中的压力。
它能使局部压力远远高于油源的压力。
采用增压回路比选用高压大流量泵要经济得多。
局部增压常利用增压液压缸（增压器）获得，如图7.2所示。
如图7.2a所示的单作用增压器的增压回路，当系统处于图示位置时，压力为p1的油液进入增压器的大活塞腔，此时在小活塞腔即可得到压力为p2的高压油液，增压的倍数等于增压器大、小活塞的工作面积之比。
当二位四通换向阀右位接入系统时，增压器的活塞返回，补油
图7.2增压回路
（a）单作用的增压回路；（b）双作用的增压回路
箱中的油液经单向阀补入小活塞腔。
这种回路只能间断增压。
如图7.2b所示的双作用增压器的增压回路，在图示位置，泵输出的压力油经换向阀5和单向阀1进入增压器左端大、小活塞腔，右端大活塞腔的回油通油箱，右端小活塞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；当活塞移到右端时，换向阀得电换向，活塞向左移动，左端小活塞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，实现了连续增压。
7.1.4卸荷回路
卸荷回路的功用是在液压泵驱动电机不须频繁启闭的情况下，使液压泵在零压或很低压力下运转，以减少功率损耗，降低系统发热，延长液压泵和电机的使用寿命。
图7.3为采用换向阀的卸荷回路。
在图7.3b中的M（或H、K）型换向阀处于中位时，可使泵卸荷，但切换压力冲击大，适用于低压小流量的系统。
对于高压大流量的系统，可采用M（H或、K）型电液换向阀对泵进行卸荷（图7.3c），但必须在换向阀前面设置单向阀（或在换向阀回油口设置背压阀），以使系统保持0.2~0.3MPa的压力，供先导控制油路用。
图7.3用换向阀的卸荷回路
用先导型溢流阀也可实现泵的卸荷。
在图7.1b中，如果去掉远程调压阀3，使溢流阀的控制口直接与二位二通换向阀2相连，便构成一种由先导型溢流阀卸荷的回路。
这种回路的卸荷压力小，切换时冲击也小；二位二通换向阀只需通过很小的流量，所以适合流量大的系统。
7.1.5保压回路
执行元件在工作循环的某一阶段内，若需要保持规定的压力，就应采用保压回路。
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（见图7.3b），但阀类元件的泄漏使这种回路的保压时间不能维持很久，为此可用蓄能器和泵保压的回路。
利用蓄能器保压的回路如图7.4所示。
如图7.4a所示的回路，当主换向阀在左位工作时，液压缸活塞推进压紧工件，进油路压力升高至调定值，压力继电器发讯使二通阀通电，泵即卸荷，单向阀自动关闭，液压缸则由蓄能器保压。
当蓄能器的压力不足时，压力继电器复位使泵重新工作。
图7.4b示为多缸系统一缸保压回路，进给缸快进时，泵压下降，但单向阀3关闭，将夹紧油路和进给油路隔开。
蓄能器4用来给夹紧缸保压并补充泄漏，压力继电器5的作用是当夹紧缸压力达到预定值时发出讯号，使进给缸动作。
图7.4用蓄能器保压的回路
用泵保压的回路如图7.5所示。
当系统压力较低时，低压大流量泵1和高压小流量泵2同时向系统供油，当系统压力升高至卸荷阀4的调定值时，泵1卸荷。
此时高压小流量泵2使系统压力保持为溢流阀3的调定值。
泵2的流量只需略高于系统的泄漏量，以减少系统发热。
也可采用限压式变量泵来保压，它在保压期间仅输出少量足以补偿系统泄漏的油液，效率较高。
图7.5用泵保压的回路
7.1.6平衡回路
为了防止立式液压缸及其工作部件在悬空停止期间因自重而自行下落，可设置由顺序阀组
图7.6平衡回路
成的平衡回路。
图7.6a所示为采用单向顺序阀组成的平衡回路。
顺序阀的开启压力要足以支承运动部件的自重。
当换向阀处于中位时，液压缸即可悬停，但活塞下行时有较大的功率损失。
为此可采用外控单向顺序阀，如图7.6b所示，下行时控制压力油打开顺序阀，背压较小，提高了回路效率。
但由于顺序阀的泄漏，悬
停时运动部件总要缓慢下降。
对要求停止位置准确或停留时间较长的液压系统，应采用图7.6c所示的液控单向阀回路。
在图7.6c中，应设置一节流阀，以防止运动部件下行时会因自重而超速运动。
当超速运动时，缸上腔出现真空，致使液控单向阀关闭，待压力重建时才能再打开，这会造成下行运动时断时续和强烈振动的现象。
7.2速度控制回路
速度控制回路包括调速回路、快速运动回路和速度换接回路。
7.2.1调速回路
调速回路在液压传动系统中占有重要的地位。
在不考虑泄漏的情况下，液压缸的运动速度v由进入（或流出）液压缸的流量Q及其有效作用面积A决定，即v=Q/A。
同样，液压马达的转速n由进入或流出马达的流量Q和排量q决定，即n=Q/q。
由此可知，改变流入（或流出）液压执行元件的流量Q，或改变液压马达的排量q，均可调节执行元件的运动速度。
因此，按改变流量Q或排量q的方法不同，可将液压调速回路分为三类：
节流调速回路、容积调速回路和容积节流调速回路。
1.节流调速回路
用定量泵供油，用节流阀（或调速阀）改变进入执行元件或自执行元件流出的流量使之变速。
根据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。
⑴进油节流阀调速回路
图7.7进油节流阀调速回路
将节流阀串联在泵与缸之间，即构成进油节流阀调速回路（图7.7）。
泵输出的油液一部分经节流阀进入缸的工作腔，泵多余的油液经溢流阀回油箱。
由于溢流阀有溢流，泵的出口压力pp保持恒定。
调节节流阀通流面积，即可改变通过节流阀的流量，从而调节缸的速度。
图7.8进油节流阀调速回路的速度－负载特性曲线
设p1、p2分别为缸的进油腔和回油腔的压力（由于回油通油箱，p2≈0）；F为缸的负载；通过节流阀的流量为Q1；泵出口压力为pp；a为节流阀孔口通流面积；Cd为流量系数；ρ、μ分别为液体密度和动力粘度；C为节流系数（对薄壁孔
）；m为由孔口形状决定的指数（0.5≤m≤1，对薄壁孔m=0.5），则缸的运动速度为
（7.1）
式（7.1）即为进油节流阀调速回路的负载特性方程。
按式（7.1）选用不同的a值，可作出一组速度－负载特性曲线（见图7.8）。
曲线表明速度随负载变化的规律，曲线越陡，表明负载变化对速度的影响越大，即速度刚度小。
由图7.8可以看出：
①当节流阀通流面积a一定时，重载区比轻载区的速度刚度小；②在相同负载下工作时，节流阀通流面积大的比小的速度刚度小，即速度高时速度刚性差；③最大承载能力Fmax=ppA1与速度调节无关。
进油节流阀式调速回路的输入功率，亦即液压泵的输出功率为
（7.2）
该调速回路的输出功率，亦即液压缸的输出功率为
（7.3）
回路的功率损失为（不考虑液压泵、液压缸和管路中的功率损失）
（7.4）
式中 ΔQ－通过溢流阀的流量；
Δp－节流阀的工作压差；
ΔP1－溢流损失；
ΔP2－节流损失。
式（7.4）表明，该回路的功率损失由两部分组成。
一是溢流损失ΔP1，它是在泵的输出压力pp下，流量ΔQ流经溢流阀产生的功率损失；二是节流损失ΔP2，它是流量Q1在压差Δp下流经节流阀产生的功率损失。
这两部分损失都变成热量使油温升高。
由于存在上述两部分功率损失，所以回路效率较低。
综上所述，进油节流阀调速回路适用于轻载、低速、负载变化不大和对速度稳定性要求不高的小功率场合。
图7.9回油节流阀调速回路
⑵回油节流阀调速回路
如图7.9所示，将节流阀串联在缸的回油路上，即构成回油节流阀调速回路（泵的出口压力恒定）。
用节流阀调节缸的回油流量，实现调速。
缸的运动速度为
（7.5）
式中，A2为液压缸有杆腔的有效面积；Q2为通过节流阀的流量；其它符号意义与式（7.1）同。
比较式（7.5）和式（7.1）可以发现，回油节流
阀调速回路与进油节流阀调速回路的速度－负载特性及速度刚度基本相同，若液压缸两腔有效面积相同（双出杆液压缸），则两种节流阀调速回路的速度－负载特性和速度刚度就完全一样。
（7.6）
回路的功率损失为
与进油节流阀调速回路相比较：
①回油节流阀调速回路中的节流阀能使液压缸回油腔形成一定背压，因而它能承受负值负载（与液压缸运动方向相同的负载）。
而进油节流阀调速回路只有在液压缸回油路上设置背压阀后才能承受负值负载，但这样要增大功率损失。
②在回油节流阀调速回路中，流经节流阀而发热的油液直接流回油箱冷却。
而进油节流阀调速回路中流经节流阀而发热的油液还要进入液压缸，不利于散热。
③对于单出杆液压缸来说，在回油节流阀调速回路中，当负载变为零时，液压缸的背腔压力（有杆腔）将会升高很大，这样对密封不利。
④同一个节流阀放到进油调速可使液压缸得到比回油调速更低的速度。
为了提高回路的综合性能，一般常采用进油节流阀调速，并在回油路上加背压阀，使其兼具二者优点。
⑶旁路节流阀调速回路
如图7.10a所示，将节流阀接在与执行元件并联的旁油路上。
通过调节节流阀的通流面积，来控制泵溢回油箱的流量，即可实现调速。
由于溢流已由节流阀来承担，故溢流阀实为安全阀，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，故泵工作过程中的压力随负载而变化。
设泵的理论流量为Qth，泵的泄漏系数为Cl，则缸的运动速度为（其它符号意义同前）。
（7.7）
图7.10旁路节流阀调速回路
按式（7.7）选用不同的a值，可作出一组速度－负载特性曲线（见图7.10b）。
由曲线可以看出：
①当节流阀通流面积a一定而负载增大时，速度下降较前两种回路更为严重，即特性很软，速度稳定性很差；②在重载高速时，速度刚度较好，这与前两种回路刚好相反；③最大承载能力Fmax随节流口通流面积a的增大而减小，即旁路节流阀调速回路的低速承载能力很差，调速范围也小。
在不考虑管路压力损失及其泄漏的情况下，对旁路节流阀调速回路的功率特性分析如下：
（7.8）
液压泵输出功率为
（7.9）
输出功率为
（7.10）
功率损失为
由式（7.10）可以看出，旁路节流阀式调速回路的功率损失只有一项，即节流损失ΔP2，没有溢流损失。
因此，与进、回油节流阀调速回路相比，旁路节流阀调速回路的效率比较高。
由于本回路的速度－负载特性很软，低速承载能力差，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的系统，如牛头刨床主运动系统、输送机液压系统等。
⑷采用调速阀的节流调速回路
采用节流阀的节流调速回路，节流阀前后的压差随负载的变化而变化，故速度平稳性都差。
若用调速阀代替节流阀，回路的速度－负载特性将大为改善。
因为只要调速阀前后的工作压差超过它的最小稳定工作压差值（一般为0.5~1MPa），通过调速阀的流量便不再随压差而变。
2.容积调速回路
节流调速回路由于存在着节流损失和溢流损失，回路效率低，发热量大，因此多用于小功率调速系统。
在大功率调速系统中，多采用回路效率高的容积式调速回路。
图7.11变量泵－定量马达（缸）回路
（a）变量泵－缸回路；（b）变量泵－定量马达回路
1－变量泵；2－安全阀；3－单向阀；4－换向阀；5－缸；
6－背压阀；7－定量马达；8－补油泵；9－溢流阀
容积调速回路根据油液的循环方式可分为开式回路（图7.11a）和闭式回路（图7.11b）两种。
在开式回路中，从油箱吸油，执行元件的回油直接回油箱，油液能得到较好的冷却；但油
箱体积大，空气和污物容易侵入回路，影响正常工作。
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，空气和污物不易混入回路，但油液的散热条件差，为了补充（回路中的）泄漏，并进行换油和冷却，需附设补油泵（其流量为主泵的10~15%，压力为0.3~0.5MPa）。
容积调速回路根据泵和马达的不同组合方式有变量泵－定量马达（缸）（图7.11）、定量泵－变量马达（图7.12）和变量泵－变量马达（图7.13）三种回路。
这三种情况的特性各不相同。
图7.13变量泵－变量马达回路
1－双向变量泵；2－双向变量马达；3－高压安全阀；
4－补油泵；5－低压溢流阀；6、7、8、9－单向阀
图7.12定量泵－变量马达回路
1－定量泵；2－变量马达；3－高压安全阀；4－补油泵；5－低压溢流阀
⑴变量泵－定量马达（缸）回路
图7.14表示由变量泵和定量马达组成的回路，此时对于马达有
（7.11）
图7.14变量泵－定量马达回路
式中 qM－马达排量；
nM－马达转速；
QM－输入马达的流量；
ηvM－马达的容积效率。
则马达的输出转速为
（7.12）
图7.15变量泵－定量马达回路
工作特性
若不计管路容积损失，则有
（7.13）
式中 qP－泵排量；
nP－泵转速；
QP－泵输出的流量；
ηvP－泵的容积效率。
（7.14）
∴
此即为变量泵－定量马达回路的转速特性。
式（7.14）表明：
nM∝qP。
其转速特性曲线如图7.15所示。
马达输出转矩（=负载转矩）TM为
（7.15）
式中 ΔpM=p1-p2－马达进、出口压力差；
ηmM－马达的机械效率。
上式表明：
马达输出转矩TM仅与马达进、出口压力差ΔpM有关（TM∝ΔpM），而与泵的调节参数qP无关（见图7.15），这称为恒转矩调节（对液压缸来说称为恒推力调节）。
液压马达的输出功率PM为
（7.16）
恒转矩调节主要用于负载转矩变化不大、调速范围大的场合，是实际应用最为广泛的调节方式，如小型内燃机车、液压起重机、船用绞车、高射炮的方向回转、坦克炮塔的回转等。
⑵定量泵－变量马达回路
图7.16表示由定量泵和变量马达组成的回路，此时对于泵有
（7.17）
图7.16定量泵－变量马达回路
若不计管路容积损失，则泵所输出的全部流量都提供给了马达，即QP=QM。
所以马达的输出转速仍为式（7.14），不过此时qP=const（定量泵）；qM≠const（变量马达，即为泵的调节参数），nM∝1/qM。
其转速特性曲线如图7.17所示。
图7.17定量泵－变量马达回路
工作特性
马达输出转矩（=负载转矩）TM仍为式（7.15），此时表明：
马达输出转矩TM不仅与马达进、出口压力差ΔpM有关（TM∝ΔpM），而且还与马达的调节参数qM有关（TM∝qM，见图7.17）。
液压马达的输出功率PM为
（7.18）
上式表明：
马达的输出功率PM仅与马达进、出口压力差ΔpM有关（TM∝ΔpM），而与马达的调节参数qM无关（见图7.17），这称为恒功率调节。
定量泵－变量马达回路调速范围很小，这是因为过小地调节液压马达的排量，会导致输出转矩值降至很低（见图7.17）。
因此，这种回路的应用不如上一种回路广泛。
⑶变量泵－变量马达回路
图7.18表示由变量泵和变量马达组成的回路，它的调速范围宽，而且传动特性可以多变。
其缺点是价格贵。
如图7.19所示，这种回路在低速时，先把马达排量qM调到最大，改变泵的排量qP就能使马达的转速nM变化。
在高速时，把泵的排量qP调到最大，改变马达的排量qM使其转速nM变化。
因此，低速时的传动特性与变量泵－定量马达回路（图7.15）的情况相同；高速时的传动特性与定量泵－变量马达回路（图7.17）的情况相同。
图7.19就是它的传动特性。
这种回路适宜于大功率液压系统，如港口起重运输机械、矿山采掘机械等。
图7.19变量泵－变量马达回路工作特性
图7.18变量泵－变量马达回路
3.容积节流调速回路
容积调速回路虽然效率高、发热少，但仍存在速度－负载特性软的问题。
调速阀式节流调速回路的速度－负载特性好，但回路效率低。
容积节流调速回路的效率虽然没有单纯的容积调速回路高，但它的速度－负载特性好，因此在低速稳定性要求高的机床进给系统中得到了普遍应用。
容积节流调速回路是采用压力补偿型变量泵供油，通过对节流元件的调整来改变流入或流出液压缸的流量来调节液压缸的速度；而液压泵输出的流量自动地与液压缸所需流量相适应。
这种回路虽然有节流损失，但没有溢流损失，效率较高。
⑴限压式变量泵与调速阀组成的容积节流调速回路
图7.20是用限压式变量泵与调速阀组成的容积节流调速回路。
图中限压式变量泵的流量全部进入调速阀，没有旁路分流。
当调速阀两端压差超过正常工作需要的最小压差后，通过调速阀的流量决定于调速阀中节流阀的开口量，而与调速阀前后的压差无关。
因此，如果限压式变量泵的流量大于调速阀调定的流量，泵的压力将提高，使泵的流量自动减小到和调速阀调定的流量相适应；如果限压式变量泵的流量小于调速阀调定的流量，泵的压力将降低，使泵的流量自动增大到和调速阀调定的流量相适应。
在这里，调速阀除了稳定进入液压缸的流量外，还能使泵的流量和液压缸的需要量相适应。
这种调速回路中的调速阀也可装在回油路上，但对单杆缸，为了获得更低的稳定速度，应放在进油路上，空载时泵以最大流量进入缸使其快速。
这种调速回路的速度刚性、运动平稳性、承载能力和调速范围都和与它对应的调速阀式节流调速回路类同。
⑵差压式变量泵和节流阀组成的容积节流调速回路
回路的原理见图7.21。
图中液压缸的进油路上有一个节流阀2，节流阀两端的压差引至差压式变量泵的两个控制活塞（柱塞）上。
其中柱塞1的面积和活塞5的活塞杆面积相同。
因此，变量泵定子的偏心量e，也就是泵的流量QP受到节流阀两端压差的控制。
图7.20限压式变量泵和调速阀组成的调速回路
1－补油泵；2－双向变量泵；
3－上管路；4－单向阀
图7.21压差式变量泵和节流阀组成的调速回路
1－柱塞；2－节流阀；3－换向阀；4－弹簧；
5－活塞；6－安全阀；7－液压缸
该回路中液压缸的速度通过改变节流阀通流面积，控制进入液压缸的流量Q1来调节。
当节流阀通流面积调定后，液压泵输出流量QP就自动地与通过节流阀的流Q1相匹配。
比如，若某时刻QP>Q1，泵出口压力pP升高，则控制活塞作用在定子左侧的推力大于右侧的推力，定子右移，使泵的排量减小，直至QP=Q1。
反之，当QP由此可见，QP=Q1的过程是一个自动调节的过程。
在这个自动调节过程中，为了防止控制活塞左右振动，在控制油路中设有阻尼孔a，用以增加控制系统的阻尼，提高稳定性。
图7.21中，当换向阀3中电磁铁断电时，节流阀两端被二位二通电磁阀短接，压差为零，弹簧4将定子推向最左端，泵的流量最大，这时为快速运动状态。
当二位二通电磁阀通电时，回路从快速运动转变为工作进给。
图中阀6限制了缸7进油腔的压力，是一个安全阀。
7.2.2快速运动回路
快速运动回路的功用是，加快执行元件的空载运行速度，以提高系统的工作效率和充分利用功率。
常用的方法有以下几种：
1.液压缸差动连接快速运动回路
图7.22a中，当换向阀处于右位时，缸呈差动连接，泵输出的油和缸返回的油合流，进入缸的无杆腔，实现活塞快速运动。
当活塞两端有效面积为2:
1时，快进速度将是非差动连接的2倍。
2.采用蓄能器的快速运动回路
图7.22b中，当换向阀5处于左位或右位时，泵1和蓄能器4同时向缸6供油，实现快速运动。
当换向阀处于中位时，缸停止工作，泵经单向阀3向蓄能器充液，蓄能器压力升高到液控顺序阀2的调定压力时，泵卸荷。
3.双泵供油快速运动回路
图7.22c中1为大流量泵，2为小流量泵，两泵同时向系统供油时可实现执行元件的快速运动；转入工作行程中，系统压力升高，打开液控顺序阀3（卸荷阀）使大流量泵卸荷，仅由小流量泵2向系统供油。
图7.22快速运动回路
（a）液压缸差动连接快速运动回路；（b）采用蓄能器的快速运动回路；（c）双泵供油快速运动回路
7.2.3速度换接回路
速度换接回路的功用是，使执行元件在一个工作循环中，从一种运动速度变换到另一种运动速度。
1.快速与慢速的换接回路
图7.23是用行程阀的快慢速换接回路。
在图示状态下，活塞快进，当活塞杆上的挡块压下行程阀时，缸右腔油液经节流阀流回油箱，活塞转为慢速工进；当换向阀左位接入回路时，活塞快速返回。
此回路的优点是速度换接过程比较平稳，换接点的位置精度高；缺点是行程阀的安装位置不能任意布置。
若将行程阀改为电磁阀，通过挡块压下电气行程开关来操纵，则其平稳性和换接精度均不如行程阀好。
2.两种不同慢速的换接回路
图7.24a中两调速阀并联，由换向阀C换接，两调速阀各自独立调节流量，互不影响；但一个调速阀工作时，另一个调速阀无油通过，其定差减压阀居最大开口位置，速度换接时大量油液通过该处使执行元件突然前冲。
因此，它不宜用于“在加工过程中实现速度换接”，只能用于速度预选的场合。
图7.24b中两调速阀串联，且调速阀B的流量调得比A小，从而实现两种慢速的换接。
此回路的速度换接平稳性好。
图7.24用两种调速阀的速度换接回路
图7.23用行程阀的快慢速换接回路
7.3方向控制回路
7.3.1简单换向回路
简单换向回路，只需在泵与执行元件之间采用标准的普通换向阀即可。
7.3.2复杂换向回路
当需要频繁、连续自动地作往复运动且对换向过程有很多附加要求时，则需采用复杂换向回路。
1.时间控制制动式换向回路
图7.25时间控制制动式换向回路
1－节流阀；2－（二位四通）先导阀；
3－换向阀；4－溢流阀
如图7.25所示，这种回路的主油路只受换向阀3控制。
在换向过程中，例如，当先导阀2在左端位置时，控制油路中压力油经单向阀I2通向换向阀3右端，换向阀左端的油经节流阀J1流回油箱，换向阀芯向左移动，阀芯上的制动锥面逐渐关小回油通道，活塞速度逐渐减慢，并在换向阀3的阀芯移过l距离后将通道闭死，使活塞停止运动。
当节流阀J1和J2的开口大小调定之后，换向阀阀芯移过l距离所需的时间（即活塞制动所经历的时间）就确定不变（不考虑油液粘度变化的影响）。
因此，这种制动方式被称为时间控制制动式。
这种换向回路的主要优点是：
其制动时间可根据主机部件运动速度的快慢、惯性的大小通过节流阀J1和J2的开口量得到调节，以便控制换向冲击，提高工作效率；此外，换向阀中位机能采用H型，对减小冲击量和提高换向平稳性都有利。
其主要缺点是：
换向过程中的冲出量受运动部件的速度和其它一些因素的影响，换向精度不高。
这种换向回路主要用于工作部件运动速度较高，要求换向平稳，无冲击，但换
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