10 第十章 章液压传动系统的设计和计算.pptx

第1页：第10章设计和计算封面

《液压传动》第10章封面，本章主题为液压传动系统的设计和计算，讲述从工况分析到绘制正式工作图、编制技术文件的完整设计流程。

第2页：第10章目录

第10章 液压传动系统的设计和计算章节目录：

• §10.1 明确设计要求、进行工况分析；
• §10.2 执行元件主要参数的确定；
• §10.3 液压传动系统原理图的拟定；
• §10.4 液压元件的计算和选择；
• §10.5 液压传动系统技术性能验算；
• §10.6 绘制正式工作图和编制技术文件；
• §10.7 液压传动系统设计计算举例。

第3页：明确设计要求

§10.1 明确设计要求、进行工况分析——1. 明确设计要求：

• 明确液压传动系统的动作和性能要求：运动方式、行程和速度范围、载荷情况、运动平稳性和精度、工作循环和动作周期、同步或联锁要求、工作可靠性等；
• 明确液压传动系统的工作环境：环境温度、湿度、尘埃、是否易燃、外界冲击振动的情况以及安装空间的大小等。

第4页：工况分析与工作负载

2. 执行元件的工况分析：查明每个执行元件在各自工作过程中的速度和负载的大小、方向及其变化规律，通常用一个工作循环内各阶段的速度和负载值列表表示，必要时还应作出速度和负载随时间（或位移）变化的曲线图（速度循环图和负载循环图）。

• （1）工作负载 F_W：不同机器有不同的工作负载。对金属切削机床而言，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载；对液压机而言，工作的压制抗力即为工作负载；
• 工作负载 F_W 与液压缸运动方向相反时为正值，方向相同时为负值（如顺铣加工的切削力）；
• 工作负载可能为恒值也可能为变值，其大小要根据具体情况计算，有时还要由样机实测确定。

第5页：导轨摩擦负载

（2）导轨摩擦负载 F_f：指液压缸驱动运动部件时所受的导轨摩擦阻力，其值与导轨型式、放置情况及运动状态有关，各种型式导轨的计算公式可查阅有关手册。机床上常用平导轨和 V 形导轨支承运动部件，导轨水平放置时：

• 平导轨：F_f = f（G + F_N）；
• V 形导轨：F_f = f（G + F_N）/sin（α/2）；
• 式中 f 为摩擦系数，G 为运动部件的重力，F_N 为垂直于导轨的工作负载，α 为 V 形导轨面的夹角（一般 α = 90°）。

第6页：惯性负载与重力负载

• （3）惯性负载 F_a：运动部件在启动加速或制动减速时的惯性力，按牛顿第二定律求出：F_a = m a =（G/g）（Δυ/Δt），式中 g 为重力加速度，Δυ 为 Δt 时间内的速度变化值，Δt 为启动、制动或速度转换时间；
• （4）重力负载 F_g：垂直或倾斜放置的运动部件在没有平衡的情况下，其自身质量造成的负载力；倾斜放置时只计算重力在运动方向上的分力。液压缸上行时重力取正值，反之取负值。

第7页：密封负载与背压负载

• （5）密封负载 F_s：指密封装置的摩擦力，其值与密封装置的类型和尺寸、液压缸的制造质量和油液的工作压力有关，计算公式详见有关手册。在未完成液压系统设计之前密封装置参数未知、F_s 无法计算，一般用液压缸的机械效率 η_m 加以考虑，常取 η_m = 0.90~0.97；
• （6）背压负载 F_b：指液压缸回油腔背压所造成的阻力；在系统方案及液压缸结构尚未确定之前 F_b 也无法计算，负载计算时可暂不考虑。

第8页：各阶段的机械总负载

液压缸各个主要工作阶段的机械总负载 F 可按下列公式计算：

• 启动加速阶段：F =（F_f + F_a ± F_g）/η_m；
• 快速阶段：F =（F_f ± F_g）/η_m；
• 工进阶段：F =（F_f ± F_W ± F_g）/η_m；
• 制动减速阶段：F =（F_f ± F_W − F_a ± F_g）/η_m；
• 以液压马达为执行元件时，负载值的计算类同于液压缸。

第9页：初选工作压力

§10.2 执行元件主要参数的确定——1. 初选执行元件的工作压力：工作压力是确定执行元件结构参数的主要依据，其大小影响执行元件的尺寸和成本乃至整个系统的性能。

• 压力选得高，执行元件和系统结构紧凑，但对元件的强度、刚度及密封要求高，要用高压力的液压泵；
• 工作压力选得低，会增大执行元件及整个系统的尺寸，使结构庞大；
• 应根据实际情况选取适当的工作压力，可按总负载的大小或主机设备类型选取。

第10页：液压缸主要结构尺寸的确定

2. 确定执行元件的主要结构参数——（1）液压缸主要结构尺寸指缸的内径 D 和活塞杆直径 d，计算和确定的一般方法见 5.1 节。对于单杆液压缸：

• 推力 F =（p₁A₁ − p₂A₂）η_m =（π/4）[D²p₁ −（D² − d²）p₂]η_m =（π/4）[D²（p₁ − p₂） + d²p₂]η_m；
• 速度 υ = q η_v/A = 4q η_v/（πD²）；速度比 φ = υ₂/υ₁ = D²/（D² − d²）；
• 对有低速运动要求的系统，需对液压缸有效工作面积 A 进行验算，应保证 A ≥ q_min/υ_min，式中 q_min 为流量阀的最小稳定流量，υ_min 为要求的最低工作速度；验算结果若不能满足须修改设计。

第11页：液压马达主要参数的确定

（2）液压马达主要参数的确定：液压马达所需排量 V 可按下式计算：

• V = 2πT/（Δp·η_mm）；
• 式中 T 为液压马达的负载转矩，Δp 为马达两腔工作压差，η_mm 为液压马达的机械效率；
• 求得排量 V 值后，从产品样本中选择液压马达的型号。

第12页：复算工作压力

3. 复算执行元件的工作压力：当液压缸主要尺寸 D、d 和液压马达排量 V 计算后，要按各自的系列标准进行圆整；圆整的标准值与计算值一般存在差别，因此有必要根据圆整值对工作压力进行一次复算。

另外，上述方法确定工作压力时没有计算回油背压，因此在结构参数 D、d 及 V 确定之后，应选取适当的背压，即可求出执行元件工作腔的压力 p₁。

第13页：工作压力的复算公式

对于单杆液压缸，其工作压力 p₁ 可按下列公式复算：

• 差动快进阶段：p₁ =（F + A₂p_b）/（A₁ − A₂）；
• 无杆腔进油工进阶段：p₁ =（F + A₂p_b）/A₁；
• 有杆腔进油快退阶段：p₁ =（F + A₁p_b）/A₂；
• 式中 F 为液压缸在各工作阶段的最大负载，A₁、A₂ 分别为液压缸无杆腔和有杆腔有效工作面积，p_b 为液压缸回油路的背压；
• 根据执行元件运动速度 υ 或转速 n 以及确定的液压缸有效工作面积 A 或液压马达排量 V，即可计算液压执行元件实际所需流量。

第14页：执行元件的工况图

4. 执行元件的工况图：依据确定的各执行元件主要参数，计算液压执行元件在工作循环各阶段内的工作压力、流量和功率，便可绘制执行元件的工况图，即在一个工作循环中的压力、流量和功率随时间（或位移）变化的曲线图（图10.1 为机床进给液压缸工况图）。

当有多个执行元件时，将各执行元件的工况图进行叠加即得到整个系统的工况图，为后续设计中选择元件、回路或修正设计提供依据。

第15页：油液循环油路的类型

§10.3 系统原理图的拟定：液压传动系统原理图是表示液压传动系统的组成和工作原理的图样，拟定原理图是设计液压传动系统的关键一步，对系统的性能及设计方案的合理性、经济性具有决定性影响。

• 一般具有较大空间可以存放油箱且不另设散热装置的系统，都采用开式油路；
• 凡允许采用辅助泵进行补油并借此进行冷却油交换来达到冷却目的的系统，都采用闭式油路；
• 通常节流调速系统采用开式油路，容积调速系统采用闭式回路。

第16页：选择液压回路与绘制原理图

• 2. 选择液压回路：应根据各类主机的工作特点和性能要求，首先确定对主机主要性能起决定性影响的主要回路。例如机床液压传动系统的调速和速度换接回路是主要回路，压力机液压传动系统的压力回路是主要回路；然后再考虑其他辅助回路，例如有垂直运动部件的系统要考虑重力平衡回路，有多个执行元件的系统要考虑顺序动作、同步或互不干扰回路，有空载运行要求的系统要考虑卸荷回路等；
• 3. 绘制液压传动系统原理图：将挑选出来的各个回路合并整理，增加必要的元件或辅助回路加以综合，构成一个完整的液压传动系统；在满足工作机构运动要求及生产率的前提下，力求系统结构简单、工作安全可靠、动作平稳、效率高、调整和维护保养方便。

第17页：液压泵的最高供油压力

§10.4 液压元件的计算和选择——1. 选择液压泵：首先根据设计要求和系统工况确定液压泵的类型，然后根据液压泵的最大供油量选择液压泵的规格。

• 对于执行元件在行程终了才需要最高压力的工况（此时执行元件只需要压力不需要流量，但液压泵仍需向系统提供一定流量以满足泄漏需要），可取执行元件的最高压力作为泵的最大工作压力；
• 对于执行元件在工作过程中需要最大工作压力的情况：p_p ≥ p₁ + ΣΔp_l，式中 p₁ 为执行元件的最高工作压力，ΣΔp_l 为从液压泵出口到执行元件入口之间总的压力损失。

第18页：液压泵的最大供油量

• 液压泵的最大供油量：q_p ≥ k·Σq_max，式中 k 为系统的泄漏修正系数，一般取 k = 1.1~1.3（大流量取小值、小流量取大值），Σq_max 为同时动作执行元件所需流量之和的最大值；
• 当系统中采用液压蓄能器供油时，q_p 由一个工作周期 T 中的平均流量确定：q_p ≥ k·ΣV_i/T，式中 V_i 为整个周期中第 i 个阶段内的用油量；
• 如果液压泵供油量是按节流调速工况选取的（如双泵供油方案中小流量泵供给工进工况流量），其供油量应考虑溢流阀的最小溢流量。

第19页：泵规格与电动机选择

• （3）选择液压泵的规格型号：按计算值在产品样本中选取；为使泵工作安全可靠应有一定的压力储备，通常泵额定压力可比工作压力高 25%~60%；额定流量与所需相当，不要超过太多，以免造成过大功率损失；
• （4）选择驱动液压泵的电动机：根据驱动泵功率和泵的转速选择。（a）在整个工作循环中泵的压力和流量在较长时间内为最大值时，电动机功率 P = p_p q_p/η_p，式中 p_p 为泵最大供油压力、q_p 为泵实际输出流量、η_p 为泵总效率；（b）限压式变量叶片泵的驱动功率可按泵的实际压力—流量特性曲线拐点处的功率计算。

第20页：均方根功率与电动机选择

（c）在工作循环中泵的压力和流量变化较大时，可分别计算循环中各个阶段所需的驱动功率，然后求其均方根值：

• P_cP = √[（P₁²t₁ + P₂²t₂ + … + P_n²t_n）/（t₁ + t₂ + … + t_n）]，式中 P₁…P_n 为工作循环中各阶段所需的驱动功率，t₁…t_n 为各阶段所需的时间；
• 选择电动机时应将求得的均方根值与各工作阶段的最大功率值比较：若最大功率在电动机短时超载 25% 的范围内，则按平均功率选择电动机；否则应适当增大电动机功率，以满足短时超载 25% 的要求，或按最大功率选择电动机。

第21页：阀类元件的选择

2. 选择阀类元件：各种阀类元件的规格型号，按液压传动系统原理图和系统工况图中该阀所在支路的最大工作压力和最大流量从产品样本中选取。

• 各种阀的额定压力和额定流量一般应与其工作压力和最大通过流量相接近，必要时可允许其最大通过流量超过额定流量的 20%；
• 溢流阀按液压泵的最大流量来选取；流量阀还需考虑最小稳定流量，以满足低速稳定性要求；
• 单杆液压缸系统若无杆腔有效作用面积为有杆腔有效作用面积的 n 倍，当有杆腔进油时回油流量为进油流量的 n 倍，因此应以 n 倍的流量来选择该回油路的阀类元件。

第22页：辅助元件与阀类配置形式

• 3. 选择液压辅助元件：油管的规格尺寸大多由所连接的液压元件接口处尺寸决定，只有对一些重要的管道才验算其内径和壁厚（验算公式见第7章）；滤油器、液压蓄能器和油箱容量的选择亦见第7章；
• 4. 阀类元件配置形式的选择：对于机床等固定的液压设备，常将系统的动力源、阀类元件（包括某些辅助元件）集中安装在主机外的液压站上，使安装与维修方便，并消除动力源振动与油温变化对主机工作精度的影响；阀类元件在液压站上的配置目前广泛采用集成化配置，具体有油路板式、叠加阀式和集成块式三种。

第23页：油路板式配置

（1）油路板式：油路板又称阀板，是一块较厚的液压元件安装板；板式连接阀类元件由螺钉安装在板的正面，管接头安装在板的侧面，各元件之间的油路全部由板内的加工孔道形成（图10.2：1—油路板，2—板式阀，3—管接头）。

• 优点：结构紧凑、油管少、调节方便、不易出故障；
• 缺点：加工较困难、油路的压力损失较大。

第24页：叠加阀式配置

（2）叠加阀式：叠加阀与一般管式、板式连接标准元件相比工作原理没有多大差别，但具体结构不同。它是自成系列的元件（图10.3），每个叠加阀既起控制阀作用，又起通道体的作用，因此不需要另外的连接块，只需用长螺栓直接将各叠加阀叠装在底板上即可组成所需的液压传动系统。

• 优点：结构紧凑、油管少、体积小、质量轻、不需设计专用的连接块，油路的压力损失小。

第25页：集成块式配置

（3）集成块式：集成块由通道体和其上安装的阀类元件及管接头组成（图10.4：1—油管，2—集成块，3—液压阀，4—电动机，5—液压泵，6—油箱）。

• 通道体是一块通用化的六面体，四周除一面装通向执行元件的管接头之外，其余三面均可安装阀类元件；块内由钻孔形成油路，通常一个传动系统由几个集成块组成；块的上下两面作为块与块之间的结合面，用长螺栓与底板一起叠装起来；
• 优点：结构紧凑、油管少、可标准化、便于设计与制造、更改设计方便、油路压力损失小。

第26页：系统压力损失的验算

§10.5 液压传动系统技术性能的验算——1. 系统压力损失的验算：管路总的压力损失为 ΣΔp = ΣΔp_λ + ΣΔp_ξ。应按系统工作循环的不同阶段对进油路和回油路分别计算压力损失。

• 在系统的具体管道布置情况没有明确之前，ΣΔp_λ 和 ΣΔp_ξ 仍无法计算；为尽早评价系统的功率利用情况、避免后面设计工作出现大的反复，在系统方案初步确定之后，通常用液流通过阀类元件的局部压力损失 ΣΔp_V = ΣΔp_n（q/q_n）² 对管路的压力损失进行概略估算；
• 因为这部分损失在系统的整个压力损失中占很大的比重。

第27页：系统发热温升的验算

2. 系统发热温升的验算：液压系统工作时有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形，影响正常工作，为此必须控制温升 ΔT 在允许的范围内。

• 允许温升：一般机床 ΔT = 25~30℃；数控机床 ΔT ≤ 25℃；粗加工机械、工程机械和机车车辆 ΔT = 35~40℃；
• 功率损失使系统发热，单位时间的发热量 φ（kW）为 φ = P₁ − P₂，式中 P₁ 为系统的输入功率、P₂ 为系统的输出功率。

第28页：平均发热量与散热量

• 若在一个工作循环中有几个工作阶段，可根据各阶段的发热量求出系统的平均发热量：φ =（1/T）Σ（P_1i − P_2i）t_i，式中 T 为工作循环周期，i 为工作阶段序号，t_i 为各工作阶段的持续时间；
• 液压系统在工作中产生的热量经过所有元件的表面散发到空气中，但绝大部分由油箱散发。油箱在单位时间的散热量可按下式计算：φ′ = hA ΔT，式中 h 为油箱的散热系数（kW/（m²·℃）），A 为油箱的散热面积（m²），ΔT 为液压系统的温升（℃）。

第29页：热平衡与散热面积

• 当液压系统的散热量等于发热量（φ = φ′）时系统达到热平衡，这时系统的温升为 ΔT = φ/（hA）；
• 如果油箱三个边长的比例在 1:1:1 到 1:2:3 范围内，且油面高度为油箱高度的 80%，其散热面积 A（m²）近似为 A = 6.5×10⁻⁴·√（V²）…即 A ≈ 6.5×10⁻²·V^(2/3)（由式10.23给出），式中 V 为油箱有效容积（L）；
• 按式（10.22）算出的温升值如果超过允许数值，系统必须采取适当的冷却措施或修改液压传动系统图。

第30页：正式工作图与技术文件

§10.6 绘制正式工作图和编制技术文件：

• 1. 绘制正式工作图：包括液压传动系统原理图、系统装配图、液压缸等非标准元件装配图及零件图。原理图中各元件应按国家标准规定的图形符号绘制（见附录），并附有液压元件明细表，标明各液压元件的规格、型号和压力、流量调整值，一般还应绘出各执行元件的工作循环图和电磁铁动作顺序表；系统装配图是安装施工图，包括油箱装配图、液压泵站装配图、集成油路装配图和管路安装图等，管路安装图中应画出各油管的走向、固定装置结构、各种管接头的形式和规格等；
• 2. 编制技术文件：一般包括液压传动系统设计计算说明书、使用及维护说明书、零部件目录表及标准件、通用件、外购件表等。

第31页：设计举例的已知参数

§10.7 液压传动系统设计计算举例：设计一台钻镗两用组合机床动力滑台液压传动系统，完成 8 个 φ14 mm 孔的加工进给传动。

• 工作循环：快速前进 → 工作进给 → 快速退回 → 原位停止；
• 快进和快退速度约为 4.5 m/min（0.075 m/s），工进速度应能在（20~120）mm/min（0.0003~0.002 m/s）范围内无级调速；
• 最大行程 400 mm（其中工进行程 180 mm），进给方向最大切削力 18 kN，运动部件自重 25 kN；
• 启动换向时间 Δt = 0.05 s，采用水平放置的平导轨，静摩擦系数 f_s = 0.2，动摩擦系数 f_d = 0.1，油缸机械效率 η_m 取 0.9。

第32页：各阶段负载计算

液压缸在工作过程各阶段的负载为：

• 启动加速阶段：F =（F_fs + F_a）/η_m = [f_s G +（G/g）（Δυ/Δt）]/η_m = [0.2×25000 + 25000×0.075/（9.8×0.05）]/0.9 ≈ 9807 N；
• 快进、快退阶段：F = F_f/η_m = f_d G/η_m = 0.1×25000/0.9 = 2778 N；
• 工进阶段：F =（F_W + F_f）/η_m =（18000 + 0.1×25000）/0.9 = 22778 N。

第33页：工作压力与结构参数

• （1）初选液压缸工作压力：取液压缸工作压力为 3 MPa；
• （2）确定液压缸主要结构参数：工进阶段为最大负载 F = 22778 N，则 D = √（4F/（πp₁）） = √（4×22778/（3.14×3×10⁶）） = 9.83×10⁻² m，圆整标准值取 D = 100 mm；
• 为实现快进速度与快退速度相等，采用差动连接，则 d = 0.707D = 0.707×100 = 70 mm，圆整成标准系列活塞杆直径，取 d = 70 mm；
• 工进采用调速阀调速，调速阀最小稳定流量 q_min = 0.05 L/min，而最小工进速度 υ_min = 20 mm/min，能满足低速稳定性要求。

第34页：工作压力复算

（3）计算液压缸的工作压力、流量和功率——（a）计算工作压力：本系统的背压估计值可在 0.5~0.8 MPa 范围内选取，故暂定工进时 p_b = 0.8 MPa，快速运动时 p_b = 0.5 MPa。液压缸在工作循环各阶段的工作压力 p₁ 按式（10.10）~（10.12）计算（A₁ = 78.5 cm²，A₂ = 40.1 cm²）。

第35页：输入流量与功率

（b）计算液压缸的输入流量：快进快退速度 υ₁ = 0.075 m/s，最大工进速度 υ₂ = 0.002 m/s，则各阶段输入流量为——快进：q₁ =（A₁ − A₂）υ₁ = 17.4 L/min；工进：q₁ = A₁υ₂ = 0.96 L/min；快退：q₁ = A₂υ₁ = 18 L/min。

（c）计算液压缸的输入功率：

第36页：速度控制回路的选择

4. 拟定系统原理图——（1）速度控制回路的选择：该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度负载特性，故采用调速阀调速。有三种方案可供选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的调速。

• 该系统为小功率系统，效率和发热问题并不突出；钻镗加工属于连续切削加工，切削力变化不大，而且是正负载；在其他条件相同的情况下，进口节流调速比出口节流调速能获得更低的稳定速度；
• 所以该机床液压传动系统采用调速阀进口节流调速，为防止孔钻通时发生前冲，在回油路上加背压阀。

第37页：双泵供油回路

系统的供油主要为快进、快退时低压大流量和工进时高压小流量两种工况；若用单个定量泵，系统功率损失较大、效率低。为提高效率、节约能源，采用双定量泵供油回路，并采用开式循环回路（图10.6）。

第38页：换向和速度换接回路

• 该系统对换向平稳性要求不高、流量不大、压力不高，故用价格较低的电磁换向阀换向；为便于差动连接，用三位五通电磁换向阀，为调整方便和增设液压夹紧支路，其中位机能为 Y 型；
• 由计算可知，滑台从快进转为工进时进入液压缸的流量由 17.4 L/min 降为 0.96 L/min，为减少液压冲击，选二位二通行程换向阀实现速度换接；由工进转为快退时，在回路上并联一个单向阀实现转换；
• 为了控制轴向加工尺寸、提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。

第39页：压力控制回路与系统原理图

• （3）压力控制回路的选择：由于采用双泵供油回路，故用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力；为便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点；
• 将上述选定的液压回路进行归并，并根据需要作必要的修改调整，最后画出液压系统原理图如图10.9 所示。

第40页：液压泵与电动机的选择

5. 选择液压元件——（1）选择液压泵：工进阶段液压缸工作压力最大，取进油路压力损失 ΣΔp₁ = 0.5 MPa，则泵最高工作压力 p_p ≥ p₁ + ΣΔp₁ = 3.81 MPa。

• 快进、快退时泵的流量 q_p ≤ k·q₁ = 19.2 L/min；工进时泵的流量 q_p ≥ k·q₁ = 1.06 L/min；加上溢流阀稳定工作的最小溢流量（一般为 3 L/min），小流量泵的流量为 q_p = 4.06 L/min；
• 查产品样本，选用小泵排量 V₁ = 6 mL/r、大泵排量 V₂ = 16 mL/r 的 YB1 型双联叶片泵，额定转速 n = 960 r/min，容积效率 η_pv = 0.95（小泵 q = 5.47 L/min，大泵 q = 14.59 L/min）；
• 选用 Y90L—6 型异步电动机，P = 1.1 kW，n = 960 r/min。

第41页：液压阀的选择

（2）选择液压阀：根据所拟定的液压系统原理图，计算分析通过各液压阀油液的最高压力和最大流量，选择各液压阀的型号规格。选择时额定压力和额定流量应与工作压力和最大通过流量相接近，溢流阀按泵的最大流量选取，流量阀还需校核最小稳定流量。

第42页：辅助元件与性能验算

• （3）选择辅助元件：油管内径一般可参照所接元件尺寸确定，也可按管路允许流速进行计算，本系统油管选 φ18×1.6 无缝钢管；油箱容量按 7.5 节确定，即 V = 100 L~140 L；
• 6. 系统性能验算：由于本液压系统比较简单，压力损失验算可以忽略；又由于系统采用双泵供油方式，在液压缸工进阶段大流量泵卸荷、功率使用合理，同时油箱容量可以取较大值，系统发热温升不大，故不必进行系统温升的验算。

第43页：第10章思考题

本章思考题：

• 1. 设计液压传动系统要进行哪些方面的计算？
• 2. 液压传动系统拟定要点是什么？液压系统中液压元件有几种配置形式？