Гидравлические схемы мобильных машин

Размещено на http://allbest.ru

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА

2. ОПИСАНИЕ ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СХЕМЫ

3. РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса

3.2 Выбор насоса

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкостей

3.4 Определение коэффициентов местного сопротивления

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

3.6 Расчет гидроцилиндров

3.7 Тепловой расчет гидропривода

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ВВЕДЕНИЕ

Гидравлика прочно вошла в нашу жизнь в качестве отлично зарекомендовавшего себя способа передачи энергии. Роль гидравлических приводов и систем управления и регулирования постоянно повышается в процессе автоматизации и механизации производства строительных и земляных работ.

Большинство современных высокопроизводительных дорожно-строительных мобильных машин частично или полностью работают на гидравлическом управлении. Именно благодаря применению гидравлических систем управления удалось достигнуть столь высокой степени автоматизации производства строительных и земляных работ. С помощью гидравлики привод и передача энергии осуществляются кратчайшим путем.

В сложных маневренных строительных и дорожных машинах гидравлическая передача является оптимальным решением. Гибкие трубопроводы подвижных элементов машин позволяют осуществлять передачу энергии практически в любую точку.

В гидростатических приводах строительных и дорожных машин гидравлика позволяет в широком диапазоне осуществлять бесступенчатое изменение силы тяги и скорости. Курсовое и дипломное проектирование объемных гидроприводов, изучаемых по дисциплинам «Гидравлика и гидропневмопривод» способствует обобщению и закреплению теоретических знаний студентов, имеет целью развитие навыков самостоятельной творческой работы, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормативными документами, выполнения расчетов, чертежей и составления текстовых конструкторских документов.

Объектами проектирования являются объемные гидроприводы мобильных (автотракторных, подъемно-транспортных, строительных, дорожных, коммунальных и других) машин и оборудования. Основными преимуществами объемного гидропривода перед механическим и электрическим являются:

- наибольшая удельная мощность;

- автоматическое управление, обеспечивающее оптимальный наиболее экономичный режим;

- точно регулируемое бесступенчатое изменение скорости движения машины или вращения исполнительного механизма;

- устранение ограничений размеров конструкции благодаря применению дистанционного управления, обеспечение применения мотор-колес в качестве движителей пневмоколесных машин;

- обеспечение оптимального использования мощности приводного двигателя и возможности одновременного ее распределения для привода механизма передвижения и рабочего оборудования;

- надежная система защиты двигателя внутреннего сгорания от перегрузок;

- простота обслуживания.

В гидроприводах строительных, дорожных, коммунальных и других самоходных машин применяется гидравлическое оборудование, к которому применяются особо жесткие эксплуатационные требования.

К ним относятся следующие:

- способность противостоять воздействию часто повторяющихся циклических случайных нагрузок, способность противостоять сильно запыленной, влажной окружающей среде со значительным суточным перепадом температур;

- способность сохранять работоспособность при низких отрицательных температурах;

- отсутствие регулировок и настроек элементов гидропривода при непосредственной эксплуатации машины.

Уровень качества мобильной машины во многом зависит от степени качества каждого элемента гидравлического оборудования и правильно спроектированной системы ее гидропривода.

При проектировании гидропривода машин выполняется расчет основных параметров гидропривода, производится выбор нормализованного и стандартного гидрооборудования, разрабатывается принципиальная гидравлическая схема машины.

Принципиальная гидравлическая схема машины разрабатывается на основе существующих типовых гидросхем, анализа назначения машины, ее конструктивных особенностей, условий работы и возможности выполнения необходимых технологических операций. При разработке принципиальной гидравлической схемы следует использовать такие варианты, которые позволяют повысить КПД гидропривода, его эффективность, надежность, снизить массу гидропривода.

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА

Погрузочно-разгрузочное оборудование (манипулятор)

Исходные данные приведены в табл. 1.

Табл. 1. Исходные данные

Параметры	Привод рабочего оборудования
Номинальное давление гидропривода, МПа	14,0
Усилие на штоке гидроцилиндра тянущем, кН	30,0
Скорость перемещения штока гидроцилиндра, м/с	0,40
Длины гидролиний, м: а) всасывающей (от бака к насосу) б) напорной (от насоса к распределителю) в) исполнительной (от распределителя к гидродвигателю) г) сливной (от распределителя к баку)	0,4 3 2 5
Местные сопротивления, шт: а) переходник б) штуцер в) разъемная муфта г) плавное колено 90? д) дроссель	6 8 4 5 4
Температурный режим работы (окружающей среды), ?C	-35…+20

2. ОПИСАНИЕ ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СХЕМЫ

На рис. 1 изображена гидравлическая схема погрузочно-разгрузочного оборудования.

Рис. 1. Схема гидравлического погрузочно-разгрузочного оборудования

В схему входят: Б - гидробак, Н - насос, К - клапан, ГЦ_ПС - гидроцилиндр подъёма стрелы, ГР - гидрораспределитель, Ф - фильтр, ЗГ - заливная горловина.

Принцип действия гидропривода: Поток рабочей жидкости из гидробака Б насосом Н подается к распределителю Р. Трехпозиционный золотник направляет поток жидкости в гидроцилиндр ГЦ_ПС подъема и опускания стрелы.

Золотник А управляет гидроцилиндром ГЦ_ПС, обеспечивающим движение задней заслонки.

При перемещении золотника распределителя вниз по схеме начинает заполняться штоковая полости гидроцилиндров ГЦ_ПС.

При перемещении золотника распределителя вверх по схеме начинает заполняться поршневая полость гидроцилиндра ГЦ_ПС.

В зависимости от требуемой длины хода штока при подъёме стрелы может быть применен гидроцилиндр обычного или телескопического типа.

На сливной гидролинии установлен фильтр Ф с переливным клапаном КП2.

Таким образом, осуществляется подъем и опускание стрелы манипулятора.

3. РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса

Мощность гидропривода определяют по заданным нагрузкам и скоростям гидродвигателей, обеспечивающих привод исполнительных механизмов.

Полезную мощность гидродвигателя возвратно-поступательного действия (гидроцилиндра) определяют по формуле:

кВт,

где N_гдв - мощность гидродвигателя, кВт; F - усилие на штоке, кН; V - скорость движения штока, м/с.

На первом этапе расчета гидропривода потери давления и расхода рабочей жидкости учитывают коэффициентами запаса по усилию и скорости.

Коэффициент запаса по усилию учитывает гидравлические потери давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний, а также потери мощности на преодоление инерционных сил, сил механического трения в подвижных соединениях и т.д.

Коэффициент запаса по скорости учитывает утечки рабочей жидкости, уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме.

Полезную мощность насоса определяют исходя из мощности гидропривода с учетом потерь энергии при ее передачи от насоса к гидродвигателю по формуле:

кВт,

где N_нп - мощность насоса, кВт; k_зу - коэффициент запаса по усилию, k_зу = 1,1…1,2; k_зс - коэффициент запаса по скорости, k_зс = 1,1…1,3; N_гдв - мощность гидродвигателя, кВт.

Меньшие значения коэффициентов следует выбирать для гидроприводов, работающих в легком и среднем режимах, а большие - в тяжелом и весьма тяжелом режимах эксплуатации.

3.2 Выбор насоса

Зная необходимую полезную мощность насоса, и учитывая, что полезная мощность насоса связана с номинальным давлением и подачей зависимостью , можно найти подачу и рабочий объем насоса по формулам:

дм³/с;

дм³,

где N_нп - мощность насоса, кВт; Q_н - подача насоса, дм³/с, ; p_ном - номинальное давление, МПа; q_н - рабочий объем насоса, дм³ (дм³/об); n_н - частота вращения вала насоса, с^-1 (об/с).

Для того, чтобы найти рабочий объем насоса, необходимо задаться частотой вращения вала насоса, которая зависит от типа приводного двигателя. Номинальные частоты вращения, установленные ГОСТ 12446-80, следующие: 750; 690; 1200; 1500; 1920; 2400 об/мин и т.д.

Принимаем частоту вращения вала, равную 1500 об/мин (25 об/c).

Насос выбираем из технической литературы /3/ по двум параметрам, ближайшим к расчетным: номинальному давления гидропривода P_ном и рабочему объему насоса q_н.

Наиболее подходящим является шестеренный насос НШ 50У-3.

Приводим техническую характеристику выбранного насоса в табл. 2.

Табл. 2. Техническая характеристика шестеренного насоса

Показатели	НШ 50А-3
Рабочий объем, см3	49,1
Давление на выходе, МПа:
номинальное	16
максимальное	20
Давление на входе в насос, МПа:
минимальное	0,08
максимальное	0,15
Частота вращения вала, с-1:
минимальная	16
номинальная	32
максимальная	40
Номинальная потребляемая мощность, кВт	25,7
КПД насоса (не менее)	0,82
Коэффициент подачи (объемный КПД) (не менее)	0,92
Класс чистоты рабочей жидкости по ГОСТ 17216-71, не грубее	15
Номинальная тонкость фильтрации рабочей жидкости, мкм, не более	25
Масса, кг	6,19

Примечание. Значения показателей определены при работе насосов в номинальном режиме на дизельном масле вязкостью 60…70 сСт при температуре 50 ? С.

При выборе насоса следует учитывать, что насосы, рассчитанные на высокое давление, могут быть использованы в гидроприводах, имеющих более низкое давление.

По технической характеристике выбранного насоса производят уточнение действительной подачи насоса:

дм³/с,

где Q_нд - действительная подача насоса, дм³/с;

q_нд - действительный рабочий объем насоса, дм³ (дм³/об);

n_нд - действительная частота вращения вала насоса,

n_нд = n_н, с^-1 (об/с); з_об - объемный КПД насоса.

Действительная частота вращения вала насоса n_нд может отличаться от номинальной частоты вращения вала насоса из его технической характеристики и берется равной частоте n_н.

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

Расчетные значения внутренних диаметров всасывающей, напорной и сливной гидролиний определяют из уравнения неразрывности потока жидкости с учетом размерностей по формуле:

,

где d_p - расчетное значение внутреннего диаметра гидролинии, м;

Q_нд - действительный расход жидкости (подача насоса), дм³/с;

V_ж - скорость движения жидкости в гидролинии, м/с.

Скорости движения рабочей жидкости выбираем в зависимости от назначения гидролинии таком образом, чтобы для уменьшения потерь давления на гидравлическое трение режим движения был ламинарным или близким к нему.

Рекомендуемые значения скорости жидкости приведены в табл. 3.

Табл. 3. Рекомендуемые значения скорости рабочей жидкости

Гидролиния:	Скорость рабочей жидкости, м/с:
всасывающая	1,2
сливная	2
напорная	4…6

Определим расчетные внутренние диаметры гидролиний:

- для всасывающей: м = 32 мм;

- для сливной: м = 24 мм;

- для напорной: м = 15 мм.

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролиний d_p производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра трубопровода d должно быть больше расчетного, т.е. d ? d_р.

По ГОСТ 8734-75 принимаем следующие значения внутренних диаметров:

d_вс = 30 мм = 0,030 м;

d_сл = 24 мм = 0,024 м;

d_нап = 16 мм = 0,016 м.

Значение толщины стенки трубопровода принимаем конструктивно равным 2…4 мм.

После выбора трубопроводов производим определение действительных скоростей движения жидкости по всасывающей, напорной и сливной гидролиниях по формуле:

,

где V_жд - действительное значение скорости движения жидкости, м/с; d - действительное значение внутреннего диаметра гидролинии, м; Q_нд - действительный расход жидкости, дм³/с.

Определим действительную скорость движения жидкости:

- для всасывающей: м/c;

- для сливной: м/c;

- для напорной: м/c

3.4 Определение коэффициентов местного сопротивления

Распределим заданные виды местных сопротивлений по гидролиниям: сливной и напорной.

Тип местного сопротивления	Количество, шт:	Коэффициент местного сопротивления	Сумма коэффициентов местного сопротивления
переходник	4	2	0,1	0,4	0,2
штуцер	4	4	0,1	0,4	0,4
разъемная муфта	2	2	1,5	3	3
плавное колено 90?	3	2	0,15	0,45	0,3
дроссель	2	2	2	4	4
распределитель	1	0	4	4	0
фильтр	0	1	3	0	3
	Сливная гидролиния	Напорная гидролиния		12,25	10,9

Табл. 4. Местные сопротивления

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

В зависимости от допустимых температурных пределов работы манипулятора, из технической литературы /3/ выбираем марку масла ВМГ3.

Определение потерь давления при движении жидкости в гидролиниях необходимо для более точного расчета гидродвигателя, а также для определения гидравлического КПД гидропривода.

Потери давления определяют отдельно для каждой гидролинии (всасывающей, напорной, сливной) при определенной температуре рабочей жидкости).

Потери давления в местном сопротивлении определяем по формуле:

,

где p_м - потери давления в местном сопротивлении, МПа; - коэффициент местного сопротивления; V_жд - действительная скорость движения жидкости, м/с; - плотность рабочей жидкости, кг/м³.

Потери давления в местном сопротивлении для гидролиний:

- для всасывающей:

- для сливной: МПа;

- для напорной: МПа.

Число Рейнольдса определяем по формуле:

,

где V_жд - действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с; d - внутренний диаметр гидролинии, м; - кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м²/с.

Число Рейнольдса для гидролиний:

- для всасывающей:

- для сливной: ;

- для напорной: .

Коэффициент путевых потерь определяем для турбулентного режима движения жидкости (т.к. Re > 2320) по формуле:

.

Коэффициент путевых потерь для гидролиний:

- для всасывающей:

- для сливной: ;

- для напорной: .

Потери давления по длине гидролинии (путевые) определяем по формуле:

,

где p_l - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа; - коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси); l - длина гидролинии, м; d - внутренний диаметр гидролинии, м; V_жд - действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с; - плотность рабочей жидкости, кг/м³.

При подстановке в формулу длины гидролиний l учитываем, что:

для всасывающей гидролинии

l=l_BC,

для напорной гидролинии

l = l_НАП + l_ИСП,

гидравлический привод насос

а для сливной гидролинии

l = l_СЛ + l_ИСП.

Длины гидролиний:

- для всасывающей: м;

- для сливной: м;

- для напорной: м.

Потери давления по длине гидролиний (путевые):

- для всасывающей: МПа;

- для сливной: МПа;

- для напорной: МПа.

В соответствии с известным из гидравлики принципом наложения потерь, потери давления в гидролинии определяем по формуле:

,

где p - потери давления в гидролинии, МПа; p_l - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа; p_м - потери давления в местном сопротивлении, МПа.

Потери давления в гидролинии:

- для всасывающей: МПа;

- для сливной: МПа;

- для напорной: МПа.

3.6 Расчет гидроцилиндров

Поршневые гидроцилиндры двустороннего действия с односторонним штоком являются самыми распространенными гидродвигателями поступательного движения выходного звена.

Основными параметрами гидроцилиндров являются: усилие на штоке F, скорость штока V, диаметр поршня D, диаметр штока d и ход штока L.

Для гидроцилиндра со штоковой рабочей полостью Б (шток втягивается, рис. 1) диаметр поршня определяем из формулы:

,

где F₂ - усилие на штоке,

Н; p₂ - давление в штоковой полости, Па;

D - диаметр поршня, м;

d - диаметр штока, м.



Решив уравнение относительно диаметра поршня при выбранном значении ц=d/D, получим:

м.

Находим значение диаметра штока:

м.

Кроме определения диаметров поршня и штока из условия обеспечения заданного усилия F, необходимо произвести еще расчет гидроцилиндра по обеспечению заданной скорости движения штока V.

В этом случае диаметр поршня вторично определяется из уравнения неразрывности потока жидкости (, здесь S_ЭФ - эффективная площадь поршня) по формуле для гидроцилиндра со штоковой рабочей полостью:

м,

где D - диаметр поршня, м; Q_нд - расход жидкости, м³/с; V - скорость движения штока, м/с; ц - коэффициент, ц=d/D.

Вторично находим значение диаметра штока:

м.

По известным значениям диаметров поршня находим его среднее значение и среднее значение диаметра штока гидроцилиндра:

м;

м.

Основные параметры гидроцилиндров, в том числе диаметры поршня и штока, регламентируются ГОСТ 6540-68 «Гидроцилиндры и пневмоцилиндры. Ряды основных параметров» и другими нормативно-техническими документами, по которым и выбираем ближайшие к средним расчетным значениям диаметры поршня D и штока d. Общие технические требования к гидроцилиндрам определяются ГОСТ 16514-87.

Примем гидроцилиндр 1.10.0.У1-80Ч50Ч450 со следующими техническими характеристиками.

Табл. 5. Техническая характеристика гидроцилиндра

Параметр	Значение
Диаметр поршня D, мм	80
Диаметр штока d, мм	50
Ход поршня L, мм	450

Для дальнейших расчетов необходимо определить давления:

- в поршневой полости: Па, здесь p_с - потери в сливной гидролинии, Па;

- в штоковой полости: Па,

здесь p_НОМ - номинальное давление, Па; p_н - потери давления на напорной гидролинии, Па.

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительное усилие F_д, развиваемое гидроцилинром:

Н.

Определим эффективную площадь поршня для штоковой рабочей полости:

м²,

где D и d стандартные значения диаметров штока и поршня соответственно.

Действительную скорость движения штока определим из условия неразрывности потока жидкости по формуле:

м/c,

где V_д - действительная скорость штока, м/c; Q_нд - расход жидкости, м³/c; S_эф - эффективная площадь поршня, м².

Затем производим сравнение действительных и заданных параметров по относительным величинам:

,

Допускаемая величина отклонения действительных значений выходных параметров гидроцилиндра от заданных не должна превышать ±10%.

В данном случае, отклонение действительного значения усилия гидроцилиндра превышает ±10%, тогда на гидроцилиндр необходимо установить предохранительный клапан (рис. 2).

Рис. 2. Схема гидроцилиндра с предохранительным клапаном

Для предохранительного клапана заданное усилие находят по формуле:

Выразив давление в клапане, получаем:

Па = 11,9 МПа,

где F_зад - действительное значение усилие гидроцилиндра, Н.

3.7 Тепловой расчет гидропривода

Тепловой расчет гидропривода приводим с целью определения температуры рабочей жидкости, объема гидробака и выяснения необходимости применения специальных теплообменных устройств.

Основными причинами выделения тепла в гидроприводе являются: внутреннее трение рабочей жидкости, дросселирование жидкости при прохождении различных элементов гидропривода, трение в гидрооборудовании и др.

Количество тепла, выделяемого в гидроприводе в единицу времени, эквивалентно теряемой в гидроприводе мощности.

Тепловой расчет в гидроприводе ведем на основе уравнения теплового баланса:

,

где Q_выд - количество тепла, выделяемого гидроприводом в единицу времени (тепловой поток), Вт; Q_отв - количество тепла, отводимого в единицу времени, Вт.

Гидравлический КПД гидропривода равен:

,

где p_ном - номинальное давление гидропривода, МПа; p_Н, p_C, p_BC- потери давления в напорной, сливной и всасывающих гидролиниях соответственно, МПа.

Гидромеханический КПД гидропривода находим по формуле:

,

где з_ГМН, з_ГМГЦ - гидромеханические КПД насоса и гидроцилиндра соответственно; з_г - гидравлический КПД гидропривода, учитывающий потери давления в гидролиниях.

Количество выделяемого тепла определяем по формуле:

Вт,

где Q_выд - количество тепла, выделяемого в единицу времени, Вт;

N_н - мощность привода насоса (потребляемая), Вт;

з_гм - гидромехянический КПД гидропривода;

k_в - коэффициент продолжительности работы гидропривода;

k_д - коэффициент использования номинального давления; p_ном - номинальное давление гидропривода, Па;

Q_нд - действительная подача насоса, м³/с;

з_н - полный КПД насоса из его технической характеристики.

Значения гидромеханического КПД гидроцилиндров принимаем равным 0,92…0,98.

Значения коэффициентов продолжительности работы гидропривода и использования номинального давления приведены в табл. 6.

Табл. 6. Коэффициенты для расчета количества выделяемого тепла

Режим работы гидропривода	Коэффициент продолжительности работы гидропривода kв	Коэффициент использования номинального давления kд	Область применения
Средний	0,3…0,5	0,4…0,7	Скреперы

Суммарную площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов (всасывающей, напорной, сливной гидролиний) находим по формуле:

,

здесь d_i - внутренний диаметр; д_i - толщина стенки; l_i - длина i-го трубопровода.

Получаем следующие значения:

- для всасывающей: м²;

- для напорной: м²;

- для сливной: м²;

м².

Количество тепла, отводимого в единицу времени от поверхностей металлических трубопроводов, гидробака при установившейся температуре рабочей жидкости, определяем по формуле:

,

где Q_отв - количество отводимого в единицу времени тепла, Вт;

k_тп - коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости в окружающий воздух, Вт/(м²•град); t_ж - установившаяся температура рабочей жидкости, °С; t_о - температура окружающего воздуха, °С; - суммарная площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов, м²; S_б - площадь поверхности гидробака, м².

Установившуюся температуру рабочей жидкости принимаем = 75 °С.

Для практических расчетов рекомендуется принять значения Вт/(м²•град), причем минимальные значения коэффициента k_тп берутся при затрудненной циркуляции воздуха, максимальные - при свободном обтекании воздухом элементов гидропривода.

Площадь поверхности гидробака определяем из уравнения теплового баланса:

м²

Расчетная площадь поверхности гидробака связана с его объемом следующей зависимостью:

,

где S_б - площадь поверхности гидробака, м²; V - объем гидробака, дм³.

Из предыдущего уравнения выражаем объем гидробака:

дм³

Этот объем не превышает 0,8…3,0 минутной подачи насоса:

дм³/мин.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Объемный гидропривод находит все большее применение, особенно в последние годы, в механизмах хода пневмоколесных и гусеничных строительных, дорожных, лесозаготовительных и многих других мобильных машин, вытесняя традиционно применяемые механический, гидромеханический и в некоторых областях электрический приводы.

Главное назначение гидравлических систем мобильных машин - трансформация механической энергии, вырабатываемой первичным двигателем, в гидравлическую энергию сжатой рабочей жидкости и передача ее к исполнительным рабочим органам мобильных машин, где она вновь реализуется как механическая энергия.

Бурное развитие техники требует от специалистов не только высоких теоретических знаний, но и хороших практических навыков. Для правильного ухода и эксплуатации гидравлического оборудования требуются квалифицированные специалисты, хорошо разбирающиеся в особенностях применяемого гидравлического оборудования. В подготовке таких специалистов немалую роль играет умение читать принципиальные гидравлические схемы, разбираться в их особенностях, составлять схемы самостоятельно.

В курсовой работе был произведен расчет гидросистемы подъема (опускания) задней заслонки скрепера. Была выбрана гидроаппаратура, насос, гидроцилиндр и гидробак.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1) Расчет объемного гидропривода мобильных машин при курсовом и дипломном проектировании : методические указания / СибАДИ, Кафедра подъемно-транспортных, тяговых машин и гидропривода, 2008. - 27 с.

2) Задания на курсовую работу по гидроприводу : задания для выполнения курсовой работы по дисциплинам "Гидравлика и гидропневмопривод", "Гидравлические и пневматические системы" / СибАДИ, Кафедра подъемно-транспортных, тяговых машин и гидропривода, 2008. - 55 с.

3) Элементы объемных гидроприводов мобильных машин. Справочные материалы : учеб. пособие / Н. С. Галдин, 2005. - 127 с.

4) Основы гидравлики и гидропривода: учебное пособие / Н. С. Галдин, 2006. - 144 с.

5) Гидравлические схемы мобильных машин : учебное пособие / Н. С. Галдин, И. А. Семенова, 2010. - 203 с.

Размещено на Allbest.ru

...