液压泵工作压力 Pp=p1+△p
式中 △p为节流阀前后压力差，其大小与通过的流量有关。
3．
解：1）进油节流调速系统活塞运动速度υ1= qmin/A1； 出口节流调速系统活塞运动速度 υ2= qmin/A2
因Ａ1>Ａ2，故进油节流调速可获得最低的最低速度。
2）节流阀的最小稳定流量是指某一定压差下（2～3×105Pa），节流阀在最小允许开度 ATmin时能正常工作的最小流量qmin。因此在比较哪个回路能使液压缸有较低的运动速度时，就应保持节流阀最小开口量ATmin 和两端压差△p相同的条件。
设进油节流调速回路的泵压力为pp1,节流阀压差为△p1则：
设出口调速回路液压缸大腔压力（泵压力）为pp2 ，节流阀压差为△p2 ，则：
由最小稳定流量qmin相等的定义可知：△p1=△p2 即：
为使两个回路分别获得缸最低运动速度，两个泵的调定压力 pp1、pp2 是不相等的。
4．
解：只有C正确，当溢流节流阀装在回油路上，节流阀出口压力为零，差压式溢流阀有弹簧的一腔油液压力也为零。当液压缸回油进入溢流节流阀的无弹簧腔时，只要克服软弹簧的作用力，就能使溢流口开度最大。这样，油液基本上不经节流阀而由溢流口直接回油箱，溢流节流阀两端压差很小，在液压缸回油腔建立不起背压，无法对液压缸实现调速。
5．
解：液压马达在工作时，溢流阀5起安全作用。制动时换向阀切换到中位，液压马达靠惯性还要继续旋转，故产生液压冲击，溢流阀1，2分别用来限制液压马达反转和正转时产生的最大冲击压力，起制动缓冲作用。另一方面，由于液压马达制动过程中有泄漏，为避免马达在换向制动过程中产生吸油腔吸空现象，用单向阀3和4从油箱向回路补油。
6．
解：1） 在溢流阀开启或关闭时，控制油路E，F段与泵出口处B点的油路始终得保持连通
2）当泵的工作压力pB＝30×10Pa时，先导阀打开，油流通过阻尼孔流出，这时在溢流阀主阀芯的两端产生压降，使主阀芯打开进行溢流，先导阀入口处的压力即为远程控制口E点的压力，故pB> pE；当泵的工作压力pB＝
5
15×10Pa 时，先导阀关闭，阻尼小孔内无油液流动，pB＝pE。
3）二位二通阀的开启或关闭，对控制油液是否通过阻尼孔（即控制主阀芯的启闭）有关，但这部分的流量很小，溢流量主要是通过CD油管流回油箱。
7．
55
解：图a）的压力阀调定值必须满足p1＝60×10Pa，p2＝40×10Pa，p3
＝10×105Pa。如果将上述调定值进行交换，就无法得到三级压力控制。图（a）所用的元件中，1、2必须使用先导型溢流阀，以便远程控制。3可用远程调压阀（直动型）。
图c）的压力阀调定值必须满足p1＝60×10Pa ，而p2、p3是并联的阀，互相不影响，故允许任选。设p2＝40×105Pa ，p3＝10×105Pa，阀1必须用先导式溢流阀，而2、3可用远程调压阀。两者相比，图c）比图a）的方案要好。
8．
解：电磁铁 1DT－ 2DT－ pA=0 pB=0
1DT+ 2DT－ pA=0 pB=20×10Pa
1DT－ 2DT+ pA=40×105Pa
pB=40×10Pa
1DT+ 2DT+ pA=40×105Pa
pB=60×105Pa
当两个电磁铁均吸合时，图示两个溢流阀串联，A点最高压力由py2决定，pA＝40×105Pa。由于pA压力作用在溢流阀1的先导阀上（成为背压），如果要使溢流阀1的先导阀保持开启工况，压力油除了克服调压弹簧所产生的调定压力py1＝20×105Pa以外，尚需克服背压力pA＝40×105Pa的作用，故泵的最大
55
工作压力：pB＝py1+ pA＝（20+40）×10=60×10Pa 。
9．
解：1）2）由于节流阀安装在夹紧缸的回油路上，属回油节流调速。因此无论夹紧缸在运动时或夹紧工件时，减压阀均处于工作状态，pA=pj=15×105Pa。溢流阀始终处于溢流工况，pB= py=30×105Pa。
3）当夹紧缸负载阻力FII=0时，在夹紧缸的回油腔压力处于最高值：
10．
解：工作原理：活塞工作行程结束后换向阀1切换至右位，高压腔的压力通过单向节流阀2和换向阀1与油箱接通进行泄压。当缸上腔压力高于顺序阀3的调定压力（一般为20～40×105Pa）时，阀处于开启状态，泵的供油通过阀3排回油箱。只有当上腔逐渐泄压到低于顺序阀3调定压力（一般为）时，顺序阀关闭，缸下腔才升压并打开液控单向阀使活塞回程。
1） 换向阀1的中位作用：当活塞向下工作行程结束进行换向时，在阀的中位
55
5
5
并不停留，只有当活塞上升到终点时换向阀才切换到中位，所用的K型中位机能可以防止滑块下滑，并使泵卸载。
2） 由于液压机在缸两腔的有效面积相差很大，活塞向上回程时上腔的排油量很大，管路上的节流阀将会造成很大的回油背压，因此设置了充液阀4。回程时上腔的油可通过充液阀4排出去。当活塞利用重力快速下行时，若缸上腔油压出现真空，阀4将自行打开，充液箱的油直接被吸入缸上腔，起着充液（补油）的作用。
3） 图示的回路中在换向时要求上腔先泄压，直至压力降低到顺序阀3的调定压力px时，顺序阀断开，缸下腔的压力才开始升压。在液控顺序阀3断开瞬间，液控单向阀4反向进口承受的压力为px （20～40×105Pa），其反向出口和油箱相通，无背压，因此开启液控单向阀的控制压力只需pk=（0.3～0.5）px即可。
11．图示的液压回路，原设计要求是夹紧缸I把工件夹紧后，进给缸II才能动作；并且要求夹紧缸I的速度能够调节。实际试车后发现该方案达不到预想目的，试分析其原因并提出改进的方法。
解：图a）的方案中，要通过节流阀对缸I进行速度控制，溢流阀必然处于溢流的工作状况。这时泵的压力为溢流阀调定值，pB= py。B点压力对工件是否夹紧无关，该点压力总是大于顺序阀的调定值px，故进给缸II只能先动作或和缸I同时动作，因此无法达到预想的目的。
图b）是改进后的回路，它是把图a）中顺序阀内控方式改为外控方式，控制压力由节流阀出口A点引出。这样当缸I在运动过程中， A点的压力取决于缸I负载。当缸I夹紧工件停止运动后，A点压力升高到py，使外控顺序阀接通，实现所要求的顺序动作。图中单向阀起保压作用，以防止缸II在工作压力瞬间突然降低引起工件自行松开的事故。
12．图a）、b）所示为液动阀换向回路。在主油路中接一个节流阀，当活塞运动到行程终点时切换控制油路的电磁阀3，然后利用节流阀的进油口压差来切换液动阀4，实现液压缸的换向。试判断图示两种方案是否都能正常工作？
解：在a）图方案中，溢流阀2装在节流阀1的后面，节流阀始终有油液流过。活塞在行程终了后，溢流阀处于溢流状态，节流阀出口处的压力和流量为定值，控制液动阀换向的压力差不变。因此，a）图的方案可以正常工作。
在b）图方案中，压力推动活塞到达终点后，泵输出的油液全部经溢流阀2回油箱，此时不再有油液流过节流阀，节流阀两端压力相等。因此，建立不起压力差使液动阀动作，此方案不能正常工作。
13．
解：1） A为内控外泄顺序阀，作用是保证先定位、后夹紧的顺序动作，调整压力略大于10×105Pa；
B为卸荷阀，作用是定位、夹紧动作完成后，使大流量泵卸载，调整
压力略大于10×10Pa；C为压力继电器，作用是当系统压力达到夹紧
压力时，发讯控制其他元件动作，调整压力为30×10Pa；
D为溢流阀，作用是夹紧后，起稳压作用，调整压力为30×105Pa。 2）系统的工作过程：系统的工作循环是定位—夹紧—拔销—松开。其动作过程：当1DT得电、换向阀左位工作时，双泵供油，定位缸动作，实现定位；当定位动作结束后，压力升高，升至顺序阀A的调整压力值，A阀打开，夹紧缸运动；当夹紧压力达到所需要夹紧力时，B阀使大流量泵卸载，小流量泵继续供油，补偿泄漏，以保持系统压力，夹紧力由溢流阀D控制，同时，压力继电器C发讯，控制其他相关元件动作。 14．
解：1）DT吸合，活塞运动时：
5
5
因pL 10×105Pa，pB＝10×105＋ΔpjPa，Δpj为油液通过减压阀时产生的压力损失。 2）DT吸合，活塞夹紧工件： 溢流阀必然开启溢流，pB＝py＝45×10Pa。对于减压阀1，由于pL的作用使其先导阀开启，主阀芯在两端压力差的作用下，减压开口逐渐关小，直至完全闭合；对于减压阀2，由于pL的作用使其主阀口关小处于平衡状态，允许（1～2）L/min的流量经先导阀回油箱，以维持出口处压力为定值，pC＝pA＝pj2＝35×105Pa。 3）由以上分析可知，只要DT一吸合，缸位于夹紧工况时，夹紧缸的压力将由并联的减压阀中调定值较高的那一减压阀决定。因此，为了获得两种不同夹紧力，必须使pj1 15． 5 解：1）启动缸II所需的压力： pj1 =10×105Pa < p2，减压阀处于工作状态，由于出口压力不能推动阻力F2,故缸II不动，υ2=0、pA=10×105Pa，pB =py=45×105Pa，压力油使缸Ⅰ右移。 pj2=20×105Pa = p2，减压阀处于工作状态，流量根据减压阀口、节流阀口及溢流阀口的液阻分配，两缸同时动作。 pj3 =40×10Pa > p2，减压阀口全开、不起减压作用，若不计压力损失，pB ≈p2 =20×105Pa，该压力不能克服缸I负载，故缸II单独右移，待缸II运动到端点后，压力上升pA =pj=40×10Pa，pB =py=45×10Pa，压力油才使缸I向右运动。 2）当pj3 =40×105Pa 时，减压阀口全开、不起减压作用。泵的压力取决于负载，pB = p2=20×105Pa 。因为溢流阀关闭，泵的流量全部进入缸II，故缸II运动速度最快，υ2=q/A 。 5 5 5