При составлении гидравлических схем соблюдаются следующие условия. В качестве исходных данных берется циклограмма работы станка. На станках, где регулирование основных движений производится гидравлически, а передача Конечных движений механическими передачами, в схеме должна быть предусмотрена такая увязка этих двух частей, чтобы можно было определить величины регулируемых значений главного движения и движений подач. По величинам перемещений и необходимых скоростей исполнительных органов составляют диаграммы полезных потоков и давлений жидкости. Производят выбор нормализованных элементов, пользуясь руководящими материалами ЭНИМСа по гидрооборудованию станков.

Правила выполнения гидравлических и пневматических схем изложены в ГОСТ 2.704—76. Элементы гидравлических и пневматических схем, их условные графические обозначения приведены в ГОСТ 2.780—68, ГОСТ 2.721—74, ГОСТ 2.781—68, ГОСТ 2.782—68.

На принципиальной схеме указывают техническую характеристику каждого из насосов — модель или тип насоса, рабочий объем, наибольшее давление, частоту вращения, подачу, приводную мощность — и характеристики электродвигателя. Для регулируемых насосов указываются пределы подачи.

Диаметр гидроцилиндра выбирают из условия необходимой тяговой силы, скорости и длины хода. Увеличение давления в гидроцилиндре ведет к уменьшению его диаметра, уменьшению потока жидкости насоса и диаметра трубопровода, к уменьшению габаритов гидроаппаратуры. В то же время увеличение давления требует применения насосов с более высокой герметичностью гидролиний. Уменьшение давления увеличивает диаметр гидроцилиндра при одной и той же тяговой силе, но снижает требования герметичности, повышает износоустойчивость деталей гидросистемы. Поэтому давление в гидроцилиндре обычно выбирают, исходя из допускаемого габарита. Отношение длины l цилиндра к его диаметру D не должно превышать l/D ≤ 18÷20. Увеличение этого отношения способствует возникновению вибрации и автоколебаний вследствие наличия значительного объема масла в гидроцилиндре и его сжимаемости. При больших перемещениях, вместо гидроцилиндра, рекомендуется применять гидромотор совместно с реечной или винтовой передачей. Такая компоновка допускает скорость перемещения до 40 м/мин с передаточным числом i = 20÷25. Максимальная частота вращения гидромотора 40—1000 об/мин. В характеристике гидромотора должны быть указаны его рабочий объем, частота вращения; наибольший крутящий момент на выходном валу гидромотора, рабочее и пиковое давление, мощность.

При разработке гидравлических схем необходимо применять стандартные гидроаппаратуру, ее элементы и соединения.

В гидравлических приводах поступательного движения, допуская, что утечка жидкости отсутствует и жидкость несжимаема, скорость перемещения поршня (м/с) можно определить по формуле:

v_П = Q_Н/S_П

где Q_Н — подача насоса, м³/с; S_П — площадь поршня гидроцилиндра, м².

Пренебрегая трением поршня и считая сливное давление р_с=0, получим усилие, развиваемое поршнем:

F = рS_П

где р — давление в цилиндре, Па.

Расчет сечения трубопроводов. Расчет сечения трубопроводов производят, исходя из потока жидкости через живое сечение трубопровода. В соответствии с этим поток жидкости через данный трубопровод определяется площадью его внутреннего сечения и средней скоростью течения жидкости v, которые связаны соотношением:

Q = fv; m=fvp;

где Q и m — объемный и массовый поток жидкости, м³; р — плотность жидкости, кг/м³.

При расчете сечения прочих каналов гидроагрегатов, по которым течет жидкость, соблюдается закон неразрывности потока:

v₁f₁ = v₂f₂

Для турбопроводов напорных магистралей в зависимости от давления рекомендуются следующие скорости:

р, МПа 5 10 15 20

V, м/с 3,0 4,5 5,5 6,0

Для всасывающих магистралей скорость выбирается меньшей, обычно скорость ограничивают 2—3 м/с.

Требуемый поток масла в гидросистеме можно определить по формуле:

где vmax — наибольшая скорость поршня гидроцилиндра, м/с; ∑q — сумма утечек через шток и поршень, м³/с.

При выборе насоса необходимо остановиться на таком, который имел бы большую ближайшую подачу в параметрическом ряде. Номинальное давление р, диаметры поршня (плунжера), диаметры штока и ход поршня (в мм) определяют по следующему ряду: 0,63; 1,0; 1,6, 2,5; 6,3; 10,0; 16,0; 20,0; 25,0; 32,0; 50,0; 63,0 (ГОСТ 6540—68).

Объем масла гидравлической системы гидропривода изменяется в результате упругих деформаций системы (трубопроводов, гидроцилиндров и др.) под действием давления и сжимаемости масла. Изменение объема масла в результате утечек, зависящее от герметичности уплотнений и температуры, характеризует кинематическую жесткость системы.

Объемные потери в результате утечек масла и повышения температуры молено определить по формуле:

q_v = q_σ + q_T + q_M

где q_σ — объемные потери в результате утечек, м³/с; q_T — температурное изменение объема трубопровода, м3/с; q_M — температурное изменение объема масла, м³/с.

Полный прирост объема определяется по формуле:

где V — объем трубопровода, м³; ΔT — прирост температуры трубы, град; σ — коэффициент объемных потерь, равный сумме коэффициентов объемных потерь в насосе, аппаратуре и гидроцилиндрах; Q₀ — поток масла при давлении р = 0, м³/с; р — давление в системе, Па.

Время установившегося движения поршня гидроцилиндра, работающего от гидравлического насоса t=l/V, где:

l—ход поршня, и; S_П — площадь поршня, м²; ∑q — суммарные утечки, м/с.

Уравнение равновесия поршня гидроцилиндра при установившемся движении:

где р_ц — давление масла в цилиндре при установившемся движении, Па; R_ц— сила трения движения поршня и штока, Н:

k = p_слS_сл

где p_сл — давление в сливной полости, Па; S_сл — площадь сливной полости, м².