在确定压力阀的调整值时，往往要先计算出不同工作阶段不同工况的系统中某一点的压力值，这里要注意各个工作阶段的流量是不同的，需分别计算各阶段的压力损失值，才能正确计算各工作阶段的压力值。
5.2液压系统的发热及温升验算
液压系统工作时，各种能量损失最终都转变为热能，使油温升高。油温升高会使油液粘度下降，泄漏增加；油液通过节流元件时的节流特性发生变化，造成系统性能的变化；油温上升，还会加速油液氧化变质。因此系统必须将油温控制在允许的范围内。
5.2.1系统产生的发热功率计算
系统的发热量要进行准确计算一般很困难，下面介绍一种工程上常用的近似计算方法。 液压系统的输入功率与输出功率之差就是系统运行中的能量损失，也就是系统产生的发热功率H 。即
式中 Ni——系统的输入功率，即液压泵的输入功率，可用Ni = ppqp /ηp计算，式中符号意
义同前；
No——系统的输出功率，即执行元件的输出功率； 对于液压缸 No=Fv 对于液压马达 No=2πTn 式中 F——液压缸的总外负载力； T——马达轴上的总外负载力矩； v——液压缸的运动速度； n——液压马达的转速。
若整个工作循环内的功率是变化的，则可按各阶段的发热功率求出系统的平均发热功率，即
式中 Nij——整个工作循环的第j个阶段系统（液压泵）的输入功率； Noj——整个工作循环的第j个阶段系统执行元件的输出功率；
△tj——第j个阶段的持续时间； n——整个工作循环的阶段数； T——整个工作循环的周期（时间）。
5.2.2系统的散热功率计算
液压系统中产生的热量，一般可近似认为系统散发的热量全部被油箱散发和吸收。油箱的散热功率H’由下式计算
式中 △T——系统温升（°C），△T=t2-t1 ，其中，t1为系统的环境温度（°C），t2为系统达到
热平衡后的温度（°C）；
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A——油箱的散热面积(m)；
2
CT——邮箱的散热系数(W / m°C)， 它们的取值见表7
2
表7 油箱散热系数
散热条件 通风很差 通风良好 散热系数 8~9 15~17.5 散热条件 风扇冷却 循环水冷却 散热系数 23 110~175
5.2.3系统温升
当液压系统达到热平衡时，系统产生的热功率等于系统的散热功率，即H=H’, 联系式（27）可得系统的温升△T
热平衡后的油温
表8给出了各种机械允许的最高温度和温升值。当按上二式计算出的温升和热平衡后油温值超过表中数值时，就要设法增大油箱散热面积或增设冷却装置。
表8 各种机械的允许最高温度和温升 （°C） 设备类别 正常工作温度 最高允许温度 油和油箱允许温升 数控机床 30-55 55~70 ≤25 一般机床 30~55 55~70 ≤30~35 船舶 30~60 80~90 机车车辆 ≤35~40 40~60 70~80 冶金机械、液压机 40~70 80~90 工程机械、矿山机械 50~80 70~90
5.2.4散热面积计算
由式（9-28）可计算油箱散热面积A为
当油箱三个边的比例在1:1:1至1:2:3之间，油箱液面高度为油箱高度的80%，油箱的散热面积可由下式计算
式中 V——油箱的有效容积，单位为m。
当系统需要设冷却装置时，冷却器的散热面积Ac可按下式计算
3
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式中 Cc——散热器的散热系数(kW / m°C)，由产品样本查得；
2
6 液压站装置的设计
对于固定的液压设备，常将液压系统的油箱、动力装置和控制调节装置集中安装成液压站，
使装配、调试和维修都比较方便，同时又使液压站上的振动源与主机隔开，减少了液压站中的油温变化对主机精度的影响。这里主要介绍电动机和液压泵组与油箱的安装设计问题和控制阀的集成配置等问题。
6.1电动机和液压泵组与油箱的安装设计
在常见的液压站中，按照电动机和液压泵组相对油箱的安装位置不同，可以分为上置式、下置式与旁置式三种。
如图5所示为上置式油箱液压泵站。上置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱上盖板上，其结构紧凑，应用十分普遍，尤其是需要经常移动的、泵与电机均不太大的泵站。电机与泵可以立式安装（如图5），也可卧式安装。这种安装方法将动力振动源安置在油箱盖板上，因此油箱体，尤其是盖板要有较好的刚性。如图6所示为旁置式油箱液压泵站。旁置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱旁边。系统的流量和油箱容量较大时，尤其是一个油箱给多台液压泵供油的场合采用。旁置式油箱液压泵站使油箱内液面高于泵的吸油口，泵的吸油条件较好。设计要注意在泵的吸油口与油箱之间设置一个截止阀，以防止液压泵在维修或拆卸时油箱中油液外流。下置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱底下。这样可使设备的安装面积减小，也可使泵的吸入能力大为改善。这种安置方式，常常是将油箱架高到使人可以在油箱底下穿越，以便对液压泵的安装和维修
6.2电动机与液压泵的装配设计
电动机的安装形式主要有三种：机座带底脚、端盖上无凸缘机构，机座不带低脚、端盖上带大于机座的凸缘机构，机座带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构。如图7所示为底座带底脚、端盖上无凸缘机构，一般用于水平放置。若电动机与液压泵组立式放置则应选用机座不带底脚、端
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盖上带大于机座的凸缘机构，以便于电机在安装板上的定位与固定。机座带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构用于水平放置的电动机与液压泵组，此时液压泵通过发兰式支架支承在电动机上，利用端盖上的凸缘可方便地在支架上定位。
小功率的电动机与液压泵组可以安装在油箱盖上（上置式），功率较大时需单独安装在专用的平台上（非上置式）。电动机与液压泵组的底座应有足够的强度和刚度，要便于安装和检修。电动机与液压泵组与底座之间最好加弹性防振垫。在在适当的部位设置泄油盘，以防止场地污染。液压泵的传动轴不能承受径向与轴向载荷，与电机轴有很高的同轴度，一般采用弹性联轴器的连接形式。
6 绘制工作图，编写技术文件
所设计的液压系统经验算后既可对初步拟订的液压系统进行修改，并绘制正式的系统工作图和编写技术文件。
系统工作图包括液压系统原理图，液压缸等非标准元件的装配图，油箱装配图。液压系统原理图中除了液压系统回路原理图外，应给出各执行元件的工作循环图。
装配图要填写明细表，明细表中的非标准件要编制图号，确定材料、数量等，标准件、要注明代号、标准、数量等。技术文件主要为液压系统设计计算说明书。
7 液压缸设计 7.1 结构初选
液压缸的安装形式很多，但大致可分为两类： 8.1.1轴线固定类
这类安装形式的液压缸在工作时，轴线位置固定不变。机床上的液压缸大多是采用这种安装形式。
（1）通用拉杆式
在两端缸盖上钻出通孔，用双头螺杆将缸和安装座连接拉紧。一般用于短行程、压力低的液压缸。
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（2）法兰式
用液压缸上的法兰将其固定在机器上。法兰设置在活塞杆端的缸头上，外侧面与机械安装面贴紧，这叫头部外法兰式。由于液压缸工作时反作用力的作用，安装螺栓承受液压力的拉伸作用，因而安装螺栓的直径较大，并且要求强度计算。
法兰设置在活塞杆端的缸头上，内侧面与机械安装面贴紧，这叫头部内法兰式。液压缸工作时，安装螺栓受力不大，主要靠安装支承面承受，所以法兰直径较小，结构较紧凑。这种安装形式在固定安装形式中应用得最多。
法兰设置在缸的底部，与机械安装面用螺栓紧固，这叫尾部法兰式。这种安装形式使液压缸悬伸，安装长度较大，稳定性差。
（3）支座式
将液压缸头尾两端的凸缘与支座紧固在一起。支座可置于液压缸左右的径向、切向，也可置于轴向底部的前后端。径向安装时，安装面与活塞杆轴线在同一平面上，液压缸工作时，安装螺栓只承受剪切力；切向和轴向安装时，活塞的轴线与支座底面有一定的距离，安装螺栓既受剪切力，又承受因存在倾翻力矩而产生的弯曲力。切向安装时倾翻力矩比轴向安装时要小一些。
对于支座安装形式，GS3766—83的2.2.2条规定：“支座式液压缸如不采用键或销承受剪切力时，则底脚固定螺栓必须经受全部剪切力而不致引起危险”。
7.1.2轴线摆动类
液压缸在往复运动时，由于机构的相互作用使其轴线产生摆动，达到调整位置和方向的要求。安装这类液压缸，安装形式也只能采用使其能摆动的铰接方式。工程机械、农业机械、翻斗汽车和船舶甲板机械等所用的液压缸多用这类安装形式。
（1）耳轴式
将固定在液压缸上的铰轴安装在机械的轴座内，使液压缸轴线能在某个平面内自由摆动。 耳轴设置在液压缸头部的叫头部耳轴式。这种安装形式的液压缸，摆动幅度较小，但稳定性较好。
耳轴设置在液压缸尾部的尾部耳轴式。这种安装形式的液压缸，摆动幅度较大，但稳定性较差。
耳轴设置在液压缸中部的叫中间耳轴式，其摆动幅度和稳定性一般。 （2）耳环式
将液压缸的耳环与机械上的耳环用销轴连接在一起，使液压缸能在某个平面内自由摆动。耳环在液压缸的尾部，可以是单耳环，也可以是双耳环，还可以做成带关节轴承的单耳环或双耳环。
（3） 球头式
将液压缸尾部的球头与机械上的球座连接在一起，使液压缸能在一定的空间锥角范围内任意摆动。这种安装形式自由度大，但稳定性差。船舶起货吊杆液压缸多用这种形式。
应该指出，轴线摆动安装的液压缸往往工作时都是倾斜的，随着活塞杆的逐渐伸出，轴线与水平面的夹角也逐渐变化，其工作出力随着夹角的变化而变化，因此，计算液压缸的有效工作出力时，一定要以夹角处于最小时能推动的负载为依据。
7.2 局部结构初选
根据设计条件，查阅资料确定油缸各零件的结构、材料及联接方式。 7.2.1缸筒的结构设计
缸筒的两端分别与缸盖相连，构成密闭的压力腔，因而它的结构形式往往和缸盖及缸底密切相关。设计缸筒的结构时，也应该一起加以考虑。
缸筒是液压缸的主体，其余零件装配其上，它的结构形式对加工和装配有很大影响，因此其结构必须尽量便于装配、拆卸和维修。
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