运城临工L955FH装载机动臂油缸总成 龙工配件

装载机工作装置的机构组成比较复杂，其机构的组成方式在不同的工作阶段是不同的。根据实际情况，参照图 装载机工作装置的动作可分为4个阶段：铲装结束后，转斗液压缸伸长，铲斗逆时针转动，作出收斗动作；转斗液压缸长度固定，动臂液压缸伸长，实现工作装置的提升； 转斗液压缸缩短，铲斗顺时针转动，实现卸料；转斗液压缸长度固定，动臂液压缸缩短，动臂下降，铲斗自动放平接地（此阶段要求装载机具有自动放平功能）。
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 *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。

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。

装载机柴油机经常冲气缸垫的原因有那些？气缸垫被气缸内的高温气体烧损称为冲缸垫，又称烧缸垫。柴油机冲缸垫后一般会出现水箱翻泡，油底壳进水，机油乳化，排气管排水(冒白烟)等异常现象。造成冲缸垫的原因主要有。
高压气体的交替作用而产生热变形，拆装不当(未按顺序拆装)也会产生变形。气缸盖发生变形后，使翘起的部位压不紧气缸垫而造成高温气体泄露，使缸垫烧损。气缸套凸台高度不引起个别气缸密封不严。为了使气缸套，气缸垫压紧在气缸体上并保持良好的密封性，一般要求气缸套端面凸台平面高缸体一定尺寸(一般为0.05～0.12mm)，同一台柴油机(或同一缸盖下的两个气缸)气缸套凸出量相差也有规定(一般为0.05mm)。气缸盖变形由于气缸盖长期受高温若**出规定值，则有可能造成密封压力不够，使高压高温气体窜出而冲坏缸垫。
气缸盖螺栓松动或扭紧力矩不够柴油机出厂时，生产厂家提供的使用维护说明书中对气缸盖紧固螺栓的扭矩有明确要求，维护保养时应严格按规定的时间，方法紧固气缸盖。气缸垫装配方法不正确或气缸垫质量差。机器工作不良，过热引起冲缸垫。
㈠ 柴油机某缸(或几缸)不工作或工作不良由于喷油器针阀卡死在开启状态或喷油压力低，引起雾化不良，使喷入气缸的柴油不能完全形成混合气而燃烧，而从活塞环，气缸套及活塞侧面流入油底壳，使油底壳油面升高。这种情况下，可用断缸法查找哪个或那些气缸不工作或工作不良，找出故障并加以排除。必要时可效验喷油器。
㈡ 油底壳进水使油面升高油底壳进水后，机油会发生乳化现象。油底壳进水的主要原因有：气缸垫烧损，漏水。此时检查水箱，会发现水箱内出现翻泡开锅¡±现象，应检查，更换气缸垫，气缸套裂纹，使冷却水渗入气缸内，流入油底壳，应更换气缸套。在这种情况下也会出现水箱翻泡开锅现象。特别在冬季，由于激冷，使气缸开裂的现象较为常见。气缸套阻水圈失效，漏水，应更换阻水圈。在这种情况下漏水，水箱无翻泡：现象。

动臂举升慢此故障是该机液压系统 常见的故障之其表现为：无论空载还是满载，怠速状态下操纵手柄在举升位置不起铲，加大油门举升慢。综合分析主要有以下原因：工作泵磨损，压力和流量降低，多路阀上的安全阀调压低或密封不严。
先导泵磨损，压力和流量降低，先导泵安全阀调压低或密封不严，先导阀计量阀芯有赃物堵塞或发卡，转向泵磨损，压力和流量降低，转向**阀工作失灵，不能向工作液压系统供油，举升缸或管路密封不严(泄油)，多路阀阀杆弯曲或发卡。
油箱液压油不足，或吸油管，吸油滤网堵塞。实例1为多路阀上的安全阀调压低或密封不严。将40MPa压力表接到多路阀上部测压口(螺纹M18×将动臂举升到限位置查看压力表的读数。其值应为15～16MPa，经测量压力仅6MPa。拆检安全阀发现其溢流阀被赃物卡住导致密封不严，清洗后装复并调压至16MPa，故障排除。
实例2为转向泵磨损，压力和流量降低。这不仅使动臂举升慢，而且伴随转向沉重。这是转向泵在非转向状态时泵到工作系统的油液其流量和压力降低造成的，同样在转向时供给转向系统的流量和压力也偏低。拆检转向泵发现泵体与齿轮外圆磨损严重，已无修复价值。更换转向泵后故障排除。
实例3为先导泵安全阀调压低或密封不严。将4MPa压力表接到多路阀前端举升先导油管(螺纹M16×，发动机低速运转，将先导阀动臂操纵手柄搬到举升位置，查看先导管路压力。其值应为1.6-2.5MPa，经测试 高压力为1.1MPa。分析认为先导系统上述3个原因皆有可能。根据判断故障由简到繁的原则，拆检先导泵安全阀发现，球形阀芯与阀座接触面处因拉伤而密封不严，更换阀芯后压力正常，故障排除。
实例4为转向**阀工作失灵。发生故障后，经测试工作系统压力和先导系统压力均正常，转向轻便，动臂缸不自落。因此，拆检转向**阀，发现主阀芯通往b腔的小孔(见图被破损的橡胶碎屑堵塞，导致在非转向状态下主阀芯不能打开C腔通路，转向泵不能向工作液压系统供油。清洗疏通主阀芯后装复试机，工作正常。
翻斗手柄在空挡位置，铲斗自行向某一限位置翻转(以自行下翻为例)。导致此故障的原因有先导阀计量阀芯卡死在某一开启位置，多路阀翻斗阀杆卡死在某一开启位置。可拆下多路阀的先导油管，启动发动机怠速运转，观察先导油管，若有油液不断向外流出，说明先导阀有故障，否则故障在多路阀。因先导管有油窜出，拆检先导阀发现，下翻计量阀芯卡死在开启位置。通过研磨，清洗阀芯与阀座使其滑动自如，装复试机，故障排除。翻斗手柄出现故障工作中操纵翻斗手柄不能翻转。
动臂不下落动臂举起，发动机熄火后操纵先导阀动臂手柄，动臂不下落。导致此故障的原因有储能器6(见图失效，单向阀7密封不严。先拆洗单向阀，装复试机故障未排除，解体储能器发现橡胶气囊破裂，更换储能器后故障排除。
喷油器插入缸盖后，3只O形圈中的中间O形圈将缸盖中的油道分隔为进油道和回油道（上部为回油道）两部分。因进油道的油压**回油道的油压，当中间O形圈破损后，进油道的油就会漏入回油道，从而增加回油道中的压力。当停机熄火时，回油道中的压力就会反压到进油道中来，使喷油计量孔前的油压不能及时降至熄火油压，从而发生熄火困难。熄火时间的长短视O形圈破损的严重程度而异。
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