油缸理论力可按 F=p×A 计算，其中 p 用 MPa、有效面积 A 用 mm² 时，结果 F 为 N；液压马达理论扭矩可按 T≈0.159×Δp×Vg 估算，其中 Δp 为 MPa、排量 Vg 为 mL/rev、结果 T 为 N·m。实际输出还要考虑摩擦、背压和效率。
马达理论转速可按 n≈1000×Q/Vg 估算，其中 Q 为 L/min、Vg 为 mL/rev、n 为 rpm；实际转速还受容积效率影响。油缸速度则由进入有效腔的实际流量和有效面积决定，伸出与回程面积不同，速度也可能不同。
液压功率可按 Ph=p×Q/60 估算，其中 p 为 MPa、Q 为 L/min、Ph 为 kW。泵的输入功率要除以总效率，马达或油缸的可用输出则要扣除相应损失，不能把理论液压功率直接当作轴端或负载功率。
选型示例（仅用于说明判断方法，不代表实际客户项目）：若某支路压力为 20 MPa、流量为 60 L/min，则理论液压功率为 20 kW。若假设泵总效率为 0.85，所需输入功率约为 23.5 kW。以下参数仅用于说明计算方法，实际选型以产品资料、测试结果和具体工况为准。
泵、阀、管路、节流、内泄和机械摩擦产生的损失最终多转化为热量。可从输入功率与有效输出功率的差值估算发热，再结合油箱、冷却器、环境温度和工作循环校核热平衡；间歇峰值不能直接当作连续热负荷。
计算后应检查元件额定与峰值能力、管路流速、回油背压、过滤和工作制，并在调试中同步记录压力、流量、转速或速度、油温和负载。实测与计算不一致时，应先核对测点和边界条件，而不是直接调整压力。
压力主要对应负载能力，速度不足通常还要检查实际流量、泄漏、阀口和机械阻力。
不能，输入功率还要考虑泵效率、工况裕量、启动和电机工作制。
不等于，应按负载循环和持续时间分别校核元件与热平衡。
可能存在实际压损、溢流、内泄、冷却不足或测量条件与计算假设不一致。