При работе гидрофицированных строительных машин в условиях низких температурах во время технологических простоев ухудшаются функциональные и эксплуатационные характеристики из-за увеличения вязкости рабочей жидкости. Для решения этой актуальной проблемы предложено новое техническое решение гидропривода с системой рециркуляции рабочей жидкости.
Для проведения теоретических исследований разработана модель гидропривода с системой рециркуляции. При составлении модели рециркуляционной системы гидропривода были приняты следующие допущения. Коэффициенты расходов дросселей и рабочих окон золотника являются постоянными; гидродинамические силы, действующие на золотники малы; перетечки рабочей жидкости через радиальные зазоры золотников и гидроцилиндров малы; давление слива постоянно; величины вязкости и модуля объемной упругости не изменяются.
Надежность рабочего процесса системы рециркуляции рабочей жидкости гидропривода определяется устойчивостью передачи свойств входных параметров к выходным.
(1)
где v — скорость истечения рабочей жидкости; p — давление в гидросистеме; T — температура рабочей жидкости; ρ — вязкость рабочей жидкости.
При работе насоса создается подача рабочей жидкости. Подача аксиально-плунжерного насоса определяется по формуле 15/.
(2)
где D –диаметр окружности, на которой расположены центры цилиндров; d — диаметр поршня; z — число поршней; n — частота вращения вала насоса; 
– угол наклона блока к оси приводного вала.
Золотник гидрораспределителя служит для подачи жидкости через дроссель и управляемый золотник к теплообменнику. Расход рабочей жидкости через золотник [1].
(3)
С другой стороны, расход рабочей жидкости через золотник равен:
(4)
Приравняв уравнения (2.10) и (2.11), после несложных преобразований, получим:
, (5)
где 
объём полости силового гидроцилиндра; 
перемещение плунжера золотника распределителя.
На плунжер основного золотника действует гидродинамическая сила, вызывающая колебания. Уравнение движения плунжера основного золотника имеет вид /15/:
(6)
где 
масса плунжера основного золотника; 
коэффициент, учитывающий вязкое трение в зазоре между плунжером основного золотника и гильзой; 
жесткость пружины основного золотника; 
гидродинамическая сила, действующая на золотник со стороны рабочей жидкости; 
сила сухого трения действующая на золотник; 
перепад рабочей жидкости на торцах основного золотника.
Секундный расход рабочей жидкости через щель дросселя
(7)
где fdp площадь проходных сечений дросселя и клапана; dp коэффициенты расхода рабочей жидкости через клапан и дроссель; удельный вес жидкости; g — ускорение свободного падения.
Площадь проходного сечения дросселя определяем по формуле
(8)
где 
.
Коэффициент расхода рабочей жидкости через дроссель определяем по уравнению [2]
,(9)
где 
— диаметр рабочего клапана; — угол отклонения рабочего потока.
Потери давления определятся по уравнению
(10)
где ξ — коэффициент местного сопротивления, равен 2;.
удельный вес жидкости; u — скорость движения рабочей жидкости.
Уравнение движения плунжера дополнительного управляемого золотника [3]. (11) 
где
масса плунжера дополнительного золотника; 
коэффициент, учитывающий вязкое трение в зазоре между плунжером дополнительного золотника и гильзой; 
гидродинамическая сила, действующая на дополнительного золотник со стороны рабочей жидкости; 
сила электромагнита; 
жесткость пружины дополнительного золотника.
Литература:
- Емельянов Р. Т. Рециркуляционная гидросистема крана /Р. Т. Емельянов, В. Г. Иконников//Строительные и дорожные машины. 1983. № 9. С. 1718.
- Каверзин С. В. Дроссельный разогрев рабочей жидкости в гидроприводе самоходных машин /С. В. Каверзин, В. П. Лебедев, Е. А. Сорокин// Строительные и дорожные машины. № 10. 1995. С. 2022.
