液压基本回路.docx

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液压基本回路

第七章液压基本回路

一台机器设备的液压系统不管多么复杂，总是由一些简单的基本回路组成。

所谓液压基本回路，是指由几个液压元件组成的用来完成特定功能的典型回路。

按其功能的不同，基本回路可分为压力控制回路、速度控制回路、方向控制回路和多缸动作回路等。

熟悉和掌握这些回路的组成、结构、工作原理和性能，对于正确分析和设计液压系统是十分重要的。

第一节压力控制回路

压力控制回路是利用压力控制阀来控制液压系统中管路内的压力，以满足执行元件（液压缸或液压马达）驱动负载的要求。

一、调压回路

液压系统的工作压力必须与所承受的负载相适应。

当液压系统采用定量泵供油时，液压泵的工作压力可以通过溢流阀来调节；当液压系统采用变量泵供油时，液压泵的工作压力主要取决于负载，用安全阀来限定系统的最高工作压力，以防止系统过载。

当系统中需要二种以上压力时，则可采用多级调压回路来满足不同的压力要求。

1.单级调压回路

图7-1所示为一单级调压回路。

系统由定量泵供油，采用节流阀调节进入液压缸的流量，使活塞获得所需要的运动速度。

定量泵输出的流量要大于进入液压缸的流量，也就是说只有一部分油进入液压缸，多余部分的油液则通过溢流阀流回油箱。

这时，溢流阀处于常开状态，泵的出口压力始终等于溢流阀的调定压力。

调节溢流阀便可调节泵的供油压力，溢流阀的调定压力必须大于液压缸最大工作压力和油路上各种压力损失的总和。

图7-1单级压力回路

2.远程调压和二级调压回路

图7-2为远程调压回路。

将远程调压阀2接在先导式主溢流阀1的远程控制口上，泵的出口压力即可由远程调压阀作远程调节。

这里，远程调压阀2仅作调节系统压力用，相当于主溢流阀的先导阀，绝大部分油液仍从主溢流阀溢走。

远程调压阀结构和工作原理与溢流阀中的先导阀基本相同。

回路中远程调压阀调节的最高压力应低于主溢流阀1的调定压力。

否则，远程调压阀不起作用。

在进行远程调压时，溢流阀1中的先导阀处于关闭状态。

图7-2远程调压回路

利用先导式主溢流阀1的远程控制口和远程调压阀也可实现多级调压。

许多液压系统，液压缸活塞往返行程的工作压力差别很大，为了降低功率损耗，减少油液发热，可以采用图7-3所示的二级调压回路。

当活塞右行时，负载大，由高压溢流阀1调定，而活塞左行时，负载小，由低压溢流阀2调定，当活塞左行到终点位置时，泵的流量全部经低压溢流阀流回油箱，这样就减少了回程的功率损耗。

城市生活垃圾处理液压系统就是这种基本回路的典型应用。

图7-3二级调压回路

二、减压回路

在一个泵为多个执行元件供油的液压系统中，主油路的工作压力由溢流阀调定。

当某一支路所需要的工作压力低于溢流阀调定的压力，或要求有较稳定的工作压力时，可采用减压回路。

图7-4是夹紧机构中常用的减压回路。

在通向夹紧缸的油路中，串接一个减压阀，使夹紧缸能获得较低而又稳定的夹紧力。

减压阀的出口压力可以根据需要从0.5MPa至溢流阀的调定压力范围内调节，当系统压力有波动或负载有变化时，减压阀出口压力可以稳定不变。

图中单向阀的作用是当主油路压力下降到低于减压阀调定压力（如主油路中液压缸快速运动）时，起到短时间的保压作用，使夹紧缸的夹紧力在短时间内保持不变。

为了确保安全，在夹紧回路中往往采用带定位的二位四通电磁换向阀，或采用失电夹紧的换向回路，防止在电气发生故障时，松开工件。

图7-4减压回路

控制油路和润滑油路的油压一般也低于主油路的调定压力，也可采用减压回路。

三、卸荷回路

当液压系统中的执行元件短时间停止工作（如测量工件或装卸工件）时，应使液压泵卸荷空载运转，以减少功率损失、减少油液发热，延长泵的使用寿命而又不必经常启闭电动机。

功率较大的液压泵应尽可能在卸荷状态下使电动机轻载启动。

常见的卸荷回路有以下几种方式：

1.用主换向阀的卸荷回路

主换向阀卸荷是利用三位换向阀的中位机能使泵和油箱连通进行卸荷。

此时换向阀滑阀的中位机能必须采用M型、H型或K型等。

图7-5是采用M型中位机能的三位四通换向阀的卸荷回路，这种卸荷回路结构简单，但当压力较高、流量大时容易产生冲击，故一般适用于压力较低和小流量的场合。

当流量较大时，可使用液动或电液换向阀来卸荷，但应在回路上安装单向阀（图7-6），使泵在卸荷时，仍能保持0.3～0.5Mpa的压力，以保证控制油路能获得必要的启动压力。

图7-5利用换向阀的卸荷回路图7-6利用电液换向阀的卸荷回路

2.用二位二通阀的卸荷回路

图7-7是用二位二通电磁阀的卸荷回路。

当系统工作时，二位二通电磁阀通电，切断液压泵出口与油箱之间的的通道，泵输出的压力油进入系统。

当工作部件停止运动时，二位二通电磁阀断电，泵输出的油液经二位二通阀直接流回油箱，液压泵卸荷。

在这种回路中，二位二通电磁阀应通过泵的全部流量，选用的规格应与泵的公称流量相适应。

图7-7利用二位二通阀的卸荷回路

3.用溢流阀和二位二通阀组成的卸荷回路

如图7-8所示是采用二位二通电磁阀与先导式溢流阀构成的卸荷回路。

二位二通电磁阀通过管路和先导式溢流阀的远程控制口相连接，当工作部件停止运动时，二位二通阀的电磁铁3DT断电，使远程控制口接通油箱，此时溢流阀主阀芯的阀口全开，液压泵输出的油液以很低的压力经溢流阀流回油箱，液压泵卸荷。

这种卸荷回路便于远距离控制，同时二位二通阀可选用小流量规格。

这种卸荷方式要比直接用二位二通电磁阀的卸荷方式平稳些。

图7-8利用先导式溢流阀和二位二通阀的卸荷回路

4.用蓄能器的保压卸荷回路

在上述回路中，加接蓄能器和压力继电器后，即可实现保压、卸荷，如图7-9所示。

在工作时，电磁铁1DT通电，泵向蓄能器和液压缸左腔供油，并推动活塞右移，接触工件后，系统压力升高，当压力升至压力继电器的调定值时，表示工件已经夹紧，压力继电器发出信号，3DT断电，油液通过先导式溢流阀使泵卸荷。

此时，液压缸所需压力由蓄能器保持，单向阀关闭。

在蓄能器向系统补油的过程中，若系统压力从压力继电器区间的最大值下降到最小值，压力继电器复位，3DT通电，使液压泵重新向系统及蓄能器供油。

图7-9利用先导式溢流阀和蓄能器的保压卸荷回路

四、增压回路

增压回路是用来提高系统中某一支路压力的。

采用了增压回路可以用较低压力的液压泵来获得较高的工作压力，以节省能源的消耗。

图7-10用增压缸的增压回路

1．用增压缸的增压回路

如图7-10所示，增压缸4由大缸a和小缸b两部分组成，大活塞和小活塞由一根活塞杆连接在一起。

当压力油由泵1经换向阀3进入大缸a推动活塞向右运动时，从小缸中便能输出高压油，其原理如下：

作用在大活塞上的力Fa为

式中p1——液压缸a腔的压力；

Aa——大活塞面积。

在小活塞上产生的作用里Fb为

式中p2——液压缸b腔的压力；

Ab——小活塞面积。

活塞两端受力相平衡，则Fa=Fb

即

式中K——增压比，

因为Aa＞Ab，K＞1，即增压缸b腔输出的油压p2是输入液压缸a腔的油压p1的K倍。

这样就达到了增压的目的。

工作缸c是单作用缸，活塞靠弹簧复位。

为补偿增压缸小缸b和工作缸c的泄漏，增设了由单向阀和副油箱组成的补油装置。

这种回路不能得到连续的高压，适用于行程较短的单作用液压缸。

2．用复合缸的增压回路

图7-11所示为用于压力机上的一种增压缸形式。

它由一个增压缸和一个工作缸组合而成。

在增压活塞1的头部装有单向阀2，活塞内的通道3使油腔Ⅰ和油腔Ⅲ相通。

在增压缸端盖上设有顶杆4，其作用是当增压活塞退至最左端位置时，顶开单向阀2。

增压缸的工作原理如下：

当换向阀7切换到左位，压力油经增压缸左腔Ⅰ，单向阀2，通道3进入工作缸左腔Ⅲ，推动工作活塞5向右运动。

这时由于系统工作压力低于液控顺序阀6的调定压力，阀关闭，增压缸Ⅱ的油液被堵，增压活塞1停止不动。

当工作活塞阻力增大，系

图7-11用复合缸的增压回路

统工作压力升高，超过液控顺序阀的调定压力时，阀6开启，腔Ⅱ的油排出，增压活塞向右移动，单向阀2自行关闭，阻止腔Ⅲ中的高压油回流，于是，腔Ⅲ中压力p2升高，其增压后的压力

A1、A2为增压活塞大端和小端的面积，p1为系统压力，这时候工作活塞的推力也随之增大。

当换向阀切换到右位时，腔Ⅱ和腔Ⅳ进油，腔Ⅰ排油，增压活塞快速退回，工作活塞移动较慢，当增压活塞Ⅰ退至最后位置时，顶杆4将单向阀2顶开，工作活塞5快速退至最后位置。

五、平衡回路

为了防止立式液压缸与垂直工作部件由于自重而自行下滑，或在下行运动中由于自重而造成超速运动，使运动不平稳，这时可采用平衡回路。

即在立式液压缸下行的回油路上设置一顺序阀使之产生适当的阻力，以平衡自重。

1．采用单向顺序阀（也称平衡阀）组成的平衡回路。

单向顺序阀的调定压力应稍大于由工作部件自重在液压缸下腔中形成的压力。

这样当液压缸不工作时，单向顺序阀关闭，而工作部件不会自行下滑；液压缸上腔通压力油，当下腔背压力大于顺序阀的调定压力时，顺序阀开启。

由于自重得到平衡，故不会产生超速现象。

当压力油经单向阀进入液压缸下腔时，活塞上行。

这种回路，停止时会由于顺序阀的泄漏而使运动部件缓慢下降，所以要求顺序阀的泄漏量要小。

由于回油腔有背压，功率损失较大。

图7-12采用单向顺序阀组成的平衡回路

2．采用液控单向顺序阀的平衡回路

图7-13是采用液控单向顺序阀的平衡回路。

它适用于所平衡的重量有变化的场合。

如起重机的起重等。

如图所示，当换向阀切换至右位时，压力油通过单向阀进入液压缸的

图7-13采用液控单向顺序阀的平衡回路

下腔，上腔回油直通油箱，使活塞上升吊起重物。

当换向阀切换至左位时，压力油进入液压缸上腔，并进入液控顺序阀的控制口，打开顺序阀，使液压缸下腔回油，于是活塞下行放下重物。

若由于重物作用而运动部件下降过快时，必然使液压缸上腔油压降低，于是液控顺序阀关小，阻力增大，阻止活塞迅速下降。

如果要求工作部件停止运动时，只要将换向阀切换至中位，液压缸上腔卸压，使液控顺序阀迅速关闭，活塞即停止下降，并被锁紧。

这种回路适用于负载重量变化的场合，较安全可靠；但活塞下行时，由于重力作用会使液控顺序阀的开口量处于不稳定状态，系统平稳性较差。

第二节速度控制回路

速度控制回路包括调整工作行程速度的调速回路、空行程的快速运动回路和实现快慢速切换的速度换接回路。

一、调速回路

调速回路是用来调节执行元件行程速度的回路。

由液压系统执行元件速度的表达式可知：

液压缸的速度

液压马达的转速

所以，改变输入液压缸和液压马达的流量q，或者改变液压缸有效面积A和液压马达的每转排量VM，都可以达到调速的目的。

对于液压缸来说，在工作中要改变缸的面积A来调速是困难的，一般都采用改变流量q的办法来调速。

但对于液压马达，则既可改变输入马达的流量q，也能改变马达的排量VM来实现调速。

而改变输入流量可以采用流量阀或采用变量泵来调节。

根据以上分析，液压系统的调速方法可以有以下三种：

节流调速——采用定量泵供油，由流量阀调节进入执行元件的流量来实现调节执行元件运动速度的方法。

容积调速——采用变量泵来改变流量或改变液压马达的排量来实现调节执行元件运动速度的方法。

容积节流调速——采用变量泵和流量阀相配合的调速方法，又称联合调速。

1．节流调速回路

节流调速回路的优点是结构简单可靠、成本低、使用维修方便，因此在机床液压系统中得到广泛应用。

但这种调速方法的效率较低，因为定量泵的流量是一定的，而液压缸所需要的流量是随工作速度的快慢而变化的，多余的油液通常是通过溢流阀流回油箱，因此总有一部分能量白白损失掉。

此外，油液通过流量阀时也要产生能量损失，这些损失转变为热量使油液发热，影响系统工作的稳定性等。

所以节流调速回路一般适用于小功率系统，如机床的进给系统等。

节流调速回路又可分为进油路节流调速回路、回油路节流调速回路和旁油路节流调速回路三种。

⑴进油路节流调速回路将流量阀装在执行元件的进油路上称为进油节流调速，如图7-14所示。

用定量泵供油，节流阀串接在液压泵的出口处，并联一个溢流阀。

在进油路节流调速回路中，泵的压力由溢流阀调定后，基本上保持恒定不变，调节节流阀阀口的大小，便能控制进入液压缸的流量，从而达到调速的目的，定量泵输出的多余油液经溢流阀排回油箱。

图7-14节流阀进油路节流调速回路

下面分析进油节流调速回路的特性：

当活塞克服外负载F作工作运动时，其受力平衡方程式为：

式中p1——液压缸进油腔压力；

p2——液压缸回油腔压力；

A1——液压缸无杆腔的有效面积；

A2——液压缸有杆腔的有效面积。

若液压缸回油腔通油箱，则p2≈0

所以

设液压缸输出的油压为pP，流经换向阀及管路等的压力损失忽略不计，则节流阀前后的压力差为

液压缸的供油压力pP由溢流阀调定后基本不变，所以节流阀前后的压力差将随负载F的变化而变化。

根据节流阀的流量特性公式，通过节流阀进入液压缸的流量为

将式（7-4）代入上式得

则活塞的运动速度为

式（7-6）称为节流阀进油路节流调速回路的速度负载特性公式。

它反映了速度随负载的变化关系。

若以活塞运动速度v为纵坐标，负载F为横坐标，将式（7-6）按节流阀不同的通流面积AT作图，可得一组曲线，称为进油节流调速回路的速度负载特性曲线，如图7-15所示。

图7-15节流阀进油路节流调速回路的速度负载特性

速度负载特性曲线表明了速度随负载而变化的规律，曲线越陡，说明负载变化对速度的影响越大，即速度刚性差。

曲线越平缓、刚性就好。

因此从速度负载特性曲线可知：

①当节流阀的通流面积不变时，随着负载的增加，活塞的运动速度随之下降。

因此，这种调速的速度负载特性较软。

②节流阀通流面积不变时，重载区域的速度刚性比轻载区域的速度刚性差。

③在相同负载下工作时，节流阀通流面积大的速度刚性要比通流面积小的速度刚性差。

即速度越高，速度刚性越差。

④回路的承载能力为F=ppA1。

液压缸面积A1不变，所以在泵的供油压力pP已经调定的情况下，其承载能力不随节流阀通流面积A的改变而改变，故属恒推力或恒转矩调速。

由上述分析可知，进油节流调速回路不宜用于负载较重，速度较高或负载变化较大的场合。

⑵回油节流调速回路将流量阀装在执行元件的回油路上称为回油节流调速回路，如图7-16所示，节流阀串接在液压缸与油箱之间。

回油路上的节流阀控制液压缸回油的流量，也可间接控制了进入液压缸的流量，所以同样能达到调速的目的。

图7-16节流阀回油节流调速回路

不计管路中的损失，回油节流调速时活塞的受力平衡方程为

式中p1=pp

所以

节流阀两端的压力差为

则

活塞的运动速度为

从上式与式（7-6）比较，可见回油节流调速回路与进油节流调速回路的速度负载特性公式完全相同，因此回油节流调速回路也具备前述进油路节流调速回路的一些特点。

但是，这两种调速回路仍有其不同之处：

①回油节流调速由于液压缸回油腔存在背压，功率损失大，但具有承受负值负载（与

活塞运动方向相同的负载）的能力；而进油路节流调速，工作部件在负值负载作用下，会

失控而造成前冲。

通常在进油节流调速回路的回油路上增加一个背压阀，以克服上述缺点，但这样会增加功率消耗。

②回流节流调速在停车后，液压缸回油腔中的油液会由于泄漏而形成空隙，在启动时，液压缸输出的流量会全部进入液压缸，而使活塞造成前冲现象。

在进油节流调速回路中，进入液压缸的流量总是受到节流阀的限制，则可减小起动冲击。

③进油节流调速回路比较容易实现压力控制，因为当工作部件碰到死挡铁后，液压缸的进油腔油压会上升到溢流阀的调定压力，利用这个压力变化值，可用来实现压力继电器发出信号。

而在回油节流调速时，进油腔压力变化很小，不易实现压力控制。

虽然在活塞碰到死挡铁后，液压缸回油腔中压力下降为零，这个压力变化值可以用于压力继电器失压发出信号，但电路比较复杂。

从上面分析可知，在承受负值负载变化较大的情况下，采用回油节流调速较为有利，从停车后起动冲击和实现压力控制的方便性方面来看，采用进油节流调速较为合适。

如果是单出杆液压缸，进油节流调速回路可获得更低的速度。

而在回油调速中，回油腔中的背压力在轻载时会比供油压力高出许多，会加大泄漏，故在实际使用中，较多的是采用进油路调速，并在其回油路上加一背压阀以提高运动的平稳性。

⑶旁油路节流调速回路将流量阀装在与执行元件并联的支路上，称为旁路节流调速回路，如图7-17所示。

这种回路用节流阀来调节流回油箱的流量，以控制进入液压缸的流量来达到节流调速的目的。

在这种回路中溢流阀作安全阀用，起过载保护作用。

安全阀的调整压力比最大负载所需的压力稍高。

图7-17节流阀旁油路节流调速回路

在旁路节流调速回路中，活塞的受力平衡方程为

式中p1=ppp2=0

所以节流阀两端的压力差为

通过节流阀的流量为

进入液压缸的流量q1为泵输出的流量qp减去通过节流阀的流量qj，即

活塞的运动速度为

按节流阀的不同通流面积画出旁路节流调速的速度负载特性曲线，如图7-18所示。

分析曲线可知，旁路节流调速回路有如下特点：

①开大节流阀开口，活塞运动速度减小；关小节流阀开口，活塞运动速度增大。

②节流阀调定后（AT不变），负载增加时活塞运动速度减小，从它的速度负载特性曲线可以看出，其刚性比进、回油调速回路更软。

③当节流阀通流截面较大（工作机构运动速度较低）时，所能承受的最大载荷较小。

同时，当载荷较大，节流开口较小时，速度受载荷的变化较小，所以旁路节流调速回路适用于高速大载荷的情况。

④液压泵输出油液的压力随负载的变化而变化，同时回路中只有节流功率损失，而无溢流损失，因此这种回路的效率较高、发热量小。

根据以上分析可知，旁油路节流调速回路宜用在负载变化小，对运动平稳性要求低的高速大功率场合，例如牛头刨床的主运动传动系统，有时也可用在随着负载增大要求进给速度自动减小的场合。

图7-18节流阀旁路节流调速的速度负载特性

⑷用调速阀的节流调速回路前面分析的用节流阀调速的三种节流调速回路，有一个共同的缺点，就是执行元件的速度都随负载增加而减小。

这主要是由于负载变化引起了节流阀前后压差的变化，从而改变了通过节流阀流量的缘故。

如果用调速阀代替节流阀，就能提高回路的速度稳定性。

图7-19调速阀进油路调速回路

用调速阀的节流调速回路，根据调速阀的安装位置不同，同样有进油路、回油路和旁油路调速三种形式。

图7-19是把调速阀装在进油路上的调速回路，它的工作情况与节流阀的进油节流调速一样。

液压泵输出的恒定流量qP，其中一部分流量q1经调速阀进入液压缸，推动活塞运动，另一部分流量Δq从溢流阀流回油箱。

因此，工作时溢流阀常开。

这种调速回路液压缸的工作压力p1也同样随负载F的变化而变化，但由于调速阀中定差减压阀能自动调节其开口的大小，使节流阀前后的压力差基本保持不变。

即在负载变化的情况下，流过调速阀进入液压缸的流量q1能够保持不变，使速度稳定。

图7-20是调速阀进油调速回路的负载特性曲线，它的速度刚性优于相应的节流阀节流调速回路。

图7-20调速阀进油路调速回路速度负载特性

在采用调速阀的调速回路中，虽然解决了速度的稳定性问题，但由于调速阀中包含了减压阀和节流阀的压力损失，而且同样存在着溢流阀的功率损失，故采用调速阀的调速回路的功率损失比节流阀调速回路还要大些。

2．容积调速回路

节流调速回路的主要缺点是效率低、发热大，故只适用于对发热量限制不大的小功率系统中。

采用变量泵或变量马达来调速的容积调速回路，能使泵的输油量全部进入执行机构。

这种回路没有溢流损失和节流损失，因此效率高，发热小，适用于大功率的液压系统。

根据油路的循环方式不同，容积调速除了一般的开式回路外，还可设计成闭式回路。

在开式回路中，液压泵向液压缸供油，进入执行元件的油液在反向时将排回油箱。

开式回路较简单，油液在油箱中可以得到很好的冷却和使杂质沉淀。

但油箱体积大，空气也容易侵入系统，致使工作部件运动不平稳。

在闭式回路中，从执行元件排出的油液，直接流入泵的吸油口，这种形式结构紧凑，减少了空气侵入的可能性。

为了补偿泄漏以及由于进油腔和回油腔的面积不等所引起的流量差，通常在闭式回路中要设置补油装置。

根据液压泵和液压马达（或液压缸）的组合不同，容积调速回路有三种形式：

1）变量泵和定量液压马达（或液压缸）组成的调速回路；2）定量泵和变量液压马达组成的调速回路；3）变量泵和变量液压马达组成的调速回路。

图7-21泵-缸式的开式容积调速回路

图7-22变量泵-定量马达式容积调速回路及工作特性

下面分析三种容积调速回路的调速方法和特性：

1变量泵和定量液压马达（或液压缸）组成的容积调速回路

图7-21为变量泵和液压缸组成的开式容积调速回路，这种调速回路是采用改变变量泵的输出流量来调速的。

工作时，溢流阀关闭，作安全阀用。

图7-22为变量泵和定量液压马达组成的闭式容积调速回路及其工作特性曲线。

在图7-22的闭式回路中，泵1是补油用的辅助泵，它的流量为变量泵最大输出流量的10～15%。

辅助泵供油压力由溢流阀2调定，使变量泵的吸油口有一较低的压力，这样可以避免产生空穴，防止空气侵入，改善了泵的吸油性能。

溢流阀3关闭，作安全阀用，以防止系统过载。

在上述回路中，泵的输出流量全部进入液压缸（或液压马达），在不考虑泄漏影响时：

液压缸活塞的运动速度

液压马达的转速

式中qp——变量泵的流量；

Vp、VM——变量泵和液压马达的排量；

np、nM——变量泵和液压马达的转速；

A1——液压缸的有效工作面积。

这种回路有以下特性：

①调节变量泵的排量Vp便可控制液压缸（或液压马达）的速度，由于变量泵能将流量调得很小，故可以获得较低的工作速度，因此调速范围较大。

②若不计系统损失，从液压马达的扭矩公式

和液压缸的推力公式

来看，其中pp为变量泵的压力，由安全阀限定；另外，液压马达排量VM和液压缸面积A1均固定不变。

因此在用变量泵的调速系统中，液压马达（液压缸）能输出的扭矩（推力）不变，故这种调速称为恒扭矩（恒推力）调速。

③若不计系统损失，液压马达（液压缸）的输出功率PM等于液压液压泵的功率Pp，即PM=Pp=ppVpnp=ppVMnM。

式中泵的压力pp、马达的排量VM为常量，因此回路的输出功率是随液压马达的转速nM（Vp）的改变呈线性变化。

⑵定量泵和变量液压马达组成的容积调速回路定量泵—变量马达调速回路及其工作特性曲线如图7-23所示。

定量泵的输出流量不变，调节变量液压马达的排量qM，便可改变其转速。

图7-23定量泵—变量马达式容积调速回路及其工作特性

这种回路具有以下特性：

①根据

可知，马达输出转速nM与排量VM成反比，调节VM即可改变马达的转速nM，但VM不能调得过小（这时输出转矩将减小，甚至不能带动负载），故限制了转速的提高。

这种调速回路的调速范围较小。

②液压马达的扭矩公式为

，式中pp为定量泵的限定压力，若减小变量马达的排量VM，则液压马达的输出扭矩TM将减小。

由于VM与nM成反比，当nM增大时，扭矩TM将逐渐减小，故这种回路的输出扭矩为变值。

③定量泵的输出流量qp是不变的，泵的供油压力pp由安全阀限定。

若不计系统损失，则马达输出功率PM=Pp=pp·qp，即液压马达的输出最大功率不变。

故这种调速称为恒功率调速。

这种调速回路能适应机床主运动所要求的恒功率调速的特点，但调速范围小。

同时，若用液压马达来换向，要经过排量很小的区域，这时候转速很高，反向易出故障。

因此，