JP3657765B2 - Hydraulic drive device for self-propelled crusher - Google Patents

Hydraulic drive device for self-propelled crusher Download PDF

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、岩石・建設廃材等を破砕する自走式破砕機に係わり、特に、その自走式破砕機の油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
破砕機は、建設現場で発生する大小さまざまな岩石・建設廃材等（以下適宜、ガラという）を、運搬する前にその現場で所定の大きさに破砕することにより、工事の円滑化・コスト削減を図るものである。
すなわち、油圧ショベル等によって破砕機上部に備えられたホッパに投入されたガラは、ホッパ下方に備えられたフィーダにより側断面形状が略Ｖ字形をなすジョークラッシャ等の破砕装置へと導かれて所定の大きさに破砕される。破砕されたガラは、ジョークラッシャ下部の空間からジョークラッシャの下方に配置されたコンベアの上に落下しコンベアによって運搬される。この運搬の途中において、コンベア上方に配置された磁選機によって例えばコンクリートのガラに混入している鉄筋片等を吸着して取り除き、大きさがほぼ揃った破砕物として最終的に破砕機の前部から搬出される。
また、このような破砕機のうち自走式のものは、上記ホッパ、フィーダ、ジョークラッシャ、コンベア、及び磁選機等を備えたクラッシャー本体の下部に、左・右の履帯を備えた下部走行体を有しており、左・右の履帯をそれぞれ走行用油圧モータで駆動することにより自力走行可能となっている。
【０００３】
従来、この種の自走式破砕機の油圧駆動装置は、例えば、共通の原動機によって駆動される可変容量型の２つの油圧ポンプと、それらから吐出される圧油によりそれぞれ駆動される破砕用油圧モータ、及び補機用油圧モータ、例えばフィーダ用油圧モータ、コンベア用油圧モータ、及び磁選機用油圧モータと、２つの油圧ポンプからそれら油圧モータに供給される圧油の方向及び流量を制御する複数のコントロールバルブと、２つの油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ制御手段とを備えており、２つの油圧ポンプから吐出された圧油は、一旦合流した後、各コントロールバルブを介して各油圧モータに供給されるようになっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
一般に、破砕作業中は、破砕用油圧モータ、フィーダ用油圧モータ、コンベア用油圧モータ、及び磁選機用油圧モータのうち破砕用油圧モータの負荷が最も大きく、またその変動も破砕用油圧モータが最も大きい。ここで、上記従来技術においては、２つの油圧ポンプからの圧油を合流させた後に各油圧モータに供給するため、破砕装置の大きな圧力変動によって２つの油圧ポンプの圧力がともに大きく変動しエンジンの消費馬力が増大するという問題があり、省エネルギ化の観点から好ましくなかった。
【０００５】
一方、このような省エネルギ化に配慮した従来技術としては、例えば、特開平７−１１６５４１号公報に示された油圧駆動装置がある。この従来技術では、油圧アクチュエータの数にほぼ対応する数の油圧ポンプを設け、各油圧ポンプからの圧油をそれに対応する１つの油圧アクチュエータにのみ供給するものである。しかしながら、この場合、多数の油圧ポンプを設ける必要があるため、構造が複雑化し、またコスト増大を招くという問題があった。
【０００６】
本発明は上記従来技術の問題点に鑑みてなされたものであり、その目的は、簡素な構造で安価に省エネルギ化を図れる自走式破砕機の油圧駆動装置を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決しようとするための手段】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、少なくとも、ホッパから投入された岩石・建設廃材等を破砕する破砕装置とこの破砕装置による破砕作業に関連する作業を行う補助機械とを含む複数の機器と、走行手段とを有する自走式破砕機に設けられ、原動機により駆動される可変容量型の第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプと、これら第１及び第２油圧ポンプから吐出される圧油により前記複数の機器及び前記走行手段をそれぞれ駆動する複数の機器用油圧モータ及び２つの走行用油圧モータと、前記第１及び第２油圧ポンプから前記複数の機器用油圧モータ及び２つの走行用油圧モータに供給される圧油の方向・流量をそれぞれ制御する複数の機器用制御弁手段及び２つの走行用制御弁手段を備えた複数の弁グループと、前記第１及び第２油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ制御手段とを有し、かつ、前記複数の機器用油圧モータは、前記破砕装置及び補助機械をそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ及び補機用油圧モータを含み、前記複数の機器用制御弁手段は、前記第１及び第２油圧ポンプから前記破砕用油圧モータ及び補機用油圧モータに供給される圧油の方向・流量をそれぞれ制御する破砕用制御弁手段及び補機用制御弁手段を含む自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記複数の弁グループは、前記第１及び第２油圧ポンプのうち該第１油圧ポンプの吐出管路にのみ接続される第１弁グループと、該第２油圧ポンプの吐出管路にのみ接続される第２弁グループとを含み、かつ、前記第１弁グループは、前記２つの走行用制御弁手段のうち一方と前記破砕用制御弁手段とを備え、前記第２弁グループは、前記２つの走行用制御弁手段のうち他方と前記補機用制御弁手段とを備えている。
破砕作業時は、通常、走行動作は行わないため走行用油圧モータは駆動されず、破砕用油圧モータ及び補機用油圧モータ等を含む複数の機器用油圧モータが駆動される。このとき、それら油圧モータに加わる負荷は、破砕用油圧モータが最も大きく、またその変動も破砕用油圧モータが最も大きい。そのため、この破砕用油圧モータに圧油を供給する油圧ポンプは、破砕装置の大きな圧力変動によってその吐出圧力が大きく変動し、駆動する原動機の消費馬力が増大する。一方、補機用油圧モータの負荷は、破砕用油圧モータに比べればかなり小さく、その変動も少ない。
本発明においては、複数の機器用油圧モータに供給される圧油の方向・流量をそれぞれ制御する複数の機器用制御弁手段のうち、第１油圧ポンプの吐出管路にのみ接続される第１弁グループには破砕用制御弁手段のみを配置し、第２油圧ポンプの吐出管路にのみ接続される第２弁グループには補機用制御弁手段を配置する。これにより、破砕用油圧モータには第１油圧ポンプからの圧油のみが供給され補機用油圧モータには第２油圧ポンプからの圧油のみが供給される。したがって、上述した破砕装置の圧力変動による影響を受けて吐出圧力が大きく変動するのは第１油圧ポンプだけに限定され、第２油圧ポンプについては、第１油圧ポンプの出力に干渉されることなく、その吐出圧力の変動は小さく抑えられる。これにより、２つの油圧ポンプ両方が破砕装置の圧力変動による影響を受け吐出圧力が大きく変動していた従来構造に比べ、エンジンの消費馬力の増大を抑制することができるので、省エネルギ化を図ることができる。
【０００８】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記自走式破砕機は、前記ホッパに投入された岩石・建設廃材等を前記破砕装置へと導くフィーダを有し、前記補機用油圧モータは該フィーダを駆動するフィーダ用油圧モータを含み、前記補機用制御弁手段は該フィーダ用油圧モータに供給される圧油の方向・流量を制御するフィーダ用制御弁手段を含み、かつこのフィーダ用制御弁手段は前記第２弁グループに備えられている。
【０００９】
（３）上記（１）又は（２）において、また好ましくは、前記補機用制御弁手段は、前記第２油圧ポンプから対応する油圧モータに供給される圧油の流量を制御する流量制御弁と、この流量制御弁の前後差圧を所定値に保持する圧力補償手段とをそれぞれ備えている。
破砕作業時、第２油圧ポンプからの圧油は、補機用制御弁手段を介し補機用油圧モータに供給されるため、それら補機用油圧モータが同時に動作する場合には、その圧油の分配を適正に行う必要がある。本発明においては、各油圧モータに供給される圧油の流量を制御する各流量制御弁の前後差圧を圧力補償手段で所定値に保持することにより、各油圧モータの負荷の大小に関係なく、各流量制御弁の開度に応じて圧油を適正かつ確実に各油圧モータに分配することができる。したがって、補助機械を流量制御弁の操作に応じた所望の速度で動作させることができる。
【００１０】
（４）上記（３）において、さらに好ましくは、前記第２油圧ポンプの吐出圧を検出する吐出圧検出手段と、前記破砕用油圧モータ以外のすべての機器用油圧モータの負荷のうち最大負荷圧力を検出する最大負荷圧検出手段とを有し、かつ、前記ポンプ制御手段は、前記吐出圧検出手段及び最大負荷圧検出手段の検出結果に応じ、前記第２油圧ポンプの吐出圧力を、前記最大負荷圧力よりも所定値だけ高い圧力に保持するロードセンシング制御手段を備えている。
これにより、第２油圧ポンプからの吐出圧力は、コンベア用油圧モータ等の破砕用油圧モータ以外のすべての機器用油圧モータの最大負荷圧力より所定値だけ高くなるように常に保持され、各油圧モータを駆動するために必要な最小限の圧力となるように制御される。したがって、必要以上に無駄に第２油圧ポンプの吐出流量が増大して原動機の馬力を浪費することがなくなるので、さらに省エネルギ化を図ることができる。
【００１１】
（５）上記（１）又は（２）において、また好ましくは、前記ポンプ制御手段は、前記補機用油圧モータのうち少なくとも１つが駆動される場合に、その駆動される補機用油圧モータの種類及び数に応じて前記第２油圧ポンプの吐出流量を制限する流量制限手段を備えている。
破砕作業時、第２油圧ポンプからの圧油は複数の補機用油圧モータに供給されるが、それらのうち全部を駆動する場合と、一部のみを駆動する場合では、全体として駆動に必要な圧油の流量が大きく異なる。また、補機用油圧モータ１つを駆動する場合にも、それぞれの種類によって駆動に必要な圧油流量が異なる。本発明においては、駆動される補機用油圧モータの種類及び数に応じて流量制限手段で第２油圧ポンプの吐出流量を制限することにより、第２油圧ポンプからの吐出流量を、そのとき油圧モータを駆動するのに必要な最小限の流量にとどめることができる。これにより、必要以上に無駄に第２油圧ポンプの吐出流量が増大し原動機の馬力を浪費することがなくなるので、さらに省エネルギ化を図ることができる。
【００１２】
（６）上記（１）又は（２）において、また好ましくは、前記ポンプ制御手段は、前記２つの走行用油圧モータのうち少なくとも一方が駆動される場合には、前記第１油圧ポンプと第２油圧ポンプとが同一のトルクとなるようにそれら第１及び第２油圧ポンプを制御し、前記補機用油圧モータのうち少なくとも１つが駆動される場合には、前記第１油圧ポンプのトルクと第２油圧ポンプのトルクの合計が前記原動機の馬力より大きくならないように、それら第１及び第２油圧ポンプを制御するトルク調整手段を備えている。
破砕作業時、第１油圧ポンプからの圧油は、破砕用油圧モータに供給され、第２油圧ポンプからの圧油は、コンベア用油圧モータ等、破砕用油圧モータ以外の機器用油圧モータに供給される。ここで、前述したように、これら油圧モータのうち、破砕用油圧モータの負荷は特に大きく、また駆動に必要な流量が大きい。一方、それ以外のコンベア用油圧モータ等に必要な流量は、それらを全部駆動した場合でも、破砕用油圧モータの駆動に必要な流量より小さい。そこで、流量配分調整手段によって、第２油圧ポンプの吐出流量を第１油圧ポンプの吐出流量以下とすることにより、第２油圧ポンプからの吐出流量を対応する機器用油圧モータ駆動に必要な最小限にとどめるとともに、第１油圧ポンプの吐出流量を破砕用油圧モータの力強い駆動が確保できるように増加させることができる。これにより、原動機の馬力配分をより最適化することができるので、さらに省エネルギ化を図ることができる。
また一方、走行時には、第１油圧ポンプからの圧油は２つの走行用油圧モータのうち一方に供給され、第２油圧ポンプからの圧油は２つの走行用油圧モータのうち他方に供給される。この場合、流量配分調整手段によって、第１油圧ポンプと第２油圧ポンプとは同一吐出流量に制御されるので、走行直進性を確保することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本実施形態を図面を参照しつつ説明する。
本発明の第１の実施形態を図１〜図９により説明する。
図１は、本実施形態による自走式破砕機の油圧駆動装置の油圧回路図であり、図２は、この油圧駆動装置の適用対象である自走式破砕機の全体構造を表す側面図であり、図３は、図２中の側面部材を一部取り除いた状態で内部構造を示した側面図であり、図４は、破砕作業中における動作状態を表す図である。
【００１４】
これら図２〜図４において、自走式破砕機１は、概略的に言うと、油圧ショベルのバケット等の作業具により破砕対象物である岩石・建設廃材等（ガラ）５Ａが投入されるホッパ２、側断面形状が略Ｖ字形をなし投入されたガラ５Ａを所定の大きさに破砕する破砕装置としてのジョークラッシャ３、ホッパ２から投入されたガラ５Ａをジョークラッシャ３へと導くフィーダ４、ジョークラッシャ３で破砕され小さくなったガラ５Ｂを破砕機１の前方に運搬するコンベア６、及びこのコンベア６の上方に設けられコンベア６上を運搬中のガラ５Ｂに含まれる磁性物を磁気的に吸引除去する磁選機７を搭載した破砕機本体８と、この破砕機本体８の下方に設けられ走行手段として左・右の履帯９Ｌ，９Ｒ（但し運転席１７から見て左側のみ図示）を備えた下部走行体１０とを有する。
【００１５】
ジョークラッシャ３は、下部走行体１０との接続部として破砕機本体８に設けられたフレーム１１上に設置されており、図４に示されるように、油圧モータ２４（後述）で発生した駆動力によって動歯３ａを固定歯３ｂに対して前後に揺動させ、供給されたガラ５Ａを所定の大きさに破砕するようになっている。
フィーダ４は、ホッパ２の下方に設けられホッパ２に投入されたガラ５Ａを載置するベース１２と、油圧モータ２３（後述）で発生した駆動力によってベース１２を略水平方向に往復運動させる公知のベース駆動機構１３とを備えている。コンベア６は、油圧モータ２５（同）によってベルト１４を駆動し、これによってジョークラッシャ３からベルト１４上に落下してきたガラ５Ｂを運搬するようになっている。
磁選機７は、コンベア６のベルト１４の上方にベルト１４と略直交するように配置されたベルト１５を油圧モータ２６（同）によって磁力発生手段（図示せず）まわりに駆動することにより、磁力発生手段からの磁力をベルト１５越しに作用させて磁性物をベルト１５に吸着させた後、コンベア６のベルト１４と略直交する方向に運搬してベルト１４の側方に落下させるようになっている。
履帯９Ｌ，９Ｒはそれぞれ、下部走行体１０に設けられた駆動輪１６Ｌ，１６Ｒ（但し左側のみ図示）とアイドラ１８Ｌ，１８Ｒ（同）との間に掛け渡されており、駆動輪１６Ｌ，１６Ｒ側に設けられた走行用の左・右油圧モータ２８Ｌ，２８Ｒ（図１にのみ図示）によって駆動力が与えられることにより破砕機１を走行させるようになっている。
また破砕機本体８上にはオペレータの運転席１７が設けられており、この運転席１７には操作盤３８（図５参照、後述）が設置されている。
【００１６】
そして、破砕作業時には、図４に示すように、ホッパ２に投入されたガラ５Ａが、ホッパ２下方のフィーダ４によりジョークラッシャ３へと導かれて所定の大きさに破砕された後、破砕されたガラ５Ｂがジョークラッシャ３下部の空間からコンベア６の上に落下し運搬され、その運搬途中で磁選機７によってガラ５Ｂに混入した磁性物（例えばコンクリートのガラに混入している鉄筋片等）が取り除かれ、大きさがほぼ揃った破砕物として最終的に破砕機１の前部から搬出される。
【００１７】
図１に示す油圧駆動装置は、上記の自走式破砕機１に設けられるものであり、原動機としてのエンジン１９と、このエンジン１９によって駆動される可変容量型の第１油圧ポンプ２０及び第２油圧ポンプ２１と、同様にエンジン１９によって駆動される固定容量型のパイロットポンプ２２と、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１から吐出される圧油がそれぞれ供給される６つの油圧モータ２３，２４，２５，２６，２８Ｌ，２８Ｒと、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１からそれら油圧モータ２３〜２８に供給される圧油の方向及び流量を制御する４つのコントロールバルブ２９，３０，３１，３２と、パイロットポンプ２２で発生したパイロット圧を用いて左・右走行用コントロールバルブ３０，３１（後述）をそれぞれ切り換え操作する左・右走行用操作レバー装置３３，３４と、パイロットポンプ２２で発生したパイロット圧に基づく制御圧力が導かれ、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の吐出流量を調整するポンプ制御手段としてのレギュレータ１０４，１０５と、破砕機本体の運転席１７内に設けられジョークラッシャ３、フィーダ４、コンベア６、及び磁選機７の始動・停止をオペレータが指示入力するための上記操作盤３８とを有している。
【００１８】
６つの油圧モータ２３〜２８は、フィーダ４動作用の駆動力を発生する上記フィーダ用油圧モータ２３、ジョークラッシャ３動作用の駆動力を発生する上記破砕用油圧モータ２４、コンベア６動作用の駆動力を発生する上記コンベア用油圧モータ２５、磁選機７動作用の駆動力を発生する上記磁選機用油圧モータ２６、及び左・右履帯９Ｌ，９Ｒへの駆動力を発生する上記左・右走行油圧モータ２８Ｌ，２８Ｒとから形成されている。
【００１９】
コントロールバルブ２９〜３２は、いずれもセンタバイパス型の切換弁であり、破砕用油圧モータ２４に接続された破砕用コントロールバルブ２９と、左走行油圧モータ２８Ｌに接続された上記左走行用コントロールバルブ３０と、右走行油圧モータ２８Ｒに接続された上記右走行用コントロールバルブ３１と、フィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６に接続された補機用コントロールバルブ３２とから形成されている。
【００２０】
このとき、コントロールバルブ３０及びコントロールバルブ３２とタンク６９とを接続する管路１０９，１１０上には、絞り１００，１０１がそれぞれ設けられており、これらの絞り１００，１０１の上流側には、これらによって発生する圧力（ネガコン圧Ｐ1’，Ｐ2’）を検出するための圧力センサ１０２，１０３が設けられている。ここで、上述したようにコントロールバルブ２９〜３２はセンターバイパス形の弁となっており、センターバイパス管路を流れる流量は、各コントロールバルブ２９〜３２の操作量により変化する。各コントロールバルブ２９〜３２の中立時、すなわち油圧ポンプ２０，２１への要求流量が少ない場合には、第１油圧ポンプ２０、第２油圧ポンプ２１から吐出される圧油のうちほとんどが管路１０９，１１０に流れるため、ネガコン圧Ｐ1’，Ｐ2’が高くなる。逆に、各コントロールバルブ２９〜３２が操作されて開状態となった場合、すなわち油圧ポンプ２０，２１への要求流量が多い場合には、管路１０９，１１０に流れる流量は、アクチュエータ側へ流れる流量分だけ減じられるため、ネガコン圧Ｐ1’，Ｐ2’が低くなる。本実施形態では、後述するように、この圧力センサ１０２，１０３で検出されたネガコン圧Ｐ1’，Ｐ2’の変動に基づき、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の斜板２０Ａ，２１Ａの傾転角を制御するようになっている（詳細は後述）。
【００２１】
第１及び第２油圧ポンプ２０，２１のうち、第１油圧ポンプ２０は破砕用コントロールバルブ２９及び左走行用コントロールバルブ３０を介し破砕用油圧モータ２４及び左走行モータ２８Ｌへ供給するための圧油を吐出するようになっている。このとき、破砕用コントロールバルブ２９と左走行用コントロールバルブ３０とは互いにパラレルに接続されている。
一方、第２油圧ポンプ２１は右走行用コントロールバルブ３１及び補機用コントロールバルブ３２を介し右走行モータ２８Ｒ及びフィーダ用油圧モータ２３・コンベア用油圧モータ２５・磁選機用油圧モータ２６へ供給するための圧油を吐出するようになっている。このとき、補機用コントロールバルブ３２と右走行用コントロールバルブ３１とは互いにパラレルに接続されている。
【００２２】
ここで、第２油圧ポンプ２１から補機用コントロールバルブ３２を介しフィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６への圧油供給に関して、それら油圧モータ２３，２５，２６に供給される圧油の流量をそれぞれ制御する３つのソレノイド制御弁３９，４０，４１が設けられており、これらは互いにパラレルに接続されている。またこれに対応して、圧力補償弁４２，４３，４４（後述）がそれぞれ設けられている。
ソレノイド制御弁３９，４０，４１は、コントローラ９０からの駆動信号Ｓm，Ｓco，Ｓf（後述）によりそれぞれ駆動される弁で、油圧モータ２３，２５，２６に供給される圧油の流量を開度に応じて制御する可変絞り３９Ａ，４０Ａ，４１Ａがそれぞれ設けられている。これらソレノイド制御弁３９，４０，４１は駆動信号Ｓm，Ｓco，ＳfがＯＮになると連通位置（図１中下側位置）にそれぞれ切り換えられ、第２油圧ポンプ２１から補機用コントロールバルブ３２及び導入管路５３を介して導かれた圧油を、対応する油圧モータ２３，２５，２６にそれぞれ供給しそれらを駆動する。また駆動信号Ｓm，Ｓco，ＳfがＯＦＦになるとばね３９Ｂ，４０Ｂ，４１Ｂの復元力で遮断位置（図１中上側位置）にそれぞれ復帰し、対応する油圧モータ２３，２５，２６への第２油圧ポンプ２１からの圧油供給を遮断するとともに、これら油圧モータ２３，２５，２６を導出管路５４に接続して油圧モータ２３，２５，２６の駆動を停止するようになっている。
また、ソレノイド制御弁３９，４０，４１の可変絞り３９Ａ，４０Ａ，４１Ａの下流側には油圧モータ２３，２５，２６の負荷圧力を検出するための負荷検出管路４５，４６，４８がそれぞれ接続されている。それらのうち負荷検出管路４６，４８はさらにシャトル弁４９を介して負荷検出管路５０に接続され、シャトル弁４９を介して選択された高圧側の負荷圧力は負荷検出管路５０に導かれるようになっている。またこの負荷検出管路５０と負荷検出管路４５とはシャトル弁５１を介して最大負荷検出管路５２に接続され、シャトル弁５１で選択された高圧側の負荷圧力が最大負荷圧力として最大負荷検出管路５２に導かれるようになっている。
一方、負荷検出管路４５，４６，４８でそれぞれ検出した負荷圧力は各ソレノイド制御弁３９，４０，４１の出口圧力として対応する圧力補償弁４２，４３，４４の一方側に伝達される。圧力補償弁４２，４３，４４の他方側にはソレノイド制御弁３９，４０，４１の上流側圧力が導かれており、これによって、圧力補償弁４２，４３，４４は、ソレノイド制御弁３９，４０，４１の可変絞り３９Ａ，４０Ａ，４１Ａの前後差圧に応答して作動し、補機用コントロールバルブ３２からフィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６に圧油を導入する導入管路５３内の圧力及び各油圧モータ２３，２５，２６の負荷圧力の変化にかかわらず可変絞り３９Ａ，４０Ａ，４１Ａの前後差圧を一定に保持し、ソレノイド制御弁３９，４０，４１の開度に応じた流量を対応する油圧モータに供給できるようになっている。
なお、上記した導入管路５３と、油圧モータ２３，２５，２６から排出された圧油を補機用コントロールバルブ３２に導く導出管路５４とを直接接続する管路５５には、圧力制御弁５６が設けられている。この圧力制御弁５６の一方側には、前述した最大負荷検出管路５２を介して最大負荷圧力が導かれており、また圧力制御弁５６の他方側には上流側の管路５５内の圧力が導かれている。これにより、圧力制御弁５６は、下流側の管路５５内の圧力を、最大負荷圧力よりもばねによる設定圧分だけ高くするようになっている。
【００２３】
また破砕用コントロールバルブ２９、左・右走行用コントロールバルブ３０，３１、及び補機用コントロールバルブ３２はそれぞれ、パイロットポンプ２２で発生されたパイロット圧を用いて操作されるパイロット操作弁である。
破砕用コントロールバルブ２９は、その駆動部２９ａ，２９ｂに、パイロット管路５８，５９を介してパイロットポンプ２２からのパイロット圧がそれぞれ導かれる。これらパイロット管路５８，５９には、コントローラ９０からの駆動信号Ｓcrで駆動されるソレノイド制御弁６０が設けられている。このソレノイド制御弁６０はその駆動信号Ｓcrの入力に応じて切り換えられ、パイロット圧をパイロット管路５８，５９に導くようになっている。すなわち、ソレノイド制御弁６０は、駆動信号ＳcrがＯＮになると連通位置である図１中右側位置（又は左側位置）に切り換えられ、パイロットポンプ２２からのパイロット圧をパイロット管路５８（又は５９）を介して駆動部２９ａ（又は２９ｂ）に導き、これによって破砕用コントロールバルブ２９が図１中上側位置（又は下側位置）に切り換えられ、破砕用油圧モータ２４が順方向（又は逆方向）に駆動される。駆動信号ＳcrがＯＦＦになると、ソレノイド制御弁６０は中立位置となり、コントロールバルブ２２からのパイロット圧を遮断するとともに、パイロット管路５８及び５９をタンク６９に接続し、それらの圧力をタンク圧と等しくする。これにより、破砕用コントロールバルブ２９が中立位置に復帰し、破砕用油圧モータ２４が停止するようになっている。
左・右走行用コントロールバルブ３０，３１は、パイロットポンプ２２で発生され操作レバー装置３３，３４で所定圧力に減圧されたパイロット圧により操作される。すなわち、操作レバー装置３３，３４は、操作レバー３３ａ，３４ａとこれら操作レバー３３ａ，３４ａの操作量に応じたパイロット圧を出力する減圧弁３３ｂ，３４ｂとを備えている。操作レバー装置３３の操作レバー３３ａを図１中ａ方向（又はその反対方向）に操作すると、パイロット圧がパイロット管路６１（又は６２）を介して左走行用コントロールバルブ３０の駆動部３０ａ（又は３０ｂ）に導かれ、これによって左走行用コントロールバルブ３０が図１中上側位置（又は下側位置）に切り換えられ、左走行用油圧モータ２８Ｌが順方向（又は逆方向）に駆動される。同様に、操作レバー装置３４の操作レバー３４ａを図１中ｂ方向（又はその反対方向）に操作すると、パイロット圧が右走行用コントロールバルブ３１の駆動部３１ａ（又は３１ｂ）に導かれて図１中上側位置（又は下側位置）に切り換えられ、右走行用油圧モータ２８Ｒが順方向（又は逆方向）に駆動されるようになっている。
なお、パイロットポンプ２２からのパイロット圧を操作レバー装置３３，３４に導くパイロット導入管路６３には、コントローラ９０からの駆動信号Ｓt（後述）で切り換えられるソレノイド制御弁６４が設けられている。すなわちソレノイド制御弁６４は、駆動信号ＳtがＯＮになると連通位置（図１中右側位置）に切り換えられ、パイロットポンプ２２からのパイロット圧を導入管路６３を介し操作レバー装置３３，３４に導き、操作レバー装置３３，３４による走行用コントロールバルブ３０，３１の上記操作を可能とする。一方、駆動信号ＳtがＯＦＦになると、ばね６４Ａの復元力でソレノイド制御弁６４は遮断位置（図１中左側位置）に復帰し、パイロットポンプ２２からのパイロット圧を遮断して操作レバー装置３３，３４による走行用コントロールバルブ３０，３１の上記操作を不可能とするようになっている。
補機用コントロールバルブ３２は、その駆動部３２ａ，３２ｂに、パイロット管路６５，６６を介してパイロットポンプ２２からのパイロット圧がそれぞれ導かれる。これらパイロット管路６５，６６には、破砕用コントロールバルブ２９のパイロット管路５８，５９同様、コントローラ９０からの駆動信号Ｓl（後述）で切り換えられるソレノイド制御弁６８が設けられている。すなわちソレノイド制御弁６８は、駆動信号ＳlがＯＮになると連通位置（図１中右側位置）に切り換えられ、パイロットポンプ２２からのパイロット圧をパイロット管路６５を介し駆動部３２ａに導き、これによって補機用コントロールバルブ３２が連通位置（図１中左側位置）に切り換えられ、フィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６に圧油を導入する導入管路５３へ第２油圧ポンプ２１からの圧油を供給する。駆動信号ＳlがＯＦＦになると、ばね６８Ａの復元力でソレノイド制御弁６８は図１中左側位置に復帰し、コントロールバルブ２２からのパイロット圧を遮断するとともに、パイロット管路６５及び６６をタンク６９に接続し、それらの圧力をタンク圧と等しくする。これにより、補機用コントロールバルブ３２は中立位置に復帰するようになっている。
【００２４】
レギュレータ１０４，１０５は、入力トルク制限制御用のシリンダ３５，３６と、ネガコン制御用のシリンダ１０７，１０９とを備えている。
これらシリンダ３５，３６，１０７，１０９は、それぞれピストン３５Ａ，３６Ａ，１０７Ａ，１０９Ａを備えており、ピストン３５Ａ，３６Ａ，１０７Ａ，１０９Ａが図１中右方に移動すると、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１からの吐出流量が減少するようにそれら油圧ポンプ２０，２１の斜板２０Ａ，２１Ａの傾転角（すなわちポンプ押しのけ容積）を変え、ピストン３５Ａ，３６Ａ，１０７Ａ，１０９Ａが図１中左方に移動すると、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１からの吐出流量が増大するように斜板２０Ａ，２１Ａの傾転角を変えるようになっている。またシリンダ３５，３６，１０７，１０９のボトム側には、パイロットポンプ２２からのパイロット圧に基づく制御圧力がパイロット管路７０ａ，７１ａ，７０ｂ，７１ｂを介して導かれており、この制御圧力が高いときはピストン３５Ａ，３６Ａ，１０７Ａ，１０９Ａが図１中右方に移動して第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の吐出流量が減少し、制御圧力が低いときはピストン３５Ａ，３６Ａ，１０７Ａ，１０９Ａが図１中左方に移動して吐出流量が増大するようになっている。
このとき、パイロットポンプ２２からシリンダ３５，３６，１０７，１０９へのパイロット管路７０ａ，７１ａ，７０ｂ，７１ｂには、コントローラ９０からの駆動信号Ｓ1，Ｓ2，Ｓ3，Ｓ4（後述）によりそれぞれ駆動されるソレノイド制御弁７２，７３，１０６，１０８が設けられており、これらソレノイド制御弁７２，７３，１０６，１０８は駆動信号Ｓ1，Ｓ2，Ｓ3，Ｓ4の出力電流値に応じてパイロット管路７０ａ，７１ａ，７０ｂ，７１ｂを連通させる。すなわち、ソレノイド制御弁７２，７３，１０６，１０８は、出力電流値が大きいほど大きい開度でパイロット管路７０ａ，７１ａ，７０ｂ，７１ｂを連通させてシリンダ３５，３６，１０７，１０９へ供給される制御圧力を高くし、出力電流値が０になるとパイロット管路７０ａ，７１ａ，７０ｂ，７１ｂを遮断してシリンダ３５，３６，１０７，１０９へ供給される制御圧力を０にするようになっている。
【００２５】
そして、入力トルク制限制御用のシリンダ３５，３６に係わるソレノイド制御弁７２，７３については、後述するように、コントローラ９０は、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の吐出圧Ｐ1，Ｐ2が高いほど駆動信号Ｓ1，Ｓ2の出力電流値を大きくするようになっている。これにより、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の吐出圧Ｐ1，Ｐ2が上昇するにしたがって第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の吐出流量が制限され、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の負荷がエンジン１９の出力トルクを超えないように斜板２０Ａ，２１Ａの傾転が制御されるようになっている（公知の入力トルク制限制御）。なお、本実施形態においては、この入力トルク制限制御による第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の吐出流量に対し、さらに操作盤３８からの操作信号に基づき流量制限制御を行うが、これについては後に詳述する。
【００２６】
一方、ネガコン制御用のシリンダ１０６，１０８に係わるソレノイド制御弁１０７，１０９については、以下のような制御が行われる。
すなわち、上記した圧力センサ１０２，１０３により検出されたネガコン圧Ｐ1，Ｐ2が高い場合には、コントローラ９０では、後述するようにソレノイド制御弁１０６，１０８に対する駆動信号Ｓ3，Ｓ4の出力電流値を小さくし、逆にネガコン圧Ｐ1，Ｐ2が低い場合には、ソレノイド制御弁１０６，１０８への出力電流値を大きくする。これにより、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１への要求流量が少ないほど第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の吐出流量を減じ、第１及び第２油圧ポンプ２０，２１への要求流量が多いほど第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の吐出流量を増大させるいわゆるネガコン制御を行っている。
【００２７】
なお、３つの油圧ポンプ２０，２１，２２の吐出管路には、不図示のリリーフ弁がそれぞれ設けられており、またこの第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の吐出圧は、吐出管路から分岐する管路に設けられた圧力センサ７８，７９によりそれぞれ検出され、この検出信号がコントローラ９０に入力されるようになっている。
【００２８】
図５は、操作盤３８の詳細構造を示しており、ジョークラッシャ３、フィーダ４、コンベア６、及び磁選機７の始動・停止を相互に関連づけて行うための「連動モード」とそれらの始動・停止を互いに別個独立して行うための「単動モード」と破砕機１を走行させるための「走行モード」とを選択可能なダイヤル式のモード選択スイッチ８０と、このモード選択スイッチ８０で単動モードを選択した場合に始動・停止対象とする機器を選択するダイヤル式の機器選択スイッチ８１と、モード選択スイッチ８０及び機器選択スイッチ８１でどれを選択した場合にも共通に使用可能な始動ボタン８２及び停止ボタン８３とを備えている。
【００２９】
図６は、コントローラ９０の機能を示すブロック図であり、圧力センサ７８，７９で検出された第１及び第２油圧ポンプ２０，２１の吐出圧Ｐ1，Ｐ2及び操作盤３８からの操作信号（後述）に応じ上記入力トルク制限制御及び流量制限制御を行うポンプ制御部９０ａと、操作盤３８からの操作信号（後述）に基づき上記駆動信号Ｓm，Ｓco，Ｓf，Ｓcr，Ｓl，Ｓtを生成し対応するソレノイド制御弁３９，４０，４１，６０，６４，６８に出力する機器制御部９０ｂと、圧力センサ１０２，１０３で検出されたネガコン圧Ｐ1’，Ｐ2’に応じネガコン制御を行うネガコン制御部９０ｃとを備えている。
【００３０】
まず、機器制御部９０ｂで実行される制御機能を説明する。この制御内容は、操作盤のモード選択スイッチ８０における選択に応じて、以下のような制御となる。
すなわち、操作盤のモード選択スイッチ８０で「走行モード」が選択された場合には、ソレノイド制御弁４１，６０，４０，３９の駆動信号Ｓf，Ｓcr，Ｓco，Ｓmを順次ＯＦＦにしてフィーダ４、ジョークラッシャ３、コンベア６、及び磁選機７を順次停止させた後、ソレノイド制御弁６８の駆動信号ＳlをＯＦＦにして補機用コントロールバルブ３２を中立位置に復帰させ、フィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６を駆動できない状態とする。そして、ソレノイド制御弁６４の駆動信号ＳtをＯＮにして連通位置に切り換え、操作レバー装置３３，３４による走行用コントロールバルブ３０，３１の操作を可能とする。
【００３１】
操作盤のモード選択スイッチ８０で「単動モード」が選択された場合には、ソレノイド制御弁６４の駆動信号ＳtをＯＦＦにして遮断位置に復帰させ、操作レバー装置３３，３４による走行用コントロールバルブ３０，３１の操作を不可能とする。またソレノイド制御弁６８の駆動信号ＳlをＯＮにして補機用コントロールバルブ３２を切り換え、第２油圧ポンプ２１からの圧油を導入管路５３へ供給する。その後、操作盤３８の機器選択スイッチ８１でジョークラッシャ、フィーダ、コンベア、磁選機のいずれかが選択されて始動ボタン８２がＯＮされると、これに対応して、ソレノイド制御弁６０，４１，４０，３９の駆動信号Ｓcr，Ｓf，Ｓco，ＳmをＯＮにし、対応する油圧モータ２４，２３，２５，２６を駆動し、各機器を始動する。一方、停止ボタン８３がＯＮされた場合は、そのときの機器選択スイッチ８１の選択に対応して、ソレノイド制御弁６０，４１，４０，３９の駆動信号Ｓcr，Ｓf，Ｓco，ＳmをＯＦＦにし、対応する油圧モータ２４，２３，２５，２６を停止し、各機器を停止する。
【００３２】
操作盤のモード選択スイッチ８０で「連動モード」が選択された場合には、上記同様、ソレノイド制御弁６８の駆動信号ＳlをＯＮにして第２油圧ポンプ２１からの圧油を導入管路５３へ供給した後、ソレノイド制御弁３９，４０，６０，４１の駆動信号Ｓm，Ｓco，Ｓcr，Ｓfをこの順序で順次ＯＮにして磁選機用油圧モータ２６、コンベア用油圧モータ２５、破砕用油圧モータ２４、フィーダ用油圧モータ２３を順次駆動し、磁選機７、コンベア６、ジョークラッシャ３、フィーダ４の順で全機器を始動する。一方、停止ボタン８３がＯＮされた場合は、これと逆に、ソレノイド制御弁４１，６０，４０，３９の駆動信号Ｓf，Ｓcr，Ｓco，Ｓmの順序でこれらを順次ＯＦＦにし、フィーダ４、ジョークラッシャ３、コンベア６、磁選機７の順で順次停止させる。
【００３３】
また、ネガコン制御部９０ｃは、関数発生器９０ｃ1，９０ｃ2を備えており、これら関数発生器９０ｃ1，９０ｃ2が、図示のテーブルに基づき、圧力センサ１０２，１０３で検出されたネガコン圧Ｐ1’，Ｐ2’に応じ、ソレノイド制御弁１０６，１０８への駆動信号Ｓ3，Ｓ4を発生する。
【００３４】
次に、本実施形態の要部であるポンプ制御部９０ａによる制御内容を図７〜図９を用いて説明する。図７は、ポンプ制御部９０ａの機能を示すブロック図であり、図８及び図９（ａ）〜（ｆ）は、ポンプ制御部９０ａによる制御の結果、実現される第１及び第２油圧ポンプの圧力−流量特性の例を示すＰ−Ｑ線図である。
【００３５】
図７において、ポンプ制御部９０ａは、圧力センサ７８，７９で検出したポンプ吐出圧Ｐ1，Ｐ2が入力され、操作盤３８のモード選択スイッチ８０での選択に応じて切り替わるスイッチ部９０ａ1，９０ａ2と、ポンプ吐出圧Ｐ2が入力され、操作盤３８のモード選択スイッチ８０及び機器選択スイッチ８１での選択に応じて切り替わるスイッチ部９０ａ3，９０ａ4，９０ａ5と、ポンプ吐出圧Ｐ1又はＰ2が入力され、ソレノイド制御弁７２又は７３を駆動するソレノイド駆動信号Ｓ1又はＳ2を生成する関数発生器９０ａ6，９０ａ7，９０ａ8，９０ａ9，９０ａ10，９０ａ11，９０ａ12，９０ａ13と、最大値選択部９０ａ14と、加算器９０ａ15と、減算器９０ａ16とを備えている。
【００３６】
スイッチ部９０ａ1は、操作盤３８のモード選択スイッチ８０で「走行モード」が選択された場合には、図７中上側位置に切り替わり、圧力センサ７８からの第１油圧ポンプ吐出圧Ｐ1を関数発生器９０ａ6に導く。関数発生器９０ａ6は、吐出圧Ｐ1が大きくなるほど出力電流値が大きくなる図示のテーブルに基づき、このポンプ吐出圧Ｐ1からソレノイド駆動信号Ｓ1を生成する。これにより、図８の曲線イで表される、ポンプ吐出圧Ｐ1が上昇するにしたがって第１油圧ポンプ吐出流量Ｑ1を制限する入力トルク制限制御を実行する。一方、操作盤３８のモード選択スイッチ８０で「単動モード」「連動モード」が選択された場合には、スイッチ部９０ａ1は図７中下側位置に切り替わり、圧力センサ７８からの第１油圧ポンプ吐出圧Ｐ1を関数発生器９０ａ7に導く。関数発生器９０ａ7は図示のテーブルに基づきこのポンプ吐出圧Ｐ1からソレノイド駆動信号Ｓ1を生成し、これにより、曲線イより流量増大側にスライドした図８の曲線アで表される入力トルク制限制御を実行するようになっている。
【００３７】
スイッチ部９０ａ2は、操作盤３８のモード選択スイッチ８０で「走行モード」が選択された場合には、図７中上側位置に切り替わり、圧力センサ７９からの第２油圧ポンプ吐出圧Ｐ2を関数発生器９０ａ8に導く。関数発生器９０ａ8は、吐出圧Ｐ2が大きくなるほど出力電流値が大きくなる図示のテーブルに基づき、このポンプ吐出圧Ｐ2からソレノイド駆動信号Ｓ2を生成する。なおこのとき関数発生器９０ａ8のテーブルは、関数発生器９０ａ6のテーブルとほぼ同一の曲線となっており、これにより、図８の曲線イで表されるような、ポンプ吐出圧Ｐ2が上昇するにしたがって第２油圧ポンプ吐出流量Ｑ2の最大値を小さく制限する入力トルク制限制御を実行するようになっている。
一方、操作盤３８のモード選択スイッチ８０で「単動モード」「連動モード」が選択された場合には、スイッチ部９０ａ2は、図７中下側位置に切り替わり、圧力センサ７８からの第１油圧ポンプ吐出圧Ｐ2を関数発生器９０ａ9に導く。関数発生器９０ａ9は図示のテーブルに基づきこのポンプ吐出圧Ｐ2からソレノイド駆動信号Ｓ2を生成する。このとき、この関数発生器９０ａ9からの駆動信号Ｓ2は、図８の曲線ウの特性線に相当するようになっている。
ここで、関数発生器９０ａ11，９０ａ12，９０ａ13は、それぞれフィーダ、磁選機、コンベアの動作に対応して設けられるものであり、図示テーブルに基づき、ポンプ吐出圧Ｐ2の値に関係なく常時Ｓ2＝Ｓ2f，Ｓ2m，Ｓ2cとなる駆動信号を出力するようになっている。そしてこのとき対応するスイッチ部９０ａ3，９０ａ4，９０ａ5は、操作盤３８からの操作信号でフィーダ、磁選機、コンベアの始動が指示される場合にそれぞれ導通位置に切り替わるようになっている。すなわち、スイッチ部９０ａ3は、操作盤３８のモード選択スイッチ８０で「単動モード」が選択されかつ機器選択スイッチ８１で「フィーダ」が選択された場合に導通し、スイッチ部９０ａ4は、モード選択スイッチ８０で「単動モード」が選択されかつ機器選択スイッチ８１で「磁選機」が選択された場合に導通し、スイッチ部９０ａ5は、モード選択スイッチ８０で「単動モード」が選択されかつ機器選択スイッチ８１で「コンベア」が選択された場合に導通する。なお、モード選択スイッチ８０で「連動モード」が選択された場合には、これらすべてのスイッチ部９０ａ3，９０ａ4，９０ａ5が導通位置に切り替わるようになっている。
また、関数発生器９０ａ10は、図示テーブルに基づき、ポンプ吐出圧Ｐ2の値に関係なく常時Ｓ2＝Ｓ2oとなる駆動信号を出力するようになっている。このとき、このＳ2oの値は、Ｓ2o＞Ｓ2f＋Ｓ2m＋Ｓ2c（破線で示す）の関係となっている。
【００３８】
そして、関数発生器９０ａ11，９０ａ12，９０ａ13からそれぞれ出力された駆動信号Ｓ2f，Ｓ2m，Ｓ2cは、加算器９０ａ15で加算された後、減算器９０ａ16で関数発生器９０ａ10からの駆動信号Ｓ2oから減じられ、その後、最大値選択部９０ａ13で関数発生器９０ａ9からの駆動信号との大きい方を選択され、ソレノイド制御弁７３に出力される。図９（ａ）〜（ｅ）は以上のような機能の結果曲線ウをさらに制限する形で実現される、第２油圧ポンプの圧力−流量特性を示すＰ−Ｑ線図である。すなわち図９（ａ）中の直線エ、図９（ｂ）中の直線オ、図９（ｃ）中の直線カは、フィーダ、磁選機、コンベアがそれぞれ単独で駆動された場合における第２油圧ポンプの圧力−流量特性であり、図９（ｄ）中の直線キは、磁選機及びコンベアが駆動された場合の圧力−流量特性であり、図９（ｅ）中の直線クは、フィーダ、磁選機、及びコンベアのすべてが駆動された場合の圧力−流量特性である。これら図９（ａ）〜（ｅ）に示すように、駆動される各機器の数や種類に応じ、曲線ウで示される入力トルク制限制御による第２油圧ポンプの吐出流量をさらに制限するようになっている。なお、図９（ｅ）中の直線クに示されるように、フィーダ、磁選機、及びコンベアのすべてが駆動される場合でも、比較的ポンプ吐出圧Ｐ2が小さい領域では、曲線ウで示される流量よりも低い流量となるように制御される。
【００３９】
なお、以上において、ジョークラッシャ３、フィーダ４、コンベア６、及び磁選機７が複数の機器を構成し、これらを駆動する破砕用油圧モータ２４、フィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６が複数の機器用油圧モータを構成する。
そして、コントロールバルブ２９，３０が、第１油圧ポンプの吐出管路にのみ接続される第１弁グループを構成し、それらのうち、破砕用コントロールバルブ２９が、第１油圧ポンプから破砕用油圧モータに供給される圧油の方向・流量を制御する破砕用制御弁手段を構成し、左走行用コントロールバルブ３０が第１油圧ポンプから一方の走行用油圧モータに供給される圧油の方向・流量を制御する一方の走行用制御弁手段を構成する。
また、コントロールバルブ３１，３２、ソレノイド制御弁３９，４０，４１、及び圧力補償弁４２，４３，４４が、第２油圧ポンプの吐出管路にのみ接続される第２弁グループを構成し、それらのうち右走行用コントロールバルブ３１が、第２油圧ポンプから他方の走行用油圧モータに供給される圧油の方向・流量を制御する他方の走行用制御弁手段を構成する。また、コントロールバルブ３２、ソレノイド制御弁３９，４０，４１及び圧力補償弁４２，４３，４４が第２油圧ポンプから補機用油圧モータに供給される圧油の方向・流量を制御する補機用制御弁手段を構成し、それらのうち、コントロールバルブ３２、ソレノイド制御弁４１及び圧力補償弁４４が第２油圧ポンプからフィーダ用油圧モータに供給される圧油の方向・流量を制御するフィーダ用制御弁手段を構成する。そしてこのとき、ソレノイド制御弁３９，４０，４１が、第２油圧ポンプから対応する油圧モータに供給される圧油の流量を制御する流量制御弁を構成し、圧力補償弁４２，４３，４４が、流量制御弁の前後差圧を所定値に保持する圧力補償手段を構成する。
また、コントローラ９０のポンプ制御部９０ａの機能のうち、スイッチ部９０ａ1，９０ａ2及び関数発生器９０ａ6〜９０ａ9が、２つの走行用油圧モータのうち少なくとも一方が駆動される場合には、第１油圧ポンプと第２油圧ポンプとが同一のトルクとなるようにそれら第１及び第２油圧ポンプを制御し、補機用油圧モータのうち少なくとも１つが駆動される場合には、第１油圧ポンプのトルクと第２油圧ポンプのトルクの合計が原動機の馬力より大きくならないように、それら第１及び第２油圧ポンプを制御するトルク調整手段を構成する。また、スイッチ部９０ａ3，９０ａ4，９０ａ5、関数発生器９０ａ10〜９０ａ13、加算器９０ａ15、及び減算器９０ａ16が、破砕用油圧モータ以外のすべての機器用油圧モータのうち少なくとも１つが駆動される場合に、その駆動される機器用油圧モータの種類及び数に応じて第２油圧ポンプの吐出流量を制限する流量制限手段を構成する。
【００４０】
以上のように構成した本実施形態の動作及び作用を、オペレータの操作例に沿いつつ、いくつかの場合に分けて以下に説明する。
【００４１】
（１）破砕作業
破砕作業時には、連動モード又は単動モードによって全機器を始動させる。
【００４２】
連動モードにより全機器を始動させる際には、オペレータは、操作盤３８のモード選択スイッチ８０を「連動」に合わせ、始動ボタン８２を押す。これにより、磁選機７、コンベア６、ジョークラッシャ３、フィーダ４の順序で順次始動させることができる。
単動モードにより全機器を始動させる際には、オペレータは、操作盤３８のモード選択スイッチ８０を「単動」に合わせた後、機器選択スイッチ８１を始動したい機器に合わせて始動ボタン８２を押すという手順を磁選機７、コンベア６、ジョークラッシャ３、フィーダ４の順で行う。これにより、上記同様、磁選機７、コンベア６、ジョークラッシャ３、フィーダ４の順序で始動させることができる。
【００４３】
このような破砕作業時において、破砕用油圧モータ２４、フィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６に加わる負荷は、破砕用油圧モータ２４が最も大きく、またその変動も破砕用油圧モータ２４が最も大きい。一方、それ以外のフィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６の負荷は、破砕用油圧モータ２４に比べればかなり小さく、その変動も少ない。
ここで、本実施形態においては、破砕作業中は、磁選機用モータ２６、コンベア用モータ２５、及びフィーダ用モータ２３には、第２油圧モータ２１からの圧油がコントロールバルブ３２及びソレノイド弁３９，４０，４１を介し供給されて駆動されており、破砕用油圧モータ２４には、第１油圧モータ２０からの圧油がコントロールバルブ２９を介し供給されて駆動されている。そのため、破砕用油圧モータ２４に圧油を供給する第１油圧ポンプ７０は、特に大流量になったとき、ジョークラッシャー３の大きな圧力変動によってその吐出圧力が大きく変動するが、第２油圧ポンプ７１については、第１油圧ポンプ７０の出力に干渉されることなく、その吐出圧力の変動は小さく抑えられる。これにより、２つの油圧ポンプ両方が破砕装置の圧力変動による影響を受け吐出圧力が大きく変動していた従来構造に比べ、エンジン１９の消費馬力の増大を抑制することができるので、省エネルギ化を図ることができる。
なおこのとき、第２油圧ポンプ７１からの圧油はフィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６に同時に供給されるためその圧油の分配を適正に行う必要がある。本実施形態においては、各油圧モータ２３，２５，２６に供給される圧油の流量を制御する各流量制御弁３９，４０，４１の前後差圧を圧力補償弁４２，４３，４４で所定値に保持することにより、各油圧モータ２３，２５，２６の負荷の大小に関係なく、各流量制御弁３９，４０，４１の開度に応じて圧油を適正かつ確実に各油圧モータ２３，２５，２６に分配することができる。したがって、フィーダ４、コンベア６、及び磁選機７の各機器を、流量制御弁３９，４０，４１の開度に応じた所望の速度で動作させることができる。
【００４４】
また、前述したように破砕用油圧モータ２４の負荷は特に大きいため、駆動に必要な流量が大きい。一方、それ以外のフィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６の駆動に必要な流量は、それらを全部駆動した場合の合計でも、破砕用油圧モータ２４の駆動に必要な流量より小さい。本実施形態においては、コントローラ９０のポンプ制御部９０ａのスイッチ部９０ａ1，９０ａ2が破砕作業時には図７中下方位置に切り替わることによって、第１油圧ポンプ２０の特性は図８の曲線アで表されるように走行時の曲線イよりも流量増大側にスライドするとともに、第２油圧ポンプ２１の特性は図８の曲線ウで表されるように走行時の曲線イよりも流量減少側にスライドさせ、第２油圧ポンプ２１の吐出流量を第１油圧ポンプ２０の吐出流量以下とする。これにより、第２油圧ポンプ２１からの吐出流量を油圧モータ２３，２５，２６の駆動に必要な最小限にとどめるとともに、第１油圧ポンプ２０の吐出流量を破砕用油圧モータ２４の力強い駆動が確保できるように増加させることができる。これにより、エンジン１９の馬力配分をより最適化することができるので、さらに省エネルギ化を図ることができる。
【００４５】
さらに、この第２油圧ポンプ２１からの圧油は、フィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６のうち全部を駆動する場合と、一部のみを駆動する場合では、全体として駆動に必要な圧油の流量が大きく異なる。また、各油圧モータ１つを駆動する場合にも、それぞれの種類によって駆動に必要な圧油流量が異なる。本実施形態においては、駆動される油圧モータの種類及び数に応じ、例えばフィーダ用油圧モータ２３、磁選機用油圧モータ２６、及びコンベア用油圧モータ２５のいずれか１つが駆動される場合にはスイッチ部９０ａ3，９０ａ4，９０ａ5のいずれか１つが導通状態となることによって第２油圧ポンプ２１の特性は図９（ａ）、図９（ｂ）、図９（ｃ）の曲線エ、オ、カのようにそれぞれ変化し、またコンベア用油圧モータ２５及び磁選機用油圧モータ２６の２つが駆動される場合にはスイッチ部９０ａ4，９０ａ5の２つが導通状態となることによって第２油圧ポンプ２１の特性は図９（ｄ）の曲線キのように変化し、フィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６のすべてが駆動される場合にはスイッチ部９０ａ3，９０ａ4，９０ａ5のすべてが導通状態となることによって第２油圧ポンプ２１の特性は図９（ｅ）の曲線クのように変化する。このように、曲線ウを用いて前述したようにフィーダ用油圧モータ２３、コンベア用油圧モータ２５、及び磁選機用油圧モータ２６の駆動用として第２油圧ポンプ２１に割り振られた吐出流量を、さらにそのとき油圧モータを駆動するのに必要な最小限の流量に制限することができる。これにより、必要以上に無駄に第２油圧ポンプ２１の吐出流量が増大しエンジン１９の馬力を浪費することがなくなるので、さらに省エネルギ化を図ることができる。
【００４６】
（２）走行作業
走行時には、オペレータは、操作盤３８のモード選択スイッチ８０を「走行」に合わせることにより、操作レバー装置３３，３４による操作が可能となり、左・右走行用油圧モータ２８Ｌ，２８Ｒを駆動させて走行することができる。このとき本実施形態においては、コントローラ９０のポンプ制御部９０ａのスイッチ部９０ａ1，９０ａ2が図７中上方位置に切り替わることによって、第１油圧ポンプ２０の特性も第２油圧ポンプ２１の特性も図８の曲線ウで表されるようにスライドされ、第１油圧ポンプ２０と第２油圧ポンプ２１の吐出流量を同一とする。これにより、走行直進性を確保することができる。
【００４７】
以上説明したように、本実施形態によれば、ジョークラッシャー３の圧力変動による影響を受けて吐出圧力が大きく変動するのは第１油圧ポンプ２０だけに限定され、第２油圧ポンプ２１の吐出圧力の変動は小さく抑えられるので、２つの油圧ポンプ２０，２１両方がジョークラッシャー３の圧力変動による影響を受け吐出圧力が大きく変動していた従来構造に比べ、エンジン１９の消費馬力の増大を抑制することができるので、省エネルギ化を図ることができる。またこのとき、多数の油圧ポンプを用いる従来構造に比べ、構造を簡素化しコストダウンを図ることができる。
【００４８】
本発明の第２の実施形態を図１０〜図１２により説明する。本実施形態は、第２油圧ポンプについてネガコン制御に代わりいわゆるロードセンシング制御を行った場合の実施形態である。第１の実施形態と共通の部分には同一の符号を付し、適宜説明を省略する。
【００４９】
図１０は本実施形態による自走式破砕機の油圧駆動装置の油圧回路図であり、図１１はコントローラ９０Ａの機能を示すブロック図であり、図１２はポンプ制御部９０ａの機能を示すブロック図であり、それぞれ第１の実施形態の図１、図６、図７に対応する図である。
これら図１０、図１１、及び図１２において、本実施形態では、最大負荷官出管路５２に導かれた磁選機用油圧モータ２６、コンベア用油圧モータ２５、及びフィーダ用油圧モータ２３のうちの最大負荷圧力ＰLを圧力センサ５７で検出し、この検出信号に基づき、ポンプ制御部９０ａＡのロードセンシング制御部９０ａＬから駆動信号Ｓ5（後述）が出力される。そして、この駆動信号Ｓ5によって、レギュレータ１０５Ａにおいてネガコン用のソレノイド制御弁１０８に代わって設けられたソレノイド制御弁７７を駆動し、ネガコン制御用のシリンダ１０９に代わって設けられたロードセンシング用のシリンダ３７への制御圧力を制御することにより、このシリンダ３７の駆動を制御するようになっている。
【００５０】
シリンダ３７は、シリンダ３５，３６と同様、ピストン３７Ａを備えており、ピストン３７Ａが図１中右方（又は左方）に移動すると第２油圧ポンプ２１からの吐出流量が減少（増大）するように油圧ポンプ２１の斜板２１Ａの傾転角を変えるようになっている。またシリンダ３７のボトム側には、パイロットポンプ２２からの制御圧力がパイロット管路７１ｂを介し導かれている。
ソレノイド制御弁７７は、ロードセンシング制御部９０ａＬからの駆動信号Ｓ5の出力電流値に応じてパイロット管路６７を連通させるようになっている。
ロードセンシング制御部９０ａＬでは、まず、圧力センサ７９による第２油圧ポンプ吐出圧Ｐ2と圧力センサ５７による最大負荷圧力ＰLとの実差圧ΔＰLSが減算器９０ａＬ1で算出され、この実差圧ΔＰLSと予め目標差圧設定部９０ａＬ2に設定されていた目標差圧ΔＰoとの差圧Δ（ΔＰLS）が減算器９０ａＬ3で算出される。その後、制御ゲイン設定部９０ａＬ4でこの差圧Δ（ΔＰLS）と図示制御ゲインＫとから目標傾転変化分Δθが求められ、さらにこの目標傾転変化分Δθが積分要素９０ａＬ5で積分され、ロードセンシング制御のための目標ポンプ傾転角θが求められる。そして、関数発生器９０ａＬ6で、目標傾転角θが大きくなるほど出力電流値が大きくなる図示のテーブルに基づき、このθからソレノイド駆動信号Ｓ3を生成する。これにより、ポンプ吐出圧Ｐ2が最大負荷圧力ＰLより所定値だけ高い圧力に保持されるように、第２油圧ポンプ２１の吐出流量を制御するロードセンシング制御が実行される。
【００５１】
なお、上記構成において、圧力センサ７９が第２油圧ポンプの吐出圧を検出する吐出圧検出手段を構成し、負荷検出管路４８，４６，４５、シャトル弁４９，５１、及び最大負荷検出管路５２、及び圧力センサ５７が、破砕用油圧モータ以外のすべての機器用油圧モータの負荷のうち最大負荷圧力を検出する最大負荷圧検出手段を構成し、ロードセンシング制御部９０ａＬが、吐出圧検出手段及び最大負荷圧検出手段の検出結果に応じ、第２油圧ポンプの吐出圧力を最大負荷圧力よりも所定値だけ高い圧力に保持するロードセンシング制御手段を構成する。
【００５２】
本実施形態によれば、第２油圧ポンプ２１の吐出圧力が最大負荷圧力ＰLよりも所定値だけ高い圧力に保持され、対応する各油圧モータ２３，２５，２６を駆動するために必要な最小限の圧力となるように制御される。したがって、必要以上に無駄に第２油圧ポンプ２１の吐出流量が増大してエンジン１９の馬力を浪費することがなくなるので、さらに省エネルギ化を図ることができる。
【００５３】
なお、上記第１及び第２の実施形態においては、ソレノイド制御弁３９，４０，４１の前後差圧を圧力補償手段としての圧力補償弁４２，４３，４４で所定値に保持したが、これに限られず、ソレノイド制御弁３９，４０，４１の代わりに圧力補償機能付きの流量制御弁を用いてもよい。この場合も、同様の効果を得る。
【００５４】
また、上記第１及び第２の実施形態においては、破砕装置として動歯３ａと固定歯３ｂとで破砕を行うジョークラッシャ３を備えた破砕機を例にとって説明したが、これに限られず、他の破砕装置、例えば、ロール状の回転体に破砕用の刃を取り付けたものを一対としてそれら一対を互いに逆方向へ回転させ、それら回転体の間にガラを挟み込んで破砕を行う回転式破砕装置（いわゆるロールクラッシャ）を備えた破砕機にも適用可能である。この場合には、フィーダ４を省略しても良い。この場合にも同様の効果を得る。
さらに、上記実施形態においては、破砕作業に関連する機器として、フィーダ４、ジョークラッシャ３、コンベア６、及び磁選機７の４つを設けたが、これに限られず、作業事情に応じて磁選機７を適宜省略しても良い。またこれら４つに加えて、コンベア６の路程を長くするための補助コンベアをコンベア６の下流側（又は上流側）に設けたり、ガラの粒度に応じた選別を行うための振動スクリーンをジョークラッシャ３の下流側に設けてもよい。これらの場合にも同様の効果を得る。
また、上記実施形態においては、コントロールバルブ２９，３０，３１，３２のいずれもパイロット操作弁としたが、これに限られない。すなわち、破砕用コントロールバルブ２９及び左・右走行用コントロールバルブ３０，３１は電磁比例弁とし、補機用コントロールバルブ３２は電磁切換弁としてもよい。この場合、これらコントロールバルブ２９〜３２はすべてコントローラ９０からの駆動信号により直接駆動されることとなり、図１中のソレノイド制御弁６０，６４，６８は省略される。また操作レバー装置３３，３４はいわゆる電気レバータイプとなり、それぞれ、操作レバーとこの操作レバーの操作位置を検出し対応する信号をコントローラ９０に出力するポテンショメータとが設けられる。
【００５５】
【発明の効果】
本発明によれば、破砕装置の圧力変動による影響を受けて吐出圧力が大きく変動するのは第１油圧ポンプだけに限定され、第２油圧ポンプの吐出圧力の変動は小さく抑えられるので、２つの油圧ポンプ両方が破砕装置の圧力変動による影響を受け吐出圧力が大きく変動していた従来構造に比べ、エンジンの消費馬力の増大を抑制することができるので、省エネルギ化を図ることができる。またこのとき、多数の油圧ポンプを用いる従来構造に比べ、構造を簡素化しコストダウンを図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本実施形態による自走式破砕機の油圧駆動装置の油圧回路である。
【図２】油圧駆動装置の適用対象である自走式破砕機の全体構造を表す側面図である。
【図３】図２中の側面部材を一部取り除いた状態で内部構造を示した側面図である。
【図４】破砕作業中における動作状態を表す図である。
【図５】操作盤の詳細構造を示した図である。
【図６】コントローラの機能を示すブロック図である。
【図７】ポンプ制御部の機能を示すブロック図である。
【図８】ポンプ制御部による制御の結果実現される第１及び第２油圧ポンプの圧力−流量特性の例を示すＰ−Ｑ線図である。
【図９】ポンプ制御部による制御の結果実現される第２油圧ポンプの圧力−流量特性の例を示すＰ−Ｑ線図である。
【図１０】本発明の第２の実施形態による自走式破砕機の油圧駆動装置の油圧回路図である。
【図１１】コントローラの機能を示すブロック図である。
【図１２】ポンプ制御部の機能を示すブロック図である。
【符号の説明】
１ 自走式破砕機
２ ホッパ
３ ジョークラッシャ（破砕装置）
４ フィーダ（補助機械）
５Ａ，Ｂ ガラ
６ コンベア（補助機械）
７ 磁選機（補助機械）
８ 破砕機本体
９Ｌ，Ｒ 履帯（走行手段）
１０ 下部走行体（走行体）
２３ フィーダ用油圧モータ（補機用油圧モータ）
２５ コンベア用油圧モータ（補機用油圧モータ）
２６ 磁選機用油圧モータ（補機用油圧モータ）
２８Ｌ 左走行用油圧モータ（一方の走行用油圧モータ）
２８Ｒ 右走行用油圧モータ（他方の走行用油圧モータ）
２９ 破砕用コントロールバルブ（破砕用制御弁手段）
３０ 左走行用コントロールバルブ（一方の走行用制御弁手段）
３１ 右走行用コントロールバルブ（他方の走行用制御弁手段）
３２ 補機用コントロールバルブ（補機用制御弁手段）
３５〜３７ レギュレータ（ポンプ制御手段）
３９〜４１ ソレノイド制御弁（流量制御弁、補機用制御弁手段）
４２〜４４ 圧力補償弁（圧力補償手段、補機用制御弁手段）
４５，４６，４８ 負荷検出管路（最大負荷圧検出手段）
４９，５１ シャトル弁（最大負荷圧検出手段）
５２ 最大負荷検出管路（最大負荷圧検出手段）
５７ 圧力センサ（最大負荷圧検出手段）
７９ 圧力センサ（吐出圧検出手段）
９０ａ1，ａ2 スイッチ部（トルク調整手段）
９０ａ6〜ａ9 関数発生器（トルク調整手段）
９０ａ3〜ａ5 スイッチ部（流量制限手段）
９０ａ10〜ａ13 関数発生器（流量制限手段）
９０ａ15 加算器（流量制限手段）
９０ａ16 減算器（流量制限手段）
９０ａＬ ロードセンシング制御部（ロードセンシング制御手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a self-propelled crusher that crushes rocks, construction waste, and the like, and more particularly, to a hydraulic drive device for the self-propelled crusher.
[0002]
[Prior art]
The crusher facilitates construction work and reduces costs by crushing various types of rocks and construction waste materials (hereinafter referred to as galaxies as appropriate) generated at construction sites to a specified size before transporting them. Is intended.
That is, the glass loaded into the hopper provided in the upper part of the crusher by a hydraulic excavator or the like is guided to a crushing device such as a jaw crusher having a substantially V-shaped side section by a feeder provided below the hopper. It is crushed to the size. The crushed glass falls from a space below the jaw crusher onto a conveyor disposed below the jaw crusher and is conveyed by the conveyor. In the middle of this transportation, the magnetic separator arranged above the conveyor adsorbs and removes, for example, rebar pieces mixed in the concrete glass, and finally the front part of the crusher as a crushed material of almost the same size It is carried out from.
Further, among these crushers, a self-propelled type is a lower traveling body having left and right crawler belts in the lower part of a crusher body including the hopper, feeder, jaw crusher, conveyor, magnetic separator, and the like. The left and right crawler belts are each driven by a traveling hydraulic motor so that the vehicle can run on its own.
[0003]
Conventionally, this type of self-propelled crusher hydraulic drive device includes, for example, two variable displacement hydraulic pumps driven by a common prime mover, and crushing hydraulic pressures respectively driven by pressure oil discharged from them. Motors and auxiliary hydraulic motors, such as feeder hydraulic motors, conveyor hydraulic motors, and magnetic separator hydraulic motors, and a plurality of pressure oils that are supplied from two hydraulic pumps to the hydraulic motors. Control valves and pump control means for controlling the discharge flow rates of the two hydraulic pumps. After the hydraulic oil discharged from the two hydraulic pumps merges, each hydraulic motor passes through each control valve. To be supplied.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
Generally, during the crushing operation, the crushing hydraulic motor has the largest load among the crushing hydraulic motor, the feeder hydraulic motor, the conveyor hydraulic motor, and the magnetic separator hydraulic motor. large. Here, in the above prior art, since the pressure oil from the two hydraulic pumps is merged and then supplied to each hydraulic motor, the pressure of the two hydraulic pumps fluctuates greatly due to a large pressure fluctuation of the crushing device, and the engine There is a problem that the horsepower consumption increases, which is not preferable from the viewpoint of energy saving.
[0005]
On the other hand, as a prior art in consideration of such energy saving, there is a hydraulic drive device disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 7-116541, for example. In this prior art, the number of hydraulic pumps substantially corresponding to the number of hydraulic actuators is provided, and the pressure oil from each hydraulic pump is supplied to only one hydraulic actuator corresponding thereto. However, in this case, since it is necessary to provide a large number of hydraulic pumps, there is a problem that the structure is complicated and the cost is increased.
[0006]
The present invention has been made in view of the above problems of the prior art, and an object of the present invention is to provide a hydraulic drive device for a self-propelled crusher that can save energy at a low cost with a simple structure.
[0007]
[Means for solving problems]
(1) In order to achieve the above-mentioned object, the present invention includes at least a crushing device for crushing rocks, construction waste materials, and the like input from a hopper, and an auxiliary machine for performing work related to crushing work by the crushing device. A variable displacement first hydraulic pump and a second hydraulic pump which are provided in a self-propelled crusher having a plurality of devices and traveling means and are driven by a prime mover, and are discharged from these first and second hydraulic pumps. A plurality of equipment hydraulic motors and two traveling hydraulic motors that respectively drive the plurality of equipment and the traveling means by pressure oil, and the plurality of equipment hydraulic motors and two from the first and second hydraulic pumps. A plurality of device control valve means for controlling the direction and flow rate of pressure oil supplied to the traveling hydraulic motor, and a plurality of valve groups each including two traveling control valve means; 2 and a pump control means for controlling a discharge flow rate of the hydraulic pump, and the plurality of equipment hydraulic motors include a crushing hydraulic motor and an auxiliary hydraulic motor for driving the crushing device and the auxiliary machine, respectively. The plurality of device control valve means controls the direction and flow rate of the pressure oil supplied from the first and second hydraulic pumps to the crushing hydraulic motor and the auxiliary hydraulic motor, respectively. In the hydraulic drive device for the self-propelled crusher including the control valve means for auxiliary machinery, the plurality of valve groups are connected only to a discharge line of the first hydraulic pump among the first and second hydraulic pumps. A first valve group and a second valve group connected only to a discharge line of the second hydraulic pump, and the first valve group includes one of the two travel control valve means, Control for crushing And means, said second valve group, and a other and the auxiliary control valve means of the two travel control valve means.
During the crushing operation, the traveling hydraulic motor is not driven because the traveling operation is not normally performed, and a plurality of equipment hydraulic motors including a crushing hydraulic motor and an auxiliary hydraulic motor are driven. At this time, the load applied to the hydraulic motors is the largest for the crushing hydraulic motor, and the fluctuation is the largest for the crushing hydraulic motor. Therefore, the hydraulic pump that supplies the hydraulic oil to the crushing hydraulic motor has its discharge pressure greatly fluctuated due to a large pressure fluctuation of the crushing device, and the power consumption of the driving motor to be driven increases. On the other hand, the load of the auxiliary hydraulic motor is considerably smaller than that of the crushing hydraulic motor, and its fluctuation is small.
In the present invention, among the plurality of device control valve means for controlling the direction and flow rate of the pressure oil supplied to the plurality of device hydraulic motors, the first connected only to the discharge line of the first hydraulic pump. Only the crushing control valve means is arranged in the valve group, and the auxiliary control valve means is arranged in the second valve group connected only to the discharge line of the second hydraulic pump. As a result, only the pressure oil from the first hydraulic pump is supplied to the crushing hydraulic motor, and only the pressure oil from the second hydraulic pump is supplied to the auxiliary hydraulic motor. Therefore, the discharge pressure greatly varies only by the first hydraulic pump due to the influence of the pressure fluctuation of the crushing device described above, and the second hydraulic pump is not interfered with the output of the first hydraulic pump. The fluctuation of the discharge pressure can be suppressed small. As a result, both the two hydraulic pumps are affected by the pressure fluctuation of the crushing device, and the increase in the horsepower consumption of the engine can be suppressed compared to the conventional structure in which the discharge pressure fluctuates greatly. be able to.
[0008]
(2) In the above (1), preferably, the self-propelled crusher has a feeder that guides rocks, construction waste, etc. charged into the hopper to the crushing device, and the auxiliary hydraulic motor is A feeder hydraulic motor for driving the feeder, and the auxiliary control valve means includes a feeder control valve means for controlling the direction and flow rate of the pressure oil supplied to the feeder hydraulic motor; Control valve means is provided in the second valve group.
[0009]
(3) In the above (1) or (2), and preferably, the auxiliary control valve means controls a flow rate of pressure oil supplied from the second hydraulic pump to a corresponding hydraulic motor. And pressure compensation means for holding the differential pressure across the flow control valve at a predetermined value.
During the crushing operation, the pressure oil from the second hydraulic pump is supplied to the auxiliary hydraulic motor via the auxiliary control valve means, and therefore when the auxiliary hydraulic motor operates simultaneously, the hydraulic oil is supplied. Must be properly distributed. In the present invention, the differential pressure across each flow control valve that controls the flow rate of the pressure oil supplied to each hydraulic motor is held at a predetermined value by the pressure compensation means, so that regardless of the load of each hydraulic motor. According to the opening degree of each flow control valve, the pressure oil can be distributed appropriately and reliably to each hydraulic motor. Therefore, the auxiliary machine can be operated at a desired speed according to the operation of the flow control valve.
[0010]
(4) In the above (3), more preferably, the maximum load pressure among the loads of the discharge pressure detecting means for detecting the discharge pressure of the second hydraulic pump and all the equipment hydraulic motors other than the crushing hydraulic motor. And the pump control means detects the discharge pressure of the second hydraulic pump according to the detection results of the discharge pressure detection means and the maximum load pressure detection means. Load sensing control means for holding the pressure higher than the load pressure by a predetermined value is provided.
As a result, the discharge pressure from the second hydraulic pump is always held so as to be higher by a predetermined value than the maximum load pressure of all equipment hydraulic motors other than the crushing hydraulic motor such as the conveyor hydraulic motor. The pressure is controlled to be a minimum pressure necessary for driving the motor. Accordingly, since the discharge flow rate of the second hydraulic pump increases more than necessary and the horsepower of the prime mover is not wasted, further energy saving can be achieved.
[0011]
(5) In the above (1) or (2), preferably, the pump control means is arranged such that when at least one of the auxiliary hydraulic motors is driven, the auxiliary hydraulic motor to be driven is driven. Flow restriction means for restricting the discharge flow rate of the second hydraulic pump according to the type and number is provided.
During the crushing operation, the hydraulic oil from the second hydraulic pump is supplied to a plurality of auxiliary hydraulic motors, but it is necessary to drive all of them when driving all or only some of them. The flow rate of pressure oil is very different. Also, when driving one auxiliary machine hydraulic motor, the pressure oil flow rate required for driving differs depending on the type. In the present invention, by restricting the discharge flow rate of the second hydraulic pump by the flow rate restricting means in accordance with the type and number of the auxiliary hydraulic motors to be driven, the discharge flow rate from the second hydraulic pump is changed to the hydraulic pressure at that time. The minimum flow rate required for driving the motor can be kept. As a result, the discharge flow rate of the second hydraulic pump is unnecessarily increased and the horsepower of the prime mover is not wasted, so that further energy saving can be achieved.
[0012]
(6) In the above (1) or (2), preferably, the pump control means is configured such that when at least one of the two traveling hydraulic motors is driven, the first hydraulic pump and the second hydraulic pump When the first and second hydraulic pumps are controlled so that the hydraulic pump has the same torque, and at least one of the auxiliary hydraulic motors is driven, the torque of the first hydraulic pump and the first hydraulic pump Torque adjusting means for controlling the first and second hydraulic pumps is provided so that the total torque of the two hydraulic pumps does not exceed the horsepower of the prime mover.
During the crushing operation, the pressure oil from the first hydraulic pump is supplied to the crushing hydraulic motor, and the pressure oil from the second hydraulic pump is supplied to equipment hydraulic motors other than the crushing hydraulic motor, such as a conveyor hydraulic motor. Is done. Here, as described above, among these hydraulic motors, the load of the crushing hydraulic motor is particularly large, and the flow rate required for driving is large. On the other hand, the flow rate required for other conveyor hydraulic motors is smaller than the flow rate required for driving the crushing hydraulic motor, even when all of them are driven. Therefore, by making the discharge flow rate of the second hydraulic pump equal to or lower than the discharge flow rate of the first hydraulic pump by the flow distribution adjusting means, the discharge flow rate from the second hydraulic pump is the minimum necessary for driving the corresponding hydraulic motor for equipment. In addition, the discharge flow rate of the first hydraulic pump can be increased so as to ensure a strong drive of the crushing hydraulic motor. Thereby, since the horsepower distribution of the prime mover can be further optimized, further energy saving can be achieved.
On the other hand, during traveling, the pressure oil from the first hydraulic pump is supplied to one of the two traveling hydraulic motors, and the pressure oil from the second hydraulic pump is supplied to the other of the two traveling hydraulic motors. . In this case, since the first hydraulic pump and the second hydraulic pump are controlled to have the same discharge flow rate by the flow distribution adjusting means, it is possible to ensure straight travel performance.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present embodiment will be described with reference to the drawings.
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to the present embodiment, and FIG. 2 is a side view showing the overall structure of the self-propelled crusher to which this hydraulic drive device is applied. FIG. 3 is a side view showing the internal structure with a part of the side members in FIG. 2 removed, and FIG. 4 is a diagram showing an operating state during the crushing operation.
[0014]
2 to 4, the self-propelled crusher 1 is roughly a hopper into which rocks, construction waste materials, etc. (grass) 5 </ b> A, which are objects to be crushed, are charged by a working tool such as a bucket of a hydraulic excavator. 2. A jaw crusher 3 as a crushing device for crushing a glass 5A having a substantially V-shaped side cross section into a predetermined size, a feeder 4 for guiding the glass 5A introduced from the hopper 2 to the jaw crusher 3, A conveyor 6 that transports the glass 5B that has been crushed and reduced by the jaw crusher 3 to the front of the crusher 1, and a magnetic material included in the glass 5B that is provided above the conveyor 6 and that is being transported on the conveyor 6 is magnetically A crusher body 8 equipped with a magnetic separator 7 for suction removal, and left and right crawler tracks 9L, 9R provided as traveling means provided below the crusher body 8 (however, only the left side as viewed from the driver's seat 17 is shown) And an undercarriage 10 provided with.
[0015]
The jaw crusher 3 is installed on a frame 11 provided in the crusher main body 8 as a connection portion with the lower traveling body 10, and as shown in FIG. 4, a driving force generated by a hydraulic motor 24 (described later). Thus, the moving tooth 3a is swung back and forth with respect to the fixed tooth 3b, and the supplied glass 5A is crushed into a predetermined size.
The feeder 4 is known in the art to reciprocate the base 12 in a substantially horizontal direction by a driving force generated by a base 12 that is provided below the hopper 2 and on which a glass 5A inserted into the hopper 2 is placed and a hydraulic motor 23 (described later). The base drive mechanism 13 is provided. The conveyor 6 drives the belt 14 by a hydraulic motor 25 (same as above), and thereby conveys the glass 5 </ b> B that has fallen onto the belt 14 from the jaw crusher 3.
The magnetic separator 7 drives a belt 15 disposed above the belt 14 of the conveyor 6 so as to be substantially orthogonal to the belt 14 around a magnetic force generation means (not shown) by a hydraulic motor 26 (same as above). After the magnetic force from the generating means acts on the belt 15 to attract the magnetic material to the belt 15, the magnetic material is conveyed in a direction substantially orthogonal to the belt 14 of the conveyor 6 and dropped to the side of the belt 14. Yes.
The crawler belts 9L and 9R are respectively spanned between drive wheels 16L and 16R (only the left side is shown) provided on the lower traveling body 10 and idlers 18L and 18R (same as above). The crusher 1 is caused to travel by being provided with driving force by left and right hydraulic motors 28L, 28R (shown only in FIG. 1) for traveling.
An operator's driver's seat 17 is provided on the crusher main body 8, and an operation panel 38 (see FIG. 5, which will be described later) is installed in the driver's seat 17.
[0016]
At the time of the crushing operation, as shown in FIG. 4, the glass 5A introduced into the hopper 2 is guided to the jaw crusher 3 by the feeder 4 below the hopper 2 and crushed to a predetermined size, and then crushed. The magnetic material 5B falls from the space below the jaw crusher 3 onto the conveyor 6 and is transported, and the magnetic material mixed in the glass 5B by the magnetic separator 7 during the transportation (for example, a piece of rebar mixed in the concrete glass). Is removed, and finally it is carried out from the front part of the crusher 1 as a crushed material having almost the same size.
[0017]
The hydraulic drive device shown in FIG. 1 is provided in the self-propelled crusher 1, and includes an engine 19 as a prime mover, and a variable displacement first hydraulic pump 20 and a second driven by the engine 19. Similarly, the hydraulic pump 21, a fixed displacement pilot pump 22 driven by the engine 19, and six hydraulic motors 23 and 24 to which pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps 20 and 21, respectively, is supplied. , 25, 26, 28L, 28R and four control valves 29, 30, 31, for controlling the direction and flow rate of the pressure oil supplied from the first and second hydraulic pumps 20, 21 to the hydraulic motors 23-28. 32 and the left and right traveling control valves 30 and 31 (described later) are respectively switched using the pilot pressure generated by the pilot pump 22. A regulator as a pump control means for adjusting the discharge flow rate of the first and second hydraulic pumps 20 and 21 through the control pressure based on the pilot pressure generated by the right traveling operation lever devices 33 and 34 and the pilot pump 22 104, 105 and the operation panel 38 for inputting an instruction to start / stop the jaw crusher 3, the feeder 4, the conveyor 6 and the magnetic separator 7 provided in the driver's seat 17 of the crusher body. ing.
[0018]
The six hydraulic motors 23 to 28 are the feeder hydraulic motor 23 that generates the driving force for the feeder 4 operation, the crushing hydraulic motor 24 that generates the driving force for the jaw crusher 3 operation, and the drive for the conveyor 6 operation. The conveyor hydraulic motor 25 generating force, the magnetic separator hydraulic motor 26 generating driving force for operating the magnetic separator 7, and the left / right traveling generating driving force to the left and right crawler belts 9L, 9R The hydraulic motors 28L and 28R are formed.
[0019]
The control valves 29 to 32 are all center bypass type switching valves, and the crushing control valve 29 connected to the crushing hydraulic motor 24 and the left running control valve 30 connected to the left running hydraulic motor 28L. The right travel control valve 31 connected to the right travel hydraulic motor 28R, the feeder hydraulic motor 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the auxiliary control valve 32 connected to the magnetic separator hydraulic motor 26; Formed from.
[0020]
At this time, throttles 100 and 101 are respectively provided on the pipes 109 and 110 connecting the control valve 30 and the control valve 32 and the tank 69, and these throttles 100 and 101 are provided upstream of these throttles 100 and 101. Are provided with pressure sensors 102 and 103 for detecting the pressures (negative control pressures P1 ′ and P2 ′) generated by Here, as described above, the control valves 29 to 32 are center bypass type valves, and the flow rate flowing through the center bypass pipe varies depending on the operation amount of each control valve 29 to 32. When the control valves 29 to 32 are neutral, that is, when the required flow rate to the hydraulic pumps 20 and 21 is small, most of the hydraulic oil discharged from the first hydraulic pump 20 and the second hydraulic pump 21 is the pipe line 109. , 110, the negative control pressures P1 ′ and P2 ′ increase. On the contrary, when each control valve 29-32 is operated and opened, that is, when the required flow rate to the hydraulic pumps 20 and 21 is large, the flow rate flowing through the pipes 109 and 110 flows to the actuator side. Since it is reduced by the flow rate, the negative control pressures P1 ′ and P2 ′ are lowered. In the present embodiment, as will be described later, the inclination of the swash plates 20A, 21A of the first and second hydraulic pumps 20, 21 is based on the fluctuations in the negative control pressures P1 ', P2' detected by the pressure sensors 102, 103. The turning angle is controlled (details will be described later).
[0021]
Of the first and second hydraulic pumps 20, 21, the first hydraulic pump 20 is pressurized oil supplied to the crushing hydraulic motor 24 and the left traveling motor 28 </ b> L via the crushing control valve 29 and the left traveling control valve 30. Is to be discharged. At this time, the crushing control valve 29 and the left traveling control valve 30 are connected in parallel to each other.
On the other hand, the second hydraulic pump 21 supplies the right traveling motor 28R, the feeder hydraulic motor 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the magnetic separator hydraulic motor 26 via the right traveling control valve 31 and the accessory control valve 32. The pressure oil is discharged. At this time, the accessory control valve 32 and the right traveling control valve 31 are connected in parallel to each other.
[0022]
Here, regarding the supply of pressure oil from the second hydraulic pump 21 to the feeder hydraulic motor 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the magnetic separator hydraulic motor 26 through the auxiliary control valve 32, the hydraulic motors 23, 25, Three solenoid control valves 39, 40, and 41 for controlling the flow rate of the pressure oil supplied to 26 are provided, and these are connected in parallel to each other. Correspondingly, pressure compensating valves 42, 43 and 44 (described later) are provided, respectively.
Solenoid control valves 39, 40, and 41 are valves driven by drive signals Sm, Sco, and Sf (described later) from the controller 90, respectively, and the flow rates of the pressure oil supplied to the hydraulic motors 23, 25, and 26 are opened. Variable apertures 39A, 40A, and 41A that are controlled according to the above are provided. These solenoid control valves 39, 40, 41 are switched to the communication position (the lower position in FIG. 1) when the drive signals Sm, Sco, Sf are turned on, respectively, and the auxiliary hydraulic control valve 32 and the introduction are introduced from the second hydraulic pump 21. The pressure oil guided through the pipe line 53 is supplied to the corresponding hydraulic motors 23, 25, and 26, respectively, to drive them. When the drive signals Sm, Sco, Sf are turned off, the springs 39B, 40B, 41B return to the shut-off position (upper position in FIG. 1) by the restoring force, respectively, and the second hydraulic pressure to the corresponding hydraulic motors 23, 25, 26 is obtained. The hydraulic oil supply from the pump 21 is cut off, and the hydraulic motors 23, 25, and 26 are connected to the outlet conduit 54 to stop driving the hydraulic motors 23, 25, and 26.
Further, load detection lines 45, 46, and 48 for detecting the load pressure of the hydraulic motors 23, 25, and 26 are connected to the downstream sides of the variable throttles 39A, 40A, and 41A of the solenoid control valves 39, 40, and 41, respectively. Has been. Among them, the load detection pipelines 46 and 48 are further connected to the load detection pipeline 50 via the shuttle valve 49, and the high-pressure side load pressure selected via the shuttle valve 49 is guided to the load detection pipeline 50. It is like that. The load detection line 50 and the load detection line 45 are connected to the maximum load detection line 52 via the shuttle valve 51, and the load pressure on the high pressure side selected by the shuttle valve 51 is the maximum load pressure. The detection pipe 52 is guided.
On the other hand, the load pressure detected by the load detection pipes 45, 46, 48 is transmitted to one side of the corresponding pressure compensation valves 42, 43, 44 as the outlet pressure of each solenoid control valve 39, 40, 41. The pressure on the upstream side of the solenoid control valves 39, 40, 41 is guided to the other side of the pressure compensation valves 42, 43, 44, whereby the pressure compensation valves 42, 43, 44 are connected to the solenoid control valves 39, 40. , 41 in response to the differential pressure across the throttles 39A, 40A, 41A, pressure oil is supplied from the accessory control valve 32 to the feeder hydraulic motor 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the magnetic separator hydraulic motor 26. Regardless of changes in the pressure in the introduction pipe 53 and the load pressure of the hydraulic motors 23, 25, 26, the differential pressure across the variable throttles 39A, 40A, 41A is kept constant, and the solenoid control valves 39, 40 are maintained. , 41 can be supplied to a corresponding hydraulic motor at a flow rate corresponding to the opening degree.
In addition, a pressure control valve is provided in a pipe 55 that directly connects the introduction pipe 53 and the outlet pipe 54 that guides the pressure oil discharged from the hydraulic motors 23, 25, and 26 to the auxiliary machine control valve 32. 56 is provided. The maximum load pressure is guided to one side of the pressure control valve 56 via the above-described maximum load detection pipeline 52, and the pressure in the upstream pipeline 55 is connected to the other side of the pressure control valve 56. Has been led. Thereby, the pressure control valve 56 makes the pressure in the downstream pipe line 55 higher than the maximum load pressure by the set pressure by the spring.
[0023]
The crushing control valve 29, the left / right traveling control valves 30, 31, and the accessory control valve 32 are pilot operation valves that are operated using the pilot pressure generated by the pilot pump 22.
In the crushing control valve 29, the pilot pressure from the pilot pump 22 is guided to the driving portions 29a and 29b via the pilot pipe lines 58 and 59, respectively. These pilot pipes 58 and 59 are provided with a solenoid control valve 60 driven by a drive signal Scr from the controller 90. The solenoid control valve 60 is switched in accordance with the input of the drive signal Scr so as to guide the pilot pressure to the pilot lines 58 and 59. That is, when the drive signal Scr is turned ON, the solenoid control valve 60 is switched to the right side position (or left side position) in FIG. 1, which is the communication position, and the pilot pressure from the pilot pump 22 is changed to the pilot line 58 (or 59). 1 to the drive unit 29a (or 29b), whereby the crushing control valve 29 is switched to the upper position (or lower position) in FIG. 1, and the crushing hydraulic motor 24 is driven in the forward direction (or the reverse direction). Is done. When the drive signal Scr is turned OFF, the solenoid control valve 60 is in the neutral position, shuts off the pilot pressure from the control valve 22, connects the pilot lines 58 and 59 to the tank 69, and makes these pressures equal to the tank pressure. To do. Thereby, the crushing control valve 29 is returned to the neutral position, and the crushing hydraulic motor 24 is stopped.
The left and right traveling control valves 30 and 31 are operated by a pilot pressure generated by the pilot pump 22 and reduced to a predetermined pressure by the operation lever devices 33 and 34. That is, the operation lever devices 33 and 34 include operation levers 33a and 34a and pressure reducing valves 33b and 34b that output pilot pressures corresponding to the operation amounts of the operation levers 33a and 34a. When the operation lever 33a of the operation lever device 33 is operated in the direction a (or the opposite direction) in FIG. 1, the pilot pressure is driven through the pilot line 61 (or 62) to the drive unit 30a (or the left travel control valve 30). 30b), whereby the left travel control valve 30 is switched to the upper position (or lower position) in FIG. 1, and the left travel hydraulic motor 28L is driven in the forward direction (or the reverse direction). Similarly, when the operation lever 34a of the operation lever device 34 is operated in the direction b in FIG. 1 (or the opposite direction), the pilot pressure is guided to the drive portion 31a (or 31b) of the right travel control valve 31 as shown in FIG. It is switched to the middle upper position (or lower position), and the right traveling hydraulic motor 28R is driven in the forward direction (or the reverse direction).
In addition, a solenoid control valve 64 that is switched by a drive signal St (described later) from the controller 90 is provided in the pilot introduction pipe line 63 that guides the pilot pressure from the pilot pump 22 to the operation lever devices 33 and 34. That is, the solenoid control valve 64 is switched to the communication position (right side position in FIG. 1) when the drive signal St is turned on, and guides the pilot pressure from the pilot pump 22 to the operation lever devices 33 and 34 via the introduction pipe line 63. The operation of the travel control valves 30 and 31 by the operation lever devices 33 and 34 is made possible. On the other hand, when the drive signal St is turned OFF, the solenoid control valve 64 returns to the shut-off position (left side position in FIG. 1) by the restoring force of the spring 64A, shuts off the pilot pressure from the pilot pump 22 and operates the control lever device 33, The operation of the travel control valves 30 and 31 by 34 is made impossible.
In the auxiliary control valve 32, the pilot pressure from the pilot pump 22 is guided to the driving portions 32a and 32b via the pilot pipe lines 65 and 66, respectively. Similar to the pilot lines 58 and 59 of the crushing control valve 29, these pilot lines 65 and 66 are provided with solenoid control valves 68 that are switched by a drive signal Sl (described later) from the controller 90. That is, the solenoid control valve 68 is switched to the communication position (right side position in FIG. 1) when the drive signal Sl is turned ON, and the pilot pressure from the pilot pump 22 is guided to the drive unit 32a via the pilot line 65, thereby compensating. The machine control valve 32 is switched to the communication position (left side position in FIG. 1), and the feed hydraulic line 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the magnetic separator hydraulic motor 26 are introduced into the introduction line 53 for introducing pressure oil. 2 Supply pressure oil from the hydraulic pump 21. When the drive signal Sl is turned off, the solenoid control valve 68 returns to the left position in FIG. 1 by the restoring force of the spring 68A, shuts off the pilot pressure from the control valve 22, and connects the pilot lines 65 and 66 to the tank 69. Connect and make their pressure equal to the tank pressure. As a result, the accessory control valve 32 returns to the neutral position.
[0024]
The regulators 104 and 105 include cylinders 35 and 36 for input torque limit control and cylinders 107 and 109 for negative control.
These cylinders 35, 36, 107, and 109 are respectively provided with pistons 35A, 36A, 107A, and 109A. When the pistons 35A, 36A, 107A, and 109A move to the right in FIG. 1, the first and second hydraulic pumps. The tilt angles (that is, the pump displacement volume) of the swash plates 20A and 21A of the hydraulic pumps 20 and 21 are changed so that the discharge flow rates from the pumps 20 and 21 are reduced, and the pistons 35A, 36A, 107A, and 109A are When the swash plate is moved in the direction, the tilt angles of the swash plates 20A and 21A are changed so that the discharge flow rates from the first and second hydraulic pumps 20 and 21 increase. Further, the control pressure based on the pilot pressure from the pilot pump 22 is guided to the bottom side of the cylinders 35, 36, 107, and 109 via the pilot pipe lines 70a, 71a, 70b, 71b, and this control pressure is high. When the pistons 35A, 36A, 107A, 109A move to the right in FIG. 1, the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 20, 21 decrease, and when the control pressure is low, the pistons 35A, 36A, 107A, 109A moves to the left in FIG. 1 to increase the discharge flow rate.
At this time, pilot pipes 70a, 71a, 70b, 71b from the pilot pump 22 to the cylinders 35, 36, 107, 109 are respectively driven by drive signals S1, S2, S3, S4 (described later) from the controller 90. Solenoid control valves 72, 73, 106, and 108 are provided, and these solenoid control valves 72, 73, 106, and 108 are connected to pilot lines 70a, 70a, and 70c according to the output current values of the drive signals S1, S2, S3, and S4. 71a, 70b, 71b is made to communicate. That is, the solenoid control valves 72, 73, 106, 108 are supplied to the cylinders 35, 36, 107, 109 by connecting the pilot pipes 70 a, 71 a, 70 b, 71 b with a larger opening as the output current value is larger. When the control pressure is increased and the output current value becomes zero, the pilot pipelines 70a, 71a, 70b, 71b are shut off and the control pressure supplied to the cylinders 35, 36, 107, 109 is made zero. .
[0025]
For the solenoid control valves 72 and 73 related to the input torque limit control cylinders 35 and 36, the controller 90 has high discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 20 and 21, as will be described later. The output current values of the drive signals S1 and S2 are increased as the time increases. As a result, the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 20, 21 are limited as the discharge pressures P1, P2 of the first and second hydraulic pumps 20, 21 increase, and the first and second hydraulic pumps 20, 21 The tilt of the swash plates 20A and 21A is controlled so that the load of 21 does not exceed the output torque of the engine 19 (known input torque limit control). In the present embodiment, the flow restriction control is further performed based on the operation signal from the operation panel 38 with respect to the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 20 and 21 by the input torque restriction control. This will be described in detail later.
[0026]
On the other hand, the solenoid control valves 107 and 109 related to the negative control cylinders 106 and 108 are controlled as follows.
That is, when the negative control pressures P1 and P2 detected by the pressure sensors 102 and 103 are high, the controller 90 decreases the output current values of the drive signals S3 and S4 for the solenoid control valves 106 and 108 as described later. Conversely, when the negative control pressures P1 and P2 are low, the output current value to the solenoid control valves 106 and 108 is increased. As a result, the smaller the required flow rate to the first and second hydraulic pumps 20, 21, the smaller the discharge flow rate of the first and second hydraulic pumps 20, 21 and the required flow rate to the first and second hydraulic pumps 20, 21. So-called negative control is performed to increase the discharge flow rate of the first and second hydraulic pumps 20 and 21 as the amount increases.
[0027]
The discharge lines of the three hydraulic pumps 20, 21, 22 are each provided with a relief valve (not shown), and the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 20, 21 are the discharge lines. Are detected by pressure sensors 78 and 79 provided on the pipes branched from each other, and this detection signal is input to the controller 90.
[0028]
FIG. 5 shows a detailed structure of the operation panel 38. “Interlocking mode” for starting and stopping the jaw crusher 3, the feeder 4, the conveyor 6 and the magnetic separator 7 in association with each other and their start and stop A dial-type mode selection switch 80 capable of selecting a “single-action mode” for performing the stop independently of each other and a “traveling mode” for causing the crusher 1 to travel, and the mode selection switch 80 for single-acting A dial-type device selection switch 81 that selects a device to be started / stopped when a mode is selected, and a start button 82 that can be used in common regardless of which mode selection switch 80 or device selection switch 81 is selected. And a stop button 83.
[0029]
FIG. 6 is a block diagram showing the function of the controller 90. The discharge pressures P1, P2 of the first and second hydraulic pumps 20, 21 detected by the pressure sensors 78, 79 and the operation signals from the operation panel 38 (described later). ) To generate the drive signals Sm, Sco, Sf, Scr, Sl, St based on an operation signal (described later) from the pump control unit 90a that performs the input torque limit control and the flow rate limit control according to Device control unit 90b that outputs to solenoid control valves 39, 40, 41, 60, 64, and 68, and negative control unit 90c that performs negative control according to negative control pressures P1 'and P2' detected by pressure sensors 102 and 103 And.
[0030]
First, control functions executed by the device control unit 90b will be described. The control contents are as follows according to the selection by the mode selection switch 80 on the operation panel.
That is, when “traveling mode” is selected by the mode selection switch 80 on the operation panel, the drive signals Sf, Scr, Sco, Sm of the solenoid control valves 41, 60, 40, 39 are sequentially turned OFF to turn the feeder 4, After the jaw crusher 3, the conveyor 6 and the magnetic separator 7 are sequentially stopped, the drive signal Sl of the solenoid control valve 68 is turned off to return the auxiliary control valve 32 to the neutral position, the feeder hydraulic motor 23, the conveyor The hydraulic motor 25 and the magnetic separator hydraulic motor 26 cannot be driven. Then, the drive signal St of the solenoid control valve 64 is turned ON to switch to the communication position, and the travel control valves 30, 31 can be operated by the operation lever devices 33, 34.
[0031]
When the “single action mode” is selected by the mode selection switch 80 on the operation panel, the drive signal St of the solenoid control valve 64 is turned off to return to the shut-off position, and the travel control valve by the operation lever devices 33 and 34 is used. 30 and 31 cannot be operated. Further, the drive signal Sl of the solenoid control valve 68 is turned ON to switch the auxiliary control valve 32, and the pressure oil from the second hydraulic pump 21 is supplied to the introduction line 53. Thereafter, when any one of the jaw crusher, feeder, conveyor, and magnetic separator is selected by the device selection switch 81 of the operation panel 38 and the start button 82 is turned on, the solenoid control valves 60, 41, 40 are correspondingly operated. 39, the drive signals Scr, Sf, Sco, Sm are turned on, the corresponding hydraulic motors 24, 23, 25, 26 are driven to start each device. On the other hand, when the stop button 83 is turned ON, the drive signals Scr, Sf, Sco, Sm of the solenoid control valves 60, 41, 40, 39 are turned OFF corresponding to the selection of the device selection switch 81 at that time, The corresponding hydraulic motors 24, 23, 25, and 26 are stopped, and each device is stopped.
[0032]
When the “interlocking mode” is selected by the mode selection switch 80 on the operation panel, the drive signal S1 of the solenoid control valve 68 is turned ON and the pressure oil from the second hydraulic pump 21 is supplied to the introduction conduit 53 as described above. After the supply, the drive signals Sm, Sco, Scr, Sf of the solenoid control valves 39, 40, 60, 41 are sequentially turned on in this order to turn on the magnetic selector hydraulic motor 26, the conveyor hydraulic motor 25, and the crushing hydraulic motor 24. The feeder hydraulic motor 23 is sequentially driven, and all devices are started in the order of the magnetic separator 7, the conveyor 6, the jaw crusher 3, and the feeder 4. On the other hand, when the stop button 83 is turned on, on the contrary, the drive signals Sf, Scr, Sco, Sm of the solenoid control valves 41, 60, 40, 39 are sequentially turned off in this order, and the feeder 4, jaws The crusher 3, the conveyor 6, and the magnetic separator 7 are sequentially stopped in this order.
[0033]
Further, the negative control unit 90c includes function generators 90c1 and 90c2, and these function generators 90c1 and 90c2 detect the negative control pressures P1 ′ and P2 ′ detected by the pressure sensors 102 and 103 based on the illustrated table. In response, drive signals S3 and S4 to the solenoid control valves 106 and 108 are generated.
[0034]
Next, the contents of control by the pump control unit 90a, which is the main part of the present embodiment, will be described with reference to FIGS. FIG. 7 is a block diagram showing the function of the pump control unit 90a. FIGS. 8 and 9A to 9F show the first and second hydraulic pumps realized as a result of control by the pump control unit 90a. It is a PQ diagram which shows the example of the pressure-flow rate characteristic.
[0035]
In FIG. 7, the pump controller 90 a receives switch discharge pressures P 1 and P 2 detected by the pressure sensors 78 and 79, and switches 90 a 1 and 90 a 2 that are switched according to the selection by the mode selection switch 80 on the operation panel 38. The pump discharge pressure P2 is input, the switch portions 90a3, 90a4, 90a5 that are switched according to the selection by the mode selection switch 80 and the device selection switch 81 of the operation panel 38, and the pump discharge pressure P1 or P2 are input, and the solenoid control valve Function generators 90a6, 90a7, 90a8, 90a9, 90a10, 90a11, 90a12, 90a13, a maximum value selector 90a14, an adder 90a15, and a subtractor 90a16 that generate solenoid drive signals S1 or S2 for driving 72 or 73 And.
[0036]
When the “travel mode” is selected by the mode selection switch 80 of the operation panel 38, the switch unit 90a1 switches to the upper position in FIG. 7 and changes the first hydraulic pump discharge pressure P1 from the pressure sensor 78 to a function generator. Lead to 90a6. The function generator 90a6 generates a solenoid drive signal S1 from the pump discharge pressure P1 based on the illustrated table in which the output current value increases as the discharge pressure P1 increases. As a result, the input torque limiting control for limiting the first hydraulic pump discharge flow rate Q1 as the pump discharge pressure P1 rises, which is represented by the curve a in FIG. 8, is executed. On the other hand, when “single-action mode” or “interlocking mode” is selected by the mode selection switch 80 of the operation panel 38, the switch portion 90a1 is switched to the lower position in FIG. The discharge pressure P1 is led to the function generator 90a7. The function generator 90a7 generates a solenoid drive signal S1 from the pump discharge pressure P1 based on the table shown in the drawing, and thereby performs the input torque limiting control represented by the curve a in FIG. It is supposed to run.
[0037]
When the “traveling mode” is selected by the mode selection switch 80 of the operation panel 38, the switch 90a2 switches to the upper position in FIG. 7 and changes the second hydraulic pump discharge pressure P2 from the pressure sensor 79 to a function generator. Lead to 90a8. The function generator 90a8 generates a solenoid drive signal S2 from the pump discharge pressure P2 based on the illustrated table in which the output current value increases as the discharge pressure P2 increases. At this time, the table of the function generator 90a8 has almost the same curve as the table of the function generator 90a6, so that the pump discharge pressure P2 as shown by the curve a in FIG. Therefore, the input torque limiting control for limiting the maximum value of the second hydraulic pump discharge flow rate Q2 to a small value is executed.
On the other hand, when “single-action mode” or “interlocking mode” is selected by the mode selection switch 80 of the operation panel 38, the switch section 90a2 is switched to the lower position in FIG. The pump discharge pressure P2 is led to the function generator 90a9. The function generator 90a9 generates a solenoid drive signal S2 from the pump discharge pressure P2 based on the illustrated table. At this time, the drive signal S2 from the function generator 90a9 corresponds to the characteristic line of curve C in FIG.
Here, the function generators 90a11, 90a12, and 90a13 are provided corresponding to the operations of the feeder, the magnetic separator, and the conveyor, respectively, and are always S2 = S2f regardless of the value of the pump discharge pressure P2 based on the illustrated table. , S2m and S2c are output. At this time, the corresponding switch units 90a3, 90a4, 90a5 are switched to the conductive positions when the operation signal from the operation panel 38 instructs the start of the feeder, magnetic separator, and conveyor. That is, the switch unit 90a3 is turned on when the “single-action mode” is selected by the mode selection switch 80 of the operation panel 38 and the “feeder” is selected by the device selection switch 81, and the switch unit 90a4 is operated by the mode selection switch. When “single-action mode” is selected at 80 and “magnetic separator” is selected at the device selection switch 81, the switch 90a5 is turned on, and the “single-action mode” is selected at the mode selection switch 80 and the device is selected. Conduction occurs when “conveyor” is selected by the switch 81. When the “interlocking mode” is selected by the mode selection switch 80, all these switch portions 90a3, 90a4, 90a5 are switched to the conductive position.
Further, the function generator 90a10 is configured to output a drive signal that always satisfies S2 = S2o regardless of the value of the pump discharge pressure P2 based on the illustrated table. At this time, the value of S2o has a relationship of S2o> S2f + S2m + S2c (shown by a broken line).
[0038]
The drive signals S2f, S2m, and S2c output from the function generators 90a11, 90a12, and 90a13 are added by the adder 90a15, and then subtracted from the drive signal S2o from the function generator 90a10 by the subtractor 90a16. Thereafter, the maximum value selection unit 90 a 13 selects the larger one of the drive signals from the function generator 90 a 9 and outputs it to the solenoid control valve 73. FIGS. 9A to 9E are PQ diagrams showing the pressure-flow rate characteristics of the second hydraulic pump, which are realized in a form that further restricts the result curve c of the above functions. That is, the straight line d in FIG. 9 (a), the straight line o in FIG. 9 (b), and the straight line in FIG. 9 (c) are the second hydraulic pressure when the feeder, magnetic separator, and conveyor are each driven independently. It is a pressure-flow rate characteristic of the pump, and a straight line in FIG. 9D is a pressure-flow rate characteristic when the magnetic separator and the conveyor are driven, and a straight line in FIG. 9E is a feeder, This is a pressure-flow rate characteristic when all of the magnetic separator and the conveyor are driven. As shown in FIGS. 9 (a) to 9 (e), the discharge flow rate of the second hydraulic pump is further limited by the input torque limit control indicated by the curve C according to the number and type of each driven device. It has become. As shown by the straight line in FIG. 9 (e), even when all of the feeder, the magnetic separator, and the conveyor are driven, the flow rate indicated by the curve C in the region where the pump discharge pressure P2 is relatively small. The flow rate is controlled to be lower.
[0039]
In the above, the jaw crusher 3, the feeder 4, the conveyor 6, and the magnetic separator 7 constitute a plurality of devices, and the crushing hydraulic motor 24, the feeder hydraulic motor 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the like that drive these devices, The magnetic separator hydraulic motor 26 constitutes a plurality of equipment hydraulic motors.
The control valves 29 and 30 constitute a first valve group that is connected only to the discharge line of the first hydraulic pump. Among them, the crushing control valve 29 is connected to the crushing hydraulic motor from the first hydraulic pump. Crushing control valve means for controlling the direction and flow rate of the pressure oil supplied to the left side, and the direction and flow rate of the pressure oil supplied from the first hydraulic pump to the one traveling hydraulic motor by the left traveling control valve 30 One travel control valve means for controlling the vehicle is configured.
The control valves 31, 32, solenoid control valves 39, 40, 41, and pressure compensation valves 42, 43, 44 constitute a second valve group that is connected only to the discharge line of the second hydraulic pump. The right travel control valve 31 constitutes the other travel control valve means for controlling the direction and flow rate of the pressure oil supplied from the second hydraulic pump to the other travel hydraulic motor. Further, the control valve 32, the solenoid control valves 39, 40, 41 and the pressure compensation valves 42, 43, 44 are for auxiliary machines that control the direction and flow rate of the pressure oil supplied from the second hydraulic pump to the auxiliary hydraulic motor. Feeder control that constitutes control valve means, among which the control valve 32, solenoid control valve 41, and pressure compensation valve 44 control the direction and flow rate of pressure oil supplied from the second hydraulic pump to the feeder hydraulic motor. Constitutes valve means; At this time, the solenoid control valves 39, 40, 41 constitute a flow control valve for controlling the flow rate of the pressure oil supplied from the second hydraulic pump to the corresponding hydraulic motor, and the pressure compensation valves 42, 43, 44 The pressure compensation means is configured to maintain the differential pressure across the flow control valve at a predetermined value.
Of the functions of the pump control unit 90a of the controller 90, when the switch units 90a1 and 90a2 and the function generators 90a6 to 90a9 are driven by at least one of the two traveling hydraulic motors, the first hydraulic pump And the second hydraulic pump are controlled to have the same torque, and when at least one of the auxiliary hydraulic motors is driven, the torque of the first hydraulic pump Torque adjusting means for controlling the first and second hydraulic pumps is configured so that the total torque of the second hydraulic pumps does not exceed the horsepower of the prime mover. Further, when at least one of the switch units 90a3, 90a4, 90a5, the function generators 90a10 to 90a13, the adder 90a15, and the subtractor 90a16 is driven among all the device hydraulic motors other than the crushing hydraulic motor, A flow rate limiting means for limiting the discharge flow rate of the second hydraulic pump is configured according to the type and number of the hydraulic motors for equipment to be driven.
[0040]
The operation and action of the present embodiment configured as described above will be described below in several cases while following an example of an operator's operation.
[0041]
(1) Crushing work
At the time of crushing work, all devices are started by the interlock mode or the single action mode.
[0042]
When starting all the devices in the interlock mode, the operator sets the mode selection switch 80 of the operation panel 38 to “interlock” and presses the start button 82. Thereby, the magnetic separator 7, the conveyor 6, the jaw crusher 3, and the feeder 4 can be sequentially started.
When starting all the devices in the single action mode, the operator sets the mode selection switch 80 of the operation panel 38 to “single action” and then presses the start button 82 in accordance with the device to be started up of the equipment selection switch 81. This procedure is performed in the order of the magnetic separator 7, the conveyor 6, the jaw crusher 3, and the feeder 4. Thereby, like the above, it can be started in order of magnetic separator 7, conveyor 6, jaw crusher 3, and feeder 4.
[0043]
During such a crushing operation, the crushing hydraulic motor 24 has the largest load on the crushing hydraulic motor 24, the feeder hydraulic motor 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the magnetic separator hydraulic motor 26, and fluctuations thereof. The crushing hydraulic motor 24 is the largest. On the other hand, the loads of the other feeder hydraulic motor 23, conveyor hydraulic motor 25, and magnetic separator hydraulic motor 26 are considerably smaller than those of the crushing hydraulic motor 24, and their fluctuations are small.
Here, in this embodiment, during the crushing operation, pressure oil from the second hydraulic motor 21 is supplied to the control valve 32 and the solenoid valve 39 to the magnetic separator motor 26, the conveyor motor 25, and the feeder motor 23. , 40, 41, and the hydraulic oil for crushing 24 is supplied with pressure oil from the first hydraulic motor 20 via the control valve 29 and driven. Therefore, the discharge pressure of the first hydraulic pump 70 that supplies pressure oil to the crushing hydraulic motor 24 varies greatly due to a large pressure fluctuation of the jaw crusher 3, particularly when the flow rate is large. As for, the fluctuation of the discharge pressure is suppressed to be small without interfering with the output of the first hydraulic pump 70. As a result, it is possible to suppress an increase in the horsepower consumption of the engine 19 compared to the conventional structure in which both of the two hydraulic pumps are affected by the pressure fluctuation of the crushing device and the discharge pressure fluctuates greatly. Can be planned.
At this time, since the pressure oil from the second hydraulic pump 71 is simultaneously supplied to the feeder hydraulic motor 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the magnetic separator hydraulic motor 26, it is necessary to properly distribute the pressure oil. is there. In the present embodiment, the pressure compensation valves 42, 43, 44 set the differential pressure across the flow control valves 39, 40, 41 that control the flow rate of the pressure oil supplied to each hydraulic motor 23, 25, 26 to a predetermined value. Therefore, regardless of the load of each hydraulic motor 23, 25, 26, the hydraulic oil is appropriately and reliably supplied according to the opening degree of each flow control valve 39, 40, 41. , 26 can be distributed. Accordingly, the feeder 4, the conveyor 6, and the magnetic separator 7 can be operated at desired speeds corresponding to the opening amounts of the flow control valves 39, 40, and 41.
[0044]
Further, as described above, since the load of the crushing hydraulic motor 24 is particularly large, the flow rate required for driving is large. On the other hand, the flow rate required for driving the other feeder hydraulic motor 23, conveyor hydraulic motor 25, and magnetic separator hydraulic motor 26 is the same as that for driving the crushing hydraulic motor 24 even when all of them are driven. Less than required flow rate. In the present embodiment, the characteristics of the first hydraulic pump 20 are represented by the curve a in FIG. 8 by switching the switch portions 90a1 and 90a2 of the pump control unit 90a of the controller 90 to the lower position in FIG. As shown in FIG. 8, the characteristic of the second hydraulic pump 21 is slid to the flow rate decreasing side rather than the curve I during traveling, as shown by the curve C in FIG. The discharge flow rate of the second hydraulic pump 21 is set to be equal to or lower than the discharge flow rate of the first hydraulic pump 20. As a result, the discharge flow rate from the second hydraulic pump 21 is kept to the minimum necessary for driving the hydraulic motors 23, 25, and 26, and the discharge flow rate of the first hydraulic pump 20 is ensured by the powerful drive of the crushing hydraulic motor 24. Can be increased as much as possible. Thereby, since the horsepower distribution of the engine 19 can be further optimized, further energy saving can be achieved.
[0045]
Further, the pressure oil from the second hydraulic pump 21 is driven when all or only a part of the feeder hydraulic motor 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the magnetic separator hydraulic motor 26 are driven. As a whole, the flow rate of pressure oil required for driving is greatly different. Also, when driving each hydraulic motor, the pressure oil flow rate required for driving differs depending on the type. In this embodiment, a switch is used when one of the feeder hydraulic motor 23, the magnetic separator hydraulic motor 26, and the conveyor hydraulic motor 25 is driven according to the type and number of hydraulic motors to be driven. When one of the portions 90a3, 90a4, and 90a5 is in a conducting state, the characteristics of the second hydraulic pump 21 are the curves d, o, and k of FIGS. 9 (a), 9 (b), and 9 (c). In addition, when two of the conveyor hydraulic motor 25 and the magnetic separator hydraulic motor 26 are driven, the characteristics of the second hydraulic pump 21 are as follows. When the curve changes as shown by the curve in FIG. 9D and all of the feeder hydraulic motor 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the magnetic separator hydraulic motor 26 are driven, the switch is switched on. Characteristic of the second hydraulic pump 21 by everything turned Ji portion 90a3,90a4,90a5 changes as curve click in FIG 9 (e). In this way, the discharge flow rate allocated to the second hydraulic pump 21 for driving the feeder hydraulic motor 23, the conveyor hydraulic motor 25, and the magnetic separator hydraulic motor 26 as described above using the curve c is further increased. At that time, the flow rate can be limited to the minimum flow rate required to drive the hydraulic motor. As a result, the discharge flow rate of the second hydraulic pump 21 is unnecessarily increased and the horsepower of the engine 19 is not wasted, so that further energy saving can be achieved.
[0046]
(2) Traveling work
At the time of traveling, the operator can operate the operation lever devices 33 and 34 by setting the mode selection switch 80 of the operation panel 38 to “travel”, and the left and right traveling hydraulic motors 28L and 28R are driven to travel. can do. At this time, in the present embodiment, when the switches 90a1 and 90a2 of the pump control unit 90a of the controller 90 are switched to the upper position in FIG. 7, the characteristics of the first hydraulic pump 20 and the characteristics of the second hydraulic pump 21 are as shown in FIG. And the discharge flow rates of the first hydraulic pump 20 and the second hydraulic pump 21 are the same. Thereby, traveling straightness can be ensured.
[0047]
As described above, according to the present embodiment, the discharge pressure greatly varies only by the first hydraulic pump 20 due to the influence of the pressure fluctuation of the jaw crusher 3, and the discharge pressure of the second hydraulic pump 21. Therefore, the increase in the horsepower consumption of the engine 19 is suppressed as compared with the conventional structure in which both the two hydraulic pumps 20 and 21 are affected by the pressure fluctuation of the jaw crusher 3 and the discharge pressure fluctuates greatly. Therefore, energy saving can be achieved. At this time, the structure can be simplified and the cost can be reduced as compared with the conventional structure using a large number of hydraulic pumps.
[0048]
A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. This embodiment is an embodiment in which so-called load sensing control is performed for the second hydraulic pump instead of negative control. Portions common to the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted as appropriate.
[0049]
FIG. 10 is a hydraulic circuit diagram of the hydraulic drive device of the self-propelled crusher according to the present embodiment, FIG. 11 is a block diagram showing the function of the controller 90A, and FIG. 12 is a block diagram showing the function of the pump control unit 90a. FIG. 8 is a diagram corresponding to FIGS. 1, 6, and 7 of the first embodiment.
10, 11, and 12, in the present embodiment, among the magnetic separator hydraulic motor 26, the conveyor hydraulic motor 25, and the feeder hydraulic motor 23 guided to the maximum load outlet line 52. The maximum load pressure PL is detected by the pressure sensor 57, and based on this detection signal, a drive signal S5 (described later) is output from the load sensing control unit 90aL of the pump control unit 90aA. The drive signal S5 drives a solenoid control valve 77 provided in place of the negative control solenoid control valve 108 in the regulator 105A, and a load sensing cylinder 37 provided in place of the negative control cylinder 109. By controlling the control pressure, the drive of the cylinder 37 is controlled.
[0050]
Like the cylinders 35 and 36, the cylinder 37 includes a piston 37A. When the piston 37A moves to the right (or left) in FIG. 1, the discharge flow rate from the second hydraulic pump 21 decreases (increases). The tilt angle of the swash plate 21A of the hydraulic pump 21 is changed. Further, the control pressure from the pilot pump 22 is guided to the bottom side of the cylinder 37 through a pilot pipe line 71b.
The solenoid control valve 77 communicates the pilot line 67 in accordance with the output current value of the drive signal S5 from the load sensing control unit 90aL.
In the load sensing control unit 90aL, first, an actual differential pressure ΔPLS between the second hydraulic pump discharge pressure P2 by the pressure sensor 79 and the maximum load pressure PL by the pressure sensor 57 is calculated by a subtractor 90aL1, and this actual differential pressure ΔPLS is calculated in advance. A subtractor 90aL3 calculates a differential pressure Δ (ΔPLS) from the target differential pressure ΔPo set in the target differential pressure setting unit 90aL2. Thereafter, the control gain setting unit 90aL4 obtains the target tilt change Δθ from the differential pressure Δ (ΔPLS) and the illustrated control gain K, and the target tilt change Δθ is further integrated by the integration element 90aL5 for load sensing. A target pump tilt angle θ for control is obtained. Then, the function generator 90aL6 generates a solenoid drive signal S3 from this θ on the basis of the illustrated table in which the output current value increases as the target tilt angle θ increases. Thereby, load sensing control for controlling the discharge flow rate of the second hydraulic pump 21 is executed so that the pump discharge pressure P2 is maintained at a pressure higher than the maximum load pressure PL by a predetermined value.
[0051]
In the above configuration, the pressure sensor 79 constitutes a discharge pressure detecting means for detecting the discharge pressure of the second hydraulic pump, and includes load detection lines 48, 46, 45, shuttle valves 49, 51, and a maximum load detection line. 52 and the pressure sensor 57 constitute the maximum load pressure detecting means for detecting the maximum load pressure among the loads of all the equipment hydraulic motors other than the crushing hydraulic motor, and the load sensing control unit 90aL includes the discharge pressure detecting means. And a load sensing control means for holding the discharge pressure of the second hydraulic pump at a pressure higher than the maximum load pressure by a predetermined value according to the detection result of the maximum load pressure detection means.
[0052]
According to the present embodiment, the discharge pressure of the second hydraulic pump 21 is maintained at a pressure higher than the maximum load pressure PL by a predetermined value, and the minimum necessary for driving the corresponding hydraulic motors 23, 25, 26. The pressure is controlled to be Accordingly, since the discharge flow rate of the second hydraulic pump 21 is unnecessarily increased and the horsepower of the engine 19 is not wasted, further energy saving can be achieved.
[0053]
In the first and second embodiments, the differential pressure across the solenoid control valves 39, 40, 41 is held at a predetermined value by the pressure compensation valves 42, 43, 44 as pressure compensation means. The flow control valve with a pressure compensation function may be used instead of the solenoid control valves 39, 40, 41. In this case, the same effect is obtained.
[0054]
Moreover, in the said 1st and 2nd embodiment, although it demonstrated taking the case of the crusher provided with the jaw crusher 3 which crushes with the moving tooth 3a and the fixed tooth 3b as a crushing apparatus, it is not restricted to this, Other Crushing apparatus, for example, a rotary crushing apparatus that crushes by rotating a pair of crushing blades attached to a roll-shaped rotating body in opposite directions and sandwiching a glass between the rotating bodies. It can also be applied to a crusher equipped with a so-called roll crusher. In this case, the feeder 4 may be omitted. In this case, the same effect is obtained.
Furthermore, in the said embodiment, although the four of the feeder 4, the jaw crusher 3, the conveyor 6, and the magnetic separator 7 were provided as an apparatus relevant to a crushing operation | work, it is not restricted to this, A magnetic separator according to work circumstances 7 may be omitted as appropriate. In addition to these four, an auxiliary conveyor for extending the path of the conveyor 6 is provided on the downstream side (or upstream side) of the conveyor 6, and a vibration screen for performing selection according to the grain size of the glass is a jaw crusher. 3 may be provided on the downstream side. Similar effects are obtained in these cases.
Moreover, in the said embodiment, although all the control valves 29, 30, 31, and 32 were made into pilot operation valves, it is not restricted to this. That is, the crushing control valve 29 and the left / right traveling control valves 30 and 31 may be electromagnetic proportional valves, and the accessory control valve 32 may be an electromagnetic switching valve. In this case, all of these control valves 29 to 32 are directly driven by a drive signal from the controller 90, and the solenoid control valves 60, 64 and 68 in FIG. 1 are omitted. The operation lever devices 33 and 34 are so-called electric lever types, and are each provided with an operation lever and a potentiometer that detects an operation position of the operation lever and outputs a corresponding signal to the controller 90.
[0055]
【The invention's effect】
According to the present invention, the discharge pressure largely fluctuates due to the fluctuation of the pressure of the crushing device is limited only to the first hydraulic pump, and the fluctuation of the discharge pressure of the second hydraulic pump can be kept small. Since both the hydraulic pumps are affected by the pressure fluctuation of the crushing device and the discharge pressure largely fluctuates, an increase in the horsepower consumption of the engine can be suppressed, and energy saving can be achieved. At this time, the structure can be simplified and the cost can be reduced as compared with the conventional structure using a large number of hydraulic pumps.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit of a hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to the present embodiment.
FIG. 2 is a side view showing the overall structure of a self-propelled crusher to which a hydraulic drive device is applied.
3 is a side view showing the internal structure in a state in which a part of the side member in FIG. 2 is removed. FIG.
FIG. 4 is a diagram illustrating an operation state during a crushing operation.
FIG. 5 is a diagram showing a detailed structure of an operation panel.
FIG. 6 is a block diagram illustrating functions of a controller.
FIG. 7 is a block diagram illustrating functions of a pump control unit.
FIG. 8 is a PQ diagram showing an example of pressure-flow rate characteristics of the first and second hydraulic pumps realized as a result of control by the pump control unit.
FIG. 9 is a PQ diagram showing an example of pressure-flow rate characteristics of the second hydraulic pump realized as a result of control by the pump control unit.
FIG. 10 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a block diagram illustrating functions of a controller.
FIG. 12 is a block diagram illustrating functions of a pump control unit.
[Explanation of symbols]
1 Self-propelled crusher
2 Hoppers
3 Jaw crusher
4 Feeder (auxiliary machine)
5A, B Gala
6 Conveyor (auxiliary machine)
7 Magnetic separator (auxiliary machine)
8 Crusher body
9L, R crawler track (traveling means)
10 Lower traveling body (traveling body)
23 Feeder hydraulic motor (auxiliary hydraulic motor)
25 Conveyor hydraulic motor (auxiliary hydraulic motor)
26 Hydraulic motor for magnetic separator (hydraulic motor for auxiliary machine)
28L Left running hydraulic motor (One running hydraulic motor)
28R Right traveling hydraulic motor (the other traveling hydraulic motor)
29 Control valve for crushing (control valve means for crushing)
30 Left travel control valve (one travel control valve means)
31 Control valve for right travel (the other travel control valve means)
32 Control valve for auxiliary equipment (control valve means for auxiliary equipment)
35-37 Regulator (pump control means)
39 to 41 Solenoid control valve (flow control valve, control valve means for auxiliaries)
42 to 44 Pressure compensation valve (pressure compensation means, auxiliary control valve means)
45, 46, 48 Load detection pipeline (maximum load pressure detection means)
49,51 Shuttle valve (maximum load pressure detection means)
52 Maximum load detection pipeline (maximum load pressure detection means)
57 Pressure sensor (Maximum load pressure detection means)
79 Pressure sensor (Discharge pressure detection means)
90a1, a2 switch part (torque adjustment means)
90a6-a9 function generator (torque adjustment means)
90a3-a5 switch (flow rate limiting means)
90a10 ~ a13 function generator (flow restriction means)
90a15 adder (flow restriction means)
90a16 subtractor (flow restriction means)
90aL Load sensing control unit (Load sensing control means)

Claims (6)

少なくとも、ホッパから投入された岩石・建設廃材等を破砕する破砕装置とこの破砕装置による破砕作業に関連する作業を行う補助機械とを含む複数の機器と、走行手段とを有する自走式破砕機に設けられ、原動機により駆動される可変容量型の第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプと、これら第１及び第２油圧ポンプから吐出される圧油により前記複数の機器及び前記走行手段をそれぞれ駆動する複数の機器用油圧モータ及び２つの走行用油圧モータと、前記第１及び第２油圧ポンプから前記複数の機器用油圧モータ及び２つの走行用油圧モータに供給される圧油の方向・流量をそれぞれ制御する複数の機器用制御弁手段及び２つの走行用制御弁手段を備えた複数の弁グループと、前記第１及び第２油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ制御手段とを有し、かつ、前記複数の機器用油圧モータは、前記破砕装置及び補助機械をそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ及び補機用油圧モータを含み、前記複数の機器用制御弁手段は、前記第１及び第２油圧ポンプから前記破砕用油圧モータ及び補機用油圧モータに供給される圧油の方向・流量をそれぞれ制御する破砕用制御弁手段及び補機用制御弁手段を含む自走式破砕機の油圧駆動装置において、
前記複数の弁グループは、前記第１及び第２油圧ポンプのうち該第１油圧ポンプの吐出管路にのみ接続される第１弁グループと、該第２油圧ポンプの吐出管路にのみ接続される第２弁グループとを含み、かつ、
前記第１弁グループは、前記２つの走行用制御弁手段のうち一方と前記破砕用制御弁手段とを備え、
前記第２弁グループは、前記２つの走行用制御弁手段のうち他方と前記補機用制御弁手段とを備えていることを特徴とする自走式破砕機の油圧駆動装置。A self-propelled crusher having at least a plurality of devices including a crushing device that crushes rocks, construction waste, and the like input from a hopper, an auxiliary machine that performs operations related to crushing operations by the crushing device, and traveling means The variable displacement first hydraulic pump and the second hydraulic pump that are provided in the motor and driven by the prime mover, and the plurality of devices and the traveling means are driven by the pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps, respectively. A plurality of equipment hydraulic motors and two traveling hydraulic motors, and directions and flow rates of pressure oil supplied from the first and second hydraulic pumps to the plurality of equipment hydraulic motors and the two traveling hydraulic motors. Pump control for controlling the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps, and a plurality of valve groups each having a plurality of device control valve means and two travel control valve means for controlling. And the plurality of equipment hydraulic motors include a crushing hydraulic motor and an auxiliary hydraulic motor that respectively drive the crushing device and the auxiliary machine, and the plurality of equipment control valve means include: Self-propelled including a crushing control valve means and an auxiliary control valve means for controlling the direction and flow rate of pressure oil supplied from the first and second hydraulic pumps to the crushing hydraulic motor and the auxiliary hydraulic motor, respectively. In the hydraulic drive device of the type crusher,
The plurality of valve groups are connected only to a first valve group of the first and second hydraulic pumps that is connected only to a discharge line of the first hydraulic pump, and only to a discharge line of the second hydraulic pump. A second valve group, and
The first valve group includes one of the two traveling control valve means and the crushing control valve means,
The second valve group includes the other of the two traveling control valve means and the auxiliary control valve means, and a hydraulic drive device for a self-propelled crusher. 請求項１記載の自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記自走式破砕機は、前記ホッパに投入された岩石・建設廃材等を前記破砕装置へと導くフィーダを有し、前記補機用油圧モータは該フィーダを駆動するフィーダ用油圧モータを含み、前記補機用制御弁手段は該フィーダ用油圧モータに供給される圧油の方向・流量を制御するフィーダ用制御弁手段を含み、かつこのフィーダ用制御弁手段は前記第２弁グループに備えられていることを特徴とする自走式破砕機の油圧駆動装置。2. The hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to claim 1, wherein the self-propelled crusher has a feeder that guides rocks, construction waste, and the like charged into the hopper to the crusher, The hydraulic motor includes a feeder hydraulic motor that drives the feeder, and the auxiliary control valve means includes a feeder control valve means that controls the direction and flow rate of the pressure oil supplied to the feeder hydraulic motor, The feeder control valve means is provided in the second valve group, and is a hydraulic drive device for a self-propelled crusher. 請求項１又は２記載の自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記補機用制御弁手段は、前記第２油圧ポンプから対応する油圧モータに供給される圧油の流量を制御する流量制御弁と、この流量制御弁の前後差圧を所定値に保持する圧力補償手段とをそれぞれ備えていることを特徴とする自走式破砕機の油圧駆動装置。3. The hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to claim 1 or 2, wherein the auxiliary control valve means controls a flow rate of pressure oil supplied from the second hydraulic pump to a corresponding hydraulic motor. A hydraulic drive device for a self-propelled crusher, comprising a valve and pressure compensation means for maintaining a differential pressure across the flow control valve at a predetermined value. 請求項３記載の自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記第２油圧ポンプの吐出圧を検出する吐出圧検出手段と、前記破砕用油圧モータ以外のすべての機器用油圧モータの負荷のうち最大負荷圧力を検出する最大負荷圧検出手段とを有し、かつ、前記ポンプ制御手段は、前記吐出圧検出手段及び最大負荷圧検出手段の検出結果に応じ、前記第２油圧ポンプの吐出圧力を、前記最大負荷圧力よりも所定値だけ高い圧力に保持するロードセンシング制御手段を備えていることを特徴とする自走式破砕機の油圧駆動装置。4. The hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to claim 3, wherein the discharge pressure detecting means for detecting the discharge pressure of the second hydraulic pump and the loads of all equipment hydraulic motors other than the crushing hydraulic motor A maximum load pressure detecting means for detecting a maximum load pressure, and the pump control means controls the discharge pressure of the second hydraulic pump according to the detection results of the discharge pressure detecting means and the maximum load pressure detecting means. A hydraulic drive device for a self-propelled crusher, comprising load sensing control means for maintaining a pressure higher than the maximum load pressure by a predetermined value. 請求項１又は２記載の自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記ポンプ制御手段は、前記補機用油圧モータのうち少なくとも１つが駆動される場合に、その駆動される補機用油圧モータの種類及び数に応じて前記第２油圧ポンプの吐出流量を制限する流量制限手段を備えていることを特徴とする自走式破砕機の油圧駆動装置。3. The hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to claim 1 or 2, wherein the pump control means is driven when at least one of the auxiliary hydraulic motors is driven. A hydraulic drive device for a self-propelled crusher, comprising flow restriction means for restricting the discharge flow rate of the second hydraulic pump according to the type and number of the second hydraulic pump. 請求項１又は２記載の自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記ポンプ制御手段は、前記２つの走行用油圧モータのうち少なくとも一方が駆動される場合には、前記第１油圧ポンプと第２油圧ポンプとが同一のトルクとなるようにそれら第１及び第２油圧ポンプを制御し、前記補機用油圧モータのうち少なくとも１つが駆動される場合には、前記第１油圧ポンプのトルクと第２油圧ポンプのトルクの合計が前記原動機の馬力より大きくならないように、それら第１及び第２油圧ポンプを制御するトルク調整手段を備えていることを特徴とする自走式破砕機の油圧駆動装置。3. The hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to claim 1 or 2, wherein when at least one of the two traveling hydraulic motors is driven, the pump control means is connected to the first hydraulic pump and the first hydraulic pump. If the first and second hydraulic pumps are controlled so that the two hydraulic pumps have the same torque, and at least one of the auxiliary hydraulic motors is driven, the torque of the first hydraulic pump A hydraulic drive for a self-propelled crusher, characterized by comprising torque adjusting means for controlling the first and second hydraulic pumps so that the total torque of the second hydraulic pump does not exceed the horsepower of the prime mover. apparatus.
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