液壓系統的設計步驟與設計要求
液壓系統的設計步驟與設計要求
液壓傳動系統是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際情況出發，有機地結合各種傳動形式，充分發揮液壓傳動的優點，力求設計出結構簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統。
1.1 設計步驟
液壓系統的設計步驟并無嚴格的順序，各步驟間往往要相互穿插進行。一般來說，在明確設計要求之后，大致按如下步驟進行。
1）確定液壓執行元件的形式；
2）進行工況分析，確定系統的主要參數；
3）制定基本方案，擬定液壓系統原理圖；
4）選擇液壓元件；
5）液壓系統的性能驗算；
6）繪制工作圖，編制技術文件。
1.2 明確設計要求
設計要求是進行每項工程設計的依據。在制定基本方案并進一步著手液壓系統各部分設計之前，必須把設計要求以及與該設計內容有關的其他方面了解清楚。
1）主機的概況：用途、性能、工藝流程、作業環境、總體布局等；
2）液壓系統要完成哪些動作，動作順序及彼此聯鎖關系如何；
3）液壓驅動機構的運動形式，運動速度；
4）各動作機構的載荷大小及其性質；
5）對調速范圍、運動平穩性、轉換精度等性能方面的要求；
6）自動化程序、操作控制方式的要求；
7）對防塵、防爆、防寒、噪聲、安全可靠性的要求；
8）對效率、成本等方面的要求。
制定基本方案和繪制液壓系統圖
3.1制定基本方案
（1）制定調速方案
液壓執行元件確定之后，其運動方向和運動速度的控制是擬定液壓回路的核心問題。
方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實現。對于一般中小流量的液壓系統，大多通過換向閥的有機組合實現所要求的動作。對高壓大流量的液壓系統，現多采用插裝閥與先導控制閥的邏輯組合來實現。
速度控制通過改變液壓執行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容積變化來實現。相應的調整方式有節流調速、容積調速以及二者的結合——容積節流調速。
節流調速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執行元件的流量來調節速度。此種調速方式結構簡單，由于這種系統必須用閃流閥，故效率低，發熱量大，多用于功率不大的場合。
容積調速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調速的目的。其優點是沒有溢流損失和節流損失，效率較高。但為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵。此種調速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統。
容積節流調速一般是用變量泵供油，用流量控制閥調節輸入或輸出液壓執行元件的流量，并使其供油量與需油量相適應。此種調速回路效率也較高，速度穩定性較好，但其結構比較復雜。
節流調速又分別有進油節流、回油節流和旁路節流三種形式。進油節流起動沖擊較小，回油節流常用于有負載荷的場合，旁路節流多用于高速。
調速回路一經確定，回路的循環形式也就隨之確定了。
節流調速一般采用開式循環形式。在開式系統中，液壓泵從油箱吸油，壓力油流經系統釋放能量后，再排回油箱。開式回路結構簡單，散熱性好，但油箱體積大，容易混入空氣。
容積調速大多采用閉式循環形式。閉式系統中，液壓泵的吸油口直接與執行元件的排油口相通，形成一個封閉的循環回路。其結構緊湊，但散熱條件差。
（2）制定壓力控制方案
液壓執行元件工作時，要求系統保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍內工作，也有的需要多級或無級連續地調節壓力，一般在節流調速系統中，通常由定量泵供油，用溢流閥調節所需壓力，并保持恒定。在容積調速系統中，用變量泵供油，用安全閥起安全保護作用。
在有些液壓系統中，有時需要流量不大的高壓油，這時可考慮用增壓回路得到高壓，而不用單設高壓泵。液壓執行元件在工作循環中，某段時間不需要供油，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回路。
在系統的某個局部，工作壓力需低于主油源壓力時，要考慮采用減壓回路來獲得所需的工作壓力。
（3）制定順序動作方案
主機各執行機構的順序動作，根據設備類型不同，有的按固定程序運行，有的則是隨機的或人為的。工程機械的操縱機構多為手動，一般用手動的多路換向閥控制。加工機械的各執行機構的順序動作多采用行程控制，當工作部件移動到一定位置時，通過電氣行程開關發出電信號給電磁鐵推動電磁閥或直接壓下行程閥來控制接續的動作。行程開關安裝比較方便，而用行程閥需連接相應的油路，因此只適用于管路聯接比較方便的場合。
另外還有時間控制、壓力控制等。例如液壓泵無載啟動，經過一段時間，當泵正常運轉后，延時繼電器發出電信號使卸荷閥關閉，建立起正常的工作壓力。壓力控制多用在帶有液壓夾具的機床、擠壓機壓力機等場合。當某一執行元件完成預定動作時，回路中的壓力達到一定的數值，通過壓力繼電器發出電信號或打開順序閥使壓力油通過，來啟動下一個動作。
（4）選擇液壓動力源
液壓系統的工作介質完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節流調速系統一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統的需油量，多余的油經溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩定油源壓力的作用。容積調速系統多數是用變量泵供油，用安全閥限定系統的最高壓力。
為節省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統所需流量相匹配。對在工作循環各階段中系統所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時間所需流量較小的情況，可增設蓄能器做輔助油源。
油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進入系統的油液根據被保護元件的要求，通過相應的精過濾器再次過濾。為防止系統中雜質流回油箱，可在回油路上設置磁性過濾器或其他型式的過濾器。根據液壓設備所處環境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。
3.2 繪制液壓系統圖
整機的液壓系統圖由擬定好的控制回路及液壓源組合而成。各回路相互組合時要去掉重復多余的元件，力求系統結構簡單。注意各元件間的聯鎖關系，避免誤動作發生。要盡量減少能量損失環節。提高系統的工作效率。
為便于液壓系統的維護和監測，在系統中的主要路段要裝設必要的檢測元件（如壓力表、溫度計等）。
大型設備的關鍵部位，要附設備用件，以便意外事件發生時能迅速更換，保證主要連續工作。
各液壓元件盡量采用國產標準件，在圖中要按國家標準規定的液壓元件職能符號的常態位置繪制。對于自行設計的非標準元件可用結構原理圖繪制。
系統圖中應注明各液壓執行元件的名稱和動作，注明各液壓元件的序號以及各電磁鐵的代號，并附有電磁鐵、行程閥及其他控制元件的動作表。
液壓元件的選擇與專用件設計
4.1 液壓泵的選擇
1）確定液壓泵的最大工作壓力pp
pp≥p1+Σ△p （21）
式中 p1——液壓缸或液壓馬達最大工作壓力；
Σ△p——從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間總的管路損失。 Σ△p的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經驗數據選取：管路簡單、流速不大的，取Σ△p=（0.2～0.5）MPa；管路復雜，進口有調閥的，取Σ△p=（0.5～1.5）MPa。
2）確定液壓泵的流量QP 多液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出流量應為
QP≥K（ΣQmax） （22）
式中 K——系統泄漏系數，一般取K=1.1～1.3；
ΣQmax——同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量，可從（Q-t）圖上查得。對于在工作過程中用節流調速的系統，還須加上溢流閥的最小溢流量，一般取0.5×10-4m3/s。
系統使用蓄能器作輔助動力源時
式中 K——系統泄漏系數，一般取K=1.2；
Tt——液壓設備工作周期（s）；
Vi——每一個液壓缸或液壓馬達在工作周期中的總耗油量（m3）；
z——液壓缸或液壓馬達的個數。
3）選擇液壓泵的規格 根據以上求得的pp和Qp值，按系統中擬定的液壓泵的形式，從產品樣本或本手冊中選擇相應的液壓泵。為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%～60%。
4）確定液壓泵的驅動功率 在工作循環中，如果液壓泵的壓力和流量比較恒定，即（p-t）、（Q-t）圖變化較平緩，則
式中 pp——液壓泵的最大工作壓力（Pa）；
QP——液壓泵的流量（m3/s）；
ηP——液壓泵的總效率，參考表9選擇。
表9液壓泵的總效率
液壓泵類型
齒輪泵
螺桿泵
葉片泵
柱塞泵
總效率
0.6～0.7
0.65～0.80
0.60～0.75
0.80～0.85
限壓式變量葉片泵的驅動功率，可按流量特性曲線拐點處的流量、壓力值計算。一般情況下，可取pP=0.8pPmax，QP=Qn，則
式中 ——液壓泵的最大工作壓力（Pa）；
——液壓泵的額定流量（m3/s）。
在工作循環中，如果液壓泵的流量和壓力變化較大，即（Q-t），（p-t）曲線起伏變化較大，則須分別計算出各個動作階段內所需功率，驅動功率取其平均功率
式中 t1、t2、…tn——一個循環中每一動作階段內所需的時間（s）；
P1、P2、…Pn——一個循環中每一動作階段內所需的功率（W）。
按平均功率選出電動機功率后，還要驗算一下每一階段內電動機超載量是否都在允許范圍內。電動機允許的短時間超載量一般為25%。
4.2 液壓閥的選擇
1）閥的規格，根據系統的工作壓力和實際通過該閥的最大流量，選擇有定型產品的閥件。溢流閥按液壓泵的最大流量選取；選擇節流閥和調速閥時，要考慮最小穩定流量應滿足執行機構最低穩定速度的要求。
控制閥的流量一般要選得比實際通過的流量大一些，必要時也允許有20%以內的短時間過流量。
2）閥的型式，按安裝和操作方式選擇。
4.3 蓄能器的選擇
1.蓄能器用于補充液壓泵供油不足時，其有效容積為：
V=ΣAiLiK-qBt(m3) (9-21)
式中：A為液壓缸有效面積(m2)；L為液壓缸行程(m)；K為液壓缸損失系數，估算時可取Ｋ＝1.2；qB為液壓泵供油流量(m3/s)；t為動作時間(s)。
2.蓄能器作應急能源時，其有效容積為：
V=ΣAiLiK(m3) (9-22)
當蓄能器用于吸收脈動緩和液壓沖擊時，應將其作為系統中的一個環節與其關聯部分一起綜合考慮其有效容積。
根據求出的有效容積并考慮其他要求，即可選擇蓄能器的形式。
4.4 管道尺寸的確定
1.油管類型的選擇
液壓系統中使用的油管分硬管和軟管，選擇的油管應有足夠的通流截面和承壓能力，同時，應盡量縮短管路，避免急轉彎和截面突變。
(1)鋼管：中高壓系統選用無縫鋼管，低壓系統選用焊接鋼管，鋼管價格低，性能好，使用廣泛
(2)銅管：紫銅管工作壓力在6.5～10MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，達25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位。
(3)軟管：用于兩個相對運動件之間的連接。高壓橡膠軟管中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓能力為2.5～8MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，容易引起運動部件爬行，所以軟管不宜裝在液壓缸和調速閥之間。
2.油管尺寸的確定
(1)油管內徑d按下式計算： (9-23)
式中：q為通過油管的最大流量(m3/s)；v為管道內允許的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s)；壓力油管取2.5～5(m/s)；回油管取1.5～2(m/s)。
( 2)油管壁厚δ按下式計算：
δ≥p·d/2〔σ〕 (9-24)
式中：p為管內最大工作壓力；〔σ〕為油管材料的許用壓力，〔σ〕=σb/n；σb為材料的抗拉強度；n為安全系數，鋼管p＜7MPa時，取n=8；p＜17.5MPa時，取n=6；p＞17.5MPa時，取n=4。
根據計算出的油管內徑和壁厚，查手冊選取標準規格油管。
表10 允許流速推薦值
管道
推薦流速/（m/s）
液壓泵吸油管道
0.5～1.5，一般常取1以下
液壓系統壓油管道
3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值
液壓系統回油管道
1.5～2.6
n——安全系數，對鋼管來說，p＜7MPa時，取n=8；p＜17.5MPa時，取n=6；p＞17.5MPa時，取n=4。
4.5 油箱容量的確定
初始設計時，先按經驗公式（31）確定油箱的容量，待系統確定后，再按散熱的要求進行校核。
油箱容量的經驗公式為
V=αQV （31）
式中 QV——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積（m3）；
α——經驗系數，見表11。
表11 經驗系數α
系統類型
行走機械
低壓系統
中壓系統
鍛壓機械
冶金機械
α
1～2
2～4
5～7
6～12
10
在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統供油的要求，還要保證執行元件全部排油時，油箱不能溢出，以及系統中最大可能充滿油時，油箱的油位不低于最低限度。
液壓系統性能驗算
液壓系統初步設計是在某些估計參數情況下進行的，當各回路形式、液壓元件及聯接管路等完全確定后，針對實際情況對所設計的系統進行各項性能分析。對一般液壓傳動系統來說，主要是進一步確切地計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系統效率，壓力沖擊和發熱溫升等。根據分析計算發現問題，對某些不合理的設計要進行重新調整，或采取其他必要的措施。
5.1 液壓系統壓力損失
壓力損失包括管路的沿程損失△p1，管路的局部壓力損失△p2和閥類元件的局部損失△p3，總的壓力損失為
△p=△p1+△p2+△p3
式中 l——管道的長度（m）；
d——管道內徑（m）；
υ——液流平均速度（m/s）；
ρ——液壓油密度（kg/m3）；
λ——沿程阻力系數；
ζ——局部阻力系數。
λ、ζ的具體值可參考第2章有關內容。
式中 Qn——閥的額定流量（m3/s）；
Q——通過閥的實際流量（m3/s）；
△pn——閥的額定壓力損失（Pa）（可從產品樣本中查到）。
對于泵到執行元件間的壓力損失，如果計算出的△p比選泵時估計的管路損失大得多時，應該重新調整泵及其他有關元件的規格尺寸等參數。
系統的調整壓力 pT≥p1+△p
式中 pT——液壓泵的工作壓力或支路的調整壓力。
5.2 液壓系統的發熱溫升計算
5.2.1 計算液壓系統的發熱功率
液壓系統工作時，除執行元件驅動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失全部轉化為熱量，使油溫升高。液壓系統的功率損失主要有以下幾種形式：
（1）液壓泵的功率損失
式中 Tt——工作循環周期（s）；
z——投入工作液壓泵的臺數；
Pri——液壓泵的輸入功率（W）；
ηPi——各臺液壓泵的總效率；
ti——第i臺泵工作時間（s）。
（2）液壓執行元件的功率損失
式中 M——液壓執行元件的數量；
Prj——液壓執行元件的輸入功率（W）；
ηj——液壓執行元件的效率；
tj——第j個執行元件工作時間（s）。
（3）溢流閥的功率損失
式中 py——溢流閥的調整壓力（Pa）；
Qy——經溢流閥流回油箱的流量（m3/s）。
（4）油液流經閥或管路的功率損失Ph4=△pQ
式中 △p——通過閥或管路的壓力損失（Pa）；
Q——通過閥或管路的流量（m3/s）。
由以上各種損失構成了整個系統的功率損失，即液壓系統的發熱功率
Phr=Ph1+ Ph2+ Ph3+Ph4
式（41）適用于回路比較簡單的液壓系統，對于復雜系統，由于功率損失的環節太多，一一計算較麻煩，通常用下式計算液壓系統的發熱功率
Phr=Pr-Pc
式中Pr是液壓系統的總輸入功率，PC是輸出的有效功率。
其中 Tt——工作周期（s）；
z、n、m——分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數量；
pi、Qi、ηPi——第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率；
ti——第i臺泵工作時間（s）；
TWj、ωj、tj——液壓馬達的外載轉矩、轉速、工作時間（N·m、rad/s、s）；
FWi、si——液壓缸外載荷及驅動此載荷的行程（N·m）。
5.2.2 計算液壓系統的散熱功率
液壓系統的散熱渠道主要是油箱表面，但如果系統外接管路較長，而且用式（41）計算發熱功率時，也應考慮管路表面散熱。
Phc=（K1A1+K2A2）△T （45）
式中 K1——油箱散熱系數，見表12；
K2——管路散熱系數，見表13；
A1、A2——分別為油箱、管道的散熱面積（m2）；
△T——油溫與環境溫度之差（℃）。
表12 油箱散熱系數K1 （W/（m2·℃））
冷卻條件
K1
通風條件很差
8～9
通風條件良好
15～17
用風扇冷卻
23
循環水強制冷卻
110～170
表13 管道散熱系數K2 （W/（m2·℃））
風速/m·s-1
管道外徑/m
0.01
0.05
0.1
0
8
6
5
1
25
14
10
5
69
40
23
若系統達到熱平衡，則Phr=Phc，油溫不再升高，此時，最大溫差
環境溫度為T0，則油溫T=T0+△T。如果計算出的油溫超過該液壓設備允許的最高油溫（各種機械允許油溫見表14），就要設法增大散熱面積，如果油箱的散熱面積不能加大，或加大一些也無濟于事時，需要裝設冷卻器。冷卻器的散熱面積
表14 各種機械允許油溫（℃）
液壓設備類型
正常工作溫度
最高允許溫度
數控機床
30～50
55～70
一般機床
30～55
55～70
機車車輛
40～60
70～80
船舶
30～60
80～90
冶金機械、液壓機
40～70
60～90
工程機械、礦山機械
50～80
70～90
式中 K——冷卻器的散熱系數，見本篇第8章液壓輔助元件有關散熱器的散熱系數；
△tm——平均溫升（℃），
T1、T2——液壓油入口和出口溫度；
t1、t2——冷卻水或風的入口和出口溫度。
5.2.3 根據散熱要求計算油箱容量
式（46）是在初步確定油箱容積的情況下，驗算其散熱面積是否滿足要求。當系統的發熱量求出之后，可根據散熱的要求確定油箱的容量。
由式（46）可得油箱的散熱面積為
如不考慮管路的散熱，式（48）可簡化為
油箱主要設計參數如圖3所示。一般油面的高度為油箱高h的0.8倍，與油直接接觸的表面算全散熱面，與油不直接接觸的表面算半散熱面，圖示油箱的有效容積和散熱面積分別為
圖3 油箱結構尺寸
V=0.8αbh （50）
A1=1.6h（α+b）+1.5αb （51）
若A1求出，再根據結構要求確定α、b、h的比例關系，即可確定油箱的主要結構尺寸。
如按散熱要求求出的油箱容積過大，遠超出用油量的需要，且又受空間尺寸的限制，則應適當縮小油箱尺寸，增設其他散熱措施。
5.3 計算液壓系統沖擊壓力
壓力沖擊是由于管道液流速度急劇改變而形成的。例如液壓執行元件在高速運動中突然停止，換向閥的迅速開啟和關閉，都會產生高于靜態值的沖擊壓力。它不僅伴隨產生振動和噪聲，而且會因過高的沖擊壓力而使管路、液壓元件遭到破壞。對系統影響較大的壓力沖擊常為以下兩種形式：
1）當迅速打開或關閉液流通路時，在系統中產生的沖擊壓力。
直接沖擊（即t＜τ）時，管道內壓力增大值
（52）
間接沖擊（即t＞τ）時，管道內壓力增大值
式中 ρ——液體密度（kg/m3）；
△υ——關閉或開啟液流通道前后管道內流速之差（m/s）；
t——關閉或打開液流通道的時間（s）；
τ=
——管道長度為l時，沖擊波往返所需的時間（s）；
——管道內液流中沖擊波的傳播速度（m/s）。
若不考慮粘性和管徑變化的影響，沖擊波在管內的傳播速度
式中 E0——液壓油的體積彈性模量（Pa），其推薦值為E0=700MPa；
δ、d——管道的壁厚和內徑（m）；
E——管道材料的彈性模量（Pa），常用管道材料彈性模量：鋼E=2.1×1011Pa，紫銅E=1.18×1011Pa。
2）急劇改變液壓缸運動速度時，由于液體及運動機構的慣性作用而引起的壓力沖擊，其壓力的增大值為
式中 ——液流第i段管道的長度（m）；
Ai——第i段管道的截面積（m2）；
A——液壓缸活塞面積（m2）；
M——與活塞連動的運動部件質量（kg）；
△υ——液壓缸的速度變化量（m/s）；
t——液壓缸速度變化△υ所需時間（s）。
計算出沖擊壓力后，此壓力與管道的靜態壓力之和即為此時管道的實際壓力。實際壓力若比初始設計壓力大得多時，要重新校核一下相應部件管道的強度及閥件的承壓能力，如不滿足，要重新調整。
設計液壓裝置，編制技術文件
6.1 液壓裝置總體布局
液壓系統總體布局有集中式、分散式。
集中式結構是將整個設備液壓系統的油源、控制閥部分獨立設置于主機之外或安裝在地下，組成液壓站。如冷軋機、鍛壓機、電弧爐等有強烈熱源和煙塵污染的冶金設備，一般都是采用集中供油方式。
分散式結構是把液壓系統中液壓泵、控制調節裝置分別安裝在設備上適當的地方。機床、工程機械等可移動式設備一般都采用這種結構。
6.2 液壓閥的配置形式
1）板式配置 板式配置是把板式液壓元件用螺釘固定在平板上，板上鉆有與閥口對應的孔，通過管接頭聯接油管而將各閥按系統圖接通。這種配置可根據需要靈活改變回路形式。液壓實驗臺等普遍采用這種配置。
2）集成式配置 目前液壓系統大多數都采用集成形式。它是將液壓閥件安裝在集成塊上，集成塊一方面起安裝底板作用，另一方面起內部油路作用。這種配置結構緊湊、安裝方便。
6.3 集成塊設計
1）塊體結構 集成塊的材料一般為鑄鐵或鍛鋼，低壓固定設備可用鑄鐵，高壓強振場合要用鍛鋼。塊體加工成正方體或長方體。
對于較簡單的液壓系統，其閥件較少，可安裝在同一個集成塊上。如果液壓系統復雜，控制閥較多，就要采取多個集成塊疊積的形式。
相互疊積的集成塊，上下面一般為疊積接合面，鉆有公共壓力油孔P，公用回油孔T，泄漏油孔L和4個用以疊積緊固的螺栓孔。
P孔，液壓泵輸出的壓力油經調壓后進入公用壓力油孔P，作為供給各單元回路壓力油的公用油源。
T孔，各單元回路的回油均通到公用回油孔T，流回到油箱。
L孔，各液壓閥的泄漏油，統一通過公用泄漏油孔流回油箱。
集成塊的其余四個表面，一般后面接通液壓執行元件的油管，另三個面用以安裝液壓閥。塊體內部按系統圖的要求，鉆有溝通各閥的孔道。
2）集成塊結構尺寸的確定 外形尺寸要求滿足閥件的安裝，孔道布置及其他工藝要求。為減少工藝孔，縮短孔道長度，閥的安裝位置要仔細考慮，使相通油孔盡量在同一水平面或是同一豎直面上。對于復雜的液壓系統，需要多個集成塊疊積時，一定要保證三個公用油孔的坐標相同，使之疊積起來后形成三個主通道。
各通油孔的內徑要滿足允許流速的要求，具體參照本章4.4節確定孔徑。一般來說，與閥直接相通的孔徑應等于所裝閥的油孔通徑。
油孔之間的壁厚δ不能太小，一方面防止使用過程中，由于油的壓力而擊穿，另一方面避免加工時，因油孔的偏斜而誤通。對于中低壓系統，δ不得小于5mm，高壓系統應更大些。
6.4 繪制正式工作圖，編寫技術文件
液壓系統完全確定后，要正規地繪出液壓系統圖。除用元件圖形符號表示的原理圖外，還包括動作循環表和元件的規格型號表。圖中各元件一般按系統停止位置表示，如特殊需要，也可以按某時刻運動狀態畫出，但要加以說明。
裝配圖包括泵站裝配圖，管路布置圖，操縱機構裝配圖，電氣系統圖等。
技術文件包括設計任務書、設計說明書和設備的使用、維護說明書等。
進行工況分析、確定液壓系統的主要參數
通過工況分析，可以看出液壓執行元件在工作過程中速度和載荷變化情況，為確定系統及各執行元件的參數提供依據。
液壓系統的主要參數是壓力和流量，它們是設計液壓系統，選擇液壓元件的主要依據。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執行元件的運動速度和結構尺寸。
2.1 載荷的組成和計算
2.1.1 液壓缸的載荷組成與計算
圖1表示一個以液壓缸為執行元件的液壓系統計算簡圖。各有關參數標注圖上，其中FW是作用在活塞桿上的外部載荷，Fm中活塞與缸壁以及活塞桿與導向套之間的密封阻力。
圖1液壓系統計算簡圖
作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷Fg，導軌的摩擦力Ff和由于速度變化而產生的慣性力Fa。
（1）工作載荷Fg
常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、切削力、擠壓力等。這些作用力的方向如與活塞運動方向相同為負，相反為正。
（2）導軌摩擦載荷Ff
對于平導軌
（1）
對于V型導軌
（2）
式中 G——運動部件所受的重力（N）；
FN——外載荷作用于導軌上的正壓力（N）；
μ——摩擦系數，見表1；
α——V型導軌的夾角，一般為90°。
（3）慣性載荷Fa
表1 摩擦系數μ
導軌類型
導軌材料
運動狀態
摩擦系數
滑動導軌
鑄鐵對鑄鐵
起動時
0.15～0.20
低速（υ＜0.16m/s)
0.1～0.12
高速（υ＞0.16m/s）
0.05～0.08
滾動導軌
鑄鐵對滾柱（珠）
0.005～0.02
淬火鋼導軌對滾柱
0.003～0.006
靜壓導軌
鑄鐵
0.005
式中 g——重力加速度；g=9.81m/s2；
△υ——速度變化量（m/s）；
△t——起動或制動時間（s）。一般機械△t=0.1～0.5s，對輕載低速運動部件取小值，對重載高速部件取大值。行走機械一般取
=0.5～1.5 m/s2。
以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷FW。
起動加速時 FW=Fg+Ff+Fa （4）
穩態運動時 FW=Fg+Ff （5）
減速制動時 FW=Fg+Ff-Fa （6）
工作載荷Fg并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則 Fg=0。
除外載荷FW外，作用于活塞上的載荷F還包括液壓缸密封處的摩擦阻力Fm，由于各種缸的密封材質和密封形成不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為
（7）
式中 ηm——液壓缸的機械效率，一般取0.90～0.95。
（8）
2.1.2 液壓馬達載荷力矩的組成與計算
（1）工作載荷力矩Tg
常見的載荷力矩有被驅動輪的阻力矩、液壓卷筒的阻力矩等。
（2）軸頸摩擦力矩Tf
Tf=μGr （9）
式中 G——旋轉部件施加于軸勁上的徑向力（N）；
μ——摩擦系數，參考表1選用；
r——旋轉軸的半徑（m）。
（3）慣性力矩Ta
（10）
式中 ε——角加速度（rad/s2）；
△ω——角速度變化量（rad/s）；
△t——起動或制動時間（s）；
J——回轉部件的轉動慣量（kg·m2）。
起動加速時 （11）
穩定運行時 （12）
減速制動時 （13）
計算液壓馬達載荷轉矩T時還要考慮液壓馬達的機械效率ηm（ηm=0.9～0.99）。
（14）
根據液壓缸或液壓馬達各階段的載荷，繪制出執行元件的載荷循環圖，以便進一步選擇系統工作壓力和確定其他有關參數。
2.2 初選系統工作壓力
壓力的選擇要根據載荷大小和設備類型而定。還要考慮執行元件的裝配空間、經濟條件及元件供應情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執行元件的結構尺寸，對某些設備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗角度看出不經濟；反之，壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備成本。一般來說，對于固定的尺寸不太受限的設備，壓力可以選低一些，行走機械重載設備壓力要選得高一些。具體選擇可參考表2和表3。
2.3 計算液壓缸的主要結構尺寸和液壓馬達的排量
（1）計算液壓缸的主要結構尺寸
液壓缸有關設計參數見圖2。圖a為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態，圖b活塞桿工作在受拉狀態。
活塞桿受壓時
（15）
活塞桿受壓時
（16）
式中
——無桿腔活塞有效作用面積（m2）；
——有桿腔活塞有效作用面積（m2）；
p1——液壓缸工作腔壓力（Pa）；
p2——液壓缸回油腔壓力（Pa），即背壓力。其值根據回路的具體情況而定，初算時可參照表4取值。差動連接時要另行考慮；
D——活塞直徑（m）；
d——活塞桿直徑（m）。
圖2 液壓缸主要設計參數
表2 按載荷選擇工作壓力
載荷/kN
＜5
5～10
10～20
20～30
30～50
＞50
工作壓力/MPa
＜0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
≥5
表3 各種機械常用的系統工作壓力
機械類型
機床
家業機械
小型工程機械
建筑機械
液壓鑿巖機
液壓機
大中型挖掘機
重型機械
起重運輸機械
磨床
組合機床
龍門創床
拉床
工作壓力/MPa
0.8～2
3～5
2～8
8～10
10～18
20～32
表4 執行元件背壓力
系統類型
背壓力/MPa
簡單系統或輕載節流調速系統
0.2～0.5
回油路帶調速閥的系統
0.4～0.6
回油路設置有背壓閥的系統
0.5～1.5
用補油泵的閉式回路
0.8～1.5
回油路較復雜的工程機械
1.2～3
回油路較短，且直接回油箱
可忽略不計
一般，液壓缸在受壓狀態下工作，其活塞面積為
（17）
運用式（17）須事先確定A1與A2的關系，或是活塞桿徑d與活塞直徑D的關系，令桿徑比φ=d/D，其比值可按表5和表6選取。
（18）
采用差動連接時，υ1/υ2=（D2-d2）/d2。如果求往返速度相同時，應取d=0.71D。
對行程與活塞桿直徑比l/d＞10的受壓柱塞或活塞桿，還要做壓桿穩定性驗算。
當工作速度很低時，還須按最低速度要求驗算液壓缸尺寸
式中 A——液壓缸有效工作面積（m2）；
Qmin——系統最小穩定流量（m3/s），在節流調速中取決于回路中所設調速閥或節流閥的最小穩定流量。容積調速中決定于變量泵的最小穩定流量。
υmin——運動機構要求的最小工作速度（m/s）。
如果液壓缸的有效工作面積A不能滿足最低穩定速度的要求，則應按最低穩定速度確定液壓缸的結構尺寸。
另外，如果執行元件安裝尺寸受到限制，液壓缸的缸徑及活塞桿的直徑須事先確定時，可按載荷的要求和液壓缸的結構尺寸來確定系統的工作壓力。
液壓缸直徑D和活塞桿直徑d的計算值要按國標規定的液壓缸的有關標準進行圓整。如與標準液壓缸參數相近，最好選用國產標準液壓缸，免于自行設計加工。常用液壓缸內徑及活塞桿直徑見表7和表8。
表5 按工作壓力選取d/D
工作壓力/MPa
≤5.0
5.0～7.0
≥7.0
d/D
0.5～0.55
0.62～0.70
0.7
表6 按速比要求確定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—無桿腔進油時活塞運動速度；
υ2—有桿腔進油時活塞運動速度。
表7 常用液壓缸內徑D（mm）
40
50
63
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
表8 活塞桿直徑d（mm）
速比
缸徑
40
50
63
80
90
100
110
1.46
22
28
35
45
50
55
63
3
45
50
60
70
80
速比
缸徑
125
140
160
180
200
220
250
1.46
70
80
90
100
110
125
140
2
90
100
110
125
140
（2）計算液壓馬達的排量
液壓馬達的排量為
式中 T——液壓馬達的載荷轉矩（N·m）；
△p=p1-p2——液壓馬達的進出口壓差（Pa）。
液壓馬達的排量也應滿足最低轉速要求
式中Qmin——通過液壓馬達的最小流量；
nmin——液壓馬達工作時的最低轉速。
2.4 計算液壓缸或液壓馬達所需流量
（1）液壓缸工作時所需流量
Q=Aυ （19）
式中 A——液壓缸有效作用面積（m2）；
υ——活塞與缸體的相對速度（m/s）。
（2）液壓馬達的流量
Q=qnm （20）
式中 q——液壓馬達排量（m3/r）；
nm——液壓馬達的轉速（r/s）。
2.5 繪制液壓系統工況圖
工況圖包括壓力循環圖、流量循環圖和功率循環圖。它們是調整系統參數、選擇液壓泵、閥等元件的依據。
1）壓力循環圖——（p-t）圖 通過最后確定的液壓執行元件的結構尺寸，再根據實際載荷的大小，倒求出液壓執行元件在其動作循環各階段的工作壓力，然后把它們繪制成（p-t）圖。
2）流量循環圖——（Q-t）圖 根據已確定的液壓缸有效工作面積或液壓馬達的排量，結合其運動速度算出它在工作循環中每一階段的實際流量，把它繪制成（Q-t）圖。若系統中有多個液壓執行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加起來繪出總的流量循環圖。
3）功率循環圖——（P-t）圖 繪出壓力循環圖和總流量循環圖后，根據P=pQ，即可繪出系統的功率循環圖。
油箱的設計要點
油箱
油箱在液壓系統中除了儲油外，還起著散熱、分離油液中的氣泡、沉淀雜質等作用。油箱中安裝有很多輔件，如冷卻器、加熱器、空氣過濾器及液位計等。
油箱可分為開式油箱和閉式油箱二種。開式油箱，箱中液面與大氣相通，在油箱蓋上裝有空氣過濾器。開式油箱結構簡單，安裝維護方便，液壓系統普遍采用這種形式。閉式油箱一般用于壓力油箱，內充一定壓力的惰性氣體，充氣壓力可達0.05MPa。如果按油箱的形狀來分，還可分為矩形油箱和圓罐形油箱。矩形油箱制造容易，箱上易于安放液壓器件，所以被廣泛采用；圓罐形油箱強度高，重量輕，易于清掃，但制造較難，占地空間較大，在大型冶金設備中經常采用。
2.1 油箱的設計要點
圖10為油箱簡圖。設計油箱時應考慮如下幾點。
1）油必須有足夠大的容積。一方面盡可能地滿足散熱的要求，另一方面在液壓系統停止工作時應能容納系統中的所有工作介質；而工作時又能保持適當的液位。
2）吸油管及回油管應插入最低液面以下，以防止吸空和回油飛濺產生氣泡。管口與箱底、箱壁距離一般不小于管徑的3倍。吸油管可安裝100μ的網式或線隙式過濾器，安裝位置要便于裝卸和清洗過濾器。回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油沖擊油箱底部的沉積物，同時也有利于散熱。
3）吸油管和回油管之間的距離要盡可能地遠些，之間應設置隔板，以加大液流循環的途徑，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀雜質的效果。隔板高度為液面高度的2/3～3/4。
圖10 油箱
1—液位計；2—吸油管；3—空氣過濾器；4—回油管；5—側板；6—入孔蓋；7—放油塞；8—地腳；9—隔板；10—底板；11—吸油過濾器；12—板；
4）為了保持油液清潔，油箱應有周邊密封的蓋板，蓋板上裝有空氣過濾器，注油及通氣一般都由一個空氣過濾器來完成。為便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低處設置放油閥。對于不易開蓋的油箱，要設置清洗孔，以便于油箱內部的清理。
5）油箱底部應距地面150mm以上，以便于搬運、放油和散熱。在油箱的適當位置要設吊耳，以便吊運，還要設置液位計，以監視液位。
6）對油箱內表面的防腐處理要給予充分的注意。常用的方法有：
① 酸洗后磷化。適用于所有介質，但受酸洗磷化槽限制，油箱不能太大。
② 噴丸后直接涂防銹油。適用于一般礦物油和合成液壓油，不適合含水液壓液。因不受處理條件限制，大型油箱較多采用此方法。
③ 噴砂后熱噴涂氧化鋁。適用于除水-乙二醇外的所有介質。
④ 噴砂后進行噴塑。適用于所有介質。但受烘干設備限制，油箱不能過大。
考慮油箱內表面的防腐處理時，不但要顧及與介質的相容性，還要考慮處理后的可加工性、制造到投入使用之間的時間間隔以及經濟性，條件允許時采用不銹鋼制油箱無疑是最理想的選擇。
油箱的容量計算
油箱容量的計算
液壓泵站的油箱公稱容量系列（JB/T7938-1995），見表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
油箱容量與系統的流量有關，一般容量可取最大流量的3～5倍。另外，油箱容量大小可從散熱角度去設計。計算出系統發熱量與散熱量，再考慮冷卻器散熱后，從熱平衡角度計算出油箱容量。不設冷卻器、自然環境冷卻時計算油箱容量的方法如下。
1）系統發熱量計算 在液壓系統中，凡系統中的損失都變成熱能散發出來。每一個周期中，每一個工況其效率不同，因此損失也不同。一個周期發熱的功率計算公式為
式中 H——一個周期的平均發熱功率（W）；
T——一個周期時間（s）；
Ni——第i個工況的輸入功率（W）；
ηi——第i個工況的效率；
ti——第i個工況持續時間（s）。
2）散熱量計算 當忽略系統中其他地方的散熱，只考慮油箱散熱時，顯然系統的總發熱功率H全部由油箱散熱來考慮。這時油箱散熱面積A的計算公式為
式中 A——油箱的散熱面積（m2）；
H——油箱需要散熱的熱功率（W）；
△t——油溫（一般以55℃考慮）與周圍環境溫度的溫差（℃）；
K——散熱系數。與油箱周圍通風條件的好壞而不同，通風很差時K=8～9；良好時X=15～17.5；風扇強行冷卻時K=20～23；強迫水冷時K=110～175。
3）油箱容量的計算 設油箱長、寬、高比值為α：b：c，則邊長分別為αl、bl、cl、時（見圖11），l的計算公式為
式中 A——散熱面積（m2）
