Основное назначение гидропривода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Южно-Уральский государственный университет

Филиал ФГБОУ ВПО «ЮУрГУ» (НИУ) в г.Усть-Катаве

Кафедра ТПиОМП

Курсовая работа

по курсу «Гидравлика»

Руководитель

Антропов А.С.

Разработал

студент группы УК-412

Болышев А.А.

Усть-Катав 2011

Введение

Гидропривод - это совокупность устройств, предназначенных для приведения в движение машин и механизмов посредством гидравлической энергии. Обязательными элементами гидропривода являются насос и гидродвигатель.

Основное назначение гидропривода, как и механической передачи, - преобразование механической характеристики приводного двигателя в соответствии с требованиями нагрузки (преобразование вида движения выходного звена двигателя, его параметров, а также регулирование, защита от перегрузок и др.).

Приводным двигателем насоса могут быть электродвигатель, дизель, ДВС и другие, поэтому иногда гидропривод называется соответственно электронасосный, дизельнасосный и т.д.

К основным преимуществам гидропривода относятся: возможность универсального преобразования механической характеристики приводного двигателя в соответствии с требованиями нагрузки; простота управления и автоматизации; простота предохранения приводного двигателя и исполнительных органов машин от перегрузок; широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости выходного звена; большая передаваемая мощность на единицу массы привода; надежная смазка трущихся поверхностей при применении минеральных масел в качестве рабочих жидкостей.

К недостаткам гидропривода относятся: утечки рабочей жидкости через уплотнения и зазоры, особенно при высоких значениях давления; нагрев рабочей жидкости, что в ряде случаев требует применения специальных охладительных устройств и средств тепловой защиты; более низкий КПД (по приведенным выше причинам), чем у сопоставимых механических передач; необходимость обеспечения в процессе эксплуатации чистоты рабочей жидкости и защиты от проникновения в нее воздуха; пожароопасность в случае применения горючей рабочей жидкости.

При правильном выборе гидросхем и конструировании гидроузлов некоторые из перечисленных недостатков гидропривода можно устранить или значительно уменьшить их влияние на работу машин. Тогда преимущества гидропривода перед обычными механическими передачами становятся столь существенными, что в большинстве случаев предпочтение отдается именно ему.

Сейчас трудно назвать область техники, где бы ни использовался гидропривод. Эффективность, большие технические возможности делают его почти универсальным средством при механизации и автоматизации различных технологических процессов.

1. ОПИСАНИЕ ПРИНЯТОЙ ГИДРОСХЕМЫ И ПРИНЦИПА РАБОТЫ ГИДРОПРИВОДА

двигатель гидравлический привод

Рисунок 1 - Гидравлическая схема привода вибратора строительной машины

Гидравлическая схема привода вибратора строительной машины рис.1. Схема состоит из:

поз.1 гидроцилиндр

поз.2 трехпозиционный гидрораспределитель (гидроцилиндра)

поз.3 предохранительный клапан

поз.4 гидронасос не регулируемый, не реверсивный

поз.5 гидробак

поз.6 фильтр

поз.7 регулируемый дроссель

Принцип работы гидропривода согласно указанной схеме заключается в следующем. Из бака рабочая жидкость (масло) забирается насосом и очищаясь фильтром подается к двум гидрораспределителям. В нейтральном положении золотника гидрораспределителя при работающем насосе на участке трубопровода между насосом и распределителем начинает увеличиваться давление, при этом срабатывает предохранительный клапан и жидкость сливается обратно в бак. При смене позиции нижнего золотника, открываются проходные сечения в гидрораспределителе, и жидкость начинает поступать в поршневую полость правого гидроцилиндра. Из полости гидроцилиндра масло по гидролинии слива проходит через гидрораспределитель, проходит через регулирующий дроссель и на слив в бак. При перемещении поршня гидроцилиндра в крайнее положение начинает увеличиваться давление, при этом срабатывает предохранительный клапан и жидкость сливается обратно в бак проходя через регулирующий дроссель. По аналогичной схеме работает правый гидроцилиндр и верхний гидрораспределитель. Работа верхнего гидрораспределителя возможна лишь при нейтральном положении золотника нижнего гидрораспределителя.

Скорость перемещения поршня гидроцилиндра регулируется дросселем. Реверсирование движения гидроцилиндра осуществляется путем переключения позиций гидрораспределителя. При аварийной остановке гидромотора (например, непреодолимое усилие) давление в системе возрастает, вызывая тем самым открытие предохранительного клапана.

Определение давлений в полостях нагнетания и слива

Согласно схеме гидропривода составим уравнения для давлений в полостях нагнетания гидроцилиндров P1 и в полостях слива P2. Для этого составим схему распределения давлений в гидросистеме.

Уравнения давлений P1 и P2 запишем в виде:

P1 = PH - ?Pзол 1 - ?P2

P2 = ?PДР+ ?Pзол 2 +?PФ + ?P2

где P1 - давление в поршневой полости гидроцилиндра, МПа;

P2 - давление в штоковой полости гидроцилиндра, МПа;

PН - давление, развиваемое насосом, МПа;

?Pзол 1 и ?Pзол 2 - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;

?P1 и ?P2 - перепады давлений в трубах l1 и l2, МПа;

?PДР - перепад давления на дросселе, МПа;

?PФ - перепад давления на фильтре, МПа.

Рисунок 2 - Схема распределения давлений в гидросистеме

Согласно [12, с.62] в зависимости от величины полезного усилии R=40кН примем рабочее давление в гидросистеме, т.е. давление, развиваемое насосом PН будет равно 6,3 МПа. Перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом:

?Pзол 1 = ?Pзол 2 = 0,2 МПа;

?PДР = 0,3 МПа;

?PФ = 0,1 МПа.

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ?P1 = ?P 2 = 0,2 МПа. Тогда P1 и P2 будут равны:

P1 = 6,3 - 0,2 - 0,1 = 6 МПа;

P2 = 0,3+0,2+0,2 = 0,7 МПа;

2. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДА

2.1 Определение диаметра поршня силового цилиндра

двигатель гидравлический привод

Составим уравнение равновесия поршней силовых цилиндров, пренебрегая силами инерции:

P1F1 = P2F2 + R + T,

где F1 - площадь поршня со стороны поршневой полости, м2;

F2 - площадь поршня со стороны штоковой полости, м2;

R - усилие на штоках, кН;

T - сила трения, приложенная к поршню.

Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре. Ее можно определить по формуле

T = (0,02...0,1)R = 0,05 · 40 = 2 кН.

Определим площади гидроцилиндра F1 и F2, используя соотношения

где ?ПР и ?ПХ -скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Преобразуем уравнение к виду

Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле

Q = ?П · F

Если расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то

Q = ?П · F1 и Q = ?П · F2

поэтому

Из этих выражений следует

откуда

Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:

Подставляя выражения площадей F1 и F2 в (2), сможем определить диаметр поршня

2.2 Выбор гидроцилиндра

Принимаем стандартный диаметр цилиндра D = 100 мм. По справочнику [6, с.90] выбираем гидроцилиндры общего назначения по ОСТ 22-1417-79 с номинальным давлением P* = 10 МПа (рис.3).

Рисунок 3- Поршневой гидроцилиндр У1 двухстороннего действия по ОСТ 22-1417-79

Гидроцилиндры предназначены для преобразования энергии перекачиваемой насосом жидкости в механическую энергию исполнительного механизма.

Возвратно-поступательное движение поршня гидроцилиндра осуществляется подводом рабочей жидкости под давлением в штоковую или безштоковую полость гидроцилиндра через крышки, гильзу или шток.

Технические характеристики гидроцилиндра приведены в таблице 1:

Таблица 1

Диаметр поршня	100 мм
Диаметр штока	45 мм
Ход поршня	7100 мм
Утечки	60 см3/мин
Номинальное давление	10 Мн/м2

Поскольку ход штока S < 10D, то его на продольный изгиб можно не проверять.

Посчитаем площадь поршня в поршневой и штоковой полости

2.3 Определение расхода рабочей идкости и выбор насоса

Определяем расход жидкости, поступающий в поршневую полость каждого силового гидроцилиндра

где z - число гидроцилиндров

?ПР - скорость перемещения поршня, которая определяется отношением хода поршня к времени рабочего хода

тогда

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле:

QH = (QЦ1 + ?QЦ)· z + ?Q зол + ?QПК,

где ?QЦ - утечки жидкости в силовом цилиндре;

?Qзол - утечки в золотнике;

?QПК - утечки через предохранительный клапан;

z - число гидроцилиндров.

Утечки в силовом цилиндре ?QЦ определим по формуле

Утечки в золотнике

Номинальные утечки находим в табл.2.2 и 2.3 [17].

Утечки через предохранительный клапан примем ?QПК = 0,1QН. Подача насоса



Определим рабочий объем насоса

где n - частота вращения ротора насоса;

?0 - объемный КПД насоса,

Выбираем лопастной насос Г12 - 25АМ(рис 4.).

Лопастные насосы типа Г12 - 25АМ предназначены для нагнетания чистого минерального масла при температуре 10 - 50о и давлении до 6.3 Мн/м2 в системы металлорежущих станков и прессов.

В чугунном корпусе 5 (рис 4.) и крышке 3 смонтировано закалённое кольцо - статор 4, имеющее в нутрии профилированную поверхность, по которой скользят 12 лопаток. Лопатки свободно перемещаются в пазах ротора 6. Ротор 6 насажен на шлицы вала 8, свободно вращающегося в шариковых подшипниках. К торцам кольца - статора 4 прижаты диски - плоский 12 и с шейкой 11. Плоский диск и диск с шейкой плавающего типа. Начале работы диск с шейкой прижимается к статоры тремя пружинами 10, а в процессе работы давлением масла. В плоском диске имеются два окна 1 для всасывания масла, а в диске с шейкой два окна 14 для нагнетания масла.

При вращении ротора 6 лопатки 13 под действием центробежной силы и давления масла, подведённого под лопатки, всегда прижаты к внутренней поверхности статора 4. Каждая лопатка перемещается в пазах ротора 6 в радиальном направлении в соответствии с профилем кривой на статоре 4, причём каждая из камер образована двумя соседними лопатками, внутренней поверхностью статора и ротором, во время соединения с окнами всасывания 1 увеличивает свой объём и заполняется маслом через окна всасывания 1, а вовремя соединения с окнами нагнетания 14 уменьшает свой объём вытесняя масло через окно нагнетания.

Рисунок 4- Лопастные насосы типа Г12 - 25АМ

В таблице 2 приведены технические лопастного насоса Г12 - 25АМ.

Таблица 2

Производительность при давлении 6.3 Мн/м2 и 950 об/мин	110,4 л/мин=0,45·10-3 м3/сек
Номинальное рабочее давление	6.3 Мн/м2
Приводная мощность при давлении 6.3 Мн/м2 и 950 об/мин	13,4 кВт
Объёмный КПД при давлении 6.3 Мн/м2 и 950 об/мин	0.85
Высота всасывания	0.5 м
Рабочий объём	125 см3
Масса	20 кг

2.4 Расчет диаметра трубопровода и скорости движения жидкости

Находим внутренний диаметр труб, с помощью которых соединяются гидроаппараты. Для этого зададимся скоростью движения жидкости согласно требованиям ГОСТ в зависимости от давления насоса PН . Принимаем ?РЖ = 3,2 м/с.

Имея в виду, что

где dТ - внутренний диаметр труб, получим

Найденное значение диаметра dТ округляем до ближайшего стандартного в бoльшую строну согласно ГОСТ 16516-80 [14, с.7], т.е. dТ = 30 мм.

Уточнив внутренний диаметр труб, находим среднюю скорость движения жидкости в трубах

2.5 Подбор и описание выбранной гидроаппаратуры

Зная расходы и ориентировочные величины давлений, приступим к выбору гидроаппаратуры. Применительно к рассчитываемому гидроприводу необходимо выбрать предохранительный клапан, гидрораспределитель, дроссель и фильтр. Производим подбор гидроаппаратуры, удовлетворяющей полученным данным по расходу QН (не ниже 53,8 л/мин) и давлению P (не ниже 6,3 МПа)

2.5.1 Выбор предохранительного клапана

Золотник напорный предназначен для обеспечения последовательной работы исполнительных механизмов, а так же для предохранения гидросистем от перегрузки давлением. Применяется в гидросистемах станков, прессов. Настройка золотника на необходимую величину давления осуществляется регулировочным винтом. Напорные золотники имеют четыре отверстия: два - для пропуска основного потока масла, одно - для дистанционного управления и одно - для слива утечек.

Предохранительный клапан ПГ54-34М (рис.5) стыкового присоединения состоит из следующих основных деталей: корпуса 3, колпачка 5, золотника 2, пружины 6, регулировочного винта 8 и втулки 7. Масло подводится к аппарату через отверстие P и отводится через отверстие A. Линия P через канал 10 и малое отверстие (демпфер) 11 соединена с полостью 1, а полость 9 через канал 4 - с отверстием A. Когда усилие от давления масла на торец золотника в полости 1 преодолевает усилие пружины 6 (регулируется винтом 8) и усилие от давления масла на противоположный торец золотника в полости 9, золотник перемещается вверх, соединяя линии P и A. Выбираем, исходя из Рном = 6,3 МПа, золотник напорный БГ 54 - 34М (рис. 4).



Рисунок 5 - Золотник напорный БГ 54 - 24

В таблице 3 приведены технические данные золотника напорного БГ 54 - 34М.

Таблица 3

Присоединение	стыковое
Положение при монтаже	любое
Номинальное давление	6.3 Мн/м2
Наименьшее рекомендуемое давление	0.6Мн/м2
Изменение давления при изменении расхода от номинального до расхода не превышающего 0,5 л/мин	0.6 Мн/м2
Условный проход	10 мм
Номинальный расход масла	125 л/мин
Наименьший рекомендуемый расход	3 л/мин
Внутренняя утечка масла по зазорам золотника при номинальном давлении	20 см3/мин
Номинальный перепад давления	0.6 МПа
Температура рабочей жидкости	+10…700 С
Управление	ручное

2.5.2 Выбор гидрораспределителя

Гидрораспределитель типа РХ20 по ГОСТ 24697-81 (рис.6) имеет чугунный литой корпус 1, в котором выполнены каналы для подключения линий P, T, A и B. Корпус имеет пять маслоподводящих канавок. В центральном отверстии корпуса (диаметром 10 мм) расположен золотник 2, который через толкатели 3 перемещается узлом управления.

Таблица 4

Номинальное давление	32 Мн/м2
Номинальный расход по графику	160 л/мин
Условный проход	16 мм
Перепад давления	0,22 МПа
Масса	18.1 кг

Рисунок 6- Распределитель типа РХ20

2.5.3 Выбор дросселя

Дроссели предназначены для регулирования скорости перемещения рабочих органов прессов и других машин путем изменения величины расхода рабочей жидкости.

Величина рабочей щели дросселя при регулировании расхода масла изменяется перемещением дроссельного золотника вдоль его оси. Перемещение осуществляется поворотом рукоятки. Полный угол, на который поворачивается рукоятка при регулировании расхода от наименьшего рекомендуемого до номинального, составляет 300.

Дроссели имеют 3 отверстия: 2 - для подвода и отвода основного потока масла и одно - для слива утечек. Дроссели резьбового присоединения крепятся к плите или станине двумя винтами по ГОСТ 11738-66.

Выбираем дроссель ДР - 32 (рис. 4).

Рисунок 7 - Дроссель ДР - 32

Технические данные приведены в таблице 5.

Таблица 5

Присоединение	стыковое
Положение при монтаже	любое
Номинальное давление	32 Мн/м2
Перепад давления при нормальном расходе, не более	450 кПа
Условный проход	32 мм
Номинальный расход масла	160 л/мин=2.66·10-3м3/сек
Наименьший рекомендуемый расход	0.25 л/мин=4.1·10-6м3/сек
Управление	ручное
Температура рабочей жидкости	- от +10 до +50 С
Вязкость	10·10-6 - 200·10-6 м2/сек
Масса	5,9 кг

2.5.4 Выбор фильтра

Фильтры приемные сетчатые типа С41-2 предназначены для очистки от механических примесей рабочих и смазочных жидкостей в системах гидравлики и смазки металлорежущих станков, прессов и других машин.

" -Диапазон вязкости очищаемых жидкостей от 10·10-6 м2/сек до 150·10-6 м2/сек при температуре от +10 до +50°С.

Фильтры устанавливают на всасывающем трубопроводе перед насосом в местах, удобных для обслуживания и демонтажа с таким расчетом, чтобы нижняя кромка сетки находилась от дна резервуара на расстоянии, равном утроенному диаметру всасывающей трубы, во избежание засасывания механических примесей и шлама, осевших на дне резервуара.

Принимаем фильтр 0,08БС41-26. Технические характеристики фильтра приведены в таблице 6.

Таблица 6

Номинальная тонкость фильтрации	80 мкм=80·10-6 м
Номинальная пропускная способность	160 л/мин
Масса	1,93 кг

2.4 Определение действительных перепадов давлений

При определении перепадов давлений исходят из расходов, на которые рассчитана гидроаппаратура. Действительные расходы отличаются от справочных. Поэтому необходимо уточнить значения перепадов давлений.

Перепады давлений на золотнике можно найти из выражений



где ?P* зол- перепад давлений на золотнике при расходе Q* зол;

QЦ1 - расход жидкости в полость нагнетания цилиндра;

QЦ2 - расход жидкости из полости слива.

Определим расход QЦ2 жидкости, вытекающей из штоковой полости

Определим перепады давлений

Аналогично могут быть уточнены значения ?Р и для другой гидроаппаратуры.

При подсчете перепада давления на фильтре отношение QЦ2 / Q*Ф подставлять нужно в первой степени, т.к. режим движения жидкости в фильтре ламинарный:

Для определения действительных перепадов давления в трубах сначала определим среднюю скорость движения жидкости в сливной магистрали l2



Далее определим числа Рейнольдса

где ? - кинематическая вязкость масла, которая определяется по формуле:

здесь ?50? - кинематическая вязкость индустриального масла И-8, м2/с;

TМ - температура масла, ?С;

n - показатель степени, зависящий от ?50?.

Поскольку Re1 и Re2 меньше критического числа, режим течения в трубах ламинарный, поэтому коэффициент гидравлического сопротивления определим по формуле

Определив коэффициенты гидравлического трения ?, находим перепады давлений в трубах:

где ? - плотность рабочей жидкости, для И-8 ? = 900 кг/м3;

?1 и ?2 - коэффициент гидравлического трения для напорной и сливной гидролинии соответственно.

Поскольку перепады давлений на дросселе зависят от степени его открытия, то оставим их такими же, как и ранее ?PДР 1 = ?PДР 2 = 0,25 МПа.

По уточненным перепадам давлений находим перепад давлений в полостях силового гидроцилиндра

P2 = ?РДР + ?Рзол 2 + ?РФ + ?Р2 =

0,25 + 0,053 + 0,049 + 0,027 = 0,38 МПа

По формуле определим P1

и уточним давление, развиваемое насосом

РН = Р1 + ?Рзол 1 + ?Р1 = 5,65 + 0,084 + 0,012 = 5,75 МПа.

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КПД ГИДРОПРИВОДА

Определим КПД гидропривода, учитывая, что он работает при постоянной нагрузке.

Общий КПД проектируемого гидропривода, работающего при постоянной нагрузке определим по формуле

где Nпр - затрачиваемая мощность привода (насосной установки),

где ? - общий КПД насоса при расчетных значениях давления, расхода, вязкости рабочей жидкости и частоты вращения приводного вала насоса;

Nпол - полезная мощность привода, которая определяется по заданным нагрузкам и скоростям гидродвигателей: для привода с гидроцилиндром

Nпол = R ?ПРz = 40·0,105·2= 8,4 кВт,

где z - число силовых цилиндров, включенных в привод.

Общий КПД проектируемого гидропривода ?общ = 0,64. Причина такого низкого КПД заключается в том, что в схему включено силовой гидроцилиндр с большой силой трения, приложенной к поршню.

4. РАСЧЕТ ОБЪЁМА ГИДРОБАКА

Определим потери мощности в гидроприводе, переходящие в тепло, найдя разницу между затрачиваемой мощностью и полезной

?N = Nпр - Nпол = 13,01 - 8,4= 4,61 кВт.

Количество тепла Eпр, выделяемое в гидроприводе в единицу времени, эквивалентно теряемой в гидроприводе мощности ?N

Eпр ?N, т.е. Епр = 4,61 кВт

Перепад температур между рабочей жидкостью и окружающим воздухом

?T = TM - TO = 60 - 15 = 45°C

Площадь поверхности теплообмена, необходимая для поддержания перепада ?Tуст ?T

где Kтр и Kб - коэффициенты теплопередачи труб и гидробака, Вт/(м2·?С).

Примем Kтр = 12 Вт/(м2·?С) и Kб = 8 Вт/(м2·?С), тогда :

Площадь поверхности теплообмена складывается из поверхности труб Sтр, через которые происходит теплообмен с окружающей средой, и поверхности теплоотдачи бака Sб :

Sпов = Sтр + Sб

Определим площадь поверхности труб

Найдя площадь поверхности гидробака, определим его объем Vб и округлим до стандартного значения в большую сторону

Округлив до стандартного значения объем бака Vб, принимаем его равным 10 литр. Однако, согласно рекомендациям по проектированию гидропривода, объем гидробака должен быть в три раза больше объема масла, находящегося в трубопроводах и гидроаппаратах системы.

Определим объем рабочей жидкости, находящейся в гидросистеме. Объем масла в трубах

Объем масла в гидроцилиндре

VГЦ = F1 S = 7,85·10-3·0,65 = 0.0051 м3

Объем масла в гидронасосе равен его рабочему объему VН = q = 0,125л.

Объем масла в фильтре можно приближенно посчитать исходя из геометрических размеров выбранного фильтра. Стакан фильтра имеет цилиндрическую форму диаметром 110 мм и высотой 205 мм. Пластины занимают приблизительно 60% внутреннего объема фильтра. Исходя из этих геометрических характеристик объем масла, заполняющего фильтр равно

Объемом масла, находящегося в гидрораспределителе, дросселях и обратных клапанах можно пренебречь.

Таким образом, объем рабочей жидкости, находящейся в гидросистеме равен

V = Vтруб +VГЦ+ VН + VФ = 84 +5,1+ 0,125 + 0,8 = 90 л.

Тогда объем бака равен

Vб = 3V = 3·90 = 270 л,

а округляя его до стандартного значения объема по ГОСТ 12448-80 примем объем бака Vб = 320 литров.

5. ПОСТОРОЕНИЕ НАГРУЗОЧНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ГИДРОПРИВОДА

Нагрузочная характеристика гидропривода выражает зависимость скорости движения выходного звена от нагрузки на нем.

Применительно к схеме проектируемого гидропривода найдем перепад давлений на дросселе. Используя выражения (1) и (2), составим систему уравнений

и, решая эти уравнения относительно ?РДР, получим

Определим площадь проходного сечения в дросселе по формуле:

где ? - коэффициент расхода дросселя, для дросселей золотникового типа ? = 0,4 [10, с.50].

Далее для построения силовой характеристики привода зададимся рядом значений R и из выражения определим ?РДР. Для этих значений ?РДР, найдем скорости перемещения поршня

Величину R следует изменять от нуля до максимального значения R max, при котором скорость перемещения поршня равна нулю. Все вычисления сведем в табл.7.

Таблица 7

R, кН	?РДР, МПа	?П, м/с
0	2354	0,23
10	4.06	0,217
20	2.35	0,19
30	1.41	0,16
40	0,24	0,105
42	0,32	0,06
42.3	0	0



Рисунок 7 - Нагрузочная характеристика

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Андреев А.Ф., Барташевич Л.В., Боглан Н.В. и др. Гидро- пневмоавтоматика и гидропривод мобильных машин. Объемные гидро- и пневмомашины и передачи. - Минск: Высшая школа, 1987. 310 с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х Т. - 5-е изд., перераб. и доп. Том 3 - М.: Машиностроение, 1980 г. - 559 с.

3. Башта Т.М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика. - М.: Машиностроение, 1972. - 320 с.

4. Башта Т.М., Руднев С.С., Некрасов Б.Б. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник. 2-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.

5. Богданович Л.Б. Гидравлические механизмы поступательного движения: Схемы и конструкции. - М., Киев: МАШГИЗ, 1958. - 181 с.

6. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник. - М.: Машиностроение, 1983. - 301 с., ил.

7. Каверзин С.В. Курсовое и дипломное проектирование по гидроприводу самоходных машин: Учебное пособие. - Красноярск: ПИК "Офсет", 1997. - 384 с.

8. Лебедев И.И. Объемный гидропривод машин лесной промышленности. - М.: Лесная промышленность, 1986. - 296 с.

9. Лебедев Н.И. Гидропривод машин лесной промышленности. - М.: Лесная промышленность, 1978. - 304 с.

10. Навроцкий К.Л. Теория и проектирование гидро- и пневмопривода: Учебник. - М.: Машиностроение, 1991. - 384 с., ил.

11. Осипов П.Е. Гидравлика, гидравлические машины и и гидропривод: Уч. Пособие. 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Лесная промышленность. 1981. - 424 с.

12. Осипов П.Е. Муратов В.С. Гидропривод машин лесной промышленности и лесного хозяйства. - М.: Лесная промышленность, 1970. - 312 с.

13. Прокофьев В.Н. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод. М.: Машиностроение, 1969. - 496 с.

14. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник. - 2-е изд., перераб. и доп. - М: Машиностроение, 1988. - 512 с.: ил.

15. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам / Я.М. Вильнер, Я.Т. Ковалев, Б.Б. Некрасов и др.; Под. ред. Б.Б. Некрасова. - 2-е изд., перераб. и дополн. - Минск: Высшая школа, 1985. - 382 с.

16. Подготовка и оформление рукописей учебной, научной и методической литературы, издаваемой Братским государственным техническим университетом: Методические рекомендации, - 2-е изд. перераб. и доп. - Братск: БрГТУ, 2002. - 37 с.

17. Кононов А.А., Ермашонок С.М. Гидравлика. Гидромашины и гидропривод: Методические указания к выполнению курсовой работы. Братск: БрГТУ, 2003. - 62 с.

Размещено на Allbest.ru