Фильтры (кондиционеры) рабочей жидкости

В общем машиностроении в основном требуется грубая (до I00 мкм) или нормальная (до 10 мкм) фильтрация, реже - тонкая (до 5 мкм). С этой целью наиболее широко применяют пластинчатые (щелевые) и сетчатые фильтры, основные характеристики которых приведены в таблицах 27 и 28 [3]. Перепад давления у них не превышает 0, 1 МПа.

Таблица 27

Основные технические характеристики сетчатых фильтров типа С42

Таблица 28

Основные технические характеристики пластинчатых фильтров типа Г41

4.9. Гидроаккумуляторы, гидропреобразователи и гидробаки

Гидравлические аккумуляторы служат для накопления энергии рабочей жидкости во время пауз ее потребления с последующим ее использованием. По способу накопления энергии они бывают грузо­вые, пружинные и газовые. Наибольшее распространение получили газовые гидроаккумуляторы из-за их меньшего веса и простоты. На­капливание энергии у них происходит за счет сжатия газа (возду­ха) в герметичной емкости во время снижения или прекращения пот­ребления рабочей жидкости гидродвигателями. Использование гидро­аккумуляторов позволяет понизить производительность и мощность насосов до среднего значения всех потребителей, а в гидроприво­дах эпизодического действия - обеспечить их работу в период пауз включения насоса.

Газовые гидроаккумуляторы бывают без разделителя и с разде­лителем. У гидроаккумуляторов без разделителя рабочая жидкость находится в непосредственном контакте с газом (воздухом), посто­янно растворяя его в себе и ухудшая тем самым свои свойства. По­этому рекомендуется применение гидроаккумуляторов с разделителя­ми в виде мембран (резиновых диафрагм) или эластичных баллонов.

Оптимальная форма газового аккумулятора - сфера. При такой форме обеспечивается минимальный вес и снижение в два раза (по сравнению с цилиндрической) напряжение в стенках, обусловленного внутренним давлением.

Объемы и давления газовых аккумуляторов связаны между собой следующим соотношением [1, 3]:

V п =V к [(P н /Р min) 1/n -(Р н -Р max) 1/n ], (31)

где V п - полезный объем (объем рабочей жидкости, который может выдать из себя гидроаккумулятор при понижении давления в гидролинии до Р min), л;

V к - конструктивный объем гидроаккумулятора равный сумме полезного объема и объема газа в нем, л;

Р н - начальное (предварительное) давление газа до заполнения его рабочей жидкостью (в начале зарядки), МПа;

Р max - максимальное давление в гидроаккумуляторе в конце его зарядки, МПа;

Р min - минимально допустимое давление в конце разрядки, МПа;

n- показатель политропы. Для режимов с временем зарядки t=10-15 с n=1, 3 [3].

Для приближенных расчетов можно пользоваться следующими соотношениями [3]: V к = V п + V г; V к =(9÷ 11) V п; V г =(8÷ 10) V п, где V г - - минимально необходимый объем газа

Для расчета на прочность сферических гидроаккумуляторов может быть использована формула [3]:

[σ ] р ≤ Р max D/4δ, (32)

где [σ ] р - допустимое напряжение на разрыв материала корпуса. Для стали можно принять [σ ] р =160 МПа;

D, δ - внутренний диаметр и толщина стенки корпуса, м.

При расчетах и проектировании гидроаккумуляторов следует руководствоваться ГОСТ 14064-68.

Гидропреобразователи (мультипликаторы) - преобразуют энер­гию одного потока рабочей жидкости в энергию другого потока с большим (чем первого) давлением. Это позволяет избежать применения дорогих насосов высокого давления [3].

Гидропреобразователи бывают одинарного и двойного действия. Коэффициент усиления давления (i) мультипликатора

i=D2 / d2, (33)

где D и d - диаметры входной и выходной полостей, м.

Коэффициент усиления находится в пределах i = 2÷ 2000. Для гидропреобразователей двойного действия, применяемых в маши­ностроении, i= 3-7 при расходе рабочей жидкости до 120 л/мин [3].

Гидробаки служат для хранения рабочей жидкости и питания системы гидропривода. В нем же происходит отстой и охлаждение жидкости, выпуск паров и воздуха. Его объем принимают равным двух-четырехминутной пода­че насоса. Обычно бак делается сварным со съемной верхней крыш­кой, в которой предусматривается отверстие с пробкой и сетчатым съемным фильтром для заливки жидкости. Внутри устраивается пере­ливная стенка, разделяющая бак на зону всасывания и слива. Она позволяет успокаивать жидкость и улучшать условия ее отстоя от частиц.

Номинальные емкости баков по ГОСТ 14065–68 должен соответствовать (в литрах): 1, 0; 1, 6; 2, 5; 4, 0; 6, 3; 10; 16; 25; 40; 63; 100; 125; 160; 200; 250; 320; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250; 1600; 2000; 2500; 3200; 4000; 5000; 6300; 8000; 10000 литров [13].

Всасывающий трубопровод располагают на небольшом расстоянии от дна, чтобы насос работал с некоторым подпором и исключалось засасывание осевших на дно твердых частиц. Сливная линия подво­дится параллельно дну на 1/3 высоты от дна.

В гидробаках устанавливают также фильтры и, при необходи­мости, теплообменные аппараты для нагрева или охлаждения рабочей жидкости.

Бак должен иметь устройство для контроля уровня жидкости - обычно в виде смотрового стекла.

Дня смены рабочей жидкости и слива отстоя бак снабжается спускными отверстиями, нижнее из которых (для слива отстоя) - с магнитной пробкой.

5. РАСЧЕТ И ВЫБОР ТРУБОПРОВОДОВ

Исходными данными для выбора стандартных стальных трубопроводов и рукавов по таблицам 18, 19 являются принятое рабочее давление, расчетный внутренний диаметр трубопровода и минимально-допустимая толщина стенки. На данном этапе выполнения проекта эти величины становятся уже известными. Для удобства правильного расчета всех участков гидросистемы изображается схема гидропривода (повторяется из задания), на всех участках которой надписываются расходы (Q, м³/с), давления (P, МПа) и скорости движения (υ, м/с). Эти скорости принимаются равными: для всасывающих линий υ _вс=1÷ 1, 2 м/с, для нагнетательных υ _н=3, 5÷ 4 м/с, для сливных υ _сл=2÷ 3 м/с.

Расчетный внутренний диаметр каждого участка трубопровода (d_i, м) определяется по формуле

d i =√ 4 Q i /π υ (34)

где Q_i - расход жидкости на данном участке, м3/с;

υ - оптимальная скорость движения жидкости, м/с.

После определения расчетных внутренних диаметров выбираются стандартные трубы.

Неподвижные трубопроводы выполняют из стальных бесшовных холоднодеформированных труб по ГОСТ 8734-75 из стали 20. В качестве гибких трубопроводов для высоких давлений (свыше 10 МПа) применяют резиновые рукава с металлическими оплетками (ГОСТ 6886-73) для низких давлений - резиновые рукава с нитяными оплетками (ГОСТ 10362-76).

После выбора стандартных стальных труб проверяется толщина стенки. Минимально-допустимая расчетная толщина стенки (S, мм) из условия прочности определяется [1]:

S= d н/ 2 (√ σ р +р/ σ р- р - 1 ), ( 35 )

где dн- наружный диаметр трубопровода, мм;

[σ ]р - допустимое напряжение разрыва материала, которое обычно прини-мается равным [σ ]р=0, 35σ _в, где σ _в - временное сопротивление, МПa; табл.7.

р - максимальное давление жидкости в трубопроводе, МПа. Величина этого давления принимается равным пробному испытательному давлению, т.е. р=1, 9 р раб, МПа

Следует отметить, что для трубопроводов небольших диаметров (d=20...60 мм) расчетная величина S получается очень малой. Однако по рекомендациям Госгортехнадзора минимальная толщина стенки трубопро- вода при P_pаб до 10, 9 МПа (109 кгс/см2) должна быть не менее 3 мм [8].

Радиус гиба (поворота) стальных труб должен составлять не менее их трех диаметров [1]. Технология гибки труб подробно описана в работе [1]. В этой же работе приведены способы соединения различных трубопроводов, конструкции и параметры соединительной арматуры.

Таблица 18

Рекомендуемые размеры стальных труб для гидросистем

Таблица 19

Рукава (шланги) для гидросистем [7]

6. РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОСИСТЕМЕ

Расчет потерь давления выполняется с целью подтверждения предварительно принятого давления насоса и определения величины давления настройки клапана. От последнего зависит соблюдение заданных силовых характеристик гидродвигателей (усилия но штоке -для гидроцилиндров, моментов на валу - у гидромоторов и моментных гидроцилиндров).

Потери давления возникают при движении жидкости в трубопро­водах и в гидроаппаратах.

6.1. Расчет потерь давления в трубопроводах

Для их определения из общей схемы гидропривода выделяется главная, наиболее протяженная линия, которая на разных участках может иметь различные расходы жидкости и соответственно различные внутренние диаметры. Эту линию удобнее изобразить отдельно с указанием Q, l, d каждого участка и размещением не ней ее гидроаппаратов и всех поворотов (колен).

В случае необходимости рассматривается и другая линия (ветвь) гидросистемы.

Для каждого участка рассматриваемой линии определяется факти-ческая скорость движения жидкости (υ) с учетом ранее определенного расхода (Q _i) и принятого стандартного диаметра трубопровода (d _i)

υ =21, 2 Q/ d², (36)

где Q - л/мин; d - мм; υ - м/с.

Затем определяется число Рейнольдса на каждом (i-том) участке (ν -вяз-кость, найденная по формуле (6) в сСт; d - в мм)

Rе = 103υ d / ν. (37)

а) Потери давления на каждом прямолинейном участке (∆ р; Па) дли-ной l(м):

∆ р i =500 λ l υ ² ρ /d, (38)

где ρ - плотность рабочей жидкости, кг/м3;

l, d – длина участка (м) и его диаметр (мм);

λ - коэффициент гидравлического сопротивления участка трубопровода, определяемый по формулам:

λ =75/ Rе - при Rе ≤ 2320 (ламинарный режим) (39)

λ =2, 7/ Rе 0, 53- при Rе =2321…13800(турбулентный режим) (40)

λ =0, 11(∆ э/d+68/ Rе)0, 25- при Rе > 13800(турбулентный режим) (41)

В формуле (41) ∆ э - эквивалентная шероховатость внутренней поверхности труб. Ее величина может быть принята равной (∆ э, в мм) [2]:

- новые тянутые трубы из стекла и цветных металлов-0, 002 мм

- новые стальные бесшовные трубы - 0, 02 мм;

- стальные трубы после нескольких лет эксплуатации - 0, 3 мм

- стальные трубы после длительной эксплуатации - 0, 5-2 мм;

- новые чугунные трубы - 0, 2-0, 5 мм;

- чугунные, бывшие в эксплуатации - 0, 5-1, 5 мм;

- рукава и шланги резиновые - 0, 03 мм

б) Потери давления на всех прямолинейных участках трубопро­вода - Δ p _l (Па):

Δ p _l = ∆ р i, Па (42)

где n - количество последовательных участков с разными диа­метрами и расходами.

в) Потери давления в местных сопротивлениях каждого участка трубопровода - ∆ p мi (Па):

∆ p мi =0, 5ρ υ ² ξ (43)

где m - количество местных сопротивлений на i -том участке трубопровода;

– сумма коэффициентов местных сопротивлений на рассматриваемом участке.

Коэффициент местных сопротивлений принимаются:

Вход жидкости из полости в трубопровод ξ _вх=0, 5;

Выход из трубы в полость ξ _вых=1, 0;

Поворот трубопровода угловой ξ _к=1, 1;

Поворот трубопровода плавный ξ _пов=0, 25.

в) Потери давления во всех местных иях трубопро­вода (кроме гидроаппаратуры) - ∆ p м (Па):

∆ p м =∑ ∆ p мi (44)

г) Суммарные потери давления в трубопроводе -∆ p т (МПа):

∆ p т =(∆ p l +∆ p м)10^-6. (45)

6.2. Потери давления в гидроаппаратах

При номинальном расходе и вязкости жидкости, равной 20 сСт, потери давления (∆ p н) в гидроаппаратах (золотниках, клапанах, дросселях, фильтрах и т.д.) принимаются по их паспортным данным (табл. 13, 14, 15). В случае отклонения фактического расхода (Q) от номинального (Qн) потери давления в гидроаппарате могут быть пересчитаны по формуле (∆ p i, в МПа):

(46)

Суммарные потери давления (∆ p га; МПа) во всех гидроаппаратах

∆ p га = ∆ p i, (47)

где К - количество последовательно включенных гидроаппаратов.

6.3. Потери давления в гидросистеме

Суммарные потери давления в гидросистеме (∆ p с; МПа) слагаются из суммарных потерь давления в трубопроводе (∆ p т) и гидроаппаратах (∆ p га):

∆ p с =∆ p т +∆ p га. (48)

7. РАСЧЕТ НЕОБХОДИМОГО ДАВЛЕНИЯ НА ВХОДЕ В

ГИДРОДВИГАТЕЛЬ

7.1. Расчет необходимого давления на входе в гидроцилиндр

Для обеспечения заданного усилия на конце штока (R) сила давления рабочей жидкости на поршне гидроцилиндра (R п) должна составлять (Н):

R п =R+ Т тр + Т пр + Т дин, (47)

где Т тр - сила трения в конструктивных элементах (в основном в уплотнениях, н;

Т дин - динамическая сила (инерции), н;

Т пр - сила противодавления, обусловленная давлением жидкости в сливной линии, н.

7.1.1. Сила трения в манжетах и уплотнительных кольцах

Величина этой силы (Т тр) зависит от типа уплотнения (ман­жеты, кольца, сальники) и площади контакта уплотнения. Суммарная сила трения (Т тр) слагается из силы трения штока в манжетах (Т м) и силы трения колец поршня о гидроцилиндр (Т к):

Т тр = Т мн + Т к (48)

Сила трения в манжетах (н):

Т мн =ƒ мπ d ш l м P p (49)

Сила трения поршневых колец о цилиндр (н):

Т к = ƒ кπ Dּ ℓ к (iּ P к +P p), (50)

где ƒ м и ƒ к - коэффициенты трения манжет и разрезных чугунных поршневых колец; fм≈ fк≈ 0, 15;

d ш и Д- диаметры штока и цилиндра, м;

l м и l к - ширина манжеты и кольца, м. При d ш =15-90 мм l м можно ориентировочно принимать равным 5-20мм. Для Д= 40... 300 мм l к ≈ 3, 2-8 мм;

P p - рабочее давление жидкости, Па;

i - число поршневых колец, i=2-4;

P к - удельное давление чугунного кольца на цилиндр, P к =9Па.

7.1.2. Сила противодавления

Сила противодавления (Т пр) возникает из-за наличия давле­ния в сливном тракте гидродвигателя, которое создается искусст­венно, обычно путем дросселирования, для получения более равно­мерной скорости штока и предупреждения попадания воздуха на участке гидроцилиндр-распределитель.

Т пр = P пр π (Д2-d ш 2)/4, (51)

где P пр - величина противодавления (Па), определяемая по формуле вертикальных гидроцилиндров:

P пр =3*105+4G/π Д2, (52)

где G - вес подвижных частей (поршень, шток, пуансон и т.д.), н.

7.1.3. Динамическая сила (инерции)

Сила инерции возникает при разгоне и торможении подвижных частей (поршень, шток, пуансон и т.д.); н

Т дин = М п *∆ ν / ∆ t, (53)

где ∆ ν - изменение скорости штока, м/с. Ее можно в общем случае принимать скорости прямого хода;

∆ t - время разгона или торможения, с;

М п - масса подвижных частей гидроцилиндра, кг.

Необходимое давление на входе в гидроцилиндр, МПа

P вх =4 R п / π Д2*106. (54)

7.2. Расчет необходимого давления на входе в гидромотор и моментный гидроцилиндр

а) В случае применения нерегулируемого насоса, т.е. когда Qн =const, давление на входе (P вх, МПа) для обеспечения, заданных М и ω определяется по формуле:

P вх =0, 3+6ּ 10^-2 Мω /Q н η од η мд, (55)

где М - момент на валу, Н*м (см.формулу 23);

ω - угловая скорость, 1/с (ω = π nд /30);

η д - скорость вращения гидромотора, об/мин;

Q н - производительность выбранного насоса, л/мин;

η од - объемный KПД гидромотора (тапл.8) или моментного гидроцилиндра (см.формулу 24);

η мд - механический КГД гидродвигателя равный 0, 85-0, 95.

б) В случае применения регулируемого нacoca P вх (МПа) бу­дет равно

P вх =0, 3+6ּ 10-2Мω /Qд, (56)

где Qд- действительный расход жидкости гидродвигателем, опре­деляемый по формулам (26 или 27).

Давление после насоса (P н, МПа), на которое должен быть настроен гидроаппарат управления (переливной, редукционный или предохранительный клапаны):

P н = P вх +∆ P с, (57)

где ∆ P с и P вх - определяются по (46) и (54, 55или 56).

8. РАСЧЕТ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ГИДРОПРИВОДА

Мощность потока рабочей жидкости на выходе (мощность насоса) - N н.вых (кВт)

N н.вых = P н * Q н /60, (58)

где P н - давление после насоса, МПа (формула 57);

Q н - производительность насоса, л/мин.

Мощность на валу насоса - N н.вх (кВт)

N н.вх = N н.вых /η н, (59)

где η н - общий КПД насоса, равный [2]: 0, 67-0, 85 - для радиальных роторно-поршневых; 0, 8-0, 9 - для аксиальных роторно-поршневых; 0, 5-0, 7 - для шестеренных; 0, 55-0, 75 - для пластинчатых насосов.

Необходимая мощность приводного двигателя - N д (кВт)

N д =1, 25 N н.вх / η п, (60)

где η п - КПД передачи: для муфты η п =1, 0; для зубчатой передачи η п =0, 94-0, 96.

Активная мощность потребляемая приводным двигателем - N д.вх (кВт):

N д.вх = N н.вх / η п η д, (61)

где η д - КПД двигателя. Для асинхронных электродвигателей η д =0, 75-0, 86; для синхронных η д =0, 90-0, 96.

9. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАСЧЕТЫ ГИРОДВИГАТЕЛЕЙ

Здесь рассмотрены вопросы определения основных геометрических размеров гидродвигателей - гидроцилиндров и моментных гидроцилиндров. Расчеты выполняются из условий прочности с учетом силовых воздействий на детали и узлы.

Для гидроцилиндров диаметры штоков и поршней определяются по формулам (8, 13, 14) и (15).

Длина внутренней полости силового (не телескопического) гидроцилиндра

L=ℓ +В, (62)

где ℓ - заданная длина хода выходного звена;

В - высота поршня или плунжера. Для дисковых гидроцилиндров.

В = (0, 8-1, 0)D. Для плунжеров и золотников В=(3-4)D;

D - диаметр поршня и плунжера.

Толщина стенки гидроцилиндра - t(м)

t с =n p вх *D/2[σ p ], (63)

где p вх - давление на входе в гидроцилиндр, МПа;

[σ p ], - допускаемое напряжение равное 160 МПа - для стали;

Д- внутренний диаметр гидроцилиндра, и;

n - запас прочности, n=1, 2.

Величина t с рассчитанная по (63) является минимально допустимой. При конструировании толщина стенки может оказаться значительно больше из-за необходимости крепления штуцеров, кре­пежных лап и узлов соединения с донышками. Это замечание отно­сился и к донышкам цилиндров, в которых размещаются втулки, уплотнительные манжеты и сальники.

Минимально - допустимая толщина плоского, донышка - t д (м)

t д =n*0, 405D√ p вх /[σ p ] (64)

Минимально-допустимая толщина сферического донышка

t д =npD/4[σ p ] (65)

Для моментных гидроцилиндров диаметр поворотного вала находится из условия прочности

[τ ]кр≤ м/w, (66)

где М - заданный крутящий момент, Н*м;

W- момент сопротивления сечения вала, м 3.

С учетом того, что W= 0, 1 d 3 из (66) получим, что минимально-допустимый диаметр вала d(м) будет равен

d≥ n , м (67)

где n - запас прочности равный 1, 10; М/0, 1[τ ]кр

[τ ]кр- допускаемое напряжение кручения, MПа. Его принимают равным [τ ]кр= 0, 5[σ ]р.(Для сталей [σ ]рможно принимать по таблице 7)

Далее из формулы крутящего момента

М=∆ рFh, (68)

где ∆ р - разность давлений, ∆ р =(p н -0, 5), МПа; p н - давление насоса, МПа находится площадь (F) и размеры поворотной лопатки. С учетом того, что плечо приложения силы (h) давления на лопатку относительно вала h=(D+d)/4, а её площадь F = (D-d)в/2, получим, что ширина лопатки (в):

в=8М/∆ р(D 2 -d 2)η м, (69)

Здесь: М-Н*м; ∆ р -Па; D и d - м; η м=0, 8; в - м.

В последнем выражении (69) обычно неизвестными являются две величины (“в” и “D”); поэтому одной из них необходимо задаться из конструктивных соображений, чтобы получилось в ≈ D/4 а другую найти из (69).

Толщина поворотной лопатки (δ), работающей на изгиб, так же рассчитывается из условия прочности. Используя формулы [σ ]р≤ М/W М= R р (Д/2-d/2) - где R р - сила давления на лопатку; получаем формулу для расчета минимально-допустимой толщины поворотной лопатки - δ (м) при Р вх - Па; [σ ]р-Па; Д и d - м:

δ =n√ 3∆ р(Д-d) 2 /4[σ ]р, (70)

где n - запас прочности, n = 1, 2.

Толщина стенки корпуса моментного гидроцилиндра определяется по формуле (63) и толщина боковых стенок - по (64).

10. ФОРМУЛЫ ДЛЯ РАСЧЕТА НЕКОТОРЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОПРИВОДА

Расход жидкости через малое круглое отверстие в тонкой стенке - Q (м 3 /с): Q=μ ּ π ּ d 2 /4√ 2dН, (71)

Q=μ ּ π ּ d 2 /4√ 2∆ р/ρ, (72)

Расход жидкости через прямоугольное отверстие (например через прямоугольное окно золотника)

Q=μ ах√ 2∆ р/ρ, (73)

Расходы жидкости через насадок (жиклер), сопло-заслонку, цилиндрические золотниковые окна и дроссельные шайбы определяют по формуле (73)

В формулах (71, 72, 73) обозначено:

d- внутренний диаметр отверстия, насадка (жиклера), дрос­сельной шайбы, м;

H- напор жидкости перед отверстием, м;

∆ р - перепад давления, н/м 2 (Па);

а, х - ширина и высота окна, м;

μ - коэффициент расхода равный: 0, 6 - для круглого отверстия в тонкой стенке и для дроссельных шайб; 0, 5 -для цилиндрических и прямоугольных золотниковых окон; 0, 8 - для насадка (жиклера).

При истечении через сопло-заслонку μ зависит от зазора (h) между соплом и заслонкой (табл. 20).

Таблица 20

Расход жидкости через уплотняющие устройства (зазоры между цилиндром и кольцом или плунжером, штоком и втулкой или сальником) определяются по формуле - Q (м 3 /с):

Q=∆ раS 3 /12υ ρ l, (74)

где ∆ р - разность давлений, Па;

S и l - зазор (толщина) и глубинf щели, м;

а=π d - длина щели, м;

ρ и υ - плотность (кг/ м 3)и вязкость (м 2 /с) жидкости.

ЛИТЕРАТУРА

I.Башта Т.М. Машиностроительная гидравлика. Справочное по­собие. Изд. 2-е, перераб. и доп. Машиностроение, М. 1972, 672 с.

2.Гидравлика и гидропривод / Б.Г.Гейер, З.С.Дулин, А.Г.Бо-руменский, А.Н.Заря: Учебник для вузов.- 2-е изд., перераб. и доп. М.: Недра, 1981, 295 с.

3.Вильнер Я.М., Ковалев Я.Т., Некрасов Б.В. Справочное по­собие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам. Под ред. Б.Б.Некрасова. Минск, Высшая школа, I976, 4I6 с.

4.Основы теории и конструирования объемных гидропередач. Под ред. В.И.Прокофьева, М., 1968.

5.Гидравлика и гидропривод /В.Г.Гейер, В.С.Дулин, А.Г.Боруменский, А.Н.Заря: учебник для вузов. М.: Недра, 1970, 302 с.

6.Крамской Э.И. Устройства и элементы гидроавтоматики. Лениздат, 1967, 107 с.

7.Либерман Д.А., Радюк А.Л., Сизов Б.Г. Справочные таблицы для выбора силовых агрегатов и трубопроводов и их расчета. Учебное пособие. CТИ. Красноярск, 1972, 21 с.

8.Тавастшерна Р.И. Изготовление и монтаж технологических трубопроводов. М.: Высшая школа, 1985, 225 с.

9.Расчет силового гидропривода. Методические указания к выполнению курсовой работы. КПИ, Красноярск, 1983, 29 с.

10.Кожевников С.Н., Пешат В.Ф. Гидравлический и пневматический приводы металлорежущих станков. М., Машиностроение, 1973, 360 с.

12.Коваль В.П. Гидропривод горных машин. М., Недра, 1979, 319 с.

13.Ковалевский В.Ф., Железняков Н.Б., Битлин Ю.Е. Справочник по гидроприводам горных машин. М., Недра, 1967.

14.Марутов В.А., Павловский С.А. Гидроцилиндры. М., Машиностроение, 1965,

15.Хорин В.Ч. Гидропривод забойного оборудования. М., Недра, I980, 416 с.

16.Бим-Бад Б.М.Атлас конструкций гтдромашин и гидропередач.-

М.: Машиностроение, 1990

17.Борисов Ф.И. Теория и расчет гидропневмоцилиндра: Учеб.пособие/Гос.образоват.учреждение «ГАЦМиЗ» Красноярск, 2003-144с.

18.Гидравлика и гидропривод: Учеб.пособие/Н.С. Гудилин, Е.М. Постоев – 2-е изд. стер. –М.: Изд. Моск. Горн. Ун-та, 2001.

19. Медведев В.Ф. Гидравлика и гидравлические машины: Учеб. пособие.- Мн.: выш.шк., 1998-331с.

20.Методика расчета систем объемного гидропривода. Руководящий нормативный документ РД 22-17-79, 1980