液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據(jù)。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)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(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關參數(shù)標注圖上，其中F_W是作用在活塞桿上的外部載荷，F(xiàn)_m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(tǒng)計算簡圖

     作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷F_g，導軌的摩擦力F_f和由于速度變化而產生的慣性力F_a。

     （1）工作載荷F_g

     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F_f

     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）；

         F_N——外載荷作用于導軌上的正壓力（N）；

         μ——摩擦系數(shù)，見表1；

         α——V型導軌的夾角，一般為90°。

     （3）慣性載荷F_a

表1 摩擦系數(shù)μ

     式中 g——重力加速度；g=9.81m/s²；

        △υ——速度變化量（m/s）；

     以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷F_W。

     起動加速時 F_W=F_g+F_f+F_a                                         （4）

     穩(wěn)態(tài)運動時 F_W=F_g+F_f                                            （5）

     減速制動時 F_W=F_g+F_f-F_a                                         （6）

     工作載荷F_g并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則 F_g=0。

     除外載荷F_W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F_m，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 η_m——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T_g

     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T_f

T_f=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(shù)，參考表1選用；

         r——旋轉軸的半徑（m）。

     （3）慣性力矩T_a

               （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(wěn)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η_m（η_m=0.9～0.99）。

                      （14）

     根據(jù)液壓缸或液壓馬達各階段的載荷，繪制出執(zhí)行元件的載荷循環(huán)圖，以便進一步選擇系統(tǒng)工作壓力和確定其他有關參數(shù)。

     2.2 初選系統(tǒng)工作壓力

     壓力的選擇要根據(jù)載荷大小和設備類型而定。還要考慮執(zhí)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(zhí)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(shù)見圖2。圖a為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)，圖b活塞桿工作在受拉狀態(tài)。

     活塞桿受壓時

        （15）

     活塞桿受壓時

        （16）

        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(jù)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(shù)

表2 按載荷選擇工作壓力

表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力

表4 執(zhí)行元件背壓力

     一般，液壓缸在受壓狀態(tài)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(wěn)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）；

      Q_min——系統(tǒng)最小穩(wěn)定流量（m³/s），在節(jié)流調速中取決于回路中所設調速閥或節(jié)流閥的最小穩(wěn)定流量。容積調速中決定于變量泵的最小穩(wěn)定流量。

      υ_min——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(wěn)定速度的要求，則應按最低穩(wěn)定速度確定液壓缸的結構尺寸。

     另外，如果執(zhí)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(tǒng)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(guī)定的液壓缸的有關標準進行圓整。如與標準液壓缸參數(shù)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。