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脚制动阀的常见故障为膜片破损和活塞生锈发涩。可以通过踩放动作并听脚制动阀回位时排气声来判断故障部位。如果踩下很费尽或踏板回位不灵活，则故障原因为脚制动阀活塞生锈发涩，拆下清洗后在活塞外周抹上少许机油即可。如果踩下踏板时听到脚制动阀有排气声，而放松踏板时排气声很小，则故障原因为膜片破损。
装载机转向系统的发展主要有助力转向系统、负荷传感全液压转向器和**阀转向系统、流量放大转向系统3种型式，以下就负荷传感全液压转向器和**阀转向系统中的**阀及其发展――**卸荷阀和高低卸荷**阀进行说明和分析。
1、**阀
**阀结构如图1a所示主要由转向安全阀、弹簧、阀芯及阀体组成。其工作原理见图1b，其中P口为转向泵进油口，CF口与转向器进油口连接，EF口与工作系统的多路阀进油口连接，LS口与转向器的控制口连接，T口为安全阀回油口。
当P口进油时，液压油经阀芯3**供应到CF口。当转向器不工作时，CF口处于封闭状态，此时LS口的压力为零，阀芯右端进油，液压力作用在阀芯右端，克服弹簧2的预压力，使阀芯向左移动，此时P口与EF口连通，转向泵油合流到工作系统中去，从而实现双泵合流。当转向器工作时，CF口经转向器与转向油缸连接，转向泵来油进入转向油缸，使装载机转向；LS口的压力信号通过节流小孔作用在阀芯的左端，此时阀芯右端的压力较转向器出口的压力低，由于阀芯左右两端压差的变化及弹簧的作用，当转向器转速很大时，使得阀芯向右移动至关闭，液压油**供给转向。当转向负荷**过额定值时，LS口的压力油使转向安全阀1开启，LS口卸压，阀芯左移，转向泵来油合流到工作系统中。当工作系统不工作时，经多路阀中的中立位置卸荷。
但是，负荷传感全液压转向器和**阀转向系统在工作系统处于高压小流量工作状态时，其合流到工作系统中去的油液是多余的，此时转向系统承受着与工作系统同样的高压。为此在**阀的基础上，增加了高压卸荷部分，便成了**卸荷阀。
2、**卸荷阀
**卸荷阀结构，主要增加了卸荷安全阀、单向阀弹簧、等值卸荷单向阀、卸载阀芯、卸载阀弹簧等组成。其工作原理如图2b所示，当工作系统处于高压状态时，EF口也处于高压状态，高压油打开等值卸荷单向阀3与卸荷安全阀1接触；当压力**过卸荷安全阀调定压力时，卸荷安全阀开启，其回油经油道b到卸载阀芯4左端，克服卸载阀弹簧5的弹簧力，卸载阀芯右移，EF口的高压油经T口直接卸荷油箱。这样就解决了**阀高压不能卸荷的问题，实现了高压小流量的工况要求，节约了能源。但是应该注意到，当系统不工作时，即装载机处于高速运输状态时，转向泵来油依然通过多路阀卸荷，而这种工况在装载机工作时是常常出现的，为此出现了在高压卸荷基础上的低压卸荷结构。
应将其停放在地面上，铲斗应放在地面上。当井下装载机的发动机关闭时，需要重复移动工作装置的手柄以确保每个液压缸处于无压力静止状态。当装载机只能停在斜坡上时，固定轮胎。用装载机停止工作时。
装载机停止工作时，操作员应将装载机的各种手柄置于空档或中间位置。装载机厂家停止工作时注意事项。
作员在下车前应取下电子锁钥匙，然后关闭主电源开关， 后关闭装载机的门窗。止将装载机停放在明火或高温区域，以防止轮胎因高温而并引发事故。
使用组合阀或油箱为轮胎充气时，装载机操作员不得站在轮胎前部以防止伤害人员。载机的液压油清洁度差，污染颗粒大。管道中的各种液压控制阀和砂和焊渣也是污染的原因之。
油中大的固体颗粒进入它们之间，导致与密封圈的轴磨损，刮擦或旋转，从而使压力二次密封的油进入低压区（在骨架油封处），油封被破坏。此时，新的抗磨液压油应过滤或更换。751型18吨叉装机由于齿轮轴的轴径和密封圈内孔的间隙很小。
液压油的粘度下降并且劣化之后，油变薄。在齿轮泵的高压状态下，通过二级密封间隙的泄漏增加，并且低压区域中的压力由于缺少回油而上升，从而破坏了油封。建议定期测试油并使用抗磨液压油。
装载机的重载工作时间过长且油箱油位低时，油温可升至100导致油变薄，骨架油封嘴唇老化从而导致漏油，应定期检查罐液。表面的高度是为了避免油温过高。
带机械离合器的滑轮，前后驱动轴，前后驱动轴等组成。动力传递到皮带轮并通过离合器传递到齿轮箱。装载机变速箱通过前后驱动轴传递到前驱动轴和后驱动轴，以驱动车轮。变速箱是机械的。微型驱动系统。装载机厂家停止工作时注意事项中国大多数装载机的微型传动系统主要由机械变速箱在每个班次上踩踏。驱动桥有一个主减速器，带有差速器，无减速器，其行车制动器是滚筒。驱动轴具有与普通装载机驱动轴相同的结构类型。
分配阀只有3个位置和1个浮动位置。全液压舵机有一个控制系统压力的阀块。一些微型液压转向系统配备了**阀。装载机**通过**阀向舵机提供油。当转向不转动时。
然后冷却后返回燃油箱。其结构和工作原理与普通装载机基本相似。分配阀基本上与普通装载机分配阀相同，液压系统的系统压力由安装在阀上的安全阀控制。与普通装载机分配阀略有不同。
旋转缸和动臂缸。转向液压系统主要由全液压转向器和转向缸组成。液压油散热器，液压油箱，机油滤清器和齿轮油泵由两个液压系统共用。来自装载机齿轮泵的液压油通过分配阀进入转向机构。微型液压转向系统。微型挖掘机微型液压转向系统主要由工作液压系统和转向液压系统组成。工作液压系统主要包括分配阀转向装置将油返回散热器普通装载机的分配阀动臂油缸滑阀有4个位置泵的整个流动被供应到工作装置，使得大量的油不会通过转向装置，从而产生热量和能量。损失减少，系统合理。
1 液压系统油温过高的原因分析液压系统的油温过高，其原因很多，有设计方面的，也有加工制造和使用方面的，具体如下：液压系统设计不全理，造成先天性不足。ZL50装载机液压系统中未安装液压油冷却装置，系统散热仅靠液压油箱和管路来完成，且油箱容积较小，散热面积不大，而管路散热又十分有限，如果环境温度较高，则很难降低系统温度。
工作环境过高。工程机械液压系统 佳工作油温为35-55oC，允许 大工作温度是65-70oC。而在炎热的夏天，工程机械在停机状态，系统温度就已接近40oC，当开始工作时，油温很见风使舵**过设计指标。油温高，使系统油液粘度下降，破坏了液压元件运动副间的油彩膜，致使金属直接接触，机械运转噪声将不断，同时增加磨损，导致液压元件出现其它故障和泄漏，从而又进一步使系统升温，形成恶性循环。
2 排除高温故障措施为了使ZL50装载机适应于夏季高温环境条件下作业睚不影响主机系统帮派有性能的前提下，可在液压系统中增设一个冷却器，从而加大冷却系统的散热面积。冷却器一般安装在液压系统的总回油管或溢流阀的回油管路中，特别是后者，油液在这些地主发热量 大。笔者对ZL50装载机油路系统进行技术履行时，就将冷却器安装在溢流阀的回油管路中，新增冷却器的容量，通过系统热平衡计算确定。
2.1 系统发热量计算根据现场油液的升温善，采用测量法，可按下求出系统的发热量。P1=VCpΔt／1000T式中P1-----发热功率，KW V----箱的效加热时间，现场测试取T=1hΔt----油液升温，取Δt=50oC Cp----油液的比热容，密度之积，取Cp=0.47Wh/L？oC。
考虑到油箱和其它液压元件的散热作用，应将上述计算结果再减去23％的修正值，帮液压系统总发热量为P1=8.6KW。2.2 热平衡计算该液压系统工作油液的设计温度为60-70oC。若从冷却器散热能力，降低系统工作油温也发，使系统的发热量全部由冷却器进行散热，则冷却器的散热面积可按下式计算。
A=P2/kΔtm式中 P2----冷却器的散热功率，根据热平衡的原理，总散热量应等玩于总发热量，故P2=P1 k----冷却器的传热系数，取下限值：k=35W/m2oK Δtm----油和空气之间的平均温度差。
Δtm=t2+t1 /2-t2‘‘+t1‘‘式中t1 ---- 冷却器液压油温度，取t1 =（273+oKt2 ---- 冷却器液压油出口温度，取t2 =（273+oKt1‘‘ ----- 冷却介质温度，取t1‘‘ =（273+oK。
t2‘‘ ----- 冷却介质出口温度，取t2‘‘ =（273+oK 故得Δtm=35oC将PK，Δtm 值代入式，则所需总散热面操作A=9.8m2。根据实际测量，该机箱有效散热面积约为2.2m甩以需新增加7.6m2和散热面积。就足以满足系统的工作要求。新增加冷却器选型为：FLQ0.65×0.46-2×(7.2/16Ⅲβ。
2.3 冷却器风扇驱动功率的计算选用轴流式风扇。风扇的风量应根据新增冷却器械的散热量赤计算，风扇的风量为：Qa=P3/3600ρCpΔt式中Qa----风扇的风量，m3/sP3----冷却器散热量，按散热面积等值分配，新增冷却器的散热量：P3=7KW。
Cp----空气的空夺比热容，取Cp=0.28Wh/KgoC ρ----空气密度，取ρ=1.29kg/m3Δt----散热温差，取Δt=10oC 故Qa=0.54m3/s风扇驱动功率表达式为:P4=Δpa？Qa/1000η。式中P4----风扇的驱动功率，kWΔpa----自由排风时的风压，一般可致Δpa=100-1000Pa，本文选 取Δpa=500Paη----轴流式风扇的效率，取η=0.4 故P4=0.7kW。
其噪声包括噪声和司机室内耳旁噪声两部分。噪声的构成比较复杂，但主要来源于发动机排气噪声和冷却风扇的运转噪声以及发动机振动诱发所产生的车身结构噪声，装载机的司机室内噪声主要是低频声，它是由发动机和动力总成的振动所诱发的结构噪声。与低频结构噪声相关的部件有动力总成系统，传动系统，车身系统等，总的来说，动力传动系及其相关零部件是振动的主要来源，它们之间的优化组合是降低噪声的要任务。对于轮式装载机来说。
１发动机噪声发动机的振动，噪音是装载机振动和噪音的 大来源。柴油机上的激振力可分为燃烧发生的直接激振力和柴油机工作时的机械力。柴油机上的噪声按其产生的机理可分为类，即空气动力性噪声，燃烧噪声和机械噪声，而排气系统中的空气动力性噪声通常是主要的噪声源，一般来说，如果能够有效地降低柴油机的排气噪声，就能大幅度地降低柴油机的总噪声级。
在正常情况下，柴油机噪声随其转速的增加直线上升。自然吸气式四冲程柴油机每增加１０倍转速，噪声３０ｄＢ（Ａ），四冲程增压式柴油机每增加１０倍转速，噪声增量为４０ｄＢ。若在增速过程中出现噪声峰波，就是噪声源识别当中的问题所在，可以用１／３倍频程频谱分析，初步查明主要噪声成分。
在排气阀处，气体的流动是不稳定的，它以压力波动的方式，传到排气系统的出口，在尾管出口处，连速度波动产生了噪声，可见排气噪声来源于排气系统内的不稳定流动。排气噪声的定义通常指的是排气系统辐 的总的噪声，包括管壁和壁的噪声以及尾管出口的气动噪声，若将排气系统的管壁和壁假设为刚性的，则排气噪声指的是仅气体动力性噪声。降低排气噪声 有效方法就是设计安装一个，低阻力的排气。空气动力性噪声排气噪声产生机理：柴油机工作过程中影响排气噪声的主要有发动机转速，气缸数，负荷，排气管尺寸等。
内燃机排气开始时，燃气温度约为８００－１０００℃，压力约为０．４－０．５Ｍｐａ，但排气阀打开出现缝隙时，废气以脉冲的形式从缝隙中冲出，形成能量很高，频率很复杂的噪声。根据排气过程产生噪声的机理，有以下几种成分。气压力脉动声，流通过气门，气门座等处发生的涡流声，由于边界层气流扰动发生的噪声排气出口喷流噪声。
将不工作汽缸的火花塞卸下来，用大拇指堵住火花塞孔，摇转发动机曲轴，凭感觉判断汽缸压力。若摇转曲轴很省力，并感到压缩气体反作用力不大，则说明该汽缸压力不足。当发动机运转时，高压气体从缸垫边沿冲出，发出“嘘、嘘”声，用手靠近时有气体冲手感觉。该缸火花塞断火后声音消失；熄火测汽缸压力时测不出，为汽缸垫烧穿漏气。
