液压系统设计液压系统的设计步骤与设计要求 液压传动系统是液压机械的一个组成部分，液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行着手设，我来为大家科普一下关于液压泵站?下面希望有你要的答案，我们一起来看看吧!
液压泵站
液压系统设计
液压系统的设计步骤与设计要求 液压传动系统是液压机械的一个组成部分，液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行。着手设
计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、
工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。
1.1 设计步骤
液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。一般来说，在明确设计要求之后，
大致按如下步骤进行。
1）确定液压执行元件的形式；
2）进行工况分析，确定系统的主要参数；
3）制定基本方案，拟定液压系统原理图；
4）选择液压元件；
5）液压系统的性能验算；
6）绘制工作图，编制技术文件。
1.2 明确设计要求
设计要求是进行每项工程设计的依据。在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把
设计要求以及与该设计内容有关的其他方面了解清楚。
1）主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；
2）液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何；
3）液压驱动机构的运动形式，运动速度；
4）各动作机构的载荷大小及其性质；
5）对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求；
6）自动化程序、操作控制方式的要求；
7）对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；
8）对效率、成本等方面的要求。
制定基本方案和绘制液压系统图 3.1 制定基本方案
（1）制定调速方案
液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。
方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合
实现所要求的动作。对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。
速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。相应的调整方
1
式有节流调速、容积调速以及二者的结合——容积节流调速。
节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调
速方式结构简单，由于这种系统必须用闪流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。
容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效
率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。
容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量
与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。
节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于
有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。
调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。
节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再
排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。
容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一
个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。
（2）制定压力控制方案
液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级
连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。在
容积调速系统中，用变量泵供油，用安全阀起安全保护作用。
在有些液压系统中，有时需要流量不大的高压油，这时可考虑用增压回路得到高压，而不用单设高压泵。
液压执行元件在工作循环中，某段时间不需要供油，而又不便停泵的情况下，需考虑选择卸荷回路。
在系统的某个局部，工作压力需低于主油源压力时，要考虑采用减压回路来获得所需的工作压力。
（3）制定顺序动作方案
主机各执行机构的顺序动作，根据设备类型不同，有的按固定程序运行，有的则是随机的或人为的。工
程机械的操纵机构多为手动，一般用手动的多路换向阀控制。加工机械的各执行机构的顺序动作多采用行
程控制，当工作部件移动到一定位置时，通过电气行程开关发出电信号给电磁铁推动电磁阀或直接压下行
程阀来控制接续的动作。行程开关安装比较方便，而用行程阀需连接相应的油路，因此只适用于管路联接
比较方便的场合。
另外还有时间控制、压力控制等。例如液压泵无载启动，经过一段时间，当泵正常运转后，延时继电器
发出电信号使卸荷阀关闭，建立起正常的工作压力。压力控制多用在带有液压夹具的机床、挤压机压力机
等场合。当某一执行元件完成预定动作时，回路中的压力达到一定的数值，通过压力继电器发出电信号或
打开顺序阀使压力油通过，来启动下一个动作。
（4）选择液压动力源
液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，
在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀
同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。
2
为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需
油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做
辅助油源。
油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元
件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或
其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。
3.2 绘制液压系统图
整机的液压系统图由拟定好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时要去掉重复多余的元件，
力求系统结构简单。注意各元件间的联锁关系，避免误动作发生。要尽量减少能量损失环节。提高系统的
工作效率。
为便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件（如压力表、温度计等）。
大型设备的关键部位，要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主要连续工作。
各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。对于
自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。
系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有电
磁铁、行程阀及其他控制元件的动作表。
液压元件的选择与专用件设计 4.1 液压泵的选择
1）确定液压泵的最大工作压力pp
pp≥p1 Σ△p （21）
式中 p1——液压缸或液压马达最大工作压力；
Σ△p——从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。 Σ△p 的准确计算要待元件选定
并绘出管路图时才能进行，初算时可按经验数据选取：管路简单、流速不大的，取 Σ△p=（0.2～0.5）MPa；
管路复杂，进口有调阀的，取 Σ△p=（0.5～1.5）MPa。
2）确定液压泵的流量QP 多液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量应为
QP≥K（ΣQmax） （22）
式中 K——系统泄漏系数，一般取 K=1.1～1.3；
ΣQmax——同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量，可从（Q-t）图上查得。对于在工作过程中用节流
调速的系统，还须加上溢流阀的最小溢流量，一般取 0.5×10-4m3/s。
系统使用蓄能器作辅助动力源时
式中 K——系统泄漏系数，一般取 K=1.2；
3
Tt——液压设备工作周期（s）；
Vi——每一个液压缸或液压马达在工作周期中的总耗油量（m3）；
z——液压缸或液压马达的个数。
3）选择液压泵的规格 根据以上求得的pp和Qp值，按系统中拟定的液压泵的形式，从产品样本或本手册
中选择相应的液压泵。为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大 25%～
60%。
4）确定液压泵的驱动功率 在工作循环中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，即（p-t）、（Q-t）图变
化较平缓，则
式中 pp——液压泵的最大工作压力（Pa）；
QP——液压泵的流量（m3/s）；
ηP——液压泵的总效率，参考表 9 选择。
表 9 液压泵的总效率
液压泵类型 齿轮泵 螺杆泵 叶片泵 柱塞泵
总效率 0.6～0.7 0.65～0.80 0.60～0.75 0.80～0.85
限压式变量叶片泵的驱动功率，可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算。一般情况下，可取
pP=0.8pPmax，QP=Qn，则
式中 ——液压泵的最大工作压力（Pa）；
——液压泵的额定流量（m3/s）。
在工作循环中，如果液压泵的流量和压力变化较大，即（Q-t），（p-t）曲线起伏变化较大，则须分别计
算出各个动作阶段内所需功率，驱动功率取其平均功率
式中 t1、t2、…tn——一个循环中每一动作阶段内所需的时间（s）；
P1、P2、…Pn——一个循环中每一动作阶段内所需的功率（W）。
按平均功率选出电动机功率后，还要验算一下每一阶段内电动机超载量是否都在允许范围内。电动机允
许的短时间超载量一般为 25%。
4.2 液压阀的选择
1）阀的规格，根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件。溢流阀按液
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压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求。
控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时也允许有 20%以内的短时间过流量。
2）阀的型式，按安装和操作方式选择。
4.3 蓄能器的选择
根据蓄能器在液压系统中的功用，确定其类型和主要参数。
1）液压执行元件短时间快速运动，由蓄能器来补充供油，其有效工作容积为
式中 A——液压缸有效作用面积（m2）；
l——液压缸行程（m）；
K——油液损失系数，一般取 K=1.2；
QP——液压泵流量（m3/s）；
t——动作时间（s）
2）作应急能源，其有效工作容积为：
式中 ——要求应急动作液压缸总的工作容积（m3）。
有效工作容积算出后，根据第 8章中有关蓄能器的相应计算公式，求出蓄能器的容积，再根据其他性能
要求，即可确定所需蓄能器。
4.4 管道尺寸的确定
（1）管道内径计算
式中 Q——通过管道内的流量（m3/s）；
υ——管内允许流速（m/s），见表 10。
计算出内径 d 后，按标准系列选取相应的管子。
（2）管道壁厚 δ的计算
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表 10 允许流速推荐值
管道 推荐流速/（m/s）
液压泵吸油管道 0.5～1.5，一般常取 1以下
液压系统压油管道 3～6，压力高，管道短，粘度小取大值
液压系统回油管道 1.5～2.6
式中 p——管道内最高工作压力（Pa）；
d——管道内径（m）；
[σ]——管道材料的许用应力 （Pa），[σ]=
；
σb——管道材料的抗拉强度（Pa）；
n——安全系数，对钢管来说，p＜7MPa 时，取 n=8；p＜17.5MPa 时，取 n=6；p＞17.5MPa 时，取 n=4。
4.5 油箱容量的确定
初始设计时，先按经验公式（31）确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核。
油箱容量的经验公式为
V=αQV （31）
式中 QV——液压泵每分钟排出压力油的容积（m3）；
α——经验系数，见表 11。
表 11 经验系数 α
系统类型 行走机械 低压系统 中压系统 锻压机械 冶金机械
α 1～2 2～4 5～7 6～12 10
在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以
及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。
液压系统性能验算 液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，
针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切地计算液
压回路各段压力损失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不
合理的设计要进行重新调整，或采取其他必要的措施。
5.1 液压系统压力损失
压力损失包括管路的沿程损失△p1，管路的局部压力损失△p2和阀类元件的局部损失△p3，总的压力损失
为
△p=△p1 △p2 △p3 （32）
（33）
（34）
式中 l——管道的长度（m）；
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d——管道内径（m）；
υ——液流平均速度（m/s）；
ρ——液压油密度（kg/m3）；
λ——沿程阻力系数；
ζ——局部阻力系数。
λ、ζ的具体值可参考第 2 章有关内容。
式中 Qn——阀的额定流量（m3/s）；
Q——通过阀的实际流量（m3/s）；
△pn——阀的额定压力损失（Pa）（可从产品样本中查到）。
对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出的△p 比选泵时估计的管路损失大得多时，应该重新调整
泵及其他有关元件的规格尺寸等参数。
系统的调整压力
pT≥p1 △p （36）
式中 pT——液压泵的工作压力或支路的调整压力。
5.2 液压系统的发热温升计算
5.2.1 计算液压系统的发热功率
液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。
液压系统的功率损失主要有以下几种形式：
（1）液压泵的功率损失
式中 Tt——工作循环周期（s）；
z——投入工作液压泵的台数；
Pri——液压泵的输入功率（W）；
ηPi——各台液压泵的总效率；
ti——第i台泵工作时间（s）。
（2）液压执行元件的功率损失
式中 M——液压执行元件的数量；
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Prj——液压执行元件的输入功率（W）；
ηj——液压执行元件的效率；
tj——第j个执行元件工作时间（s）。
（3）溢流阀的功率损失
（39）
式中 py——溢流阀的调整压力（Pa）；
Qy——经溢流阀流回油箱的流量（m3/s）。
（4）油液流经阀或管路的功率损失
Ph4=△pQ （40）
式中 △p——通过阀或管路的压力损失（Pa）；
Q——通过阀或管路的流量（m3/s）。
由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率
Phr=Ph1 Ph2 Ph3 Ph4 （41）
式（41）适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，一一计算较麻烦，
通常用下式计算液压系统的发热功率
Phr=Pr-Pc （42）
式中Pr是液压系统的总输入功率，PC是输出的有效功率。
其中 Tt——工作周期（s）；
z、n、m——分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；
pi、Qi、ηPi——第i台泵的实际输出压力、流量、效率；
ti——第i台泵工作时间（s）；
TWj、ωj、tj——液压马达的外载转矩、转速、工作时间（N·m、rad/s、s）；
FWi、si——液压缸外载荷及驱动此载荷的行程（N·m）。
5.2.2 计算液压系统的散热功率
液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且用式（41）计算发热功率时，也
应考虑管路表面散热。
Phc=（K1A1 K2A2）△T （45）
式中 K1——油箱散热系数，见表 12；
8
K2——管路散热系数，见表 13；
A1、A2——分别为油箱、管道的散热面积（m2）；
△T——油温与环境温度之差（℃）。
表 12 油箱散热系数K1 （W/（m2·℃））
冷却条件 K1
通风条件很差 8～9
通风条件良好 15～17
用风扇冷却 23
循环水强制冷却 110～170
表 13 管道散热系数K2 （W/（m2·℃））
管道外径/m 风速/m·s-1
0.01 0.05 0.1
0 8 6 5
1 25 14 10
5 69 40 23
若系统达到热平衡，则Phr=Phc，油温不再升高，此时，最大温差
环境温度为T0，则油温T=T0 △T。如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高油温（各种机械允许油
温见表 14），就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，需要装
设冷却器。冷却器的散热面积
表 14 各种机械允许油温（℃）
液压设备类型 正常工作温度 最高允许温度
数控机床 30～50 55～70
一般机床 30～55 55～70
机车车辆 40～60 70～80
船舶 30～60 80～90
冶金机械、液压机 40～70 60～90
工程机械、矿山机械 50～80 70～90
式中 K——冷却器的散热系数，见本篇第 8章液压辅助元件有关散热器的散热系数；
△tm——平均温升（℃），
9
T1、T2——液压油入口和出口温度；
t1、t2——冷却水或风的入口和出口温度。
5.2.3 根据散热要求计算油箱容量
式（46）是在初步确定油箱容积的情况下，验算其散热面积是否满足要求。当系统的发热量求出之后，
可根据散热的要求确定油箱的容量。
由式（46）可得油箱的散热面积为
如不考虑管路的散热，式（48）可简化为
油箱主要设计参数如图 3 所示。一般油面的高度为油箱高 h 的 0.8 倍，与油直接接触的表面算全散热面，
与油不直接接触的表面算半散热面，图示油箱的有效容积和散热面积分别为
图 3 油箱结构尺寸
V=0.8αbh （50）
A1=1.6h（α b） 1.5αb （51）
若A1求出，再根据结构要求确定α、b、h的比例关系，即可确定油箱的主要结构尺寸。
如按散热要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且又受空间尺寸的限制，则应适当缩小油箱
尺寸，增设其他散热措施。
5.3 计算液压系统冲击压力
压力冲击是由于管道液流速度急剧改变而形成的。例如液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的
迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力。它不仅伴随产生振动和噪声，而且会因过高的冲击压
力而使管路、液压元件遭到破坏。对系统影响较大的压力冲击常为以下两种形式：
1）当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中产生的冲击压力。
直接冲击（即 t＜τ）时，管道内压力增大值
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（52）
间接冲击（即 t＞τ）时，管道内压力增大值
式中 ρ——液体密度（kg/m3）；
υ△ ——关闭或开启液流通道前后管道内流速之差（m/s）；
t——关闭或打开液流通道的时间（s）；
τ= ——管道长度为 l 时，冲击波往返所需的时间（s）；
——管道内液流中冲击波的传播速度（m/s）。
若不考虑粘性和管径变化的影响，冲击波在管内的传播速度
式中 E0——液压油的体积弹性模量（Pa），其推荐值为E0=700MPa；
δ、d——管道的壁厚和内径（m）；
E——管道材料的弹性模量（Pa），常用管道材料弹性模量：钢E=2.1×1011Pa，紫铜E=1.18×1011Pa。
2）急剧改变液压缸运动速度时，由于液体及运动机构的惯性作用而引起的压力冲击，其压力的增大值
为
式中 ——液流第i段管道的长度（m）；
Ai——第i段管道的截面积（m2）；
A——液压缸活塞面积（m2）；
M——与活塞连动的运动部件质量（kg）；
υ△ ——液压缸的速度变化量（m/s）；
t——液压缸速度变化 υ△ 所需时间（s）。
计算出冲击压力后，此压力与管道的静态压力之和即为此时管道的实际压力。实际压力若比初始设计压
力大得多时，要重新校核一下相应部件管道的强度及阀件的承压能力，如不满足，要重新调整。
11
设计液压装置，编制技术文件 6.1 液压装置总体布局
液压系统总体布局有集中式、分散式。
集中式结构是将整个设备液压系统的油源、控制阀部分独立设置于主机之外或安装在地下，组成液压站。
如冷轧机、锻压机、电弧炉等有强烈热源和烟尘污染的冶金设备，一般都是采用集中供油方式。
分散式结构是把液压系统中液压泵、控制调节装置分别安装在设备上适当的地方。机床、工程机械等可
移动式设备一般都采用这种结构。
6.2 液压阀的配置形式
1）板式配置 板式配置是把板式液压元件用螺钉固定在平板上，板上钻有与阀口对应的孔，通过管接头
联接油管而将各阀按系统图接通。这种配置可根据需要灵活改变回路形式。液压实验台等普遍采用这种配
置。
2）集成式配置 目前液压系统大多数都采用集成形式。它是将液压阀件安装在集成块上，集成块一方面
起安装底板作用，另一方面起内部油路作用。这种配置结构紧凑、安装方便。
6.3 集成块设计
1）块体结构 集成块的材料一般为铸铁或锻钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合要用锻钢。块体
加工成正方体或长方体。
对于较简单的液压系统，其阀件较少，可安装在同一个集成块上。如果液压系统复杂，控制阀较多，就
要采取多个集成块叠积的形式。
相互叠积的集成块，上下面一般为叠积接合面，钻有公共压力油孔 P，公用回油孔 T，泄漏油孔 L 和 4
个用以叠积紧固的螺栓孔。
P 孔，液压泵输出的压力油经调压后进入公用压力油孔 P，作为供给各单元回路压力油的公用油源。
T 孔，各单元回路的回油均通到公用回油孔 T，流回到油箱。
L 孔，各液压阀的泄漏油，统一通过公用泄漏油孔流回油箱。
集成块的其余四个表面，一般后面接通液压执行元件的油管，另三个面用以安装液压阀。块体内部按系
统图的要求，钻有沟通各阀的孔道。
2）集成块结构尺寸的确定 外形尺寸要求满足阀件的安装，孔道布置及其他工艺要求。为减少工艺孔，
缩短孔道长度，阀的安装位置要仔细考虑，使相通油孔尽量在同一水平面或是同一竖直面上。对于复杂的
液压系统，需要多个集成块叠积时，一定要保证三个公用油孔的坐标相同，使之叠积起来后形成三个主通
道。
各通油孔的内径要满足允许流速的要求，具体参照本章 4.4 节确定孔径。一般来说，与阀直接相通的孔
径应等于所装阀的油孔通径。
油孔之间的壁厚 δ不能太小，一方面防止使用过程中，由于油的压力而击穿，另一方面避免加工时，因
油孔的偏斜而误通。对于中低压系统，δ不得小于 5mm，高压系统应更大些。
6.4 绘制正式工作图，编写技术文件
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液压系统完全确定后，要正规地绘出液压系统图。除用元件图形符号表示的原理图外，还包括动作循环
表和元件的规格型号表。图中各元件一般按系统停止位置表示，如特殊需要，也可以按某时刻运动状态画
出，但要加以说明。
装配图包括泵站装配图，管路布置图，操纵机构装配图，电气系统图等。
技术文件包括设计任务书、设计说明书和设备的使用、维护说明书等。
进行工况分析、确定液压系统的主要参数 通过工况分析，可以看出液压执行元件在工作过程中速度和载荷变化情况，为确定系统及各执行元件的
参数提供依据。
液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。压力决定于外载
荷。流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。
2.1 载荷的组成和计算
2.1.1 液压缸的载荷组成与计算
图 1 表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各有关参数标注图上，其中FW是作用在活塞杆
上的外部载荷，Fm中活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。
图 1 液压系统计算简图
作用在活塞杆上的外部载荷包括工作载荷Fg，导轨的摩擦力Ff和由于速度变化而产生的惯性力Fa。
（1）工作载荷Fg
常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的重力、切削力、挤压力等。这些作用力的方向如与活塞运动方
向相同为负，相反为正。
（2）导轨摩擦载荷Ff
对于平导轨
（1）
对于 V 型导轨
13
（2）
式中 G——运动部件所受的重力（N）；
FN——外载荷作用于导轨上的正压力（N）；
μ——摩擦系数，见表 1；
α——V 型导轨的夹角，一般为 90°。
（3）惯性载荷Fa
表 1 摩擦系数 μ
导轨类型 导轨材料 运动状态 摩擦系数
起动时 0.15～0.20
低速（υ＜0.16m/s) 0.1～0.12 滑动导轨 铸铁对铸铁
高速（υ＞0.16m/s） 0.05～0.08
铸铁对滚柱（珠） 0.005～0.02 滚动导轨
淬火钢导轨对滚柱
0.003～0.006
静压导轨 铸铁 0.005
式中 g——重力加速度；g=9.81m/s2；
υ△ ——速度变化量（m/s）；
△t——起动或制动时间（s）。一般机械△t=0.1～0.5s，对轻载低速运动部件取小值， 对重载高速部件取大值。行走机械一般取
=0.5 ～ 1.5
m/s 2 。
以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷FW。
起动加速时 FW=Fg Ff Fa （4）
稳态运动时 FW=Fg Ff （5）
减速制动时 FW=Fg Ff-Fa （6）
工作载荷Fg并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则 Fg=0。
除外载荷FW外，作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力Fm，由于各种缸的密封材质和密封
形成不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为
（7）
式中 ηm——液压缸的机械效率，一般取 0.90～0.95。
（8）
2.1.2 液压马达载荷力矩的组成与计算
（1）工作载荷力矩Tg
常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩、液压卷筒的阻力矩等。
14
（2）轴颈摩擦力矩Tf
Tf=μGr （9）
式中 G——旋转部件施加于轴劲上的径向力（N）；
μ——摩擦系数，参考表 1 选用；
r——旋转轴的半径（m）。
（3）惯性力矩Ta
（10）
式中 ε——角加速度（rad/s2）；
ω△ ——角速度变化量（rad/s）；
△t——起动或制动时间（s）；
J——回转部件的转动惯量（kg·m2）。
起动加速时 （11）
稳定运行时 （12）
减速制动时 （13）
计算液压马达载荷转矩T时还要考虑液压马达的机械效率ηm（ηm=0.9～0.99）。
（14）
根据液压缸或液压马达各阶段的载荷，绘制出执行元件的载荷循环图，以便进一步选择系统工作压力和
确定其他有关参数。
2.2 初选系统工作压力
压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况
等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸
要受到限制，从材料消耗角度看出不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制
造精度也要求很高，必然要提高设备成本。一般来说，对于固定的尺寸不太受限的设备，压力可以选低一
些，行走机械重载设备压力要选得高一些。具体选择可参考表 2 和表 3。
2.3 计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量
（1）计算液压缸的主要结构尺寸
液压缸有关设计参数见图 2。图 a为液压缸活塞杆工作在受压状态，图 b 活塞杆工作在受拉状态。
活塞杆受压时
（15）
15
活塞杆受压时
（16）
式
中 ——无杆腔活塞有效作用面积（m2）；
——有杆腔活塞有效作用面积（m2）；
p1——液压缸工作腔压力（Pa）；
p2——液压缸回油腔压力（Pa），即背压力。其值根据回路的具体情况而定，初算时可参照表 4 取值。
差动连接时要另行考虑；
D——活塞直径（m）；
d——活塞杆直径（m）。
图 2 液压缸主要设计参数
表 2 按载荷选择工作压力
载荷/kN ＜5 5～10 10～20 20～30 30～50 ＞50
工作压力/MPa ＜0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 ≥5
表 3 各种机械常用的系统工作压力
机床
机械类型 磨床 组合机床 龙门创床 拉床
家业机械
小型工程机械
建筑机械
液压凿岩机
液压机
大中型挖掘机
重型机械
起重运输机械
工作压力/MPa 0.8～2 3～5 2～8 8～10 10～18 20～32
表 4 执行元件背压力
系统类型 背压力/MPa
16
简单系统或轻载节流调速系统 0.2～0.5
回油路带调速阀的系统 0.4～0.6
回油路设置有背压阀的系统 0.5～1.5
用补油泵的闭式回路 0.8～1.5
回油路较复杂的工程机械 1.2～3
回油路较短，且直接回油箱 可忽略不计
一般，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为
（17）
运用式（17）须事先确定A1与A2的关系，或是活塞杆径d与活塞直径D的关系，令杆径比φ=d/D，其比值可
按表 5 和表 6 选取。
（18）
采用差动连接时，υ1/υ2=（D2-d2）/d2。如果求往返速度相同时，应取d=0.71D。
对行程与活塞杆直径比 l/d＞10 的受压柱塞或活塞杆，还要做压杆稳定性验算。
当工作速度很低时，还须按最低速度要求验算液压缸尺寸
式中 A——液压缸有效工作面积（m2）；
Qmin——系统最小稳定流量（m3/s），在节流调速中取决于回路中所设调速阀或节流阀的最小稳定流量。
容积调速中决定于变量泵的最小稳定流量。
υmin——运动机构要求的最小工作速度（m/s）。
如果液压缸的有效工作面积 A 不能满足最低稳定速度的要求，则应按最低稳定速度确定液压缸的结构尺
寸。
另外，如果执行元件安装尺寸受到限制，液压缸的缸径及活塞杆的直径须事先确定时，可按载荷的要求
和液压缸的结构尺寸来确定系统的工作压力。
液压缸直径 D 和活塞杆直径 d 的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整。如与标准液压缸参
数相近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。常用液压缸内径及活塞杆直径见表 7 和表 8。
表 5 按工作压力选取 d/D
工作压力/MPa ≤5.0 5.0～7.0 ≥7.0
d/D 0.5～0.55 0.62～0.70 0.7
表 6 按速比要求确定 d/D
υ2/υ1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2
d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71
注：υ1—无杆腔进油时活塞运动速度；
υ2—有杆腔进油时活塞运动速度。
17
表 7 常用液压缸内径 D（mm）
40 50 63 80 90 100 110
125 140 160 180 200 220 250
表 8 活塞杆直径 d（mm）
缸径 速比
40 50 63 80 90 100 110
1.46 22 28 35 45 50 55 63
3 45 50 60 70 80
缸径 速比
125 140 160 180 200 220 250
1.46 70 80 90 100 110 125 140
2 90 100 110 125 140
（2）计算液压马达的排量
液压马达的排量为
式中 T——液压马达的载荷转矩（N·m）；
△p=p1-p2——液压马达的进出口压差（Pa）。
液压马达的排量也应满足最低转速要求
式中Qmin——通过液压马达的最小流量；
nmin——液压马达工作时的最低转速。
2.4 计算液压缸或液压马达所需流量
（1）液压缸工作时所需流量
Q=Aυ （19）
式中 A——液压缸有效作用面积（m2）；
υ——活塞与缸体的相对速度（m/s）。
（2）液压马达的流量
Q=qnm （20）
式中 q——液压马达排量（m3/r）；
nm——液压马达的转速（r/s）。
2.5 绘制液压系统工况图
工况图包括压力循环图、流量循环图和功率循环图。它们是调整系统参数、选择液压泵、阀等元件的依
据。
1）压力循环图——（p-t）图 通过最后确定的液压执行元件的结构尺寸，再根据实际载荷的大小，倒
18
求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把它们绘制成（p-t）图。
2）流量循环图——（Q-t）图 根据已确定的液压缸有效工作面积或液压马达的排量，结合其运动速度
算出它在工作循环中每一阶段的实际流量，把它绘制成（Q-t）图。若系统中有多个液压执行元件同时工
作，要把各自的流量图叠加起来绘出总的流量循环图。
3）功率循环图——（P-t）图 绘出压力循环图和总流量循环图后，根据 P=pQ，即可绘出系统的功率循
环图。
油箱的设计要点 油箱
油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热、分离油液中的气泡、沉淀杂质等作用。油箱中安装有很多
辅件，如冷却器、加热器、空气过滤器及液位计等。
油箱可分为开式油箱和闭式油箱二种。开式油箱，箱中液面与大气相通，在油箱盖上装有空气过滤器。
开式油箱结构简单，安装维护方便，液压系统普遍采用这种形式。闭式油箱一般用于压力油箱，内充一定
压力的惰性气体，充气压力可达 0.05MPa。如果按油箱的形状来分，还可分为矩形油箱和圆罐形油箱。矩
形油箱制造容易，箱上易于安放液压器件，所以被广泛采用；圆罐形油箱强度高，重量轻，易于清扫，但
制造较难，占地空间较大，在大型冶金设备中经常采用。
2.1 油箱的设计要点
图 10 为油箱简图。设计油箱时应考虑如下几点。
1）油箱必须有足够大的容积。一方面尽可能地满足散热的要求，另一方面在液压系统停止工作时应能
容纳系统中的所有工作介质；而工作时又能保持适当的液位。
2）吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一
般不小于管径的 3 倍。吸油管可安装 100μm 左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤
器。回油管口要斜切 45°角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热。
3）吸油管和回油管之间的距离要尽可能地远些，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提
高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的 2/3～3/4。
图 10 油箱
19
1—液位计；2—吸油管；3—空气过滤器；4—回油管；5—侧板；6—入孔盖；7—放油塞；8—地脚；9—
隔板；10—底板；11—吸油过滤器；12—盖板；
4）为了保持油液清洁，油箱应有周边密封的盖板，盖板上装有空气过滤器，注油及通气一般都由一个
空气过滤器来完成。为便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低处设置放油阀。对于不易开盖的
油箱，要设置清洗孔，以便于油箱内部的清理。
5）油箱底部应距地面 150mm 以上，以便于搬运、放油和散热。在油箱的适当位置要设吊耳，以便吊运，
还要设置液位计，以监视液位。
6）对油箱内表面的防腐处理要给予充分的注意。常用的方法有：
① 酸洗后磷化。适用于所有介质，但受酸洗磷化槽限制，油箱不能太大。
② 喷丸后直接涂防锈油。适用于一般矿物油和合成液压油，不适合含水液压液。因不受处理条件限制，
大型油箱较多采用此方法。
③ 喷砂后热喷涂氧化铝。适用于除水-乙二醇外的所有介质。
④ 喷砂后进行喷塑。适用于所有介质。但受烘干设备限制，油箱不能过大。
考虑油箱内表面的防腐处理时，不但要顾及与介质的相容性，还要考虑处理后的可加工性、制造到投入
使用之间的时间间隔以及经济性，条件允许时采用不锈钢制油箱无疑是最理想的选择。
油箱的容量计算 油箱容量的计算
液压泵站的油箱公称容量系列（JB/T7938-1995），见表 1。
表 1 油箱容量 JB/T7938-1995（L）
4 6.3 10 25 40 63 100 160
250 315 400 500 630 800 1000 1250
1600 2000 3150 4000 5000 6300
油箱容量与系统的流量有关，一般容量可取最大流量的 3～5 倍。另外，油箱容量大小可从散热角度去
设计。计算出系统发热量与散热量，再考虑冷却器散热后，从热平衡角度计算出油箱容量。不设冷却器、
自然环境冷却时计算油箱容量的方法如下。
1）系统发热量计算 在液压系统中，凡系统中的损失都变成热能散发出来。每一个周期中，每一个工况
其效率不同，因此损失也不同。一个周期发热的功率计算公式为
式中 H——一个周期的平均发热功率（W）；
T——一个周期时间（s）；
Ni——第i个工况的输入功率（W）；
ηi——第i个工况的效率；
ti——第i个工况持续时间（s）。
2）散热量计算 当忽略系统中其他地方的散热，只考虑油箱散热时，显然系统的总发热功率 H 全部由油
20
箱散热来考虑。这时油箱散热面积 A 的计算公式为
式中 A——油箱的散热面积（m2）；
H——油箱需要散热的热功率（W）；
△t——油温（一般以 55℃考虑）与周围环境温度的温差（℃）；
K——散热系数。与油箱周围通风条件的好坏而不同，通风很差时 K=8～9；良好时 X=15～17.5；风扇
强行冷却时 K=20～23；强迫水冷时 K=110～175。
3）油箱容量的计算 设油箱长、宽、高比值为 α：b：c，则边长分别为 αl、bl、cl、时（见图 11），l
的计算公式为
式中 A——散热面积（m2）。
图 11 油箱容量计算图
21
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