表10 允许流速推荐值
管道 液压泵吸油管道 液压系统压油管道 液压系统回油管道 推荐流速/（m/s） 0.5～1.5，一般常取1以下 3～6，压力高，管道短，粘度小取大值 1.5～2.6 式中 p——管道内最高工作压力（Pa）； d——管道内径（m）； [ζ]——管道材料的许用应力（Pa），[ζ]=
；
ζb——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 α 行走机械 1～2 低压系统 2～4 中压系统 5～7 锻压机械 6～12 冶金机械 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（m/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
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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；
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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/（m·℃））
冷却条件 通风条件很差 通风条件良好 用风扇冷却 循环水强制冷却 K1 8～9 15～17 23 110～170 2
表13 管道散热系数K2 （W/（m2·℃））
风速/m·s-1 0.01 0 1 5 8 25 69 管道外径/m 0.05 6 14 40 0.1 5 10 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 数控机床 一般机床 机车车辆 船舶 冶金机械、液压机 工程机械、矿山机械 正常工作温度 30～50 30～55 40～60 30～60 40～70 50～80 最高允许温度 55～70 55～70 70～80 80～90 60～90 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（℃），
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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＜η）时，管道内压力增大值
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