液压系统的设计步骤是：一、工况分析和负荷确定。

二、系统主要技术参数的确定。

三、液压系统方案的拟定。

四、拟定液压系统工作原理图五、系统的初步计算和液压元件的选择。

六、液压系统验算。

七、编写技术文件。

一、工况分析和负荷确定一般只能分析工作循环过程中的最大负荷点或最大功率点，以这些点上的峰值作为系统设计的依据。

二、系统主要技术参数的确定（一）、系统工作压力在液压系统设计中，系统工作压力往往是预先确定的（依据设计机型参考相关资料选取），然后根据各执行元件对运动速度的要求，经过详细的计算，可以确定液压系统流量。

在外负荷已定情况下，系统压力选得越高，各液压元件的几何尺寸就越小，可以获得比较轻巧紧凑的结构，特别是对于大型挖掘机来说，选取较高的工作压力更为重要。

初选系统工作压力不等于系统的实际工作压力，要在系统设计完毕，根据执行元件的负载循环图，按已选定的液压缸两腔有效面积和液压马达排量，换算并画出其压力循环图，再计入管路系统的各项压力损失，按系统组成的型式，最后得到系统负载压力及其变化规律。

确定工作压力，应该选用国家系列标准值，我国的“公称压力及流量系列”（JB824-66）,其中适用于液压挖掘机的公称压力系列值有：8、10、12.5、16、20、25、32、40MPa。

（二）、系统流量确定系统流量，应首先计算每个执行元件所需流量，然后根据液压系统采用的型式来确定系统流量。

（三）、系统液压功率三、液压系统方案的拟定（一）开式系统与闭式系统的选择液压挖掘机的作业，除行走和回转外，主要靠双作用液压缸来完成的。

双作用液压缸由于两腔面积不等，而且两腔交替频繁。

因而只能使用开式系统，即各元件回油直接回油箱。

对挖掘机的开式系统，由于布置空间的限制，油箱容积不能做得太大，一般仅是主泵流量的1~2倍，自然冷却能力不足，要附加油冷却器。

（二）泵数的选择整个系统使用两个泵，各自组成一个独立的回路。

这种系统也称为双泵双回路系统。

在双泵系统中，可将若干个要求复合动作的执行元件分配在不同的回路中。

小型挖掘机中，也为常用三泵系统，单独使用一个泵驱动回转机构和推土铲。

（三）变量系统和定量系统的确定双泵双回路变量系统：采用两台恒功率变量泵，泵输出流量可根据外载荷大小自动无级变化，保持恒功率输出，提高整机的功率利用和生产率。

双泵双回路变量系统通常有分功率变量和全功率变量两种。

四、拟定液压系统工作原理图拟定液压系统工作原理图的一般画法是：1.先画执行元件。

2.画出各执行元件的基本回路，包括压力控制回路，流量控制回路，方向控制回路等。

3.画出液压泵。

根据选定的液压系统型式，画出单泵、双泵或多泵。

4.根据选定的方案，用串联、并联或串并联的方式，将各基本回路与液压泵联接起来。

5.画出控制油路及辅助油路。

6.画出起安全、保护作用的阀和装置。

7.画出辅助元件，例如滤油器、冷却器、油箱等。

五、系统的初步计算和液压元件的选择（一）、液压泵根据液压系统工作压力p 和流量Q ，考虑压力损失和流量漏损来计算液压泵的工作压力p B 和流量Q B ，液压泵应该有一定的压力储备。

液压泵的额定工作压力可按下式求得：)(∑∑∆+∆+=ζp p p A p l B (Pa)式中 p B ——液压泵额定工作压力(Pa)；p ——系统工作压力(Pa)；A ——储备系数 一般 A=1.05~1.25；∑l p ——系统中沿程阻力损失； ∑ζp ——系统中局部阻力损失。

对于压力损失：∑∑∑∆+∆=∆ζp p p l ，在初算时可以进行估算。

对节流调速的简单管路可取0.2~0.5MPa 。

对节流调速的复杂管路，可取0.5~1.5MPa ，对高压大流量则取较高值。

液压泵流量可按下式求得：Q B ＝KQ (m 3/s)式中 Q B ——液压泵额定流量(m 3/s)；Q ——液压系统工作流量(m 3/s)；K ——漏损系数 一般 K=1.1~1.3。

（二）、液压功率和发动机功率液压泵或泵组的液压功率是：R Q p N pp y η60000⋅= （kW ）式中 p p ——液压泵的最大工作压力(kPa)；Q p ——液压泵的最大流量(L/min)；η——液压泵的总效率，柱塞泵取0.85~0.90，齿轮泵取0.75~0.85。

R ——变量系数，对定量系统R=1。

发动机功率N 根据系统方案确定，若是变量系统，由于液压泵经常在满载或甚至在超载情况下工作，功率利用系统比较高，据统计可达85%以上，为了保证功率储备，延长液压泵和发动机的使用寿命，并考虑到辅助液压泵、操作系统、冷却装置等辅助设备的动力消耗，发动机功率可取为：N=(1.0~1.3)N y式中N y 是液压功率。

定量系统的发动机功率利用率较低，一般只有60%左右，所损失的功率全部变为热量，因此，确定发动机功率时可以取得低些，对于双泵双回路定量系统，发动机功率可取为N=(0.8~1.1)N y初步估算时，发动机功率可取N=95q kW (定量系统)N=74q kW (定量系统)式中q 是液压挖掘机的标准斗容量(m 3)（三）、液压缸液压缸的有效面积A(cm 2)根据系统工作压力p(kPa)和外负载P(N)决定mm o p P p p P A ηη⋅∆=-=10)(10 （cm 2） 式中 p o ——液压缸回油腔的背压(kPa)；ηm ——液压缸的机械效率，可取0.9~0.95。

根据活塞移动速度v(m/min)，该液压缸的流量Q 是vAv Q η10= （L/min ） 式中 ηv ——液压缸的容积效率。

液压挖掘机的液压缸没有定型产品，一般要根据上述参数进行设计。

（五）、液压马达液压马达的理论排量q(mL/r)根据下式决定mp M q η⋅∆==6280 （mL/r ） 《经功率相等换算而来》 式中 M ——液压马达输出扭矩(N ·m)；Δp ——液压马达进出口油腔的压力腔(kPa)；ηv ——液压马达机械效率（齿轮式和柱塞式可取0.9~0.95；叶片式可取0.85~0.90）。

液压马达的实际流量vqn Q η1000max == （L/min ） 式中 n max ——液压马达的最高转速(r/min)；q ——液压马达的理论排量ηv ——液压马达的容积效率。

（六）、液压阀根据系统的工作压力和通过该阀的最大流量来选择标准阀类或设计专用阀。

选择安全溢流阀时，要按液压泵的最大流量；节流阀和调速阀要考虑最小稳定流量；其他阀类按照接入回路的最大流量选取。

所选液压阀允许通过的最大流量不应超过公称流量的120~140%，若超过太大，则能量损失大，引起发热、振动和噪音，使阀的性能变坏；太小，则系统结构庞大，很不经济。

（七）、油管首先根据流经管道的最大流量和管内允许的流速确定管道的内径，然后再根据管道内油液的最大工作压力及管道材料的强度来确定其壁厚。

（软管只需确定内径和耐压值，不需要选择外径，，内径与流量相关，壁厚与压力和内径相关）管道内径d 按下式计算)/(2v q d π= (m)式中 d ——管道内径(m)；q ——流经管道的流量(m 3/s)；计算出来的内径值应按标准系列作圆整。

油管壁厚δ(m)按下式计算δ＝pd/(2[σ]) (m)式中 p ——管道内油液的最高工作压力(MPa)；d ——管道内径(m)；[σ]——管道材料的许用应力[N/m 2]，对于钢管[σ]=σb /n ，σb 为管道材料的抗拉强度(N/m 2（八）、油箱容量的计算油箱容量是指油面高度为油箱高度80%时油箱所贮油液的容积。

一般油箱有次容积约为液压泵每分钟流量的2~3倍。

挖掘机所用油箱一般都较小，以便减小整机的重量的尺寸。

其有效容积仅为液压泵每分钟流量的1~2倍。

六、液压系统的验算（一）、液压系统压力损失的验算液压系统油路中的压力损失∑∆P 包括：油液通过管道时的沿程损失ΔP T、局部损失ΔP ’T 和流经阀类等元件时的局部损失ΔP V ，即∑∑∑∑∆+∆+∆=∆V T T P P P P 'dg lv P T 2/2λγ=∆∑g v P T 2/'2ζγ=∆∑式中 l ——直管长度(m)；d ——管道内径(m)；v ——液流平均速度(m 2/s)；γ——液压油的重度(N/m 3)；ζ、λ——局部阻力和沿程阻力系数，可从有关手册查出。

流经标准阀类等液压元件时的压力损失ΔP T 值与其额定流量Q vn 额定压力损失ΔP vn 和实际通过的流量Q v 有关，其近似关系式为2)/(vn v vn T Q Q P P ∆=∆Q vn 和ΔP vn 的值可以从产品目录或样本上查到。

在计算整个液压系统的总压力损失时，通常将回油路上的压力损失折算到进油路上去，这样做便于确定系统的供油压力。

这时系统的总压力损失∑∆P 为∑∑∑∆+∆=∆122/A A P P P l 式中 1∑∆P 、2∑∆P ——分别为进油路上和回油路上的总压力损失；A 1、A 2——分别为液压缸无杆腔和有杆腔的有效工作面积。

在液压系统的工作循环中，不同的动作阶段的压力损失是不同的，必须分别计算。

当已知液压系统的全部压力损失后，就可以确定溢流阀的调整压力，它必须大于工作压力P 1和总压力损失之和，即∑∆+≥P P P P 1。

（二）、系统效率验算（三）、液压冲击验算（四）、发热和温升估算若挖掘机的正常工作油温是40~50°C 同，则最高允许油温为70~85°C ，温升不要超过35~45°C 。

七、编写技术文件。