液压计算器Pro

更新日志

版本加载中...

1 需求分析

→

2 执行元件

→

3 动力元件

→

4 控制元件

→

5 辅助元件

→

6 管路设计

→

7 系统校核

当前步骤：第1步 - 需求分析

计算模式：已知泵排量，计算实际输出流量

泵类型（自动填充效率）

ⓘ

泵类型	容积效率	机械效率	默认值
齿轮泵（外啮合）	85~92%	85~90%	88%/88%
叶片泵（双作用）	85~92%	85~90%	88%/88%
轴向柱塞泵	90~95%	90~95%	93%/93%
径向柱塞泵	88~93%	90~93%	91%/92%
螺杆泵	80~90%	85~90%	85%/88%

泵出口工作压力 P_pump

bar

所需流量 Q ?

L/min

泵排量 V_p

mL/r

电机转速 n_p

rpm

泵与电机直连时，泵转速=电机转速

容积效率 η_pv

机械效率 η_m

总效率=机械效率×容积效率

计算结果

转矩

⚙️ 驱动转矩 T

ⓘ

-- N·m

T = P×V_p/(20π×η_m)

流量

💧 理论流量

ⓘ

-- L/min

Q_t = V_p×n_p/1000

💧 实际流量

ⓘ

-- L/min

Q = Q_t×η_pv

功率与效率

📊 总效率 ηₜ

ⓘ

-- %

η_t = η_m×η_pv

⚡ 液压输出功率

ⓘ

-- kW

P_h = P×Q/600

🔋 轴输入功率

ⓘ

-- kW

电机选型依据

电机额定输出功率 P_N

电机极数（自动填充转速）

电机额定转速 n_N

rpm

电机效率 η

计算结果

转矩

⚙️ 额定输出扭矩 T_N

ⓘ

-- N·m

T_N = 9550×P_N/n_N

功率

🔋 电气输入功率 P_e

ⓘ

-- kW

P_e = P_N/η

计算模式：已知马达目标转速，计算马达所需输入流量

马达类型（自动填充效率）

ⓘ

马达类型	容积效率	机械效率	默认值
齿轮马达（外啮合）	85~92%	85~90%	88%/88%
叶片马达（双作用）	90%	83~85%	90%/84%
轴向柱塞马达	95%	90~95%	95%/93%
径向柱塞马达	≥95%	90~95%	95%/93%
摆线马达	94%	80%	94%/80%

马达排量 V_m

mL/r

工作压差 ΔP_m

bar

设计/目标转速 n_m

rpm

机械效率 η_mm

容积效率 η_mv

验证：负载需求扭矩 ?

N·m

验证：负载需求转速 ?

rpm

马达类型	容积效率	机械效率	默认值
齿轮马达（外啮合）	85~92%	85~90%	88%/88%
叶片马达（双作用）	90%	83~85%	90%/84%
轴向柱塞马达	95%	90~95%	95%/93%
径向柱塞马达	≥95%	90~95%	95%/93%
摆线马达	94%	80%	94%/80%

计算结果

转矩

⚙️ 理论扭矩 T_t

ⓘ

-- N·m

T_t = ΔP_m×V_m/(20π)

🔧 实际输出扭矩 T

ⓘ

-- N·m

T = T_t×η_mm

流量

💧 所需输入流量 Q

ⓘ

-- L/min

Q = V_m×n_m/(1000η_mv)

功率与效率

⚡ 机械输出功率 P_out

ⓘ

-- kW

P_out = T×n_m/9550

🔋 液压输入功率 P_in

ⓘ

-- kW

P_in = ΔP_m×Q/600

📊 总效率 η_t

ⓘ

-- %

η_t = η_mm×η_mv

✅ 扭矩匹配

ⓘ

吸油

合适

压力

合适

回油

合适

合适：吸油≤1.0 / 压力≤5.0 / 回油≤3.0 m/s（行业推荐上限）

注意：超过行业推荐，接近用户设定上限

过快：吸油>1.0 / 压力>5.0 / 回油>3.0 m/s

流量

L/min

吸油管内径

压力管内径

回油管内径

吸油流速上限 m/s

压力流速上限 m/s

回油流速上限 m/s

Q = 145 (L/min)

吸油流速 V = Q × 21.22 / d² ≈ 0.63 m/sec (d = 70 mm)

压力流速 V = Q × 21.22 / d² ≈ 3.42 m/sec (d = 30 mm)

回油流速 V = Q × 21.22 / d² ≈ 1.92 m/sec (d = 40 mm)

21.22 是将流量单位 L/min、管径单位 mm，换算为公式标准单位m³/s和m后，合并推导得到的工程速算系数，实际使用直接记住即可，无需深究推导过程。

流量

L/min

系统压力

bar

空气温度

°C

油箱容积

加热器功率

转化为热量的功率百分比

油箱温度(°C)

°C

水温差(出口-入口)

°C

水流量

L/min

油箱散热损失 = (油箱温度 - 空气温度)(°C) × 面积(m²) × k(12W/m²°C) ≈ 2.47 kW

油箱外壳向空气中散发的热量。油箱油温越高、散热面积越大，向外散出的热量就越多。

冷却水散热量 = (出口温度 - 入口温度)(°C) × 水流量(L/min) × 比热容 × 密度 ≈ 8.72 kW

冷却水通过冷却器带走的热量。

热平衡 = 加热器功率 - 辐射散热 + 输入功率 - 冷却器散热 ≈ 5.03 kW

系统的净剩余热功率。数值为正，代表有多余热量积蓄在油液中，油温上升；数值为负，代表散热量大于系统产热量，油温下降。

油箱温升速率 = 功率平衡(kW) × 35容积(L) ≈ 0.2 °C/min

表示油箱油温的变化速度。举例 0.2℃/min，即油温每分钟升高 0.2℃；热平衡为正时油温上升，热平衡为负时油温下降。

预充气体压力占最小工作压力百分比

最小工作压力

bar

最大工作压力

bar

绝热指数

范围在1(慢速充气-等温)到1.4(快速充气-绝热)之间

公称容积

蓄能器选型校核条件

系统需要蓄能器输出的油量 ΔV_req
L 放油时间 t_discharge
s 工作温度 T_work
℃

厂家/维护高级校核（可选）

没有厂家样本或维护数据时可留空；留空不影响基础可用油量计算，只是不做对应校核。

预充温度 T₀
℃ 允许压比上限 P_max/P₀
充油时间 t_charge
s 厂家允许峰值流量 Q_peak,allow
L/min

预充气体压力 = 设置为 90(%) × 100 最小压力(bar) ≈ 89 bar

可用油量 ΔV = V₀[(P₀绝/P₁绝)^1/n − (P₀绝/P₂绝)^1/n] = 4 L

预充气体压力通常设置为最小工作压力的90%

━━━ 选型校核 ━━━

系统需要蓄能器输出的油量 ΔV_req：未填写

温度修正预充压力 P_0,T ≈ -- bar；温度修正后校核可用油量 ΔV_T ≈ -- L

油量能力校核：未填写需求油量，不做油量满足性判断

放油平均流量 Q_discharge = ΔV_req / t_discharge × 60 ≈ -- L/min

充油平均流量 Q_charge = ΔV_req / t_charge × 60 ≈ -- L/min

实际压比 P_max,abs/P_0,T,abs ≈ --；允许压比上限：未填写

压比校核：未填写允许压比，不做厂家压比校核

厂家允许峰值流量：未填写 L/min；流量校核：未填写厂家峰值流量，不做峰值流量校核

提示：当前仅计算可用油量；填写需求油量、放油时间和厂家高级参数后，可做初步选型校核。

术语说明

预充气体压力：蓄能器皮囊内氮气的初始充气压力，行业常规设置为最小工作压力的90%；预充压力过高，蓄能器可输出的油液会减少。

最小工作压力：蓄能器工作循环中的系统最低压力，压力低于该值时蓄能器不再向外输出油液。

最大工作压力：蓄能器工作循环中的系统最高压力，此压力下油液充入蓄能器，压缩皮囊内氮气完成储能。

绝热指数：表征气体充放过程的热交换状态；动作缓慢接近等温过程取1，动作极快接近绝热过程取1.4，液压实际工况一般取1.2‑1.3。

标称容积：蓄能器皮囊的总容积，该数值不等于蓄能器实际能够输出的油液体积。

可用容积：蓄能器在最大、最小工作压力区间内，实际可以释放输出的油液体积，是选型的关键参数。

提示：蓄能器标称容积大，不代表可用容积一定大，受预充压力、高低工作压力、绝热指数共同影响。

工程单位换算器

支持压力、流量、功率、温度等15类工程单位的公制/英制换算

物理量类型

输入数值

从单位

换算结果

到单位

换算系数： -

完整表达式： -

常用换算快速参考

缸类型

活塞直径 D

杆直径 d

行程 S

执行元件工作压力 P_work

bar

缸筒材料

安全系数 n

一般取3.5-5

泵流量 Q

L/min

回油背压 P₂

bar

外部负载 F 📐

目标速度 v₁

m/s

用于速度满足验证

━━━ 标准缸径快速选择 (mm) GB/T 2348-2018 ━━━

计算结果

壁厚与强度

🛡️ 推荐标准壁厚

6 mm

✓ 满足强度要求

需求验证

💪 推力验证

✓ 满足

⚡ 速度验证

✓ 满足

选型参考

💧 液压缸所需最小流量 Q_min ?

-- L/min

当前泵实际流量应 ≥ 此最小流量

⚙️ 理论泵排量 Vpump

-- mL/r

按泵转速1455rpm、容积效率95%估算

💪 实际推力 F1

123.0 kN

理论推力 P₂=0：125.7 kN

⚡ 伸出速度 v1

0.17 m/s

170 mm/s

💡 说明：此处“液压缸所需最小流量 Q_min”是达到目标速度所需的最小泵流量；原理图中输入的“泵流量 Q”是当前泵的实际流量。两者比较即可判断当前泵是否满足速度要求。

📐 壁厚详细计算

材料许用应力 [σ] = σ_b/n = 600/4 = 150 MPa

计算壁厚 δ = P×D/(2×[σ]) = 160×100/(2×150) ≈ 5.3 mm

注：壁厚计算采用薄壁圆筒公式 δ=P×D/(2[σ])，适用于D/δ>10的场合。高压厚壁缸请采用拉美公式或查阅GB/T 38106。

🔧 缸径详细计算

活塞无杆腔面积 A₁ = π × D² / 4 = π × 100² / 4 ≈ 78.54 cm²

有杆腔环形面积 A₂ = π × (D² - d²) / 4 = π × (100² - 56²) / 4 ≈ 53.89 cm²

净拉力 F₂ = (P₁A₂ − P₂A₁) / 100（P：bar；A：cm²）= 82.3 kN （理论拉力 P₂=0：86.2 kN）

伸出时间 t₁ = S × A₁ / Q = 500 mm × 78.54 cm² / 80 L/min ≈ 2.94 s

缩回时间 t₂ = S × A₂ / Q = 500 mm × 53.89 cm² / 80 L/min ≈ 2.02 s

缩回速度 v₂ = Q / (6×A₂) = 80 / (6×53.89) ≈ 0.25 m/s （247 mm/s）

伸出所需入口压力 P₁ = (100F + P₂A₂) / A₁（F：kN；A：cm²；P：bar）= 62.4 bar

💧 泵流量详细计算

伸出所需流量 Q₁ = A₁ × v₁ × 6 ≈ -- L/min

缩回所需流量 Q₂ = A₂ × v₂ × 6 ≈ -- L/min

提示：单杆缸两腔面积不等，伸出和缩回速度、推力不同；缩回速度快于伸出速度。

额定流量 Q

L/min

调定压力 P_set

bar

阀芯直径 d

弹簧刚度 k

N/mm

预压缩量 x₀

流量系数 Cd

油液密度 ρ

kg/m³

━━━ 阀芯与弹簧参数 ━━━

阀芯面积 A = π×d²/4 = π×20²/4 ≈ 314.2 mm²

弹簧预紧力 F₀ = k×x₀ = 50×5 = 250 N

开启压力 P_open = 10×F₀/A = 10×250/314.2 ≈ 8.0 bar

━━━ 压力与流量特性 ━━━

阀口压差 ΔP = P_set − P_return（假定回油表压为 0）= 152.0 bar

阀口等效面积 A_eq = Q/(Cd×[2ΔP/ρ]^1/2) = 100/(0.75×[2×152.0×10⁵/870)) ≈ 2.1 mm²

阀口开度（估算）x = A_eq/(π×d×sin45°) = 2.1/(π×20×0.707) ≈ 0.05 mm

━━━ 功率损耗与发热 ━━━

耗散功率 P_loss = Q×ΔP/600 = 100×152.0/600 ≈ 25.3 kW

发热量 Q_heat = P_loss×860 = 25.3×860 ≈ 21758 kcal/h

每小时耗散能量 E = P_loss×3600 = 25.3×3600 ≈ 91080 kJ

提示：溢流阀的耗散功率全部转化为热量，是液压系统主要发热源之一。当系统长期溢流时，必须配置冷却器。开启压力由弹簧预紧力决定，调定压力=开启压力+流量引起的压力超调。

过滤器类型

系统流量 Q

L/min

油液粘度 ν

cSt

过滤精度

μm

额定流量 Q₀

L/min

初始压差 ΔP₀

bar

最大允许压差

bar

纳污容量

━━━ 过滤器类型标准 ━━━

类型：压力过滤器｜安装位置：泵出口高压管路

作用：保护阀、马达等精密元件

推荐精度：3-25 μm（伺服系统3-5 μm）｜推荐流速：2-5 m/s

初始压差：0.2-0.5 bar ｜最大压差：3-5 bar

注意：高压，需要耐压壳体

━━━ 压差计算 ━━━

流量比 Q/Q₀ = 100/100 = 1.00

粘度修正系数 = (ν/ν₀)^0.5 = (30/30)^0.5 = 1.00

实际压差 ΔP = ΔP₀ × (Q/Q₀)² × (ν/ν₀)^0.5 = 0.5 × 1.00² × 1.00 ≈ 0.50 bar

压差状态：合适（最大允许 3.0 bar）

━━━ 选型校验 ━━━

精度校验：当前 10 μm，状态：合适精度选择合理

额定流量裕度 = (Q₀-Q)/Q × 100% ≈ 0% （Q₀=100 L/min，Q=100 L/min）

裕度要求：30%，状态：不足裕度不足，建议选更大额定流量的过滤器

功率损失 P_loss = Q×ΔP/600 = 100×0.50/600 ≈ 0.08 kW

旁通阀开启判断：当 ΔP > 3.0 bar 时旁通阀开启，未经过滤的油液直接进入系统

━━━ 更换周期估算 ━━━

纳污容量 = 50 g

理论更换周期 ≈ 100 天（按中等污染程度0.5g/天估算，实际以压差指示器为准）

建议：当压差达到最大允许值的80%（2.4 bar）时更换滤芯，或按设备运行小时数定期更换

提示：当前模块用于过滤器初选和压差估算；额定流量、过滤精度和经验压差不能单独证明过滤器最终选型合格。过滤器压差随流量平方增长、随粘度平方根增长，系统冷启动时粘度高，压差会显著增大，可能触发旁通阀。最终应结合厂家压差曲线、β 值、旁通阀设定、壳体耐压、纳污容量和系统清洁度目标复核。

计算方法

油液流量 Q_oil

L/min

油液类型

油温 T_oil

°C

环境温度

°C

海拔高度

目标油温

°C

使用状态

冷却方式

系统发热功率

━━━ 发热功率计算 ━━━

系统发热功率（直接输入）= 10 kW

泵输出功率 = Q×P/600 = 100×100/600 ≈ 16.67 kW

泵自身损失估算（非全系统发热）= 泵输出功率 × (1-η)/η = 16.67 × (1-70%)/70% ≈ 7.14 kW

油液质量 = 油箱容积 × 油密度 = 500 × 0.87 = 435 kg

系统发热功率 = (m×Cp×ΔT) / t = (435×1.9×(60-20)) / (2×3600) ≈ 4.59 kW

最终发热功率 P_heat = 10 kW

━━━ 散热需求计算 ━━━

选型油气温差 ΔT = T_目标 − T_环境 = 30 °C

油箱散热面积 ≈ 3.21 m²（油箱容积500L估算）

油箱散热量 P_tank = k×A×ΔT = 12×3.2×30/1000 ≈ 0.7 （按正方体估算，实际油箱请以油箱设计模块为准） kW

冷却器需承担热负荷 P_cooler = P_heat - P_tank = 10 - 0.7 ≈ 9.3 kW

所需比冷却能力 = P_cooler / (ΔT × 综合修正系数) = 9.3 / (30 × 1.00) ≈ 0.31 kW/°C

修正系数：油液ISO VG 46（工作粘度46 cSt，修正1.00）| 海拔0m（修正1.00）| 污垢10%（修正0.91）

冷却器额定比冷却能力（留20%裕度）≈ 0.40 kW/°C

油侧温降 ΔT_oil = P_cooler / (Q_oil×0.87×1.9/60) = 9.3 / (100×0.87×1.9/60) ≈ 3.4 °C

━━━ 风冷计算 ━━━

所需风量 Q_air = P_cooler / (1.2 × 1.005 × 10)，假定空气温升 10 K = 0.83 m³/s = 49.8 m³/min

风扇功率估算 ≈ 0.5 kW（按风量和风压估算）

━━━ 热平衡分析 ━━━

油液质量 = 油箱容积 × 油密度 = 500 × 0.87 = 435 kg

冷却器在目标油温下的实际散热量（用户提供的厂家工况数据）= 5.0 kW

目标油温下净发热 = 总发热 − 油箱散热 − 冷却器实际散热 = 5.0 kW

预计降温时间：τ × ln[(T_初 − T_平衡)/(T_目标 − T_平衡)]；τ = mC_p/(60K_总) = 41 min

线性换热近似下的平衡油温（包含油箱与冷却器散热）= 60 °C

━━━ 选型建议 ━━━

冷却器额定散热功率（留20%裕度）≈ 12.0 kW

油侧压降估算：0.3 bar（根据油液流量、粘度和冷却器通径）

━━━ 推荐型号 ━━━

提示：比冷却能力（kW/°C）是冷却器的核心参数，表示每温差1°C能散出的功率，可直接从厂商样本查询。风冷适用于缺水环境或移动设备，但散热效率受环境温度影响大；水冷散热效率高、体积小，但需要水源和水处理。油液最佳工作温度40-55°C，超过60°C会加速油液氧化。

流量 Q

L/min

管路内径 d

管路长度 L

油液粘度 ν

cSt

油液密度 ρ

kg/m³

90°弯头数量

个

接头数量

个

━━━ 流速与流态判断 ━━━

管内流速 v = Q×21.22/d² = 100×21.22/25² ≈ 3.40 m/s

雷诺数 Re = v×d/ν×1000 = 3.40×25/30×1000 ≈ 2833

流态判断：过渡区（Re<2300层流，2300-4000过渡区，Re>4000紊流）

━━━ 沿程压降计算 ━━━

沿程阻力系数 λ ≈ 0.040 （层流64/Re，紊流用Colebrook公式）

动压 = ½ρv² = 0.5×870×3.40² ≈ 5027 Pa ≈ 0.050 bar

沿程压降 ΔP_f = λ×L/d×½ρv² = 0.040×10/25×0.050 ≈ 0.80 bar

━━━ 局部压降计算 ━━━

90°弯头局部阻力系数 ξ = 0.9，数量 2 个

接头局部阻力系数 ξ = 0.5，数量 2 个

总局部阻力系数 Σξ = 2×0.9 + 2×0.5 = 2.8

局部压降 ΔP_local = Σξ×½ρv² = 2.8×0.050 ≈ 0.14 bar

━━━ 总压降与功率损失 ━━━

总压降 ΔP_total = ΔP_f + ΔP_local = 0.80 + 0.14 ≈ 0.94 bar

功率损失 P_loss = Q×ΔP/600 = 100×0.94/600 ≈ 0.16 kW

每小时发热量 = P_loss×860 ≈ 134 kcal/h

💡 说明：管路压力损失仅作参考，不传递给后续模块。系统压力已由需求分析阶段的压力储备系数k（1.3/1.4/1.5）估算，无需在此处重复计算。

提示：管路压降随流速平方增长，管径选小会导致压降显著增大。吸油管流速建议0.5-1 m/s，压力管2-5 m/s，回油管1-3 m/s。局部阻力（弯头、接头、阀件）在短管路中占比可能超过沿程阻力。液压系统总压降建议不超过系统压力的5-10%。

泵出口压力需求（参考值，不参与计算）

bar

最大流量 Q_max

L/min

阀类别

压力阀

数据来源

系统压力和最大流量从上游模块自动带入，只读不可修改。如需修改请返回液压泵模块。

━━━ 阀通径推荐 ━━━

根据最大流量 100 L/min，推荐压力阀通径：

备注：仅供参考，以实际样本为准。压降验证请查阅厂家样本。

━━━ 完整分档表 ━━━

提示：样本链接可在代码中 VALVE_SAMPLE_LINKS 配置对象中自行维护。

系统压力 P_s （参考）

bar

最大流量 Q_max

L/min

阀类别

流量阀

数据来源

系统压力和最大流量从上游模块自动带入，只读不可修改。如需修改请返回液压泵模块。

━━━ 阀通径推荐 ━━━

根据最大流量 100 L/min，推荐流量阀通径：

备注：仅供参考，以实际样本为准。压降验证请查阅厂家样本。

━━━ 完整分档表 ━━━

提示：样本链接可在代码中 VALVE_SAMPLE_LINKS 配置对象中自行维护。

计算模式

节流孔直径 d

压差 ΔP

bar

流量 Q

L/min

流量系数 Cd

薄壁孔0.6-0.65，厚壁孔0.8-0.85

油液密度 ρ

kg/m³

━━━ 节流孔基本参数 ━━━

节流孔面积 A = π × d² / 4 = π × 2² / 4 ≈ 3.14 mm²

流量系数 Cd = 0.62，油液密度 ρ = 870 kg/m³

━━━ 计算结果 ━━━

流量 Q = Cd × A × [2ΔP/ρ]^1/2 = 0.62 × 3.14 × [2×10×10⁵/870]^1/2 ≈ 5.6 L/min

━━━ 工程应用说明 ━━━

薄壁孔（孔长/孔径 < 0.5）：Cd ≈ 0.6-0.65，流量受粘度影响小，适合做节流元件

厚壁孔（孔长/孔径 = 2-4）：Cd ≈ 0.8-0.85，流量受粘度影响较大

细长孔（孔长/孔径 > 4）：流量与压差成正比，与粘度成反比，不适合做节流调速

提示：节流孔计算是节流调速、缓冲回路、阻尼孔设计的基础。实际应用中需考虑油液温度对粘度的影响，以及节流孔的堵塞问题。

泵流量 Q

L/min

系统功率 P

系统总效率 η

环境温度

°C

目标油温

°C

油箱长宽比 L:W

━━━ 油箱容积推荐 ━━━

经验公式：V = (3~5) × Q = (3~5) × 100 ≈ 300 ~ 500 L

旧版发热估算（系数依据待核实，不参与推荐）：V = P × 60 / (ΔT × 0.5) = 15 × 60 / (25 × 0.5) ≈ 72 L

推荐油箱容积： L （按泵流量的4倍初选，并向上取整到标准容积；仍须校核液位变化与热平衡）

说明：
① 经验公式：V = (3~5) × Q，油箱容积通常取泵流量的3~5倍，这是工程经验公式，适用于一般液压系统。
② 旧版发热估算：V = P × 60 / (ΔT × 0.5) 中0.5的单位、来源及适用范围尚未核实，仅保留旧版结果供对照，不参与自动推荐，也不能代替热平衡计算。
③ 推荐油箱容积：按泵流量的4倍初选并向上取整到标准系列；还需结合执行元件造成的液位变化、油箱散热及冷却器校核最终确定。

━━━ 油箱尺寸估算 ━━━

假设油箱充满系数0.8，有效容积 500 L，长宽比 1.5:1

长 L ≈ 91 cm，宽 W ≈ 61 cm，高 H ≈ 90 cm

散热面积 A = 2×(L×W + L×H + W×H) × 0.85 ≈ 3.2 m² （底面散热差，乘以0.85系数）

━━━ 油箱散热计算 ━━━

系统发热量 P_heat = P × (1-η) = 15 × (1-0.75) = 3.75 kW

油箱散热量 P_tank = k × A × ΔT = 10 × 3.2 × 25 / 1000 ≈ 0.80 kW

需要冷却器散热：2.95 kW

━━━ 油箱标准容积推荐 ━━━

标准容积系列：

推荐标准容积：400 L （向上取整到标准系列）

━━━ 液位计算 ━━━

最高液位：距箱顶 10 cm （预留 10% 高度，防止溢出）

最低液位：距箱底 15 cm （吸油管口上方 5 cm，防止吸入空气）

有效液位高度：65 cm （最高液位 - 最低液位）

液位计选型：液位计长度 ≥ 80 cm （覆盖最低到最高液位范围）

━━━ 油箱结构细节 ━━━

隔板高度：60 cm （油箱高度的 67%，油液从隔板上方流过）

吸油管口距箱底：10 cm （≥ 2倍管径，防止吸入沉淀物）

回油管口插入深度：20 cm （最低液位以下，防止产生气泡）

吸油区容积：回油区容积 ≈ 1:1.5 （回油区略大，有利于散热和气泡逸出）

━━━ 油液质量与温升 ━━━

油液质量 m = V × ρ = 400 L × 0.87 kg/L = 348 kg

油液比热容 Cp = 1.9 kJ/(kg·°C)，油液密度 ρ = 870 kg/m³

温升速率 ΔT/Δt = (P发热 - P散热) × 60 / (m × Cp) ≈ 0.15 °C/min （散热充足，油温稳定）

━━━ 油箱附件选型 ━━━

吸油管径：50 mm（流速0.5-1m/s）

回油管径：32 mm（流速1-3m/s）

吸油过滤器精度：100-200 μm，回油过滤器精度：10-25 μm

提示：油箱容积一般取泵流量的3-5倍，高压大功率系统取5-8倍。油箱应设置隔板，将吸油区和回油区分开，增加油液循环路径，有利于散热和气泡逸出。吸油管口应切成45°斜口，距离箱底不小于管径的2倍。

当前按标准大气压、通气油箱和当前油温粘度估算；高海拔、密闭油箱、低液位、低温冷启动时，应启用下方高级工况校核，或按厂家样本复核。

高级工况校核（高海拔 / 密闭油箱 / 低液位 / 冷启动 / 厂家入口压力）

普通工况可保持为空；填写后会覆盖简单估算中的大气压、油箱压力、吸油高度或油液粘度。

海拔高度（m）
当地大气压（bar abs，可选）
油箱表压（bar，可正可负）
最低液位相对泵中心高度（m）
冷启动最低油温（°C，可选）
冷启动粘度（mm²/s，可选）
厂家允许入口最低绝对压力（bar abs）
厂家允许真空度（bar，可选）

说明：最低液位相对泵中心高度为正值表示泵高于液面，为负值表示油箱液位高于泵入口。厂家允许入口压力和允许真空度只用于产品限制提示，不改变管路压降公式。

泵流量 Q

L/min

吸油管内径 d

吸油管长度 L

吸油高度 h

泵高于油箱为正

油液运动粘度 ν

mm²/s

油液密度 ρ

kg/m³

局部阻力系数 Σζ

过滤器2.0+弯头0.9+接头0.6

泵类型

泵必需气蚀余量 NPSHr

bar

齿轮泵0.2-0.4，叶片泵0.3-0.5，柱塞泵0.4-0.8

油液温度

°C

━━━ 吸油管路参数 ━━━

吸油管流速 v = Q / (6×A) = 100 / (6×19.63) ≈ 0.85 m/s

雷诺数 Re = v×d/ν×1000 = 0.85×50/46×1000 ≈ 924 （层流 Re<2320）

沿程阻力系数 λ = 64/Re = 64/924 ≈ 0.069

━━━ 压力损失计算 ━━━

动压 ½ρv² = 0.5×870×0.85² ≈ 314 Pa ≈ 0.0031 bar

沿程压降 ΔP_f = λ×L/d×½ρv² = 0.069×3/50×0.0031 ≈ 0.013 bar

局部压降 ΔP_local = Σζ×½ρv² = 3.5×0.0031 ≈ 0.011 bar

位置水头 ΔP_h = ρ×g×h = 870×9.81×0.5/100000 ≈ 0.043 bar

总压力损失 ΔP_total = ΔP_f + ΔP_local + ΔP_h ≈ 0.067 bar

━━━ 真空度与气蚀评估 ━━━

大气压 P_atm = 1.013 bar（标准大气压）

泵入口绝对压力 P_in = P_atm + P_tank - ΔP_total = 1.013 + 0.000 - 0.067 ≈ 0.946 bar

入口真空度 P_vac = P_atm - P_in ≈ 0.067 bar （≈ 6.7 kPa）

油液饱和蒸气压 P_vapor ≈ 0.005 bar（50°C矿物油）

有效气蚀余量 NPSHa = P_in - P_vapor = 0.946 - 0.005 ≈ 0.941 bar

泵必需气蚀余量 NPSHr ≈ 0.30 bar （齿轮泵）

NPSH裕度 = NPSHa - NPSHr ≈ 0.64 bar （安全，裕度>0.5bar）

最大允许吸油高度 h_max ≈ 1.2 m （当前吸油高度 0.5 m）

改善措施建议：

当前采用普通估算：标准大气压、通气油箱、当前油温粘度。

✓ 安全：NPSH = 0.941 bar > 0，无气蚀风险。吸油真空度0.067 bar在安全范围（一般建议<0.3bar）。吸油管流速0.85 m/s在推荐范围（0.5-1.0 m/s）。

0 动作循环

→

1 需求分析

→

2 执行元件

→

3 动力元件

→

4 控制元件

→

5 辅助元件

→

6 管路设计

→

7 系统校核

当前步骤：前置 - 动作循环

液压系统设计流程

按照以下 7步流程 逐步设计，点击各环节可跳转到对应计算模块。
设计流程中各步骤的参数将自动传递到下一步，无需重复输入。

需求分析

明确负载、速度、行程，算出系统压力、最大流量、执行元件规格需求

输入：负载力、速度、行程、估算压力

输出：执行机构所需压力、最大流量、缸径/马达排量需求

→ 进入需求分析

执行元件

液压缸/液压马达详细计算，验证推力/扭矩、速度是否满足需求，同时算出泵流量需求

输入：执行机构所需压力、负载、速度

输出：缸径/杆径/马达排量、流量需求

→ 液压缸 / 液压马达

动力元件

根据执行元件的流量需求选液压泵，根据泵的输入功率选电机

输入：流量需求、执行机构所需压力

输出：泵排量、电机功率、型号推荐

→ 液压泵 / 电机选型

控制元件

根据泵出口压力需求和流量要求进行阀类选型（方向阀/压力阀/流量阀）

输入：泵出口压力需求（参考）、最大流量

输出：阀通径推荐、阀型号推荐

→ 方向阀 / 压力阀 / 流量阀

辅助元件

油箱、过滤器、冷却器、蓄能器等辅助元件选型

输入：系统流量、油箱容积、污染度要求

输出：过滤器精度、冷却器功率、蓄能器容积

→ 油箱 / 过滤器 / 冷却器 / 蓄能器

管路设计

管路直径、压降、吸油真空度计算

输入：系统流量、管路长度、油液粘度

输出：管径推荐、管路压降、吸油真空度

→ 液压管路 / 管路压降 / 吸油真空度

系统校核

压降、热平衡、气蚀校核，输出完整设计报告

输入：全系统参数

输出：系统校核结果、设计报告、选型清单

→ 查看系统校核报告

📋 使用说明与提示

✓ 参数自动传递：

前一步的计算结果会自动带入下一步，无需重复输入
需求分析 → 执行元件：执行机构所需压力、最大流量、缸径/马达排量
执行元件 → 动力元件：泵流量需求
液压泵 → 电机选型：泵输入功率

💡 使用技巧：

建议按步骤顺序设计，参数会自动传递
每个模块的参数都可以手动修改
可以随时切换步骤，已输入的数据会保留
鼠标悬停在顶部流程进度条上，可查看每步说明

📊 系统校核汇总

汇总前面所有步骤的计算结果，进行系统整体校核

━━━ 一、系统参数汇总 ━━━

执行机构所需压力 P_work ≈ -- bar

泵出口计算压力 P_pump ≈ -- bar

泵额定压力 P_rated = -- bar

需求流量 Q_required ≈ -- L/min

执行元件往返流量简化平均值 Q_avg,simple ≈ -- L/min

━━━ 二、执行元件选型汇总 ━━━

液压缸缸径 D = -- mm

液压缸杆径 d = -- mm

无杆腔面积 A₁ ≈ -- cm²

有杆腔面积 A₂ ≈ -- cm²

━━━ 三、动力元件选型汇总 ━━━

液压泵排量 Vₚ = -- mL/r

液压泵转速 nₚ = -- rpm

泵输出流量 Qₚ ≈ -- L/min

泵输出液压功率 ≈ -- kW

泵输入机械功率 ≈ -- kW

电机额定功率 = -- kW

电机额定转速 = -- rpm

━━━ 四、系统效率校核 ━━━

泵总效率 ηₚ ≈ -- %

经验估算系统效率 η ≈ -- %

按泵总效率 × 0.85 估算；0.85为阀及管路等损失的假设系数，并非各模块损失汇总所得。

━━━ 五、发热与冷却校核 ━━━

系统发热功率 ≈ -- kW

油箱容积 = -- L

冷却器散热功率 ≈ -- kW

发热功率由冷却器模块带入；按泵损失或升温过程得到的自动值不代表已核实的全系统发热。

━━━ 六、系统校核结果 ━━━

请点击"刷新汇总数据"进行系统校核

💡 提示：本页面汇总的数据来自前面各模块的计算结果。请确保前面各模块已完成计算，然后点击"刷新汇总数据"按钮更新本页面。

动作循环与工况表

本表为动作循环工况整理与参考汇总，用于把一个工作循环里的伸出、保压、缩回、等待等动作先列清楚。

计算结果只作为后续“需求分析、液压泵、电机、冷却器、蓄能器、管路”等模块的输入参考，不自动覆盖后续模块，避免软件替用户决定设计工况。

动作工况表（第一版）

序号	动作名称	持续时间 t s	动作流量 Q L/min	工作压力 P bar	参与热平衡	备注
1
2
3
4
5
6

说明：流量和压力可按已有经验、客户节拍、执行元件初估值或样本数据填写；不确定的工况可以先留空。

总周期时间
0.00 s

最大瞬时流量
0.00 L/min

最高工作压力
0.00 bar

峰值液压功率
0.00 kW

整周期平均流量
0.00 L/min

整周期平均液压功率
0.00 kW

单周期液压能量
0.00 kJ

单步最大用油量
0.00 L

供后续模块参考

液压泵流量参考：0.00 L/min；泵出口压力参考：0.00 bar

电机功率参考：峰值液压功率 0.00 kW；冷却器参考：整周期平均液压功率 0.00 kW

蓄能器参考：单步最大用油量 0.00 L；管路参考：最大瞬时流量 0.00 L/min

液压系统需求分析

执行元件

执行元件类型

杆径比（自动推荐）

负载与运动参数

最大负载 F

📐 由质量换算（可选）

负载质量 m

安装角度 α

° (0=水平,90=垂直)

摩擦系数 μ

(默认0.1)

换算结果：F = 0.98 kN

公式：F = m×g×sinα + μ×m×g×cosα

💡 水平安装：主要克服摩擦力

运动速度 v

m/s

行程 S

压力条件

工作场景

缸径估算参考压力 ?

MPa

回油背压 P₂

bar

系统复杂程度

压力储备系数k：在暂不逐项计算阀、管路等压力损失时，对执行元件所需压力进行估算，以得到泵出口压力的初步设计值。

压力储备系数 k（可手动调整）

初步估算结果（仅供参考，非最终值）：

执行元件所需压力（初算）：25.0 bar

流量初算：47.1 L/min

理论缸径：80 mm

理论杆径：56 mm

提示：修改上方输入参数，结果实时更新；点击下方按钮可跳转到对应模块进行精确计算

━━━ 系统参数计算 ━━━

执行元件所需压力（初算）P_work = 负载×1000 / 缸径面积 + 回油背压 ≈ 25.0 bar

泵出口压力需求（初算）= 执行元件所需压力 × 压力储备系数k ≈ 30.0 bar 💡 泵出口压力需求怎么来的？

流量初算 ? = A₁ × v × 6 ≈ 47.1 L/min

往返一次时间 t = S/v×2 ≈ 10.0 s，执行元件往返流量简化平均值 Q_avg,simple ≈ 23.6 L/min

━━━ 执行元件初步选型 ━━━

理论所需缸径 D = [4×F×1000 / (π×(P-P₂)×10⁵)]^1/2 × 1000 ≈ 75.2 mm

推荐标准缸径 D = 80 mm（GB/T 2348标准）

理论杆径 d = D × 杆径比 ≈ 39.2 mm

推荐标准杆径 d = 56 mm（GB/T 2348标准）

无杆腔面积 A₁ ≈ 50.3 cm²，有杆腔面积 A₂ ≈ 25.6 cm²

━━━ 快速跳转 ━━━

✓ 初步选型完成。建议到对应模块进行精确计算和校核。

泵类型（自动填充效率）

ⓘ

泵类型	容积效率	机械效率	默认值
齿轮泵（外啮合）	85~92%	85~90%	88%/88%
叶片泵（双作用）	85~92%	85~90%	88%/88%
轴向柱塞泵	90~95%	90~95%	93%/93%
径向柱塞泵	88~93%	90~93%	91%/92%
螺杆泵	80~90%	85~90%	85%/88%

泵出口工作压力 P_pump

bar

泵排量 V_p

mL/r

电机转速 n_p

rpm

泵与电机直连时，泵转速=电机转速

容积效率 η_pv

机械效率 η_m

总效率=机械效率×容积效率

计算结果

转矩

⚙️ 驱动转矩 T

ⓘ

-- N·m

T = P×V_p/(20π×η_m)

流量

💧 理论流量

ⓘ

-- L/min

Q_t = V_p×n_p/1000

💧 实际流量

ⓘ

-- L/min

Q = Q_t×η_pv

功率与效率

📊 总效率 ηₜ

ⓘ

-- %

η_t = η_m×η_pv

⚡ 液压输出功率

ⓘ

-- kW

P_h = P×Q/600

🔋 轴输入功率

ⓘ

-- kW

电机选型依据

电机额定输出功率 P_N

电机极数（自动填充转速）

电机额定转速 n_N

rpm

电机效率 η

计算结果

转矩

⚙️ 额定输出扭矩 T_N

ⓘ

-- N·m

T_N = 9550×P_N/n_N

功率

🔋 电气输入功率 P_e

ⓘ

-- kW

P_e = P_N/η

计算模式：已知马达目标转速，计算马达所需输入流量

马达类型（自动填充效率）

ⓘ

马达类型	容积效率	机械效率	默认值
齿轮马达（外啮合）	85~92%	85~90%	88%/88%
叶片马达（双作用）	90%	83~85%	90%/84%
轴向柱塞马达	95%	90~95%	95%/93%
径向柱塞马达	≥95%	90~95%	95%/93%
摆线马达	94%	80%	94%/80%

马达排量 V_m

mL/r

工作压差 ΔP_m

bar

设计/目标转速 n_m

rpm

机械效率 η_mm

容积效率 η_mv

负载需求扭矩

N·m

负载需求转速

rpm

马达类型	容积效率	机械效率	默认值
齿轮马达（外啮合）	85~92%	85~90%	88%/88%
叶片马达（双作用）	90%	83~85%	90%/84%
轴向柱塞马达	95%	90~95%	95%/93%
径向柱塞马达	≥95%	90~95%	95%/93%
摆线马达	94%	80%	94%/80%

计算结果

转矩

⚙️ 理论扭矩 T_t

ⓘ

-- N·m

T_t = ΔP_m×V_m/(20π)

🔧 实际输出扭矩 T

ⓘ

-- N·m

T = T_t×η_mm

流量

💧 所需输入流量 Q

ⓘ

-- L/min

Q = V_m×n_m/(1000η_mv)

功率与效率

⚡ 机械输出功率 P_out

ⓘ

-- kW

P_out = T×n_m/9550

🔋 液压输入功率 P_in

ⓘ

-- kW

P_in = ΔP_m×Q/600

📊 总效率 η_t

ⓘ

-- %

η_t = η_mm×η_mv

✅ 扭矩匹配

ⓘ

吸油

合适

压力

合适

回油

合适

合适：吸油≤1.0 / 压力≤5.0 / 回油≤3.0 m/s（行业推荐上限）

注意：超过行业推荐，接近用户设定上限

过快：吸油>1.0 / 压力>5.0 / 回油>3.0 m/s

流量

L/min

吸油管内径

压力管内径

回油管内径

吸油流速上限 m/s

压力流速上限 m/s

回油流速上限 m/s

Q = 145 (L/min)

吸油流速 V = Q × 21.22 / d² ≈ 0.63 m/sec (d = 70 mm)

压力流速 V = Q × 21.22 / d² ≈ 3.42 m/sec (d = 30 mm)

回油流速 V = Q × 21.22 / d² ≈ 1.92 m/sec (d = 40 mm)

21.22 是将流量单位 L/min、管径单位 mm，换算为公式标准单位m³/s和m后，合并推导得到的工程速算系数，实际使用直接记住即可，无需深究推导过程。

流量

L/min

空气温度

°C

油箱容积

加热器功率

转化为热量的功率百分比

油箱温度(°C)

°C

水温差(出口-入口)

°C

水流量

L/min

油箱散热损失 = (油箱温度 - 空气温度)(°C) × 面积(m²) × k(12W/m²°C) ≈ 2.47 kW

油箱外壳向空气中散发的热量。油箱油温越高、散热面积越大，向外散出的热量就越多。

冷却水散热量 = (出口温度 - 入口温度)(°C) × 水流量(L/min) × 比热容 × 密度 ≈ 8.72 kW

冷却水通过冷却器带走的热量。

热平衡 = 加热器功率 - 辐射散热 + 输入功率 - 冷却器散热 ≈ 5.03 kW

系统的净剩余热功率。数值为正，代表有多余热量积蓄在油液中，油温上升；数值为负，代表散热量大于系统产热量，油温下降。

油箱温升速率 = 功率平衡(kW) × 35容积(L) ≈ 0.2 °C/min

表示油箱油温的变化速度。举例 0.2℃/min，即油温每分钟升高 0.2℃；热平衡为正时油温上升，热平衡为负时油温下降。

预充气体压力占最小工作压力百分比

最小工作压力

bar

最大工作压力

bar

绝热指数

范围在1(慢速充气-等温)到1.4(快速充气-绝热)之间

公称容积

蓄能器选型校核条件

系统需要蓄能器输出的油量 ΔV_req
L 放油时间 t_discharge
s 工作温度 T_work
℃

厂家/维护高级校核（可选）

没有厂家样本或维护数据时可留空；留空不影响基础可用油量计算，只是不做对应校核。

预充温度 T₀
℃ 允许压比上限 P_max/P₀
充油时间 t_charge
s 厂家允许峰值流量 Q_peak,allow
L/min

📋 产品样本

派克 (Parker)样本已内置

预充气体压力 = 设置为 90(%) × 100 最小压力(bar) ≈ 89 bar

可用油量 ΔV = V₀[(P₀绝/P₁绝)^1/n − (P₀绝/P₂绝)^1/n] = 4 L

预充气体压力通常设置为最小工作压力的90%

━━━ 选型校核 ━━━

系统需要蓄能器输出的油量 ΔV_req：未填写

温度修正预充压力 P_0,T ≈ -- bar；温度修正后校核可用油量 ΔV_T ≈ -- L

油量能力校核：未填写需求油量，不做油量满足性判断

放油平均流量 Q_discharge = ΔV_req / t_discharge × 60 ≈ -- L/min

充油平均流量 Q_charge = ΔV_req / t_charge × 60 ≈ -- L/min

实际压比 P_max,abs/P_0,T,abs ≈ --；允许压比上限：未填写

压比校核：未填写允许压比，不做厂家压比校核

厂家允许峰值流量：未填写 L/min；流量校核：未填写厂家峰值流量，不做峰值流量校核

提示：当前仅计算可用油量；填写需求油量、放油时间和厂家高级参数后，可做初步选型校核。

术语说明

预充气体压力：蓄能器皮囊内氮气的初始充气压力，行业常规设置为最小工作压力的90%；预充压力过高，蓄能器可输出的油液会减少。

最小工作压力：蓄能器工作循环中的系统最低压力，压力低于该值时蓄能器不再向外输出油液。

最大工作压力：蓄能器工作循环中的系统最高压力，此压力下油液充入蓄能器，压缩皮囊内氮气完成储能。

绝热指数：表征气体充放过程的热交换状态；动作缓慢接近等温过程取1，动作极快接近绝热过程取1.4，液压实际工况一般取1.2‑1.3。

标称容积：蓄能器皮囊的总容积，该数值不等于蓄能器实际能够输出的油液体积。

可用容积：蓄能器在最大、最小工作压力区间内，实际可以释放输出的油液体积，是选型的关键参数。

提示：蓄能器标称容积大，不代表可用容积一定大，受预充压力、高低工作压力、绝热指数共同影响。

工程单位换算器

支持压力、流量、功率、温度等15类工程单位的公制/英制换算

物理量类型

输入数值

从单位

换算结果

到单位

换算系数： -

完整表达式： -

常用换算快速参考

液压缸所需最小流量 Q_min = 2.9 L/min

缸类型

活塞直径 D

杆直径 d

行程 S

执行机构所需压力 P_work

bar

缸筒材料

安全系数 n

一般取3.5-5

泵流量 Q

L/min

回油背压 P₂

bar

外部负载 F

目标速度 v

m/s

📋 产品样本

伊顿 (Eaton)样本已内置

━━━ 缸筒壁厚与强度校核 ━━━

材料许用应力 [σ] = σ_b/n = 600/4 ≈ 150 MPa

计算壁厚 δ = P×D/(2×[σ]) = 160×100/(2×150) ≈ 5.3 mm

推荐标准壁厚 ≈ 6 mm ✓ 满足强度要求

注：壁厚计算采用薄壁圆筒公式 δ=P×D/(2[σ])，适用于D/δ>10的场合。高压厚壁缸请采用拉美公式或查阅GB/T 38106。

━━━ 标准缸径快速选择 (mm) GB/T 2348-2018 ━━━

━━━ 需求满足验证 ━━━

验证结果：

推力验证：--

💡 速度验证：请在「动力元件（泵）」模块进行（选完泵后验证实际速度是否满足需求）

━━━ 泵流量需求（供动力元件选型参考） ━━━

伸出所需流量 Q₁ = A₁ × v₁ × 6 ≈ -- L/min

缩回所需流量 Q₂ = A₂ × v₂ × 6 ≈ -- L/min

液压缸所需最小流量 Q_min ? ≈ -- L/min （泵实际流量须≥此值，下一步泵选型按此值）

提示：跳转到"液压泵"模块时，当前“执行元件工作压力”与“泵需求最小流量”将自动带入。如需更精确的泵选型，请在液压泵模块中调整泵的排量、转速、容积效率等参数。

━━━ 当前缸径计算 ━━━

活塞无杆腔面积 A₁ = π × D² / 4 = π × 100² / 4 ≈ 78.54 cm²

有杆腔环形面积 A₂ = π × (D² - d²) / 4 = π × (100² - 56²) / 4 ≈ 53.89 cm²

净推力 F₁ = (P₁A₁ − P₂A₂) / 100（P：bar；A：cm²）= 123.0 kN （理论推力 P₂=0：≈ 125.7 kN）

净拉力 F₂ = (P₁A₂ − P₂A₁) / 100（P：bar；A：cm²）= 82.3 kN （理论拉力 P₂=0：≈ 86.2 kN）

伸出时间 t₁ = S × A₁ / Q = 500 mm × 78.54 cm² / 80 L/min ≈ 2.94 s

缩回时间 t₂ = S × A₂ / Q = 500 mm × 53.89 cm² / 80 L/min ≈ 2.02 s

目标伸出速度 v₁ ≈ 0.10 m/s （液压缸所需最小流量按目标速度计算，Q_min = A₁ × v₁ × 6）（100 mm/s）

缩回速度 v₂ = Q / (6×A₂) = 80 / (6×53.89) ≈ 0.25 m/s （247 mm/s）

伸出所需入口压力 P₁ = (100F + P₂A₂) / A₁（F：kN；A：cm²；P：bar）= 62.4 bar

提示：单杆缸两腔面积不等，伸出和缩回速度、推力不同；缩回速度快于伸出速度。

泵排量 Vₚ [最终选型]

cm³/rev

泵转速 nₚ

RPM

泵容积效率 ηₚᵥ

泵机械效率 ηₚₘ

执行元件工作压力 P_work

bar

马达类型 ?

马达排量 Vₘ

cm³/rev

需求转速 nₘ ?

RPM

马达容积效率 ηₘᵥ

马达机械效率 ηₘₘ

━━━ 需求满足验证 ━━━

验证结果：

转矩验证：--

转速验证：--

━━━ 泵侧（机械能→液压能）━━━

泵输出流量 Qₚ = Vₚ × nₚ × ηₚᵥ / 1000 = 100 × 1455 × 92% / 1000 ≈ 133.4 L/min

泵输出液压功率 P_hyd = ΔP × Qₚ / 600 = 160 × 133.4 / 600 ≈ 35.6 kW

泵总效率 ηₚ = ηₚᵥ × ηₚₘ / 100 = 92 × 95 / 100 ≈ 87.4 %

泵输入机械功率 Pₚ_in = P_hyd / ηₚ = 35.6 / 87.4% ≈ 40.7 kW

泵输入扭矩 Tₚ = Pₚ_in × 9550 / nₚ = 40.7 × 9550 / 1455 ≈ 268.0 N·m

━━━ 马达侧（液压能→机械能）━━━

马达输出转速 nₘ = Qₚ × 10 × ηₘᵥ / Vₘ = 133.4 × 10 × 90% / 100 ≈ 1200.6 RPM

马达总效率 ηₘ = ηₘᵥ × ηₘₘ / 100 = 90 × 92 / 100 ≈ 82.8 %

马达输出机械功率 Pₘ_out = P_hyd × ηₘ = 35.6 × 82.8% ≈ 29.5 kW

马达输出扭矩 Tₘ = Pₘ_out × 9550 / nₘ = 29.5 × 9550 / 1200.6 ≈ 234.7 N·m

━━━ 系统总效率 ━━━

系统总效率 η_total = ηₚ × ηₘ / 100 = 87.4% × 82.8% / 100 ≈ 72.4 %

总功率损失 P_loss = Pₚ_in - Pₘ_out = 40.7 - 29.5 ≈ 11.2 kW

提示：泵-马达传动系统中，能量经过两次转换（机械能→液压能→机械能），总效率为泵效率与马达效率的乘积，通常在70%~85%之间。

━━━ 液压马达选型推荐 ━━━

推荐马达类型

系统压力200bar，推荐高压柱塞马达

理论马达排量

100.0 mL/r

V = T × 2π / (P × ηₘ × 0.1)

推荐标准马达排量（向上取整）

通用系列

100

mL/r

力士乐系列

100

mL/r

派克系列

100

mL/r

💡 选型依据：根据系统压力等级推荐马达类型（低压→齿轮/叶片，中压→齿轮/叶片/柱塞，高压→柱塞）；根据需求扭矩和系统压力计算理论马达排量（V = T×2π/(P×ηₘ×0.1)），向上取整到各品牌标准排量系列。推荐值仅基于需求参数，调整泵流量不影响推荐。

马达类型 ?

马达排量 Vₘ

mL/r

执行机构所需压力 P_work

bar

需求转速 nₘ ?

rpm

负载转矩 T_L ?

N·m

马达容积效率 ηₘᵥ

马达机械效率 ηₘₘ

泵流量 Qₚ ?

L/min

📋 产品样本

赫格隆 (Hägglunds)样本已内置

━━━ 需求满足验证 ━━━

验证结果：

转矩验证：--

转速验证：--

━━━ 马达计算结果 ━━━

马达输出转速 nₘ = Qₚ × 10 × ηₘᵥ / Vₘ = 50 × 10 × 90% / 100 ≈ 450.0 rpm

马达总效率 ηₘ = ηₘᵥ × ηₘₘ / 100 = 90 × 92 / 100 ≈ 82.8 %

马达输入液压功率 P_hyd = ΔP × Qₚ / 600 = 160 × 50 / 600 ≈ 13.3 kW

马达输出机械功率 Pₘ_out = P_hyd × ηₘ = 13.3 × 82.8% ≈ 11.0 kW

马达输出扭矩 Tₘ = Pₘ_out × 9550 / nₘ = 11.0 × 9550 / 450.0 ≈ 233.4 N·m

━━━ 泵流量需求（供液压泵模块选型） ━━━

泵所需最小流量 Q_min ? ≈ n_req × Vₘ / (10 × ηₘᵥ) ≈ -- L/min （泵实际流量须≥此值，下一步泵选型按此值）

━━━ 液压马达选型推荐 ━━━

推荐马达类型

系统压力160bar，推荐中高压马达

理论马达排量

100.0 mL/r

V = T × 2π / (P × ηₘ × 0.1)

推荐标准马达排量（向上取整）

通用系列

100

mL/r

力士乐系列

100

mL/r

派克系列

100

mL/r

泵排量 Vₚ [最终选型]

mL/r

泵转速 nₚ ?

rpm

泵出口计算压力 P_pump

bar

泵容积效率 ηₚᵥ

泵机械效率 ηₚₘ

实际泵流量 Q_p ?

-- L/min

流量需求（从执行元件带入） ?

L/min

泵额定压力 P_rated [最终选型] ?

bar

📋 产品样本

选择品牌后点击按钮可在新窗口打开样本；力士乐样本已内置，其他品牌链接待补充

━━━ 流量需求验证 ━━━

流量验证：--

速度验证：--

━━━ 泵计算结果 ━━━

泵输出流量 Qₚ = Vₚ × nₚ × ηₚᵥ / 1000 = 100 × 1455 × 92% / 1000 ≈ 133.4 L/min

泵输出液压功率 P_hyd = ΔP × Qₚ / 600 = 160 × 133.4 / 600 ≈ 35.6 kW

泵总效率 ηₚ = ηₚᵥ × ηₚₘ / 100 = 92 × 95 / 100 ≈ 87.4 %

泵输入机械功率 Pₚ_in = P_hyd / ηₚ = 35.6 / 87.4% ≈ 40.7 kW （跳转到电机选型时自动带入）

泵输入扭矩 Tₚ = Pₚ_in × 9550 / nₚ = 40.7 × 9550 / 1455 ≈ 268.0 N·m

泵输入功率

泵转速

rpm

电机选型裕量系数 K

电机极数选择

电机类型

安装方式

防护等级

绝缘等级

📋 产品样本

ABB样本已内置

━━━ 电机选型计算结果 ━━━

电机选型功率需求 P_req = P_pump × K = 11 × 1.25 = 13.75 kW

电机额定功率： kW （软件推荐默认值，可手动调整）

推荐依据：额定功率 ≥ 电机选型功率需求 13.75 kW

推荐电机极数：4极（同步转速 1500 rpm，额定转速 1455 rpm）

电机额定输出扭矩 T = 9550 × P / n = 9550 × 15 / 1455 ≈ 98.8 N·m

额定功率裕量：≈ 9.1% （裕度合理，建议8%~20%）

━━━ 推荐电机型号 ━━━

━━━ 电机功率标准系列参考 ━━━

提示：电机选型需考虑启动方式、负载特性、环境温度等因素。以上计算为理论选型参考，实际选型请咨询电机厂家。

额定流量 Q

L/min

调定压力 P_set

bar

阀芯直径 d

弹簧刚度 k

N/mm

预压缩量 x₀

流量系数 Cd

油液密度 ρ

kg/m³

━━━ 阀芯与弹簧参数 ━━━

阀芯面积 A = π×d²/4 = π×20²/4 ≈ 314.2 mm²

弹簧预紧力 F₀ = k×x₀ = 50×5 = 250 N

开启压力 P_open = 10×F₀/A = 10×250/314.2 ≈ 8.0 bar

━━━ 压力与流量特性 ━━━

阀口压差 ΔP = P_set − P_return（假定回油表压为 0）= 152.0 bar

阀口等效面积 A_eq = Q/(Cd×[2ΔP/ρ]^1/2) = 100/(0.75×[2×152.0×10⁵/870)) ≈ 2.1 mm²

阀口开度（估算）x = A_eq/(π×d×sin45°) = 2.1/(π×20×0.707) ≈ 0.05 mm

━━━ 功率损耗与发热 ━━━

耗散功率 P_loss = Q×ΔP/600 = 100×152.0/600 ≈ 25.3 kW

发热量 Q_heat = P_loss×860 = 25.3×860 ≈ 21758 kcal/h

每小时耗散能量 E = P_loss×3600 = 25.3×3600 ≈ 91080 kJ

过滤器类型

系统流量 Q

L/min

油液粘度 ν

cSt

过滤精度

μm

额定流量 Q₀

L/min

初始压差 ΔP₀

bar

最大允许压差

bar

纳污容量

📋 产品样本

海卓力克样本已内置

━━━ 过滤器类型标准 ━━━

类型：压力过滤器｜安装位置：泵出口高压管路

作用：保护阀、马达等精密元件

推荐精度：3-25 μm（伺服系统3-5 μm）｜推荐流速：2-5 m/s

初始压差：0.2-0.5 bar ｜最大压差：3-5 bar

注意：高压，需要耐压壳体

━━━ 压差计算 ━━━

流量比 Q/Q₀ = 100/100 = 1.00

粘度修正系数 = (ν/ν₀)^0.5 = (30/30)^0.5 = 1.00

实际压差 ΔP = ΔP₀ × (Q/Q₀)² × (ν/ν₀)^0.5 = 0.5 × 1.00² × 1.00 ≈ 0.50 bar

压差状态：合适（最大允许 3.0 bar）

━━━ 选型校验 ━━━

精度校验：当前 10 μm，状态：合适精度选择合理

额定流量裕度 = (Q₀-Q)/Q × 100% ≈ 0% （Q₀=100 L/min，Q=100 L/min）

裕度要求：30%，状态：不足裕度不足，建议选更大额定流量的过滤器

功率损失 P_loss = Q×ΔP/600 = 100×0.50/600 ≈ 0.08 kW

旁通阀开启判断：当 ΔP > 3.0 bar 时旁通阀开启，未经过滤的油液直接进入系统

━━━ 更换周期估算 ━━━

纳污容量 = 50 g

理论更换周期 ≈ 100 天（按中等污染程度0.5g/天估算，实际以压差指示器为准）

建议：当压差达到最大允许值的80%（2.4 bar）时更换滤芯，或按设备运行小时数定期更换

计算方法

油液流量 Q_oil

L/min

油液类型

油温 T_oil

°C

环境温度

°C

海拔高度

目标油温

°C

使用状态

冷却方式

系统发热功率

📋 产品样本

安飒样本已内置

━━━ 发热功率计算 ━━━

系统发热功率（直接输入）= 10 kW

泵输出功率 = Q×P/600 ≈ 100×100/600 ≈ 16.7 kW

泵自身损失估算（非全系统发热）= 泵输出功率 × (1-η)/η = 16.7 × (1-70%)/70% ≈ 7.1 kW

油液质量 = 油箱容积 × 油密度 = 500 × 0.87 = 435 kg

系统发热功率 = (m×Cp×ΔT) / t = (435×1.9×(60-20)) / (2×3600) ≈ 4.6 kW

最终发热功率 P_heat = 10 kW

━━━ 散热需求计算 ━━━

选型油气温差 ΔT = T_目标 − T_环境 = 30 °C

油箱散热面积 ≈ 3.2 m²（油箱容积500L估算）

油箱散热量 P_tank = k×A×ΔT = 12×3.2×30/1000 ≈ 0.7 （按正方体估算，实际油箱请以油箱设计模块为准） kW

冷却器需承担热负荷 P_cooler = P_heat - P_tank = 10 - 0.7 ≈ 9.3 kW

所需比冷却能力 = P_cooler / (ΔT × 综合修正系数) = 9.3 / (30 × 1.00) ≈ 0.31 kW/°C

修正系数：油液ISO VG 46（工作粘度46 cSt，修正1.00）| 海拔0m（修正1.00）| 污垢10%（修正0.91）

冷却器额定比冷却能力（留20%裕度）≈ 0.40 kW/°C

油侧温降 ΔT_oil = P_cooler / (Q_oil×0.87×1.9/60) ≈ 9.3 / (100×0.87×1.9/60) ≈ 3.4 °C

━━━ 风冷计算 ━━━

所需风量 Q_air = P_cooler / (1.2 × 1.005 × 10)，假定空气温升 10 K = 0.83 m³/s = 49.8 m³/min

风扇功率估算 ≈ 0.5 kW（按风量和风压估算）

━━━ 热平衡分析 ━━━

油液质量 = 油箱容积 × 油密度 = 500 × 0.87 = 435 kg

冷却器在目标油温下的实际散热量（用户提供的厂家工况数据）= 5.0 kW

目标油温下净发热 = 总发热 − 油箱散热 − 冷却器实际散热 = 5.0 kW

预计降温时间：τ × ln[(T_初 − T_平衡)/(T_目标 − T_平衡)]；τ = mC_p/(60K_总) = 41 min

线性换热近似下的平衡油温（包含油箱与冷却器散热）= 60 °C

━━━ 选型建议 ━━━

冷却器额定散热功率（留20%裕度）≈ 12.0 kW

油侧压降估算：0.3 bar（根据油液流量、粘度和冷却器通径）

━━━ 推荐型号 ━━━

流量 Q

L/min

管路内径 d

管路长度 L

油液粘度 ν

cSt

油液密度 ρ

kg/m³

90°弯头数量

个

接头数量

个

━━━ 流速与流态判断 ━━━

管内流速 v = Q×21.22/d² = 100×21.22/25² ≈ 3.40 m/s

雷诺数 Re = v×d/ν×1000 = 3.40×25/30×1000 ≈ 2833

流态判断：过渡区（Re<2300层流，2300-4000过渡区，Re>4000紊流）

━━━ 沿程压降计算 ━━━

沿程阻力系数 λ ≈ 0.040 （层流64/Re，紊流用Colebrook公式）

动压 = ½ρv² = 0.5×870×3.40² ≈ 5027 Pa ≈ 0.050 bar

沿程压降 ΔP_f = λ×L/d×½ρv² = 0.040×10/25×0.050 ≈ 0.80 bar

━━━ 局部压降计算 ━━━

90°弯头局部阻力系数 ξ = 0.9，数量 2 个

接头局部阻力系数 ξ = 0.5，数量 2 个

总局部阻力系数 Σξ = 2×0.9 + 2×0.5 = 2.8

局部压降 ΔP_local = Σξ×½ρv² = 2.8×0.050 ≈ 0.14 bar

━━━ 总压降与功率损失 ━━━

总压降 ΔP_total = ΔP_f + ΔP_local = 0.80 + 0.14 ≈ 0.94 bar

功率损失 P_loss = Q×ΔP/600 = 100×0.94/600 ≈ 0.16 kW

每小时发热量 = P_loss×860 ≈ 134 kcal/h

泵出口压力需求

bar

最大流量 Q_max

L/min

阀类别

压力阀

数据来源

系统压力和最大流量由上游模块自动带入，只读不可修改；如需调整，请返回需求分析或液压泵模块。

📋 产品样本

板式阀

螺纹插装阀

二通插装阀

━━━ 阀通径推荐 ━━━

根据最大流量 100 L/min，推荐压力阀通径：

备注：仅供参考，以实际样本为准。压降验证请查阅厂家样本。

━━━ 完整分档表 ━━━

提示：样本链接可在代码中 VALVE_SAMPLE_LINKS 配置对象中自行维护。

泵出口压力需求

bar

最大流量 Q_max

L/min

阀类别

流量阀

数据来源

系统压力和最大流量由上游模块自动带入，只读不可修改；如需调整，请返回需求分析或液压泵模块。

📋 产品样本

板式阀

螺纹插装阀

二通插装阀

━━━ 阀通径推荐 ━━━

根据最大流量 100 L/min，推荐流量阀通径：

备注：仅供参考，以实际样本为准。压降验证请查阅厂家样本。

━━━ 完整分档表 ━━━

提示：样本链接可在代码中 VALVE_SAMPLE_LINKS 配置对象中自行维护。

计算模式

节流孔直径 d

压差 ΔP

bar

流量 Q

L/min

流量系数 Cd

薄壁孔0.6-0.65，厚壁孔0.8-0.85

油液密度 ρ

kg/m³

━━━ 节流孔基本参数 ━━━

节流孔面积 A = π × d² / 4 = π × 2² / 4 ≈ 3.14 mm²

流量系数 Cd = 0.62，油液密度 ρ = 870 kg/m³

━━━ 计算结果 ━━━

流量 Q = Cd × A × [2ΔP/ρ]^1/2 = 0.62 × 3.14 × [2×10×10⁵/870]^1/2 ≈ 5.6 L/min

━━━ 工程应用说明 ━━━

薄壁孔（孔长/孔径 < 0.5）：Cd ≈ 0.6-0.65，流量受粘度影响小，适合做节流元件

厚壁孔（孔长/孔径 = 2-4）：Cd ≈ 0.8-0.85，流量受粘度影响较大

细长孔（孔长/孔径 > 4）：流量与压差成正比，与粘度成反比，不适合做节流调速

提示：节流孔计算是节流调速、缓冲回路、阻尼孔设计的基础。实际应用中需考虑油液温度对粘度的影响，以及节流孔的堵塞问题。

泵流量 Q

L/min

系统功率 P

系统总效率 η

环境温度

°C

目标油温

°C

油箱长宽比 L:W

━━━ 油箱容积推荐 ━━━

经验公式：V = (3~5) × Q = (3~5) × 100 ≈ 300 ~ 500 L

旧版发热估算（系数依据待核实，不参与推荐）：V = P × 60 / (ΔT × 0.5) = 15 × 60 / (25 × 0.5) ≈ 72 L

推荐油箱容积： L （按泵流量的4倍初选，并向上取整到标准容积；仍须校核液位变化与热平衡）

━━━ 油箱尺寸估算 ━━━

假设油箱充满系数0.8，有效容积 500 L，长宽比 1.5:1

长 L ≈ 91 cm，宽 W ≈ 61 cm，高 H ≈ 90 cm

散热面积 A = 2×(L×W + L×H + W×H) × 0.85 ≈ 3.2 m² （底面散热差，乘以0.85系数）

━━━ 油箱散热计算 ━━━

系统发热量 P_heat = P × (1-η) = 15 × (1-0.75) = 3.75 kW

油箱散热量 P_tank = k × A × ΔT = 10 × 3.2 × 25 / 1000 ≈ 0.80 kW

需要冷却器散热：2.95 kW

━━━ 油箱标准容积推荐 ━━━

标准容积系列：

推荐标准容积：400 L （向上取整到标准系列）

━━━ 液位计算 ━━━

最高液位：距箱顶 10 cm （预留 10% 高度，防止溢出）

最低液位：距箱底 15 cm （吸油管口上方 5 cm，防止吸入空气）

有效液位高度：65 cm （最高液位 - 最低液位）

液位计选型：液位计长度 ≥ 80 cm （覆盖最低到最高液位范围）

━━━ 油箱结构细节 ━━━

隔板高度：60 cm （油箱高度的 67%，油液从隔板上方流过）

吸油管口距箱底：10 cm （≥ 2倍管径，防止吸入沉淀物）

回油管口插入深度：20 cm （最低液位以下，防止产生气泡）

吸油区容积：回油区容积 ≈ 1:1.5 （回油区略大，有利于散热和气泡逸出）

━━━ 油液质量与温升 ━━━

油液质量 m = V × ρ = 400 L × 0.87 kg/L = 348 kg

油液比热容 Cp = 1.9 kJ/(kg·°C)，油液密度 ρ = 870 kg/m³

温升速率 ΔT/Δt = (P发热 - P散热) × 60 / (m × Cp) ≈ 0.15 °C/min （散热充足，油温稳定）

━━━ 油箱附件选型 ━━━

吸油管径：50 mm（流速0.5-1m/s）

回油管径：32 mm（流速1-3m/s）

吸油过滤器精度：100-200 μm，回油过滤器精度：10-25 μm

当前按标准大气压、通气油箱和当前油温粘度估算；高海拔、密闭油箱、低液位、低温冷启动时，应启用下方高级工况校核，或按厂家样本复核。

高级工况校核（高海拔 / 密闭油箱 / 低液位 / 冷启动 / 厂家入口压力）

普通工况可保持为空；填写后会覆盖简单估算中的大气压、油箱压力、吸油高度或油液粘度。

泵流量 Q

L/min

吸油管内径 d

吸油管长度 L

吸油高度 h

泵高于油箱为正

油液运动粘度 ν

mm²/s

油液密度 ρ

kg/m³

局部阻力系数 Σζ

过滤器2.0+弯头0.9+接头0.6

泵类型

泵必需气蚀余量 NPSHr

bar

齿轮泵0.2-0.4，叶片泵0.3-0.5，柱塞泵0.4-0.8

油液温度

°C

━━━ 吸油管路参数 ━━━

吸油管流速 v = Q / (6×A) = 100 / (6×19.63) ≈ 0.85 m/s

雷诺数 Re = v×d/ν×1000 = 0.85×50/46×1000 ≈ 924 （层流 Re<2320）

沿程阻力系数 λ = 64/Re = 64/924 ≈ 0.069

━━━ 压力损失计算 ━━━

动压 ½ρv² = 0.5×870×0.85² ≈ 314 Pa ≈ 0.0031 bar

沿程压降 ΔP_f = λ×L/d×½ρv² = 0.069×3/50×0.0031 ≈ 0.013 bar

局部压降 ΔP_local = Σζ×½ρv² = 3.5×0.0031 ≈ 0.011 bar

位置水头 ΔP_h = ρ×g×h = 870×9.81×0.5/100000 ≈ 0.043 bar

总压力损失 ΔP_total = ΔP_f + ΔP_local + ΔP_h ≈ 0.067 bar

━━━ 真空度与气蚀评估 ━━━

大气压 P_atm = 1.013 bar（标准大气压）

泵入口绝对压力 P_in = P_atm + P_tank - ΔP_total = 1.013 + 0.000 - 0.067 ≈ 0.946 bar

入口真空度 P_vac = P_atm - P_in ≈ 0.067 bar （≈ 6.7 kPa）

油液饱和蒸气压 P_vapor ≈ 0.005 bar（50°C矿物油）

有效气蚀余量 NPSHa = P_in - P_vapor = 0.946 - 0.005 ≈ 0.941 bar

泵必需气蚀余量 NPSHr ≈ 0.30 bar （齿轮泵）

NPSH裕度 = NPSHa - NPSHr ≈ 0.64 bar （安全，裕度>0.5bar）

最大允许吸油高度 h_max ≈ 1.2 m （当前吸油高度 0.5 m）

改善措施建议：

当前采用普通估算：标准大气压、通气油箱、当前油温粘度。

✓ 安全：NPSH = 0.941 bar > 0，无气蚀风险。吸油真空度0.067 bar在安全范围（一般建议<0.3bar）。吸油管流速0.85 m/s在推荐范围（0.5-1.0 m/s）。

计算结果

计算结果

计算结果

工程单位换算器

常用换算快速参考

计算结果

液压系统设计流程

📋 使用说明与提示

📊 系统校核汇总

动作循环与工况表

液压系统需求分析

计算结果

计算结果

计算结果

工程单位换算器

常用换算快速参考

📊 三大核心对比

📝 使用方法