JP3784210B2 - Hydraulic drive device for self-propelled crusher - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ジョークラッシャ、ロールクラッシャ、シュレッダ等、破砕原料を破砕する破砕装置を備えた自走式破砕機に関し、更に詳しくは、破砕用油圧モータの負荷の増減にかかわらずその回転速度を十分に安定化して破砕物製品の品質を十分に向上でき、生産性を向上できる自走式破砕機の油圧駆動装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
破砕機は、例えばビル解体時に搬出されるコンクリート塊や道路補修時に排出されるアスファルト塊などの建設現場で発生する大小さまざまな岩石・建設廃材、あるいは産業廃棄物等を、運搬する前にその作業現場で所定の大きさに破砕することにより、廃材の再利用、工事の円滑化、コスト削減等を図るものである。
【０００３】
このような破砕機のうち、例えば自走式破砕機は、左・右の無限軌道履帯を備えた走行体と、ホッパから投入された破砕原料を所定の大きさに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、例えば前記ホッパから投入された破砕原料を前記破砕装置へ導くフィーダ、前記の破砕装置で破砕され小さくなった破砕物を運搬するコンベア、及びこのコンベアの上方に設けられ該コンベア上を運搬中の破砕物に含まれる磁性物を磁気的に吸引除去する磁選機とから構成されている。
【０００４】
このような構成において、破砕機上部のホッパに投入された破砕原料は、ホッパ下方のフィーダによって破砕装置へ導かれ、この破砕装置で所定の大きさに破砕される。破砕された破砕物は、破砕装置下部の空間から破砕装置下方のコンベア上に落下し、このコンベアで運搬される。この運搬の途中で、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塊に混入している鉄筋片等を吸着して取り除き、大きさがほぼ揃えられて最終的に破砕機の前部又は後部から搬出される。
【０００５】
このとき、前記の無限軌道履帯、破砕装置、フィーダ、コンベア、及び磁選機は、それぞれに対応する油圧駆動のアクチュエータによって駆動動作される。すなわち、これら油圧アクチュエータを含む自走式破砕機の油圧駆動装置は、例えば、１つの原動機によって駆動される可変容量型の複数（例えば２つ）の油圧ポンプと、これら油圧ポンプから吐出される圧油によりそれぞれ駆動され、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助機械用油圧モータ（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、前記油圧ポンプから前記油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する複数のコントロールバルブと、前記油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ制御手段等から構成されており、前記油圧ポンプから吐出された圧油は、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。
【０００６】
ところで、一般に、破砕装置においては、破砕物の粒度は破砕用油圧モータの回転速度（回転数）に依存する、すなわち回転速度が大きくなると粒度が小さくなり回転速度が小さくなると粒度が大きくなる特性があることが知られている。したがって、粒度の揃った高品質の破砕物製品を得るためには、破砕用油圧モータの回転速度をなるべく一定とすることが好ましい。
【０００７】
このような観点から、特開平８−２５７４２５号公報に記載されているように、油圧源と、破砕装置を駆動する破砕用油圧モータと、フィーダを駆動するフィーダ用油圧モータと、前記油圧源から前記破砕用油圧モータ及びフィーダ用油圧モータへの圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用コントロールバルブ及びフィーダ用コントロールバルブとを有する自走式破砕機の油圧駆動装置において、破砕装置の回転速度を設定する回転速度設定手段と、破砕用油圧モータの回転速度を検出する回転速度検出手段と、前記回転速度設定手段で設定された回転速度及び前記回転速度検出手段で検出された回転速度に基づき、フィーダ用コントロールバルブを切り換える制御手段とを設ける構成が提案されている。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
上記の従来技術では、制御手段が、破砕装置の負荷が増大し破砕用油圧モータの回転速度が第１の所定値以下になるとフィーダ用コントロールバルブを中立位置にしフィーダを停止して破砕装置への破砕原料の供給を停止し、破砕用油圧モータの回転速度が第２の所定値以上になるとフィーダ用コントロールバルブを再び切り換えて破砕装置への破砕原料の供給を再開する。これにより、破砕装置内の破砕原料の量を常時適正な量として破砕装置の負荷を適正範囲に保ち、破砕用油圧モータの回転速度の変動を低減することにより、破砕物の粒度分布を良好に維持し製品の品質を向上させるものである。
【０００９】
しかしながら、上記従来技術では、以下のような課題が存在する。
すなわち、上記従来技術中に特に明示はされていないが、この場合、通常のこの種の油圧駆動装置と同様、油圧源として原動機（例えばエンジン）で駆動される可変容量型の油圧ポンプを用いるとともに、ポンプ制御手段でその油圧ポンプの入力馬力が原動機の出力馬力を超えないようにその油圧ポンプの吐出流量を制御するいわゆる馬力制御を行うのが一般的である。この馬力制御においては、いわゆるＰ−Ｑ特性線に基づき油圧ポンプの吐出圧Ｐが大きくなるとその吐出流量Ｑの最大値Ｑmaxが小さく制限され、これによって油圧ポンプの入力馬力が所定値以下に制限される。
【００１０】
このＰ−Ｑ特性線は、油圧ポンプの吐出流量Ｑのとり得る最大値Ｑmaxを規定するものであり、特に高圧力側では、原動機の最大馬力を使用したときの最大吐出流量を表している（すなわち等馬力線となっている）。ここで、破砕作業を行うにあたっては、原動機の馬力に若干の余裕を持たせ原動機最大馬力よりもやや小さい馬力で原動機を使用して、Ｐ−Ｑ特性線の等馬力線部分よりも内側（低圧側）の領域に相当するポンプ吐出圧及びポンプ吐出流量となるようにポンプを制御するのが通常である。
【００１１】
ここで、破砕装置への破砕原料の供給が多くなった等の理由により破砕用油圧モータの負荷が大きくなると、これに応じてポンプ吐出圧Ｐが増大するため、動作点が高圧力側にシフトすることとなるが、はじめのうちは消費馬力が原動機の最大馬力よりも小さいＰ−Ｑ特性線等馬力線部分の内側領域であることから、吐出流量Ｑが一定のまま吐出圧Ｐのみが増大する。そして、さらに破砕用油圧モータの負荷が大きくなり、動作点がＰ−Ｑ特性線等馬力線部分上に達すると、その後動作点はポンプ吐出圧Ｐの増大に伴い等馬力線上を右下がりに移動してポンプ吐出流量Ｑが減少するため、破砕用油圧モータの回転速度ＮCが減少することとなる。
【００１２】
この従来技術では、このようにして破砕用油圧モータの回転速度ＮCが減少し前記の第１の所定値以下となったことによって破砕用油圧モータの負荷増大を検知し、フィーダによる破砕原料投入を停止する。そしてこれによって破砕用油圧モータの回転速度ＮCを再び増大させ、前記の第２の所定値以上となったことで同様に破砕用油圧モータの負荷減少を検知してフィーダによる破砕原料投入を再開し、これを繰り返すことにより、破砕用油圧モータの回転速度ＮCを略一定値に保つようになっている。
【００１３】
このように破砕用油圧モータの回転速度ＮCの増減が生じた後にそれを修正するような制御を行う構成であるため、実際は、破砕用油圧モータの回転速度ＮCは第１の所定値と第２の所定値との間を変動する。そのため、回転速度ＮCを十分に安定させることはできず、破砕物の粒度分布がある程度ばらつき、製品の品質を十分に向上させることが困難となる。したがって、高品質の製品を得るためには、破砕物を篩手段等を用いてふるい分ける必要があり、生産性が低下する。
【００１４】
本発明の目的は、破砕用油圧モータの負荷の増減にかかわらずその回転速度を十分に安定化して破砕物製品の品質を十分に向上でき、生産性を向上できる自走式破砕機の油圧駆動装置を提供することにある。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、前記ホッパに投入された破砕原料を前記破砕装置へ搬送するフィーダ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第１及び第２油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプから吐出される圧油により前記破砕装置及び前記フィーダをそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ及びフィーダ用油圧モータと、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前記フィーダ用油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用制御弁手段及びフィーダ用制御弁手段とを有し、かつ前記第１及び第２油圧ポンプのうち少なくとも第１油圧ポンプは可変容量型の油圧ポンプである自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、前記第１油圧ポンプの吐出圧を検出する第１吐出圧検出手段と、前記設定された目標吐出流量に応じて前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段と、前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に応じて、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記原動機の出力馬力に関連する基準馬力以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ馬力制限制御手段と、前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に基づき、前記第１油圧ポンプの出力馬力が前記基準馬力を超えないように、前記フィーダ用制御弁手段を制御するフィーダ制御手段とを有し、前記フィーダ制御手段は、前記第１油圧ポンプの出力馬力が前記基準馬力を超えないように、前記フィーダ用制御弁手段を中立位置に切り換えるか又は開度を減少させるものであり、前記フィーダ制御手段は、前記流量設定手段の設定値と前記基準馬力とに対応する前記第１油圧ポンプの基準吐出圧を算出する基準吐出圧算出手段と、前記基準吐出圧と前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧とに応じて、前記フィーダ用制御弁手段を中立位置に切り換えるか又は開度を減少させる信号を出力する信号出力手段とを備えるものとする。
【００１６】
破砕作業時には、第２油圧ポンプから吐出された圧油がフィーダ用制御弁手段を介してフィーダ用油圧モータに供給される一方、第１油圧ポンプから吐出された圧油が破砕用制御弁手段を介して破砕用油圧モータに供給される。これにより、フィーダ及び破砕装置が動作し、ホッパに投入された破砕原料をフィーダが破砕装置へ搬送し、破砕装置がその搬送された破砕原料を破砕する。ここで、流量設定手段で第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定すると、ポンプ流量制御手段によって第１油圧ポンプの吐出流量はこの設定値に応じた値、例えば設定値と同一値に制御されるので、破砕用油圧モータはその第１油圧ポンプ吐出流量に対応した一定の速度で回転し、破砕物製品の粒度はその一定速度に応じた大きさに揃えられる。
【００１７】
このとき、第１油圧ポンプの吐出流量はまた、第１ポンプ馬力制限制御手段によって、第１油圧ポンプの入力馬力が原動機の出力馬力に関連する基準馬力、例えば原動機有効出力馬力の１／２以下に制限されるように制御されている（いわゆる馬力制御）。
【００１８】
ここで、例えばフィーダから破砕装置への破砕原料の供給が多かったり圧縮強度が大きかったりして破砕用油圧モータの負荷が大きくなると、これに応じて第１油圧ポンプ吐出圧が増大するため、上記馬力制御のＰ−Ｑ特性線図上において動作点が高圧力側にシフトすることとなるが、通常、このとき前述した流量制御手段の制御によって動作点はＰ−Ｑ特性線の等馬力線部分より内側の領域となっており、またその流量制御手段の制御によって第１油圧ポンプの吐出流量は一定のまま吐出圧のみが増大する。すなわち、動作点はＰ−Ｑ特性線の等馬力線内側領域を水平に右側へ移動する。
【００１９】
その後、さらに破砕用油圧モータの負荷が大きくなると動作点はさらに高圧側に移動してＰ−Ｑ特性線の等馬力線部分上に至るが、このとき、第１吐出圧検出手段で検出された第１油圧ポンプの吐出圧に基づき、フィーダ制御手段によって第１油圧ポンプの実際の出力馬力が基準馬力を超えないように、すなわち上記のＰ−Ｑ特性線等馬力線部分（基準馬力に相当）上に至った動作点がそれ以上等馬力線部分を右下がりに動かないように、フィーダ用制御弁手段を制御する。つまり、フィーダ用制御弁手段を中立位置に復帰させ又は開度を減少させ、これによって第２油圧ポンプからフィーダ用油圧モータへの圧油供給が停止又は減速する。これにより、フィーダ動作が停止又は遅くなり、破砕装置への破砕原料の投入が停止又は減少するので、破砕用油圧モータの負荷は小さくなり、第１油圧ポンプ吐出圧が減少して動作点は上記Ｐ−Ｑ特性線等馬力線部分から離れ再び低圧力側にシフトして復帰する。
【００２２】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記信号出力手段は、前記基準吐出圧と前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧との差が、第１所定値以下になると前記フィーダ用制御弁手段を中立位置に切り換えるか又は開度を減少させ、第２所定値以上に戻ると前記フィーダ用制御弁手段の開度を設定値に戻す。
【００２３】
（３）また、上記目的を達成するために、本発明は、ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、前記ホッパに投入された破砕原料を前記破砕装置へ搬送するフィーダ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第１及び第２油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプから吐出される圧油により前記破砕装置及び前記フィーダをそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ及びフィーダ用油圧モータと、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前記フィーダ用油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用制御弁手段及びフィーダ用制御弁手段とを有し、かつ前記第１及び第２油圧ポンプのうち少なくとも第１油圧ポンプは可変容量型の油圧ポンプである自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、前記第１油圧ポンプの吐出圧を検出する第１吐出圧検出手段と、前記設定された目標吐出流量に応じて前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段と、前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に応じて、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記原動機の出力馬力に関連する基準馬力以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ馬力制限制御手段と、前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に基づき、前記第１油圧ポンプの出力馬力が前記基準馬力を超えないように、前記フィーダ用制御弁手段を制御するフィーダ制御手段とを有し、前記流量設定手段は、前記破砕用油圧モータの回転速度を設定する回転速度設定手段を備えるものとする。
【００２４】
（４）また、上記目的を達成するために、本発明は、ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、前記ホッパに投入された破砕原料を前記破砕装置へ搬送するフィーダ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第１及び第２油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプから吐出される圧油により前記破砕装置及び前記フィーダをそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ及びフィーダ用油圧モータと、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前記フィーダ用油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用制御弁手段及びフィーダ用制御弁手段とを有し、かつ前記第１及び第２油圧ポンプのうち少なくとも第１油圧ポンプは可変容量型の油圧ポンプである自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、前記第１油圧ポンプの吐出圧を検出する第１吐出圧検出手段と、前記設定された目標吐出流量に応じて前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段と、前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に応じて、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記原動機の出力馬力に関連する基準馬力以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ馬力制限制御手段と、前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に基づき、前記第１油圧ポンプの出力馬力が前記基準馬力を超えないように、前記フィーダ用制御弁手段を制御するフィーダ制御手段とを有し、前記第１ポンプ馬力制限制御手段は、前記基準馬力として前記原動機の有効出力馬力の略１／２を用い、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記原動機の有効出力馬力の略１／２以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するものとする。
【００２５】
（５）また、上記目的を達成するために、本発明は、ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、前記ホッパに投入された破砕原料を前記破砕装置へ搬送するフィーダ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第１及び第２油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプから吐出される圧油により前記破砕装置及び前記フィーダをそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ及びフィーダ用油圧モータと、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前記フィーダ用油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用制御弁手段及びフィーダ用制御弁手段とを有し、かつ前記第１及び第２油圧ポンプのうち少なくとも第１油圧ポンプは可変容量型の油圧ポンプである自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、前記第１油圧ポンプの吐出圧を検出する第１吐出圧検出手段と、前記設定された目標吐出流量に応じて前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段と、前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に応じて、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記原動機の出力馬力に関連する基準馬力以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ馬力制限制御手段と、前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に基づき、前記第１油圧ポンプの出力馬力が前記基準馬力を超えないように、前記フィーダ用制御弁手段を制御するフィーダ制御手段と、前記第２油圧ポンプの吐出圧を検出する第２吐出圧検出手段とを有し、前記第１ポンプ馬力制限制御手段は、前記基準馬力として、前記原動機の出力馬力を前記検出された第１及び第２油圧ポンプの吐出圧に応じた比率で第１油圧ポンプ側に分配した第１分配基準馬力を用いて、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記第１分配基準馬力以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するものとする。
【００２６】
原動機の出力馬力を第１及び第２油圧ポンプの吐出圧に応じた比率で分配する全馬力制御を行うことにより、相対的に高負荷である破砕用油圧モータに係る第１油圧ポンプと相対的に低負荷であるフィーダ用油圧モータに係る第２油圧ポンプとに対しその負荷の差に応じた形で原動機の馬力を効果的に配分することができる。すなわち、フィーダ用油圧モータの必要馬力が小さいことで余った第２油圧ポンプへの馬力の余剰分を、必要馬力の大きい破砕用油圧モータのために第１油圧ポンプに供給することができる。このように原動機の馬力を有効に活用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。
【００２７】
（６）上記目的を達成するために、また本発明は、ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、前記ホッパに投入された破砕原料を前記破砕装置へ搬送するフィーダと、前記破砕装置で破砕された破砕物を搬出するコンベアと、このコンベア上を運搬中の前記破砕物に含まれる磁性物を磁気的に吸引除去する磁選機と、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破砕装置、前記フィーダ、前記コンベア、前記磁選機、及び前記走行手段をそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ、フィーダ用油圧モータ、コンベア用油圧モータ、磁選機用油圧モータ、及び左・右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破砕用油圧モータ、前記フィーダ用油圧モータ、前記コンベア用油圧モータ、前記磁選機用油圧モータ、及び前記左・右走行用油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用制御弁手段、フィーダ用制御弁手段、コンベア用制御弁手段、磁選機用制御弁手段、及び左・右走行用制御弁手段とを有する自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、この設定された目標吐出流量に応じて前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段と、前記第１及び第２油圧ポンプの吐出圧をそれぞれ検出する第１及び第２吐出圧検出手段と、前記原動機の出力馬力を前記検出された第１及び第２油圧ポンプの吐出圧に応じた比率で第１及び第２油圧ポンプ側にそれぞれ分配した第１及び第２分配基準馬力を用いて、前記第１及び第２油圧ポンプの入力馬力を前記第１及び第２分配基準馬力以下にそれぞれ制限するように、前記第１及び第２油圧ポンプの吐出流量をそれぞれ制御する第１及び第２ポンプ馬力制限制御手段と、前記設定された目標吐出流量と前記第１分配基準馬力とに対応する前記第１油圧ポンプの基準吐出圧を算出する基準吐出圧算出手段と、前記基準吐出圧と前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧との差が、第１所定値以下になると前記フィーダ用制御弁手段を中立位置に切り換えるか又は開度を減少させ、第２所定値以上に戻ると前記フィーダ用制御弁手段の開度を設定値に戻す信号を出力する信号出力手段とを備えるものとする。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を自走式破砕機に適用した場合の実施の形態を図１〜図１７を用いて説明する。
【００２９】
本発明による自走式破砕機の油圧駆動装置の第１実施の形態を図１〜図１４を用いて説明する。
【００３０】
図１は、本実施の形態が適用される自走式破砕機の全体構造を表す側面図である。この図１において、自走式破砕機１は、例えば油圧ショベルのバケット等の作業具により破砕原料が投入され、その破砕原料を受け入れるホッパ２、側断面形状が略Ｖ字形をなしホッパ２に受け入れた破砕原料を所定の大きさに破砕する破砕装置、例えばジョークラッシャ３、及びホッパ２に受け入れた破砕原料をジョークラッシャ３へと搬送し導くフィーダ４を備えた破砕機本体５と、ジョークラッシャ３で破砕され小さくなった破砕物を破砕機１の後方側（図１中右側）に運搬し搬出するコンベア６と、このコンベア６の上方に設けられコンベア６上を運搬中の破砕物に含まれる磁性物を磁気的に吸引除去する磁選機７と、前記の破砕機本体５の下方に設けられ左・右の無限軌道履帯８ａ及びトラックフレーム８ｂを備えた走行体８とを有する。
【００３１】
ジョークラッシャ３は、動歯（図示せず）と固定歯（同）とを備えており、クラッシャ用油圧モータ９で発生した駆動力を公知の変換機構で動歯の揺動運動に変換し、この動歯を固定歯に対して前後に揺動させることにより、フィーダ４より供給された破砕原料を所定の大きさに破砕するようになっている。
【００３２】
フィーダ４は、いわゆるグリズリフィーダと称されるものであり、フィーダ用油圧モータ１０で発生した駆動力によって、ホッパ２からの破砕原料を載置する複数枚の鋸歯状プレート４ａを含む底板部を加振する。これによってホッパ２に投入された破砕原料を順次ジョークラッシャ３に搬送供給するとともに、その搬送中において破砕原料に付着した細かい土砂等を鋸歯状プレート４ａの鋸歯の隙間から下方に落下させるようになっている。
【００３３】
コンベア６は、コンベア用油圧モータ１１によってベルト６ａを駆動し、これによってジョークラッシャ３からベルト６ａ上に落下してきた破砕物を運搬するようになっている。
【００３４】
磁選機７は、支持部材１２を介し、後述のパワーユニット１８に取り付けられており、前記のコンベアベルト６ａの上方にこのコンベアベルト６ａと略直交するように配置された磁選機ベルト７ａを、磁選機用油圧モータ１３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７ａ越しに作用させて磁性物をベルト７ａに吸着させた後、コンベアベルト６ａと略直交する方向に運搬してそのコンベアベルト６ａの側方に落下させるようになっている。
【００３５】
無限軌道履帯８ａはそれぞれ、トラックフレーム８ｂに設けられた駆動輪１４とアイドラ１５との間に掛け渡されており、駆動輪１４側に設けられた左・右走行用油圧モータ１６，１７（１７は後述の図５参照）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。
【００３６】
トラックフレーム８ｂは、その長手方向後方側（図１中右側）端部の上部に、パワーユニット１８を搭載している。そして、前記のクラッシャ用油圧モータ９、フィーダ用油圧モータ１０、コンベア用油圧モータ１１、磁選機用油圧モータ１３、左・右走行用油圧モータ１６，１７等の油圧アクチュエータへの圧油を吐出する油圧ポンプ１９，２０（後述の図７参照）と、前記油圧ポンプ１９，２０を駆動する原動機としてのエンジン２１（同）と、これら油圧ポンプ１９，２０から前記油圧アクチュエータへ供給される圧油の方向・流量を制御する第１及び第２弁グループ２２，２３（後述の図５及び図６参照）を備えたコントロールバルブユニット９１，９２（後述の図５及び図６参照）とを内蔵している。
【００３７】
また、パワーユニット１８の前方側（図１中左側）には、操作者が搭乗する運転席２４が設けられている。
【００３８】
ここで、上記ジョークラッシャ３、フィーダ４、コンベア６、磁選機７、及び走行体８は、この自走式破砕機１に備えられる油圧駆動装置によって駆動される被駆動部材を構成している。図５、図６、及び図７は、本発明の自走式破砕機の油圧駆動装置の第１実施の形態を表す油圧回路図である。
【００３９】
これら図５〜図７において、油圧駆動装置は、上記エンジン２１と、このエンジン２１によって駆動される可変容量型の上記第１油圧ポンプ１９及び上記第２油圧ポンプ２０と、同様にエンジン２１によって駆動される固定容量型のパイロットポンプ２５と、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０から吐出される圧油がそれぞれ供給される前記油圧モータ９，１０，１１，１３，１６，１７と、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０からそれら油圧モータ９，１０，１１，１３，１６，１７に供給される圧油の流れ（方向及び流量、若しくは流量のみ）を制御する６つのコントロールバルブ２６，２７，２８，２９，３０，３１と、前記の運転席２４に設けられ（図１参照）、左・右走行用コントロールバルブ２７，２８（後述）をそれぞれ切り換え操作するための左・右走行用操作レバー３２ａ，３３ａと、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出流量を調整するポンプ制御手段、例えばレギュレータ装置３４，３５と、破砕機本体５（例えば前記の運転席２４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・停止を操作者が指示入力して操作するための操作盤３６とを有している。
【００４０】
６つの油圧モータ９，１０，１１，１３，１６，１７は、前述のように、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９、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１０、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１１、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１３、及び左・右無限軌道履帯８ａへの駆動力を発生する上記左・右走行油圧モータ１６，１７とから構成されている。
【００４１】
コントロールバルブ２６〜３１は、２位置切換弁又は３位置切換弁であり、破砕用油圧モータ９に接続された破砕用コントロールバルブ２６と、左走行油圧モータ１６に接続された左走行用コントロールバルブ２７と、右走行油圧モータ１７に接続された右走行用コントロールバルブ２８と、フィーダ用油圧モータ１０に接続されたフィーダ用コントロールバルブ２９と、コンベア用油圧モータ１１に接続されたコンベア用コントロールバルブ３０と、磁選機用油圧モータ１３に接続された磁選機用コントロールバルブ３１とから構成されている。
【００４２】
このとき、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０のうち、第１油圧ポンプ１９は、左走行用コントロールバルブ２７及び破砕用コントロールバルブ２６を介して左走行用油圧モータ１６及び破砕用油圧モータ９へ供給するための圧油を吐出するようになっている。これらコントロールバルブ２７，２６はいずれも、対応する油圧モータ１６，９への圧油の方向及び流量を制御可能な３位置切換弁となっており、第１油圧ポンプ１９の吐出管路３７に接続されたセンターバイパスライン２２ａを備えた上記第１弁グループ２２において、上流側から、左走行用コントロールバルブ２７、破砕用コントロールバルブ２６の順序で配置されている。なお、センターバイパスライン２２ａの最下流側には、ポンプコントロールバルブ３８（詳細は後述）が設けられている。
【００４３】
一方、第２油圧ポンプ２０は、右走行用コントロールバルブ２８、フィーダ用コントロールバルブ２９、コンベア用コントロールバルブ３０、及び磁選機用コントロールバルブ３１を介し、フィーダ用油圧モータ１０、コンベア用油圧モータ１１、及び磁選機用油圧モータ１３へ供給するための圧油を吐出するようになっている。これらのうち右走行用コントロールバルブ２８は対応する右走行用油圧モータ１７への圧油の流れを制御可能な３位置切換弁となっており、その他のコントロールバルブ２８，２９，３０，３１は対応する油圧モータ１０，１１，１３への圧油の流量を制御可能な２位置切換弁となっており、第２油圧ポンプ２０の吐出管路３９に接続されたセンターバイパスライン２３ａ及びこれの下流側にさらに接続されたセンターライン２３ｂを備えた上記第２弁グループ２３において、上流側から、右走行用コントロールバルブ２８、磁選機用コントロールバルブ３１、コンベア用コントロールバルブ３０、及びフィーダ用コントロールバルブ２９の順序で配置されている。なお、センターライン２３ｂは、最下流側のフィーダ用コントロールバルブ２９の下流側で閉止されている。
【００４４】
上記コントロールバルブ２６〜３１のうち、左・右走行用コントロールバルブ２７，２８はそれぞれ、パイロットポンプ２５で発生されたパイロット圧を用いて操作されるセンターバイパス型のパイロット操作弁である。これら左・右走行用コントロールバルブ２７，２８は、パイロットポンプ２５で発生され前述の操作レバー３２ａ，３３ａを備えた操作レバー装置３２，３３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。
【００４５】
すなわち、操作レバー装置３２，３３は、操作レバー３２ａ及び３３ａとその操作量に応じたパイロット圧を出力する一対の減圧弁３２ｂ，３２ｂ及び３３ｂ，３３ｂとを備えている。操作レバー装置３２の操作レバー３２ａを図５中ａ方向（又はその反対方向、以下対応関係同じ）に操作すると、パイロット圧がパイロット管路４０（又は４１）を介して左走行用コントロールバルブ２７の駆動部２７ａ（又は２７ｂ）に導かれ、これによって左走行用コントロールバルブ２７が図５中上側の切換位置２７Ａ（又は下側の切換位置２７Ｂ）に切り換えられ、第１油圧ポンプ１９からの圧油が吐出管路３７、センターバイパスライン２２ａ、及び左走行用コントロールバルブ２７の切換位置２７Ａ（又は下側の切換位置２７Ｂ）を介して左走行用油圧モータ１６に供給され、左走行用油圧モータ１６が順方向（又は逆方向）に駆動される。
【００４６】
なお、操作レバー３２ａを図５に示す中立位置にすると、左走行用コントロールバルブ２７はばね２７ｃ，２７ｄの付勢力で図５に示す中立位置に復帰し、左走行用油圧モータ１６は停止する。
【００４７】
同様に、操作レバー装置３３の操作レバー３３ａを図５中ｂ方向（又はその反対方向）に操作すると、パイロット圧がパイロット管路４２（又は４３）を介し右走行用コントロールバルブ２８の駆動部２８ａ（又は２８ｂ）に導かれて図５中上側の切換位置２８Ａ（又は下側の切換位置２８Ｂ）に切り換えられ、右走行用油圧モータ１７が順方向（又は逆方向）に駆動されるようになっている。操作レバー３３ａを中立位置にするとばね２８ｃ，２８ｄの付勢力で右走行用コントロールバルブ２８は中立位置に復帰し右走行用油圧モータ１７は停止する。
【００４８】
ここで、パイロットポンプ２５からのパイロット圧を操作レバー装置３２，３３に導くパイロット導入管路４４ａ，４４ｂには、コントローラ４５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４６が設けられている。このソレノイド制御弁４６は、ソレノイド駆動部４６ａに入力される駆動信号ＳtがＯＮになると図７中左側の連通位置４６Ａに切り換えられ、パイロットポンプ２５からのパイロット圧を導入管路４４ａ，４４ｂを介し操作レバー装置３２，３３に導き、操作レバー３２ａ，３３ａによる左・右走行用コントロールバルブ２７，２８の上記操作を可能とする。
【００４９】
一方、駆動信号ＳtがＯＦＦになると、ソレノイド制御弁４６はばね４６ｂの復元力で図７中右側の遮断位置４６Ｂに復帰し、導入管路４４ａと導入管路４４ｂとを遮断すると共に導入管路４４ｂをタンク４７へのタンクライン４７ａに連通させ、この導入管路４４ｂ内の圧力をタンク圧とし、操作レバー３２ａ，３３ａによる左・右走行用コントロールバルブ２７，２８の上記操作を不可能とするようになっている。
【００５０】
破砕用コントロールバルブ２６は、両端にソレノイド駆動部２６ａ，２６ｂを備えたセンターバイパス型の電磁比例弁である。ソレノイド駆動部２６ａ，２６ｂには、コントローラ４５からの駆動信号Ｓcrで駆動されるソレノイドがそれぞれ設けられており、破砕用コントロールバルブ２６はその駆動信号Ｓcrの入力に応じて切り換えられるようになっている。
【００５１】
すなわち、駆動信号Ｓcrがジョークラッシャ３の正転（又は逆転、以下、対応関係同じ）に対応する信号、例えばソレノイド駆動部２６ａ及び２６ｂへの駆動信号ＳcrがそれぞれＯＮ及びＯＦＦ（又はソレノイド駆動部２６ａ及び２６ｂへの駆動信号ＳcrがそれぞれＯＦＦ及びＯＮ）になると、破砕用コントロールバルブ２６が図５中上側の切換位置２６Ａ（又は下側の切換位置２６Ｂ）に切り換えられる。これにより、第１油圧ポンプ１９からの圧油が吐出管路３７、センターバイパスライン２２ａ、及び破砕用コントロールバルブ２６の切換位置２６Ａ（又は下側の切換位置２６Ｂ）を介して破砕用油圧モータ９に供給され、破砕用油圧モータ９が順方向（又は逆方向）に駆動される。
【００５２】
駆動信号Ｓcrがジョークラッシャ３の停止に対応する信号、例えばソレノイド駆動部２６ａ及び２６ｂへの駆動信号ＳcrがともにＯＦＦになると、コントロールバルブ２６がばね２６ｃ，２６ｄの付勢力で図５に示す中立位置に復帰し、破砕用油圧モータ９は停止する。
【００５３】
ポンプコントロールバルブ３８は、流量を圧力に変換する機能を備えるものであり、前記のセンターバイパスライン２２ａとタンクライン４７ｂとを絞り部分３８ａａを介して接続・遮断可能なピストン３８ａと、このピストン３８ａの両端部を付勢するばね３８ｂ，３８ｃと、前記のパイロットポンプ２５の吐出管路７９に接続されてパイロット圧が導かれる管路８０に上流側が接続され、下流側がタンクライン４７ｃに接続され、かつ前記のばね３８ｂによってリリーフ圧が可変に設定される可変リリーフ弁３８ｄとを備えている。
【００５４】
このような構成により、ポンプコントロールバルブ３８は以下のように機能する。すなわち、上述したように左走行用コントロールバルブ２７及び破砕用コントロールバルブ２６はセンターバイパス型の弁となっており、センターバイパスライン２２ａを流れる流量は、各コントロールバルブ２７，２６の操作量（すなわちスプールの切換ストローク量）により変化する。各コントロールバルブ２７，２６の中立時、すなわち第１油圧ポンプ１９への要求流量が少ない場合には、第１油圧ポンプ１９から吐出される圧油のうちほとんどがセンターバイパスライン２２ａを介してポンプコントロールバルブ３８に導入され、比較的大きな流量の圧油がピストン３８ａの絞り部分３８ａａを介してタンクライン４７ｂへ導出される。これにより、ピストン３８ａは図５中右側に移動するので、ばね３８ｂによるリリーフ弁３８ｄの設定リリーフ圧が低くなり、管路８０から分岐して設けられ後述のネガティブ傾転制御（ネガティブコントロール）用の第１サーボ弁９５へ至る管路８１ａ，８１ｂに、比較的低い制御圧力（ネガコン圧）Ｐc1を発生する。
【００５５】
逆に、各コントロールバルブ２７，２６が操作されて開状態となった場合、すなわち第１油圧ポンプ１９への要求流量が多い場合には、センターバイパスライン２２ａに流れる流量は、油圧モータ１６，９側へ流れる流量分だけ減じられるため、ピストン絞り部分３８ａａを介しタンクライン４７ｂへ導出される圧油流量は比較的小さくなり、ピストン３８ａは図５中左側に移動してリリーフ弁３８ｄの設定リリーフ圧が高くなるので、管路８１ａ，８１ｂの制御圧力Ｐc1は高くなる。
【００５６】
本実施の形態では、後述するように、この制御圧力（ネガコン圧）Ｐc1の変動に基づき、第１サーボ弁９５が第１油圧ポンプ１９の斜板１９Ａの傾転角を制御するようになっている（詳細は後述）。
【００５７】
なお、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出管路３７，３９から分岐した管路８７，８８には、リリーフ弁８９及びリリーフ弁９０がそれぞれ設けられており、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧Ｐ1，Ｐ2の最大値を制限するためのリリーフ圧の値を、それぞれに備えられたばね８９ａ，９０ａの付勢力で設定するようになっている。また、第１油圧ポンプ１９の吐出管路３７内の吐出圧Ｐ1を検出する圧力センサ１０５が設けられており、この圧力センサ１０５は対応する検出信号をコントローラ４５へ出力するようになっている。
【００５８】
フィーダ用コントロールバルブ２９は、ソレノイド駆動部２９ａを備えた電磁切換弁である。ソレノイド駆動部２９ａには、コントローラ４５からの駆動信号Ｓfで駆動されるソレノイドが設けられており、フィーダ用コントロールバルブ２９はその駆動信号Ｓfの入力に応じて切り換えられるようになっている。すなわち、駆動信号Ｓfがフィーダ４を動作させるＯＮ信号になると、フィーダ用コントロールバルブ２９が図６中上側の切換位置２９Ａに切り換えられる。
【００５９】
これにより、吐出管路３９、センターバイパスライン２３ａ、及びセンターライン２３ｂを介し導かれた第２油圧ポンプ２０からの圧油は、切換位置２９Ａに備えられた絞り手段２９Ａａから、これに接続する管路５０、この管路５０に設けられた圧力制御弁５１（詳細は後述）、切換位置２９Ａに備えられたポート２９Ａｂ、及びこのポート２９Ａｂに接続する供給管路５２を経て、フィーダ用油圧モータ１０に供給され、この油圧モータ１０が駆動される。駆動信号Ｓfがフィーダ４の停止に対応するＯＦＦ信号になると、フィーダ用コントロールバルブ２９はばね２９ｂの付勢力で図６に示す遮断位置に復帰し、フィーダ用油圧モータ１０は停止する。
【００６０】
コンベア用コントロールバルブ３０は、上記フィーダ用コントロールバルブ２９同様、そのソレノイド駆動部３０ａにコントローラ４５からの駆動信号Ｓcomで駆動されるソレノイドが設けられる。駆動信号Ｓcomがコンベア６を動作させるＯＮ信号になると、コンベア用コントロールバルブ３０は図６中上側の連通位置３０Ａに切り換えられ、センターライン２３ｂからの圧油が、切換位置３０Ａの絞り手段３０Ａａから、管路５３、圧力制御弁５４（詳細は後述）、切換位置３０Ａのポート３０Ａｂ、及びこのポート３０Ａｂに接続する供給管路５５を介しコンベア用油圧モータ１１に供給されて駆動される。駆動信号Ｓcomがコンベア６の停止に対応するＯＦＦ信号になると、コンベア用コントロールバルブ３０はばね３０ｂの付勢力で図６に示す遮断位置に復帰し、コンベア用油圧モータ１１は停止する。
【００６１】
磁選機用コントロールバルブ３１は、上記フィーダ用コントロールバルブ２９及びコンベア用コントロールバルブ３０同様、ソレノイド駆動部３１ａのソレノイドがコントローラ４５からの駆動信号Ｓmで駆動される。駆動信号ＳmがＯＮ信号になると、磁選機用コントロールバルブ３１は図６中上側の連通位置３１Ａに切り換えられ、圧油が絞り手段３１Ａａ→管路５６→圧力制御弁５７（詳細は後述）→ポート３１Ａｂ→供給管路５８を介し磁選機用油圧モータ１３に供給されて駆動される。駆動信号ＳmがＯＦＦ信号になると、磁選機用コントロールバルブ３１はばね３１ｂの付勢力で遮断位置に復帰する。
【００６２】
なお、上記したフィーダ用油圧モータ１０、コンベア用油圧モータ１１、及び磁選機用油圧モータ１３への圧油の供給に関し、回路保護等の観点から、供給管路５２，５５，５８とタンクライン４７ｂとの間を接続する管路５９，６０，６１に、それぞれリリーフ弁６２，６３，６４が設けられている。
【００６３】
ここで、前述した管路５０，５３，５６に設けた圧力制御弁５１，５４，５７に係わる機能について説明する。
【００６４】
フィーダ用コントロールバルブ２９の切換位置２９Ａの前記ポート２９Ａｂ、コンベア用コントロールバルブ３０の切換位置３０Ａの前記ポート３０Ａｂ、及び磁選機用コントロールバルブ３１の切換位置３１Ａのポート３１Ａｂには、それぞれ、対応するフィーダ用油圧モータ１０、コンベア用油圧モータ１１、磁選機用油圧モータ１３の負荷圧力をそれぞれ検出するための負荷検出ポート２９Ａｃ、負荷検出ポート３０Ａｃ、負荷検出ポート３１Ａｃが連通されている。このとき、負荷検出ポート２９Ａｃは負荷検出管路６５に接続しており、負荷検出ポート３０Ａｃは負荷検出管路６６に接続しており、負荷検出ポート３１Ａｃは負荷検出管路６７に接続している。
【００６５】
ここで、フィーダ用油圧モータ１０の負荷圧力が導かれる前記負荷検出管路６５と、コンベア用油圧モータ１１の負荷圧力が導かれる前記負荷検出管路６６とは、さらにシャトル弁６８を介して負荷検出管路６９に接続され、シャトル弁６８を介して選択された高圧側の負荷圧力はこの負荷検出管路６９に導かれるようになっている。またこの負荷検出管路６９と、磁選機用油圧モータ１３の負荷圧力が導かれる前記負荷検出管路６７とは、シャトル弁７０を介して最大負荷検出管路７１に接続され、シャトル弁７０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７１に導かれるようになっている。
【００６６】
そして、この最大負荷検出管路７１に導かれた最大負荷圧力は、最大負荷検出管路７１に接続する管路７２，７３，７４，７５を介して、対応する前記圧力制御弁５１，５４，５７の一方側にそれぞれ伝達される。このとき、圧力制御弁５１，５４，５７の他方側には前記の管路５０，５３，５６内の圧力、すなわち絞り手段２９Ａａ，３０Ａａ，３１Ａａの下流側圧力が導かれている。
【００６７】
以上により、圧力制御弁５１，５４，５７は、コントロールバルブ２９，３０，３１の絞り手段２９Ａａ，３０Ａａ，３１Ａａの下流側圧力と、フィーダ用油圧モータ１０、コンベア用油圧モータ１１、及び磁選機用油圧モータ１３のうちの最大負荷圧力との差圧に応答して作動し、各油圧モータ１０，１１，１３の負荷圧力の変化にかかわらず、前記の差圧を一定値に保持するようになっている。すなわち、絞り手段２９Ａａ，３０Ａａ，３１Ａａの下流側圧力を、前記の最大負荷圧力よりもばね５１ａ，５４ａ，５７ａによる設定圧分だけ高くするようになっている。
【００６８】
一方、第２油圧ポンプ２０の吐出管路３９に接続したセンターバイパスライン２３ａ及びセンターライン２３ｂから分岐したブリードオフ管路７６には、ばね７７ａを備えたリリーフ弁（アンロード弁）７７が設けられている。このリリーフ弁７７の一方側には、最大負荷検出管路７１、これに接続する管路７８を介し最大負荷圧力が導かれており、またリリーフ弁７７の他方側にはポート７７ｂを介しブリードオフ管路７６内の圧力が導かれている。これにより、リリーフ弁７７は、管路７６及びセンターライン２３ｂ内の圧力を、前記の最大負荷圧力よりもばね７７ａによる設定圧分だけ高くするようになっている。すなわち、リリーフ弁７７は、管路７６及びセンターライン２３ｂ内の圧力が、最大負荷圧が導かれる管路７８内の圧力にばね７７ａのばね力分が加算された圧力になったときに、管路７６の圧油をポンプコントロールバルブ８２を介してタンク４７へと導き、これによってフィーダ用コントロールバルブ２９、コンベア用コントロールバルブ３０、及び磁選機用コントロールバルブ３１からの流量が一定になるように制御する。
【００６９】
またこのときばね７７ａで設定されるリリーフ圧は、前述したリリーフ弁８９及びリリーフ弁９０の設定リリーフ圧よりも小さい値に設定されている。
【００７０】
そして、ブリードオフ管路７６のリリーフ弁７７より下流側には、前記のポンプコントロールバルブ３８と同様の流量−圧力変換機能をもつポンプコントロールバルブ８２が設けられており、ブリードオフ管路７６とタンクライン４７ｄとを絞り部分８２ａａを介して接続・遮断可能なピストン８２ａと、このピストン８２ａの両端部を付勢するばね８２ｂ，８２ｃと、前記のパイロットポンプ２５の吐出管路７９に接続されてパイロット圧が導かれる管路８３に上流側が接続され、下流側がタンクライン４７ｄに接続され、かつ前記のばね８２ｂによってリリーフ圧が可変に設定される可変リリーフ弁８２ｄとを備えている。
【００７１】
このような構成により、破砕作業時において、ポンプコントロールバルブ８２は以下のように機能する。すなわち、上述したようにセンターライン２３ｂの最下流側端は閉止されており、また破砕作業時には後述のように右走行用コントロールバルブ２８は操作されないため、センターライン２３ｂを流れる圧油の圧力は、フィーダ用コントロールバルブ２９、コンベア用コントロールバルブ３０、磁選機用コントロールバルブ３１の操作量（すなわちスプールの切換ストローク量）により変化する。各コントロールバルブ２９，３０，３１の中立時、すなわち第２油圧ポンプ２０への要求流量が少ない場合には、第２油圧ポンプ２０から吐出される圧油はほとんど供給管路５２，５５，５８に導入されないため、リリーフ弁７７から下流側へ導出され、ポンプコントロールバルブ８２に導入される。これにより、比較的大きな流量の圧油がピストン８２ａの絞り部分８２ａａを介してタンクライン４７ｄへ導出されるので、ピストン８２ａは図６中右側に移動してばね８２ｂによるリリーフ弁８２ｄの設定リリーフ圧が低くなり、管路８３から分岐して設けられ後述のロードセンシング傾転制御用の第１サーボ弁９６へ至る管路８４に、比較的低い制御圧力（ロードセンシング圧）Ｐc2を発生する。
【００７２】
逆に、各コントロールバルブが操作されて開状態となった場合、すなわち第２油圧ポンプ２０への要求流量が多い場合には、ブリードオフ管路７６に流れる流量が油圧モータ１０，１１，１３側へ流れる流量分だけ減じられるため、ピストン絞り部分８２ａａを介しタンクライン４７ｄへ導出される圧油流量は比較的小さくなり、ピストン８２ａは図５中左側に移動してリリーフ弁８２ｄの設定リリーフ圧が高くなるので、管路８４のロードセンシング圧Ｐc2は高くなる。このようなポンプコントロールバルブ８２のピストン８２ａの通過流量と制御圧力Ｐc2との関係の一例を図８に示す。本実施の形態では、後述するように、このロードセンシング圧Ｐc2の変動に基づき、第２油圧ポンプ２０の斜板２０Ａの傾転角を制御するようになっている（詳細は後述）。
【００７３】
以上説明した、圧力制御弁５１，５４，５７による絞り手段２９Ａａ，３０Ａａ，３１Ａａの下流側圧力と最大負荷圧力との間の制御、及びリリーフ弁７７によるブリードオフ管路７６内の圧力と最大負荷圧力との間の制御により、絞り手段２９Ａａ，３０Ａａ，３１Ａａの前後差圧を一定とする圧力補償機能を果たすこととなる。これにより、各油圧モータ１０，１１，１３の負荷圧力の変化にかかわらず、コントロールバルブ２９，３０，３１の開度に応じた流量の圧油を対応する油圧モータに供給できるようになっている。
そして、この圧力補償機能と、ポンプコントロールバルブ８２からのロードセンシング圧Ｐc2の出力に基づく後述の油圧ポンプ２０の斜板２０Ａの傾転角制御とにより、結果として、第２油圧ポンプ２０の吐出圧と絞り手段２９Ａａ，３０Ａａ，３１Ａａの下流側圧力との差が一定に保持されるようになっている（詳細は後述）。
【００７４】
また、最大負荷圧が導かれる管路７８とタンクライン４７ｄとの間には、リリーフ弁８５が設けられ、管路７８内の最大圧力をばね８５ａの設定圧以下に制限し、回路保護を図るようになっている。すなわち、このリリーフ弁８５と前記リリーフ弁７５とでシステムリリーフ弁を構成しており、管路７８内の圧力が、ばね８５ａで設定された圧力より大きくなると、リリーフ弁８５の作用により管路７８内の圧力がタンク圧に下がり、これによって前述のリリーフ弁７７が作動しリリーフ状態となるようになっている。
【００７５】
なお、上記のような配置において、第１弁グループ２２の破砕用コントロールバルブ２６及び左走行用コントロールバルブ２７と、第２弁グループの右走行用コントロールバルブ２８と、ポンプコントロールバルブ３８と、リリーフ弁８９，９０とは、高圧側系統としてまとめられ、メインバルブユニット９１に一体的に組み込まれている。一方、第２弁グループ２３のフィーダ用コントロールバルブ２９、コンベア用コントロールバルブ３０、及び磁選機用コントロールバルブ３１と、リリーフ弁７７と、ポンプコントロールバルブ８２と、リリーフ弁８５とは、低圧側系統としてまとめられ、サブバルブユニット９２に一体的に組み込まれている。メインバルブユニット９１のセンターバイパスライン２３ａの下流側のキャリオーバポート９１ａは、センターライン２３ｂに連通するサブバルブユニット９２のポンプポート９２ａに接続されている。
【００７６】
またこのとき、詳細構造は図示しないが、フィーダ用コントロールバルブ２９、コンベア用コントロールバルブ３０、及び磁選機用コントロールバルブ３１のそれぞれのスプールの径は、破砕用コントロールバルブ２６、左走行用コントロールバルブ２７、及び右走行用コントロールバルブ２８のスプールの径よりも小さくなっている。
【００７７】
レギュレータ装置３４，３５は、傾転アクチュエータ９３，９４と、第１サーボ弁９５，９６と第２サーボ弁９７，９８とを備え、これらのサーボ弁９５〜９８によりパイロットポンプ２５や第１及び第２油圧ポンプ１９，２０から傾転アクチュエータ９３，９４に作用する圧油の圧力を制御し、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の斜板１９Ａ，２０Ａの傾転（すなわち押しのけ容積）を制御するようになっている。
傾転アクチュエータ９３，９４は、両端に大径の受圧部９３ａ，９４ａ及び小径の受圧部９３ｂ，９４ｂを有する作動ピストン９３ｃ，９４ｃと、受圧部９３ａ，９３ｂ及び９４ａ，９４ｂがそれぞれ位置する受圧室９３ｄ，９３ｅ及び９４ｄ，９４ｅとを有する。そして、両受圧室９３ｄ，９３ｅ及び９４ｄ，９４ｅの圧力が互いに等しいときは、作動ピストン９３ｃ，９４ｃは受圧面積の差によって図７中右方向に移動し、これによって斜板１９Ａ，２０Ａの傾転は大きくなり、ポンプ吐出流量が増大する。また、大径側の受圧室９３ｄ，９４ｄの圧力が低下すると、作動ピストン９３ｃ，９４ｃは図７中左方向に移動し、これによって斜板１９Ａ，２０Ａの傾転が小さくなりポンプ吐出流量が減少するようになっている。なお、大径側の受圧室９３ｄ，９４ｄは第１及び第２サーボ弁９５〜９８を介して、パイロットポンプ２５の吐出管路７９に連通する管路９９に接続されており、小径側の受圧室９３ｅ，９４ｅは直接管路９９に接続されている。
【００７８】
第１サーボ弁９５，９６のうち、レギュレータ装置３４の第１サーボ弁９５は前述したようにポンプコントロールバルブ３８から管路８１ａ，８１ｂ及びソレノイド制御弁１０２（後述）を介し導かれる制御圧力（ネガコン圧）Ｐc1により駆動されるネガティブ傾転制御用のサーボ弁であり、レギュレータ装置３５の第１サーボ弁９６は、前述したようにポンプコントロールバルブ８２から管路８４を介し導かれる制御圧力（ロードセンシング圧）Ｐc2により駆動されるロードセンシング制御用のサーボ弁であり、これらは互いに同等の構造となっている。
【００７９】
すなわち、制御圧力ＰC1，ＰC2が高いときは弁体９５ａ，９６ａが図７中右方向に移動し、パイロットポンプ２５からのパイロット圧ＰPを減圧せずに傾転アクチュエータ９３，９４の受圧室９３ｄ，９４ｄに伝達し、これによって斜板１９Ａ，２０Ａの傾転が大きくなって第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出流量を増大させる。そして制御圧力ＰC1，ＰC2が低下するにしたがって弁体９５ａ，９６ａがばね９５ｂ，９６ｂの力で図７中左方向に移動し、パイロットポンプ２５からのパイロット圧ＰPを減圧して受圧室９３ｄ，９４ｄに伝達し、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出流量を減少させるようになっている。これらサーボ弁９５，９６の動作によって実行される制御圧力ＰC1，ＰC2に対する第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出流量の制御特性の一例を図９に示す。
【００８０】
以上により、レギュレータ装置３４の第１サーボ弁９５では、前述したポンプコントロールバルブ３８の機能と併せてコントロールバルブ２６，２７の要求流量に応じた吐出流量が得られるよう、具体的にはセンターバイパスライン２２ａから流入しポンプコントロールバルブ３８を通過する流量が最小となるように第１油圧ポンプ１９の斜板１９Ａの傾転を制御する、前述のネガティブ傾転制御（ネガティブコントロール）が実現される。
【００８１】
このとき、前記の管路８１ａ，８１ｂには、コントローラ４５からの駆動信号Ｓuで切り換えられるソレノイド制御弁１０２が設けられている。このソレノイド制御弁１０２は、ソレノイド駆動部１０２ａに入力される駆動信号ＳuがＯＮになると図７中左側の切換位置１０２Ａに切り換えられて管路８１ａと管路８１ｂとを連通させ、これによって、上記のようなネガティブコントロールを可能とする。
【００８２】
一方、駆動信号ＳuがＯＦＦになると、ソレノイド制御弁１０２はばね１０２ｂの復元力で図７中右側の切換位置１０２Ｂに復帰して管路８１ａと管路８１ｂとを遮断するとともに、パイロットポンプ２５の吐出管路７９に連通する管路８０から分岐して設けられた管路１０３と管路８１ｂとを連通させる。またこのとき、管路１０３にはコントローラ４５からの駆動信号Ｓpに応じて切り換えられる電磁比例弁１０４が設けられている。この電磁比例弁１０４は、パイロットポンプ２５の吐出管路７９、管路８０、及び管路１０３を介し導入されたパイロット圧をもとに、ソレノイド駆動部１０４ａに入力される駆動信号Ｓpの駆動電流値が大きいほど大きくなりかつ駆動電流値が小さいほど小さくなるような制御圧力（ポジコン圧）Ｐc3を生成する。これにより、レギュレータ装置３４の第１サーボ弁９５では、後述するように操作盤３６のクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量に応じたポンプ吐出流量となるように第１油圧ポンプ１９の斜板１９Ａの傾転を制御する、いわゆるポジティブ傾転制御（ポジティブコントロール）が実現される。
【００８３】
また、レギュレータ装置３５の第１サーボ弁９６では、前述したポンプコントロールバルブ８２の機能と併せ、第２油圧ポンプ２０の吐出圧Ｐ2と絞り手段２９Ａａ，３０Ａａ，３１Ａａの下流側圧力との差が一定に保持されるように第２油圧ポンプ２０の吐出流量が制御されるいわゆるロードセンシング制御が実現される。
【００８４】
一方、第２サーボ弁９７，９８は、いずれも馬力制御（入力トルク制限制御）用のサーボ弁で、互いに同一の構造となっている。すなわち、第２サーボ弁９７，９８は、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧Ｐ1，Ｐ2により作動する弁であり、それら吐出圧Ｐ1，Ｐ2が、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出管路３７，３９から分岐して設けられた吐出圧検出管路１００，１０１を介し、操作駆動部９７ａの受圧室９７ｂ及び操作駆動部９８ａの受圧室９８ｂにそれぞれ導かれるようになっている。
【００８５】
すなわち、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧力Ｐ1，Ｐ2によって操作駆動部９７ａ，９８ａに作用する力がばね９７ｃ，９８ｃで設定されるばね力によって弁体９７ｄ，９８ｄに作用する力より小さいときは、弁体９７ｄ，９８ｄは図７中右方向に移動し、パイロットポンプ２５から第１サーボ弁９５，９６を介し導かれたパイロット圧ＰPを減圧せずに傾転アクチュエータ９３，９４の受圧室９３ｄ，９４ｄに伝達し、これによって第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の斜板１９Ａ，２０Ａの傾転を大きくして吐出流量を大きくする。
そして、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧力Ｐ1，Ｐ2による力がばね９７ｃ，９８ｃのばね力設定値による力よりも大きくなるにしたがって弁体９７ｄ，９８ｄが図７中左方向に移動し、パイロットポンプ２５から第１サーボ弁９５，９６を介し導かれたパイロット圧ＰPを減圧して受圧室９３ｄ，９４ｄに伝達し、これによって第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出流量を減少させるようになっている。
【００８６】
以上により、レギュレータ装置３４においては、第１油圧ポンプ１９の吐出圧力Ｐ1が上昇するに従って第１油圧ポンプ１９の吐出流量Ｑ1の最大値Ｑ1maxが小さく制限され、第１油圧ポンプ１９の入力馬力（入力トルク）をエンジン２１の出力馬力（出力トルク、さらに詳しくは後述の有効出力馬力、以下同様）の１／２以下に制限するように第１油圧ポンプ１９の斜板１９Ａの傾転が制御される（公知の馬力制御）。また、レギュレータ装置３５においては、第２油圧ポンプ２０の吐出圧力Ｐ2が上昇するに従って第２油圧ポンプ２０の吐出流量Ｑ2の最大値Ｑ2maxが小さく制限され、第２油圧ポンプ２０の入力馬力（入力トルク）をエンジン２１の出力馬力（出力トルク）の１／２以下に制限するように第２油圧ポンプ２０の斜板２０Ａの傾転が制御される（公知の馬力制御）。このように、第１油圧ポンプ１９側と第２油圧ポンプ２０側とでエンジン２１の馬力を１／２ずつ割り振ることにより、第１油圧ポンプ１９及び第２油圧ポンプの入力馬力（入力トルク）の合計をエンジン２１の出力馬力（出力トルク）以下に制限するようになっている。すなわち、エンジン２１の出力馬力を、第１油圧ポンプ１９側と第２油圧ポンプ２０側とで１／２ずつ等分していることとなる。
【００８７】
第２サーボ弁９７，９８によって実現される上記馬力制御を示す、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０のＰ（ポンプ吐出圧）−Ｑ（ポンプ吐出流量）特性線の一例を図１０に示す。本実施の形態では、第１油圧ポンプ１９及び第２油圧ポンプ２０の両方がほぼこの特性線で表される特性に制御される。
【００８８】
図５〜図７に戻り、操作盤３６には、ジョークラッシャ３を起動・停止させるためのクラッシャ起動・停止スイッチ３６ａと、ジョークラッシャ３の動作方向を正転又は逆転方向のいずれかに選択するためのクラッシャ正転・逆転選択ダイヤル３６ｂと、ジョークラッシャ３の動作速度を設定するためのクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃと、フィーダ４を起動・停止させるためのフィーダ起動・停止スイッチ３６ｄと、コンベア６を起動・停止させるためのコンベア起動・停止スイッチ３６ｅと、磁選機７を起動・停止させるための磁選機起動・停止スイッチ３６ｆと、走行操作を行う走行モード及び破砕作業を行う破砕モードのいずれか一方を選択するためのモード選択スイッチ３６ｇとを備えている。
【００８９】
操作者が上記操作盤３６の各種スイッチ及びダイヤルの操作を行うと、その操作信号が前記のコントローラ４５に入力される。コントローラ４５は、操作盤３６からの操作信号に基づき、前述した破砕用コントロールバルブ２６、フィーダ用コントロールバルブ２９、コンベア用コントロールバルブ３０、磁選機用コントロールバルブ３１、及びソレノイド制御弁４６のソレノイド駆動部２６ａ，２６ｂ、ソレノイド駆動部２９ａ、ソレノイド駆動部３０ａ、ソレノイド駆動部３１ａ、ソレノイド駆動部４６ａ、ソレノイド駆動部１０２ａ、及びソレノイド駆動部１０４ａへの前記の駆動信号Ｓcr，Ｓf，Ｓcom，Ｓm，Ｓt，Ｓu，Ｓpを生成し、対応するソレノイド駆動部にそれらを出力するようになっている。
【００９０】
すなわち、操作盤３６のモード選択スイッチ３６ｇで「走行モード」が選択された場合には、ソレノイド制御弁４６の駆動信号ＳtをＯＮにしてソレノイド制御弁４６を図７中左側の連通位置に切り換え、操作レバー３２ａ，３３ａによる走行用コントロールバルブ２７，２８の操作を可能とするとともに、ソレノイド制御弁１０２の駆動信号ＳuをＯＮにしてソレノイド制御弁１０２を図７中左側の切換位置に切り換えてポンプコントロールバルブ３８を用いた前述のネガティブコントロールを行うようにする。
操作盤３６のモード選択スイッチ３６ｇで「破砕モード」が選択された場合には、ソレノイド制御弁４６の駆動信号ＳtをＯＦＦにして図７中右側の遮断位置に復帰させ、操作レバー３２ａ，３３ａによる走行用コントロールバルブ２７，２８の操作を不可能とするとともに、ソレノイド制御弁１０２の駆動信号ＳuをＯＦＦにしてソレノイド制御弁１０２を図７中右側の切換位置に復帰させて電磁比例弁１０４を用いた前述のポジティブコントロールを行うようにする。
【００９１】
また、操作盤３６のクラッシャ正転・逆転選択ダイヤル３６ｂで「正転」（又は「逆転」、以下、対応関係同じ）が選択された状態でクラッシャ起動・停止スイッチ３６ａが「起動」側へ押された場合、破砕用コントロールバルブ２６のソレノイド駆動部２６ａ（又はソレノイド駆動部２６ｂ）への駆動信号ＳcrをＯＮにするとともにソレノイド駆動部２６ｂ（又はソレノイド駆動部２６ａ）への駆動信号ＳcrをＯＦＦにし、破砕用コントロールバルブ２６を図５中上側の切換位置２６Ａ（又は下側の切換位置２６Ｂ）に切り換え、第１油圧ポンプ１９からの圧油を破砕用油圧モータ９に供給して駆動し、ジョークラッシャ３を正転方向（又は逆転方向）に起動する。このとき、クラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量信号に応じた駆動電流値の駆動信号Ｓpを生成して電磁比例弁１０４のソレノイド駆動部１０４ａに出力し（後述の図１１のフロー中のステップ１２０も参照）、電磁比例弁１０４を切り換え、これによってクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量（すなわち設定値、以下同じ）に応じた量の圧油を破砕用油圧モータ９に供給し、ジョークラッシャ３をその操作量に応じた速度で動作させる。
その後、クラッシャ起動・停止スイッチ３６ａが「停止」側へ押された場合、破砕用コントロールバルブ２６のソレノイド駆動部２６ａ及びソレノイド駆動部２６ｂの駆動信号ＳcrをともにＯＦＦにして図５に示す中立位置に復帰させ、破砕用油圧モータ９を停止し、ジョークラッシャ３を停止させる。
【００９２】
また、操作盤３６のフィーダ起動・停止スイッチ３６ｄが「起動」側へ押された場合、フィーダ用コントロールバルブ２９のソレノイド駆動部２９ａへの駆動信号ＳfをＯＮにして図６中上側の切換位置２９Ａに切り換え、第２油圧ポンプ２０からの圧油をフィーダ用油圧モータ１０に供給して駆動し、フィーダ４を起動する。その後、操作盤３６のフィーダ起動・停止スイッチ３６ｄが「停止」側へ押されると、フィーダ用コントロールバルブ２９のソレノイド駆動部２９ａへの駆動信号ＳfをＯＦＦにして図６に示す中立位置に復帰させ、フィーダ用油圧モータ１０を停止し、フィーダ４を停止させる。
【００９３】
同様に、コンベア起動・停止スイッチ３６ｅが「起動」側へ押された場合、コンベア用コントロールバルブ３０を図６中上側の切換位置３０Ａに切り換え、コンベア用油圧モータ１１を駆動してコンベア６を起動し、コンベア起動・停止スイッチ３６ｅが「停止」側へ押されると、コンベア用コントロールバルブ３０を中立位置に復帰させ、コンベア６を停止させる。
また、磁選機起動・停止スイッチ３６ｆが「起動」側へ押された場合、磁選機用コントロールバルブ３１を図６中上側の切換位置３１Ａに切り換え、磁選機用油圧モータ１３を駆動して磁選機７を起動し、磁選機起動・停止スイッチ３６ｆが「停止」側へ押されると、磁選機用コントロールバルブ３１を中立位置に復帰させ、磁選機７を停止させる。
【００９４】
ここで、本実施の形態の要部は、破砕作業中（すなわちジョークラッシャ３及びフィーダ４の動作中）において、破砕用油圧モータ９の負荷が大きくなったとき、従来技術よりも早めにフィーダ４の動作を停止又は遅くする（詳細は後述）ことにより、破砕用油圧モータ９の回転速度減少を未然に防止することにある。この機能に関するコントローラ４５の制御内容を、その制御フローである図１１を参照しつつ説明する。
【００９５】
図１１において、コントローラ４５は、まずステップ１００で、クラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量に応じた操作信号を入力し、次にステップ１１０で、この操作信号に応じた（例えば予め定められ記憶された所定のテーブルに基づき、操作信号にほぼ正比例するような）第１油圧ポンプ１９の目標吐出流量Ｑ1を算出し設定する。
【００９６】
その後、ステップ１２０に移り、先にも触れたように、上記Ｑ1に対応する大きさの駆動電流値を備えた駆動信号Ｓpを生成して電磁比例弁１０４に出力し、電磁比例弁１０４を駆動する。
【００９７】
そして、ステップ１３０で、先に図１０に示した第１油圧ポンプ１９のＰ−Ｑ特性線（右下がりの等馬力線部分が第１油圧ポンプ１９の基準馬力を表す）に基づき、上記Ｑ1に対応する第１油圧ポンプ１９の基準吐出圧Ｐ10（図１０参照）を求める。これは具体的には、以下のような演算を行って算出する。
【００９８】
すなわち、エンジン２１の仕様によって一意的に定まる出力馬力の（例えば実用上の）最大値をＷ［ｋＷ］、エンジン２１の機械的損失等を含むすべての損失を勘案した効率係数をηとすると、エンジン２１の全出力馬力のうち第１油圧ポンプ１９と第２油圧ポンプ２０とで実際に利用できる部分（有効出力馬力）は、Ｗ×η［ｋＷ］となる。そして、前述のように本実施の形態ではこの有効出力馬力を第１油圧ポンプ１９側と第２油圧ポンプ２０側とで１／２ずつ等分しているので、第１油圧ポンプ１９に割り振ることができる馬力Ｗ1は、
Ｗ1＝（Ｗ×η）／２ ［ｋＷ］
となり、これが図１０の横軸にＰ1をとった場合のＰ−Ｑ特性線図の等馬力線部分（右下がり曲線部分）に相当する。
これにより、上記Ｑ1に対応する基準吐出圧Ｐ10（図１０参照）は、
Ｐ10＝（Ｗ1／Ｑ1）×６０ ［ＭＰa］
となる。
【００９９】
以上のようなステップ１３０の後は、ステップ１４０に移り、上記基準吐出圧Ｐ10に応じたフィーダ停止用圧力Ｐ11及びフィーダ動作再開用圧力Ｐ12を設定する（図１０参照）。これらＰ11，Ｐ12の設定方法としては、例えば、Ｐ10との差圧（Ｐ10−Ｐ11，Ｐ10−Ｐ12）をそれぞれ第１所定値及び第２所定値（但し第１所定値＜第２所定値）とするようにすればよい。これら所定値も、それぞれ固定値としてもよいし、あるいはＰ10に応じた値（例えばＰ10−Ｐ11＝０．１×Ｐ10、Ｐ10−Ｐ12＝０．２×Ｐ10）としてもよい。
【０１００】
そして、ステップ１５０で、第１油圧ポンプ１９の吐出圧Ｐ1を検出する圧力センサ１０５からの検出信号を入力し、ステップ１６０でＰ1が上記Ｐ11より大きくなっているかどうかを判定する。Ｐ1≦Ｐ11の場合は、この判定が満たされず、前記のステップ１５０に戻って同様の手順を繰り返す。Ｐ1＞Ｐ11となっている場合は、破砕用油圧モータ９の負荷が大きくなり過ぎていると判断し、ステップ１７０に移る。なお、このステップ１６０の判断を、上記Ｐ1＞Ｐ11の状態が所定時間継続したかどうかを基準としてもよく、この場合は、過渡的あるいは瞬間的なＰ1の上昇を対象から除き、より正確な制御が行えるというメリットがある。
【０１０１】
ステップ１７０では、フィーダ用コントロールバルブ２９への駆動信号ＳfをＯＦＦにして中立位置に復帰させ、これによってフィーダ用油圧モータ１０への圧油の供給を停止し、フィーダ４を停止させる。なお、フィーダ用コントロールバルブ２９を単なるＯＮ−ＯＦＦ弁とせず、ソレノイド駆動部２９ａへの駆動信号Ｓfの駆動電流値に応じて供給管路５２への圧油供給量を制御可能としておき、このステップ１７０でフィーダ用コントロールバルブ２９への駆動信号Ｓfの駆動電流値を小さくしてフィーダ用油圧モータ１０への圧油の供給を減少させ、フィーダ４を減速させてもよい。
【０１０２】
以上のようなステップ１７０の後は、ステップ１８０に移り、再び圧力センサ１０５からの検出信号Ｐ1を入力し、ステップ１９０でＰ1が上記Ｐ12より小さくなっているかどうかを判定する。Ｐ1≧Ｐ12の場合は、この判定が満たされず、前記のステップ１８０に戻って同様の手順を繰り返す。Ｐ1＜Ｐ12となっている場合は、破砕用油圧モータ９の負荷の過大が解消したと判断し、ステップ２００に移る。
【０１０３】
なお、上記ステップ１６０同様、このステップ１９０の判断を、上記Ｐ1＜Ｐ12の状態が所定時間継続したかどうかを基準としてもよいことは言うまでもない。
【０１０４】
ステップ２００では、フィーダ用コントロールバルブ２９への駆動信号ＳfをＯＮにして再び（例えばフルストローク位置に）切り換え、これによってフィーダ用油圧モータ１０への圧油の供給を再開し、フィーダ４の動作を再開させる。なお、前述したフィーダ４を停止させず減速させた場合には、このステップ２００でフィーダ用コントロールバルブ２９への駆動信号Ｓfの駆動電流値を当初の値（フィーダ４減速前の値）まで大きくし、フィーダ用コントロールバルブ２９の切り換え位置を当初の位置（減速前の位置）まで復帰させ、フィーダ４をもとの動作速度に戻す。
その後は、ステップ１５０へ戻り、同様の手順を繰り返す。
【０１０５】
以上説明した構成において、無限軌道履帯８ａが特許請求の範囲記載の走行手段を構成し、左走行用コントロールバルブ２７及び右走行用コントロールバルブ２８は、左・右走行用制御弁手段を構成し、破砕用コントロールバルブ２６が破砕用制御弁手段を構成する。またフィーダ用コントロールバルブ２９がフィーダ用制御弁手段を構成し、コンベア用コントロールバルブ３０がコンベア用制御弁手段を構成し、磁選機用コントロールバルブ３１が磁選機用制御弁手段を構成する。
【０１０６】
また、操作盤３６のクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃが破砕用油圧モータの回転速度を設定する回転速度設定手段を構成し、これと、コントローラ４５の制御機能のうち図１１に示したステップ１００，１１０とが、第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段を構成する。また、吐出圧検出管路１００及び圧力センサ１０５は、第１油圧ポンプの吐出圧を検出する第１吐出圧検出手段を構成し、コントローラ４５の制御機能のうち図１１に示したステップ１２０、電磁比例弁１０４、及びレギュレータ装置３４の第１サーボ弁９５が、設定された目標吐出流量に応じて第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段を構成し、レギュレータ装置３４の第２サーボ弁９７が、検出された第１油圧ポンプの吐出圧に応じて、第１油圧ポンプの入力馬力を原動機の出力馬力に関連する基準馬力（本実施の形態では前述したように原動機の有効出力馬力の１／２）以下に制限するように第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ馬力制限制御手段を構成する。
【０１０７】
さらに、コントローラ４５の制御機能のうち図１１に示したステップ１３０が、流量設定手段の設定値と基準馬力とに対応する第１油圧ポンプの基準吐出圧を算出する基準吐出圧算出手段を構成し、ステップ１４０〜２００が、基準吐出圧と検出された第１油圧ポンプの吐出圧とに応じて、フィーダ用制御弁手段を中立位置に切り換えるか又は開度を減少させる信号を出力する信号出力手段を構成する。
【０１０８】
次に、上記構成の本発明の第１実施の形態に係る自走式破砕機の動作及び効果を以下に説明する。
【０１０９】
上記構成の自走式破砕機１において、例えば破砕作業を行う箇所まで自走式破砕機１を自走させる時には、操作者は、操作盤３６のモード選択スイッチ３６ｇで「走行モード」を選択し、運転席２４に搭乗して操作レバー３２ａ，３３ａを前方に操作する。これにより、左・右走行用コントロールバルブ２７，２８が図５中上方の切換位置２７Ａ，２８Ａに切り換えられ、第１油圧ポンプ１９からセンターバイパスライン２２ａを介し導かれた圧油が左・右走行用油圧モータ１６，１７に供給され、これらが順方向に駆動され、破砕機１の両側の無限軌道履帯８ａが順方向に駆動されて走行体８が前方へ走行する。
【０１１０】
また、破砕作業時には、操作者は、操作盤３６のモード選択スイッチ３６ｇで「破砕モード」を選択して走行操作を不可能にした後、クラッシャ正転・逆転選択ダイヤル３６ｂで「正転」を選択しかつクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃを所望の設定速度となる位置までまわしつつ、磁選機起動・停止スイッチ３６ｆ、コンベア起動・停止スイッチ３６ｅ、クラッシャ起動・停止スイッチ３６ａ、及びフィーダ起動・停止スイッチ３６ｄを順次「起動」側へ押す。
【０１１１】
上記の操作により、コントローラ４５から磁選機用コントロールバルブ３１のソレノイド駆動部３１ａへの駆動信号ＳmがＯＮになって磁選機用コントロールバルブ３１が図６中上側の切換位置３１Ａに切り換えられ、またコントローラ４５からコンベア用コントロールバルブ３０のソレノイド駆動部３０ａへの駆動信号ＳcomがＯＮになってコンベア用コントロールバルブ３０が図６中上側の切換位置３０Ａに切り換えられる。さらに、コントローラ４５から破砕用コントロールバルブ２６のソレノイド駆動部２６ａへの駆動信号ＳcrがＯＮになるとともにソレノイド駆動部２６ｂへの駆動信号ＳcrがＯＦＦになり、破砕用コントロールバルブ２６が図５中上側の切換位置２６Ａに切り換えられ、またフィーダ用コントロールバルブ２９のソレノイド駆動部２９ａへの駆動信号ＳfがＯＮになってフィーダ用コントロールバルブ２９が図６中上側の切換位置２９Ａに切り換えられる。
【０１１２】
これにより、第２油圧ポンプ２０からの圧油がメインバルブユニット９１のセンターバイパスライン２３ａ及びキャリオーバポート９１ａを介し、サブバルブユニット９２のポンプポート９２ａ及びセンタライン２３ｂへ導入され、さらに磁選機用油圧モータ１３、コンベア用油圧モータ１１、及びフィーダ用油圧モータ１０に供給され、磁選機７、コンベア６、及びフィーダ４が起動される。一方、第１油圧ポンプ１９からの圧油が破砕用油圧モータ９に供給されてジョークラッシャ３が正転方向に起動される。
【０１１３】
そして、例えば油圧ショベルのバケットでホッパ２に破砕原料を投入すると、その投入された破砕原料が、フィーダ４において所定粒度以上のもののみが選別されつつジョークラッシャ３へと導かれ、ジョークラッシャ３で所定の大きさに破砕される。破砕された破砕物は、ジョークラッシャ３下部の空間からコンベア６上に落下して運搬され、その運搬途中で磁選機７によって破砕物に混入した磁性物（例えばコンクリートの建設廃材に混入している鉄筋片等）が取り除かれ、大きさがほぼ揃えられて、最終的に破砕機１の後部（図１中右端部）から搬出される。
【０１１４】
このとき、第１油圧ポンプ１９の吐出流量Ｑ1は、レギュレータ装置３４の第２サーボ弁９７によって、第１油圧ポンプ１９の入力馬力がエンジン２１の有効出力馬力の１／２以下に制限されるように（すなわち図１０に示したＰ−Ｑ特性線の等馬力線部分を含みそれより内側の領域で動作するように）制御されている。そして、この制限条件のもとで、さらに第１油圧ポンプ１９の吐出流量Ｑ1は、電磁比例弁１０４がクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量に対応した開度で管路１０３を管路８１ｂに接続することから、そのクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量に応じた流量に制御される。これにより、破砕用油圧モータ９はその吐出流量Ｑ1に対応した一定の速度で回転する。
【０１１５】
ここで、一般に、ジョークラッシャ等の破砕装置においては、破砕物の粒度は、その動作速度（すなわち破砕用油圧モータの回転速度）に応じて変化することが知られており、油圧モータの回転速度が大きくなると粒度が小さくなり回転速度が小さくなると粒度が大きくなる。このことを、図１２を用いて説明する。
【０１１６】
図１２は、動歯３ａ及び固定歯３ｂを備えたジョークラッシャ３において破砕された破砕物１０６がジョークラッシャ３内において下方へ排出されていく状態を模式的に示した図である。この図１２において、動歯３ａを揺動させる破砕用油圧モータ９の回転数をＮC［ｒｐｍ］とすれば、動歯３ａが一往復（一旦開いた後に再び元の位置まで閉じる）するのに要する時間（周期）ｔは、
ｔ＝６０／ＮC［ｓ］ … （式１）
で表される。そしてこの時間ｔ［ｓ］の間に、破砕物１０６が自重によって下方へと落下する距離ｈは、重力加速度をｇとして、
ｈ＝ｇｔ2／２ … （式２）
となる。
【０１１７】
すなわち、式１と式２とにより、ｈはＮCの２乗に反比例することとなるため、回転速度ＮCを増大させるほど、１周期ｔの間に破砕物１０６が進む距離ｈが小さくなる。そのため、ジョークラッシャ３上方から投入されてから下方に排出されるまでの間に動歯３ａ及び固定歯３ｂによって押圧破砕される回数が増加し、より細かく破砕されるようになって粒度が小さくなる。逆に回転速度ＮCが小さくなるほど、１周期ｔの間に破砕物１０６が進む距離ｈが大きくなるため、ジョークラッシャ３上方から投入されてから下方に排出されるまでの間に動歯３ａ及び固定歯３ｂによって押圧される回数は減少し、あまり細かく破砕されないようになって粒度が大きくなる。
【０１１８】
なお、その他のタイプの破砕装置、すなわちロールクラッシャ、シュレッダ等においても、破砕用油圧モータの回転数を増大させるほど１周期の間に破砕物が進む距離が小さくなるという同じ原理で、上記同様の特性が成り立つ。
【０１１９】
本実施の形態においては、前述のように、破砕用油圧モータ９がクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量に応じた一定の速度で回転するので、コンベア６から搬出されてくる破砕物製品の粒度は、その一定速度に応じた大きさに揃えられる。
【０１２０】
ここで、例えばフィーダ４からジョークラッシャ３への破砕原料の供給が多かったり圧縮強度が大きかったり（すなわち硬かったり）して破砕用油圧モータ９の負荷が大きくなると、これに応じて第１油圧ポンプ１９の吐出圧Ｐ1が増大する。そのため、前述した馬力制御のＰ−Ｑ特性線図上において第１油圧ポンプ１９の動作点は高圧力側にシフトすることとなる。例えば、図１３において、最初の第１油圧ポンプ１９の動作点が上記クラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作によってＰ−Ｑ特性線の等馬力線部分（曲線の部分）より内側の領域の点(0)となっていたとした場合、破砕用油圧モータ９の負荷が大きくなると第１油圧ポンプ１９の吐出流量Ｑ1は一定のまま吐出圧Ｐ1のみが増大する。すなわち、動作点はＰ−Ｑ特性線の等馬力線部分内側領域を水平に右側へ移動することとなる（図１３（ａ）中の右向き矢印参照）。
【０１２１】
その後、さらに破砕用油圧モータ９の負荷が大きくなると吐出圧Ｐ1がさらに増大し動作点はさらに高圧側に移動してＰ−Ｑ特性線等馬力線部分に近づいていくが、ある時間ｔ1となると、この吐出圧Ｐ1が前述したフィーダ停止用圧力Ｐ11より大きくなる（図１３（ｂ）参照、図１３（ａ）では点▲１▼に相当）。これによって、前述した図１１のフローのステップ１６０の判定が満たされ、ステップ１７０にてフィーダ４が停止又は減速される（図１３（ｃ）参照）。これにより、ジョークラッシャ３への破砕原料の投入が停止又は減少するので、破砕用油圧モータ９の負荷は小さくなり、第１油圧ポンプ１９の吐出圧Ｐ1は再び減少に向かい（図１３（ｂ）参照）第１油圧ポンプ１９の動作点はＰ−Ｑ特性線等馬力線部分から離れる方向すなわち低圧力側に再びシフトし復帰する（図１３（ａ）中の左向き矢印参照）。
【０１２２】
なお、このようなＰ−Ｑ特性線の等馬力線部分に至る前に低圧力側に復帰させる制御内容で明らかなように、コントローラ４５の制御機能のうち図１１に示したステップ１３０及びステップ１４０〜２００は、言い換えれば、検出された第１油圧ポンプの吐出圧に基づき、第１油圧ポンプの出力馬力が基準馬力を超えないように、フィーダ用制御弁手段を制御するフィーダ制御手段に相当している。
【０１２３】
その後、破砕用油圧モータ９の負荷がさらに小さくなると第１油圧ポンプの吐出圧Ｐ1はさらに減少し動作点はさらにＰ−Ｑ特性線等馬力線部分と反対側の低圧側に移動していく（図１３（ａ）参照）が、ある時間ｔ2となると、この吐出圧Ｐ1が前述したフィーダ動作再開用圧力Ｐ12より小さくなる（図１３（ｂ）参照、図１３（ａ）では点▲２▼に相当）。これによって、前述した図１１のフローのステップ１９０の判定が満たされ、ステップ２００にてフィーダ４が通常動作速度に復帰する（図１３（ｃ）参照）。これにより、ジョークラッシャ３への破砕原料の投入が再開される。
【０１２４】
これ以降、上記の制御を繰り返すことで、第１油圧ポンプ１９の吐出圧Ｐ1は図１３（ｂ）に示すようにＰ11及びＰ12を略上・下限とする幅以内での変動にとどまり、第１油圧ポンプ１９の動作点は図１３（ａ）に示すようにＰ−Ｑ特性線等馬力線部分上に至ることなく（あるいはＰ−Ｑ特性線等馬力線部分上に到達してもそれ以上等馬力線上をスライドしないようにしてもよい）、点(1)と点(2)との間を往復する挙動となる。
【０１２５】
以上のような本実施の形態に対し、前述した特開平８−２５７４２５号公報記載の従来技術を比較例として説明する（比較の明確化のために本実施の形態と同じ符号を付す）。この場合、前述したように破砕用油圧モータ９の回転速度ＮCが低下した後にそれを修正するような制御である。
【０１２６】
すなわち、例えば図１４（ａ）に示すように、この場合、上記本発明の第１実施の形態と同様、まず第１油圧ポンプ１９の動作点はＰ−Ｑ特性線の等馬力線部分より内側領域の点(0′)に位置し、破砕用油圧モータ９の負荷が大きくなると第１油圧ポンプ１９の吐出圧Ｐ1が増大し右側へ水平に移動する（図１４（ａ）中の右向き矢印参照）。そして、さらに破砕用油圧モータ９の負荷が大きくなると動作点はＰ−Ｑ特性線の等馬力線部分上に達するが、この時点で油圧モータ９の回転速度ＮCはまだ低下しておらず（図１４（ｄ）参照）フィーダ４は通常動作を続けているため（図１４（ｃ）参照）、さらに破砕用油圧モータ９の負荷が大きくなって第１油圧ポンプ１９の吐出圧Ｐ1がさらに増大する（図１４（ｂ）参照）。そのため、第１油圧ポンプ１９の動作点は等馬力線上を右下がりにスライドしていき（図１４（ａ）中矢印参照）、これによって吐出流量Ｑ1が低下していくため、破砕用油圧モータ９の回転速度ＮCも徐々に低下していく（図１４（ｄ）参照）。
【０１２７】
そして、ある時間ｔ1′となると、この回転速度ＮCが予め定められた第１の所定値ＮC1より小さくなる（図１４（ｄ）参照、図１４（ａ）では点▲１▼′に相当）。これによって、フィーダ４からジョークラッシャ３への破砕原料の投入が停止して破砕用油圧モータ９の負荷は小さくなり、第１油圧ポンプ１９の吐出圧Ｐ1は再び減少に向かう（図１４（ｂ）参照）。そのため、第１油圧ポンプ１９の動作点はＰ−Ｑ特性線等馬力線部分上を再び左上方に戻るようにスライドしていき（図１４（ａ）中の左向き矢印参照）、これによって第１油圧ポンプ１９の吐出流量Ｑ1が増大するため、破砕用油圧モータ９の回転速度ＮCが再び徐々に増大していく（図１４（ｄ）参照）。
【０１２８】
その後、ある時間ｔ2′となると、回転速度ＮCが予め定められた第２の所定値ＮC2より大きくなる（図１４（ｄ）参照、図１４（ａ）では▲２▼′に相当）ので、フィーダ４からジョークラッシャ３への破砕原料の投入が再開される。
【０１２９】
このような従来技術の制御において、図１４（ｄ）からも分かるように、破砕用油圧モータ９の回転速度ＮCの増減が生じた後にそれを修正するものであるため、破砕用油圧モータ９の回転速度ＮCは第１の所定値ＮC1と第２の所定値ＮC2との間を変動する。そのため、回転速度ＮCを十分に安定させることはできず、破砕物の粒度分布がある程度ばらつき、製品の品質を十分に向上させることが困難となる。したがって、高品質の製品を得るためには、破砕物を篩手段等を用いてふるい分ける必要があり、生産性が低下するという問題がある。
【０１３０】
これに対して、図１３（ａ）から図１３（ｄ）を用いて説明した前述の本実施の形態においては、動作点がＰ−Ｑ特性線の等馬力線上に少なくとも至った時点でフィーダ４を停止させることにより、破砕用油圧モータ９の回転速度ＮCが低下する前に第１油圧ポンプ１９の動作点を低圧力側に復帰させるので、破砕用油圧モータ９の回転速度ＮCの低下を未然に防止することができる。したがって、破砕用油圧モータ９を、操作盤３６のクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの設定に応じた一定の速度で安定的に回転させることができる。これにより、破砕物製品の粒度をその一定速度に応じた大きさに揃えることができるので、生産性を向上することができる。
【０１３１】
また、前述した特開平８−２５７４２５号公報に記載の従来技術では、破砕装置が回転速度設定手段で設定された回転速度となるように破砕用コントロールバルブを切り換えて破砕用油圧モータに供給される圧油量を制御しているため、例えば回転速度設定手段で比較的低速度が設定された場合、油圧ポンプからの圧油を破砕用コントロールバルブで絞ることにより破砕用油圧モータに供給される流量を低減することとなる。そのため、破砕用コントロールバルブで大きな圧力損失が発生し、その分、原動機の馬力が無駄になり、エネルギ効率が低下する。
これに対し、上記実施の形態では、第１油圧ポンプ１９から、クラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量（設定値）に応じた流量Ｑ1が吐出されるので、破砕用コントロールバルブ２６で生じる圧力損失が著しく低減される。これにより、エネルギ効率を向上することができる。
【０１３２】
さらに、操作盤３６のクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの設定に応じて破砕用油圧モータ９の動作速度を制御することによる、次のような効果もある。
【０１３３】
例えば、従来、自走式破砕機の油圧駆動装置において破砕用油圧モータの回転速度を自在に制御するものとして、特開平８−２５７０４号公報に記載されているように、ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、原動機により駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油により前記破砕装置を駆動する可変容量型の破砕用油圧モータと、前記油圧ポンプから前記破砕用油圧モータに供給される圧油の流れを制御する破砕用制御弁手段と、前記破砕装置に作用する負荷の大小を検出する手段と、この検出された負荷に応じて前記破砕用油圧モータの容量を変化させる手段とを設ける構成が提案されている。
【０１３４】
上記の従来技術では、破砕装置の負荷が増大すると破砕用油圧モータの容量を大きくすることにより低速回転とし、出力トルクを大きくして大きな破砕力を確保する一方、破砕装置の負荷が減少すると破砕用油圧モータの容量を小さくすることにより高速回転とし、作業効率を向上させるものである。
【０１３５】
しかしながら、上記従来技術では、油圧ポンプから破砕用油圧モータへの吐出流量は基本的に一定（可変容量型の油圧ポンプの容量はいわゆる馬力制御によってのみ制御されている）としつつ、負荷の大小によって破砕用油圧モータの容量を変化させる構成であるため、破砕用油圧モータの低速回転時にも高速回転時にも、油圧ポンプから破砕用制御弁手段を介し破砕用油圧モータへ至る圧油供給経路を流れる流量は変わらない。そのため、破砕用油圧モータの低速回転時にも高速回転時と同様の大流量が前記圧油供給経路を流れる結果、この圧油供給経路における圧力損失（例えば配管やコントロールバルブでの圧損）が大きくなり、その分、低速回転時において、自走式破砕機の各機器の中でも最も大きな馬力を必要とする破砕装置に投入できる馬力が減少することとなり、エネルギ効率が低下する。また、これによって、原動機の馬力が不足しがちとなり、流量不足によって破砕装置等の動作速度が低下し、生産性が低下する可能性もある。これを防止するためには、より大きな原動機が必要となるため、コスト高騰を招く。
【０１３６】
これに対し、上記実施の形態においては、コントローラ４５が、図１１で示したステップ１００で、クラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量に応じた操作信号を入力し、ステップ１１０で、この操作信号に応じた第１油圧ポンプ１９の目標吐出流量Ｑ1を設定し、ステップ１２０でこのＱ1に対応する大きさの駆動電流値を備えた駆動信号Ｓpを生成して電磁比例弁１０４に出力し、電磁比例弁１０４を駆動する。これにより、電磁比例弁１０４が、クラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量に対応した開度で管路１０３を管路８１ｂに接続するので、第１油圧ポンプ１９の吐出流量Ｑ1は、前記の操作量に応じた流量Ｑ1（＝一定）に制御され、破砕用油圧モータ９はその吐出流量Ｑ1に対応した一定の速度で回転する。
【０１３７】
すなわち、破砕用油圧モータ９を所望の速度で高速回転させるときにはクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量を大きめにすることで、第１油圧ポンプ１９からの吐出流量Ｑ1がその大きめの設定に対応して増大し、破砕用油圧モータ９を所望の速度で低速回転させるときにはクラッシャ速度設定ダイヤル３６ｃの操作量を小さめにすることで、第１油圧ポンプ１９からの吐出流量Ｑ1がその小さめの設定に対応して減少する。
【０１３８】
このように、破砕用油圧モータ９を低速回転させるか高速回転させるかに応じて、第１油圧ポンプ１９から破砕用コントロールバルブ２６を介し破砕用油圧モータ９へ至る圧油供給経路を流れる流量を変化させることで、破砕用油圧モータ９の低速回転時には高速回転時に比べて圧油供給経路を流れる流量を低減できるので、この圧油供給経路における圧力損失を高速回転時よりは小さくすることができる。したがって、上記従来技術に比べて、その分、エネルギ効率を向上することができる。また、これによって、エンジン２１の馬力が不足するのを防止し、生産性の低下を防止できるので、エンジン２１の大型化が不要となり、コスト高騰を防止できる。
【０１３９】
なお、上記の効果に基づき、上記実施の形態を上記従来技術と対比させた場合には、上記実施の形態は、ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、原動機により駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油により前記破砕装置を駆動する破砕用油圧モータと、前記油圧ポンプから前記破砕用油圧モータに供給される圧油の流れを制御する破砕用制御弁手段とを有する自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、前記設定された目標吐出流量に応じて前記油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段とを有することを特徴とする自走式破砕機の油圧駆動装置の発明であるととらえることもできる。
【０１４０】
このとき、上記発明においては、既に前述したように、前記の破砕用コントロールバルブ２６が破砕用制御弁手段を構成し、操作盤３６のクラッシャ速度設定ダイヤル３６と、コントローラ４５の制御機能のうち図１１に示したステップ１００，１１０とが、第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段を構成し、コントローラ４５の制御機能のうち図１１に示したステップ１２０、電磁比例弁１０４、及びレギュレータ装置３４の第１サーボ弁９５が、設定された目標吐出流量に応じて第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段を構成することとなる。
【０１４１】
本発明の第２実施の形態を図１５〜図１７により説明する。本実施の形態は、第１油圧ポンプと第２油圧ポンプとについていわゆる全馬力制御を行う場合の実施の形態である。図１５〜図１７中、第１の実施形態と同等の部分については同一の符号を付す。
【０１４２】
図１５は、本実施の形態による自走式破砕機の油圧駆動装置の要部構造を表す油圧回路図であり、第１実施の形態の図７に相当する図である。この図１５において、本実施の形態が第１実施の形態と異なるのは、第２油圧ポンプ２０の吐出圧Ｐ2を検出し対応する検出信号をコントローラ４５へ出力する圧力センサ１０７を設けた点と、レギュレータ装置３４，３５の第２サーボ弁９７，９８のそれぞれに対し、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧Ｐ1，Ｐ2が導入され、これに応じて各第２サーボ弁９７，９８が第１及び第２油圧ポンプ１９，２０に対していわゆる全馬力制御を行っている点である。
【０１４３】
すなわち、レギュレータ装置３４，３５の第２サーボ弁９７，９８は、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧Ｐ1，Ｐ2により作動する弁であり、それら吐出圧Ｐ1，Ｐ2が、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出管路３７，３９から分岐して設けられた吐出圧検出管路１００ａ〜ｃ，１０１ａ〜ｃを介し、操作駆動部９７ａの受圧室９７ｂａ，９７ｂｂ及び操作駆動部９８ａの受圧室９８ｂａ，９８ｂｂにそれぞれ導かれるようになっている。
【０１４４】
そして、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧力の和Ｐ1＋Ｐ2によって操作駆動部９７ａ，９８ａに作用する力がばね９７ｃ，９８ｃで設定されるばね力によって弁体９７ｄ，９８ｄに作用する力より小さいときは、弁体９７ｄ，９８ｄは図１５中右方向に移動し、パイロットポンプ２５から第１サーボ弁９５，９６を介し導かれたパイロット圧ＰPを減圧せずに傾転アクチュエータ９３，９４の受圧室９３ｄ，９４ｄに伝達し、これによって第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の斜板１９Ａ，２０Ａの傾転を大きくして吐出流量を大きくする。
そして、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧力の和Ｐ1＋Ｐ2による力がばね９７ｃ，９８ｃのばね力設定値による力よりも大きくなるにしたがって弁体９７ｄ，９８ｄが図１５中左方向に移動し、パイロットポンプ２５から第１サーボ弁９５，９６を介し導かれたパイロット圧ＰPを減圧して受圧室９３ｄ，９４ｄに伝達し、これによって第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出流量を減少させるようになっている。
【０１４５】
以上により、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧力Ｐ1，Ｐ2が上昇するに従って第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出流量Ｑ1，Ｑ2の最大値Ｑ1max，Ｑ2maxが小さく制限され、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の入力馬力の合計をエンジン２１の出力馬力（詳細には第１実施の形態同様に有効出力馬力、以下同じ）以下に制限するように第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の斜板１９Ａ，２０Ａの傾転が制御され、さらに詳細には、第１油圧ポンプ１９の吐出圧Ｐ1と第２油圧ポンプ２０の吐出圧Ｐ2との和に応じて、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の入力馬力の合計をエンジン２１の出力馬力以下に制限する全馬力制御が実現される。
【０１４６】
第２サーボ弁９７，９８によって実現される上記全馬力制御を示す、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０のＰ（ポンプ吐出圧）−Ｑ（ポンプ吐出流量）特性線の一例を図１６に示す。本実施の形態では、第１油圧ポンプ１９及び第２油圧ポンプ２０の両方がほぼこの特性線で表される特性に制御される。すなわち、レギュレータ装置３４の第２サーボ弁９７において第１油圧ポンプ１９を制御するときにおける第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧の和Ｐ1＋Ｐ2と第１油圧ポンプ１９の吐出流量Ｑ1の最大値Ｑ1maxとの関係と、レギュレータ装置３５の第２サーボ弁９８において第２油圧ポンプ２０を制御するときにおける第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧の和Ｐ1＋Ｐ2と第２油圧ポンプ２０の吐出流量Ｑ2の最大値Ｑ2maxとの関係とが、互いに略同一の関係（例えば１０％程度の幅で）となるように、かつ、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出流量Ｑ1，Ｑ2の最大値Ｑ1max，Ｑ2maxを互いに略同じ値（同）で制限するようになっている。
【０１４７】
なお、その他の油圧回路は、第１実施の形態と同様である。
【０１４８】
図１７は、本実施の形態におけるコントローラ４５の制御内容の制御フローを示す図であり、第１実施の形態の図１１に相当する図である。
この図１７において、図１１と異なる点は、上記の全馬力制御に連携して、ステップ１２０とステップ１３０との間にステップ１２５が設けられていることである。
【０１４９】
すなわち、コントローラ４５は、ステップ１２０で、電磁比例弁１０４に駆動信号Ｓpを出力して駆動した後、ステップ１２５に移り、上記圧力センサ１０７からの第２油圧ポンプ２０の吐出圧Ｐ2を入力する。
【０１５０】
その後、ステップ１３０で、先に図１６に示した第１及び第２油圧ポンプ１９，２０のＰ−Ｑ特性線に基づき、上記Ｑ1に対応する第１油圧ポンプ１９の基準吐出圧Ｐ10t（図１６参照）を求める。これは、第１実施の形態のステップ１３０とは若干内容が異なる以下のような演算を行って算出する。
【０１５１】
すなわち、第１実施の形態で前述したように、エンジン２１の全出力馬力のうち第１油圧ポンプ１９と第２油圧ポンプ２０とで実際に利用できる部分（有効出力馬力）は、エンジン２１の出力馬力の最大値をＷ［ｋＷ］、効率係数をηとして、Ｗ×η［ｋＷ］となる。
【０１５２】
ここで、破砕作業中には、第２油圧ポンプ２０からの圧油は、フィーダ用油圧モータ１０、コンベア用油圧モータ１１、及び磁選機用油圧モータ１３に供給されるが、これら油圧モータ１０，１１，１３はそれぞれ、その仕様上、動作時に必要な流量は一意的に決まっている。また、第１実施の形態で前述したように、レギュレータ装置３５の第１サーボ弁９６を用いたロードセンシング制御により、破砕作業時には、第２油圧ポンプ２０の吐出圧Ｐ2は、それら油圧モータ１０，１１，１３の最大負荷圧力より一定値だけ高くなるように常に保持され、各油圧モータ１０，１１，１３を駆動するために必要な最小限の圧力及び流量となるように制御される。したがって、破砕作業時における第２油圧ポンプ２０の吐出流量Ｑ2を、前述した油圧モータ１０，１１，１３の必要流量から求めることができる。
【０１５３】
このようにして求めたＱ2と、前記圧力センサ１０７で検出したＰ2とを用いると、エンジン２１の有効出力馬力Ｗ×ηのうち第２油圧ポンプ２０で消費する馬力Ｗ2は、
Ｗ2＝Ｐ2×max（Ｑ1，Ｑ2）／６０ ［ｋＷ］
で表される。ここでmax（Ｑ1，Ｑ2）とするのは、全馬力制御によりＰ1とＰ2とをそれぞれクロスセンシングしているからである。このＷ2は、図１６のＰ−Ｑ特性線図の等馬力線部分αを、第２油圧ポンプ側に分配される馬力（第２分配基準馬力）を示すようにスライドさせた等馬力線部分βに相当している。
【０１５４】
そして、このようにＷ2が求められたことにより、エンジン２１の有効出力馬力Ｗ×ηのうち第１油圧ポンプ１９で消費できる馬力Ｗ1は、
Ｗ1＝Ｗ×η−Ｗ2
＝Ｗ×η−Ｐ2×max（Ｑ1，Ｑ2）／６０
となる。このＷ1は、図１６のＰ−Ｑ特性線図の等馬力線部分αを、第１油圧ポンプ側に分配される馬力（第１分配基準馬力）を示すようにスライドさせた等馬力線部分γに相当している。これにより、上記Ｑ1に対応する第１油圧ポンプ１９の基準吐出圧Ｐ10tを、
Ｐ10t＝（Ｗ1／Ｑ1）×６０ ［ＭＰa］
で求めることができる。ちなみに、上記Ｑ1に対応する第２油圧ポンプ２０の吐出圧Ｐ20tは、図１６に示す値となり、図示のようにＰ10t−Ｐ10＝Ｐ10−Ｐ20tとなる。
【０１５５】
以上のようなステップ１３０の後は、ステップ１４０に移り、上記基準吐出圧Ｐ10tに応じたフィーダ停止用圧力Ｐ11t及びフィーダ動作再開用圧力Ｐ12tを設定する（図１６参照）。これらＰ11t，Ｐ12tの設定方法は、第１実施の形態のＰ11，Ｐ12の設定方法と同様である。
【０１５６】
これ以降の、ステップ１５０〜２００では、第１実施の形態のＰ11，Ｐ12の代わりに上記Ｐ11t，Ｐ12tを用いる以外は、第１実施の形態と同様の制御手順を行う。なお、図１６と図１０とを比較すればわかるように、本実施の形態では、上記のように全馬力制御を行う結果、フィーダ停止用圧力はＰ11からＰ11tに、フィーダ動作再開用圧力はＰ12からＰ12tに増大する。
【０１５７】
なお、以上において、吐出圧検出管路１００ａ〜ｃ及び圧力センサ１０５が第１油圧ポンプの吐出圧を検出する第１吐出圧検出手段を構成し、吐出圧検出管路１０１ａ〜ｃ及び圧力センサ１０７が第２油圧ポンプの吐出圧を検出する第２吐出圧検出手段を構成し、コントローラ４５の制御機能のうち図１７に示したステップ１２０、電磁比例弁１０４、及びレギュレータ装置３４の第１サーボ弁９５が、設定された目標吐出流量に応じて第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段を構成する。
【０１５８】
また、レギュレータ装置３４，３５の第２サーボ弁９７，９８が、原動機の出力馬力を、検出された第１及び第２油圧ポンプの吐出圧に応じた比率で第１及び第２油圧ポンプ側にそれぞれ分配した第１及び第２分配基準馬力（本実施の形態ではそれぞれ図１６の等馬力線部分γ，βに相当する馬力）を用いて、第１及び第２油圧ポンプの入力馬力を第１及び第２分配基準馬力以下に制限するように第１及び第２油圧ポンプの吐出流量をそれぞれ制御する第１及び第２ポンプ馬力制限制御手段を構成する。
【０１５９】
さらに、コントローラ４５の制御機能のうち図１７に示したステップ１２５，１３０が、流量設定手段の設定値と第１分配基準馬力とに対応する第１油圧ポンプの基準吐出圧を算出する基準吐出圧算出手段を構成する。
【０１６０】
以上のように構成した本実施の形態においては、以下の効果を奏する。
【０１６１】
一般に、自走式破砕機においては、破砕作業中は、破砕用油圧モータ９の負荷圧力はフィーダ用油圧モータ１０、コンベア用油圧モータ１１、磁選機用油圧モータ１３の負荷圧力に比べて大きく、それら油圧モータ１０，１１，１３のために必要なエンジン２１の馬力は破砕用油圧モータ９のために必要な馬力よりも小さい。
【０１６２】
そこで上記第２実施の形態においては、レギュレータ装置３４，３５の第２サーボ弁９７，９８において、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧Ｐ1，Ｐ2の和Ｐ1＋Ｐ2に応じ第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の入力馬力の合計をエンジン２１の出力馬力以下に制限しかつ第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出圧Ｐ1，Ｐ2に応じた比率でエンジン２１の馬力を分配するように、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の吐出流量を制御する全馬力制御を行い、これによって相対的に高負荷である破砕用油圧モータ９に係る第１油圧ポンプ１９と相対的に低負荷である油圧モータ１０，１１，１３に係る第２油圧ポンプ２０とに対しその負荷の差に応じた形でエンジン２１の馬力を効果的に配分することができる。すなわち、油圧モータ１０，１１，１３の必要馬力が小さいことで余った第２油圧ポンプ２０への馬力の余剰分を、必要馬力の大きい破砕用油圧モータ９のために第１油圧ポンプ１９に供給することができる。このように、高負荷で必要馬力の大きい破砕用油圧モータ９により多くの馬力を割り振ることでエンジン２１の馬力を有効に活用でき、エネルギ効率を大きく向上することができる。これにより、省エネルギ化を図ることができる。
【０１６３】
なお、以上２つの実施の形態では、第１サーボ弁９５，９６及び第２サーボ弁９７，９８を備えた油圧方式のレギュレータ装置３４，３５によって第１及び第２油圧ポンプ１９，２０のポンプ制御手段を構成したが、破砕用油圧モータ９を一定の速度で安定的に回転させるという本発明の基本的な効果を得る限りにおいては、これに限られない。例えば、第１及び第２吐出圧検出手段としての圧力センサからの検出信号を入力しこれに応じて駆動信号を出力する傾転制御用コントローラと、この傾転制御用コントローラからの駆動信号に応じてパイロットポンプ２５からのパイロット圧を減圧する電磁比例減圧弁と、第１及び第２油圧ポンプ１９，２０の斜板１９Ａ，２０Ａに連結され、その電磁比例減圧弁を介したパイロット圧により動作する油圧作動ピストンとを備えたポンプ制御手段を用いても良い。この場合、上記本発明の第２実施の形態で第２のサーボ弁９７，９８で油圧的に行っていた全馬力制御は、前記の傾転制御用コントローラ内に所定のテーブルを設けて全馬力制御が可能となるように設定すれば足りる。
【０１６４】
また、上記２つの実施の形態においては、フィーダ停止用の圧力Ｐ11又はＰ11tとフィーダ動作再開用の圧力Ｐ12又はＰ12tとを別個に設けることでいわゆる制御上のヒステリシスを設定し、これによってフィーダ停止・動作再開を短時間のうちに繰り返すハンチングを起こさないようにしているが、必ずしもこれに限られない。すなわち、制御上の不安定さが生じる可能性が少ない場合あるいは生じても問題の少ない場合等においてはフィーダ停止用の圧力とフィーダ動作再開用の圧力とを同一値にすることも考えられる。このとき、前述の図１１や図１７のフローにおけるステップ１６０及びステップ１９０の判定基準とする所定の継続時間を、フィーダ停止時とフィーダ動作再開時とで異なる値とすることで、上記制御上の不安定さを回避する構成も考えられる。
【０１６５】
さらに、上記２つの実施の形態においては、管路６５，６６，６７，６９，７１，７８及びシャトル弁６８，７０で油圧モータ１０，１１，１３の最大負荷圧力を検出する一方、圧力制御弁５１，５４，５７で、絞り手段２９Ａａ，３０Ａａ，３１Ａａの下流側圧力と最大負荷圧力との差圧を一定に保持し、さらにアンロード弁７７で第２油圧ポンプ２０の吐出圧Ｐ2と上記最大負荷圧力との差圧を一定に保持し、これらによって絞り手段２９Ａａ，３０Ａａ，３１Ａａの前後差圧をそれぞれ一定に保持し、確実な分配機能を得るようにしたが、これに限られるものではない。例えば、単に絞り手段２９Ａａ，３０Ａａ，３１Ａａの前後差圧がそれぞれ両端に導かれる圧力補償弁を設け、そのばねの設定圧によって上記前後差圧を一定に保持するようにしてもよい。
さらに、上記において、アンロード弁７７を用いて第２油圧ポンプ２０の吐出圧Ｐ2と上記最大負荷圧力との差圧を一定に保持することによりロードセンシング制御を行ったが、これにも限られない。すなわち、第２油圧ポンプ２０の吐出圧Ｐ2を例えば圧力センサ等で検出しておき、また上記最大負荷圧力も圧力センサ等で検出しておき、両方の検出結果をロードセンシング用コントローラに入力してそれらの差圧を演算し、その演算結果に応じて、その差圧が一定に保持されるように、ポンプ制御手段によって第２油圧ポンプ２０の傾転角を制御してもよい。
また、上記した本発明の基本的な効果を得る限りにおいては、上記したロードセンシングや圧力補償による確実な分配機能は必ずしも必要ではなく、第１油圧ポンプ１９の動作点が少なくともＰ−Ｑ特性線の等馬力線上に至ったときに低圧側に復帰するようにして破砕用油圧モータ９の回転速度ＮCの低下を防止すれば足りることは言うまでもない。
【０１６６】
さらに、上記２つの実施の形態においては、左・右走行用コントロールバルブ２７，２８のうち、左走行用コントロールバルブ２７を第１弁グループ２２に、右走行用コントロールバルブ２８を第２弁グループ２３に振り分け配置したが、本発明の上記基本的な効果を得る限りにおいては、必ずしもこのような配置である必要はなく、例えば右走行用コントロールバルブ２８も第１弁グループ２２に配置しても良い。但しこの場合は、直進性確保の観点から、走行時に左・右走行用コントロールバルブ２７，２８を介し左・右走行用油圧モータ１６，１７へ供給される圧油のバランスをとる何らかの手段（例えば左・右走行用コントロールバルブ２７，２８の圧力補償手段）を設けることが好ましい。
【０１６７】
また、上記２つの実施の形態においては、破砕装置として動歯と固定歯とで破砕を行うジョークラッシャ３を備えた自走式破砕機１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破砕原料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含む６軸破砕機等）や、平行に配置された軸にカッタを備え、互いに逆回転させることにより破砕原料をせん断する破砕装置（いわゆるシュレッダを含む２軸せん断機等）を備えた破砕機にも適用可能である。これらの場合にも同様の効果を得る。
【０１６８】
さらに、上記２つの実施の形態においては、フィーダ４として、油圧モータの駆動力を用いて、破砕原料を載置する複数枚の鋸歯状プレート４ａを含む底板部を加振するグリズリフィーダを備えた自走式破砕機１を例にとって説明したが、これに限られない。すなわち、他のタイプのフィーダ、例えば、ホッパから投入された破砕原料をホッパ下方に設けた略平板形状の底板に載置し、この底板を油圧モータで発生した駆動力に基づきベース駆動機構によって略水平方向に往復運動させることにより、後続の破砕原料の投入によって先行の破砕原料を底板上で順次押し出し、底板の前端から破砕原料を破砕装置へと順次供給するいわゆるプレートフィーダを備えた破砕機にも適用可能である。
【０１６９】
また、上記２つの実施の形態においては、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してフィーダ４、コンベア６、及び磁選機７を備えた自走式破砕機１に適用した場合を例にとって説明したが、これに限られない。すなわち、コンベア６及び磁選機７のうち、少なくとも一方を適宜省略した自走式破砕機、例えば作業事情に応じ磁選機７が省略されているものに対し適用しても良い。逆に、フィーダ４、コンベア６、及び磁選機７に加え、さらに追加の補助機械、例えば、コンベア６の路程を長くするためにコンベア６の下流側（又は上流側）に位置する補助コンベア（２次コンベア、３次コンベア、サブコンベア等）や、破砕物の粒度に応じさらなる選別を行うためにジョークラッシャ３の下流側に位置する振動スクリーンを設けた自走式破砕機に適用しても良い。なお、補助機械を追加する場合、これに対応するコントロールバルブを第２弁グループ２３に設け、第２油圧ポンプ２０からの圧油を供給されるようにすることは言うまでもない。これらの場合も、同様の効果を得る。
【０１７０】
【発明の効果】
本発明によれば、破砕用油圧モータの負荷が大きくなったとき、動作点がＰ−Ｑ特性線の等馬力線部分上を高圧側にスライドして破砕用油圧モータの回転速度が減少した後にそれを修正する制御を行う従来技術と異なり、動作点がＰ−Ｑ特性線の等馬力線部分上に少なくとも至った時点で動作点を低圧力側に復帰させるので、破砕用油圧モータの回転速度減少を未然に防止することができる。したがって、破砕用油圧モータを、流量設定手段の設定値に応じた一定の速度で十分に安定的に回転させることができる。これにより、破砕物製品の粒度をその一定速度に応じた大きさに揃えることができるので、破砕物製品の品質を十分に向上でき、生産性を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施の形態が適用される自走式破砕機の全体構造を表す側面図である。
【図２】本発明の第１実施の形態が適用される自走式破砕機の全体構造を表す上面図である。
【図３】図１中Ａ方向から見た正面図である。
【図４】図１中Ｂ方向から見た後面図である。
【図５】本発明の自走式破砕機の油圧駆動装置の第１実施の形態を表す油圧回路図である。
【図６】本発明の自走式破砕機の油圧駆動装置の第１実施の形態を表す油圧回路図である。
【図７】本発明の自走式破砕機の油圧駆動装置の第１実施の形態を表す油圧回路図である。
【図８】図６に示したポンプコントロールバルブのピストンの通過流量と制御圧力との関係の一例を示した図である。
【図９】図７に示した第１サーボ弁の動作によって実行される制御圧力に対する第１及び第２油圧ポンプの吐出流量の制御特性の一例を示す図である。
【図１０】図７に示した第２サーボ弁によって実現される馬力制御を表す、第１及び第２油圧ポンプのＰ−Ｑ特性線の一例を示す図である。
【図１１】図７に示したコントローラの制御内容を示す制御フローである。
【図１２】図１に示したジョークラッシャにおいて破砕用油圧モータの回転速度と破砕物の粒度との関係を説明するための模式図である。
【図１３】本発明の油圧駆動装置の第１実施の形態における破砕用油圧モータ負荷増大時の挙動を説明するための説明図である。
【図１４】従来技術の油圧駆動装置における破砕用油圧モータ負荷増大時の挙動を説明するための説明図である。
【図１５】本発明の第２実施の形態による自走式破砕機の油圧駆動装置の要部構造を表す油圧回路図である。
【図１６】図１５に示した第２サーボ弁によって実現される全馬力制御を示す、第１及び第２油圧ポンプＰ−Ｑ特性線の一例を示す図である。
【図１７】図１５に示したコントローラの制御内容を示す制御フローである。
【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
６ コンベア
７ 磁選機
８ａ 無限軌道履帯（走行手段）
９ 破砕用油圧モータ
１０ フィーダ用油圧モータ
１１ コンベア用油圧モータ
１３ 磁選機用油圧モータ
１６ 左走行用油圧モータ
１７ 右走行用油圧モータ
１９ 第１油圧ポンプ
２０ 第２油圧ポンプ
２１ エンジン（原動機）
２６ 破砕用コントロールバルブ（破砕用制御弁手段）
２７ 左走行用コントロールバルブ（左走行用制御弁手段）
２８ 右走行用コントロールバルブ（右走行用制御弁手段）
２９ フィーダ用コントロールバルブ（フィーダ用制御弁手段）
３０ コンベア用コントロールバルブ（コンベア用制御弁手段）
３１ 磁選機用コントロールバルブ（磁選機用制御弁手段）
３４ レギュレータ装置
３５ レギュレータ装置
３６ 操作盤
３６ｃ クラッシャ速度設定ダイヤル（回転速度設定手段、流量設定手段）
４５ コントローラ
９５ 第１サーボ弁（ポンプ流量制御手段）
９７ 第２サーボ弁（第１ポンプ馬力制限制御手段）
９８ 第２サーボ弁（第２ポンプ馬力制限制御手段）
１００ 吐出圧検出管路（第１吐出圧検出手段）
１００ａ〜ｃ 吐出圧検出管路（第１吐出圧検出手段）
１０１ａ〜ｃ 吐出圧検出管路（第２吐出圧検出手段）
１０４ 電磁比例弁（ポンプ流量制御手段）
１０５ 圧力センサ（第１吐出圧検出手段）
１０７ 圧力センサ（第２吐出圧検出手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a self-propelled crusher equipped with a crushing device that crushes crushing raw materials, such as a jaw crusher, a roll crusher, and a shredder. More specifically, the rotation speed is sufficiently high regardless of increase or decrease in the load of a crushing hydraulic motor. The present invention relates to a hydraulic drive device for a self-propelled crusher that can sufficiently improve the quality of a crushed product and improve productivity.
[0002]
[Prior art]
The crusher works before transporting various large and small rocks, construction waste, industrial waste, etc. generated at the construction site, such as concrete lumps delivered at the time of building demolition and asphalt lumps discharged at road repairs. By crushing to a predetermined size at the site, reuse of waste materials, smoothing of construction, cost reduction, and the like are intended.
[0003]
Among such crushers, for example, a self-propelled crusher includes a traveling body provided with left and right endless track tracks, a crushing device that crushes crushing raw material input from a hopper into a predetermined size, Auxiliary machines that perform operations related to the crushing operation by the crushing device, for example, a feeder that guides the crushing raw material introduced from the hopper to the crushing device, a conveyor that conveys the crushed material that has been crushed and reduced by the crushing device, and this The magnetic separator is provided above the conveyor and magnetically attracts and removes magnetic substances contained in the crushed material being conveyed on the conveyor.
[0004]
In such a configuration, the crushing raw material introduced into the hopper above the crusher is guided to a crushing device by a feeder below the hopper, and is crushed to a predetermined size by the crushing device. The crushed crushed material falls from the space below the crushing device onto a conveyor below the crushing device, and is conveyed by this conveyor. In the middle of this transportation, for example, the reinforcing bar pieces mixed in the concrete lump are adsorbed and removed by a magnetic separator arranged above the conveyor, and the sizes are almost aligned and finally from the front or rear of the crusher It is carried out.
[0005]
At this time, the endless track crawler, the crushing device, the feeder, the conveyor, and the magnetic separator are driven by hydraulic actuators corresponding thereto. That is, a hydraulic drive device for a self-propelled crusher including these hydraulic actuators includes, for example, a plurality of (for example, two) variable displacement hydraulic pumps driven by one prime mover, and a pressure discharged from these hydraulic pumps. A crushing hydraulic motor and an auxiliary machine hydraulic motor (for example, a feeder hydraulic motor, a conveyor hydraulic motor, and a magnetic separator hydraulic motor) respectively driven by oil and driving the crushing device and the auxiliary machine, respectively, and the hydraulic pump From a plurality of control valves that respectively control the flow of pressure oil supplied to the hydraulic motor and pump control means that controls the discharge flow rate of the hydraulic pump, and the pressure oil discharged from the hydraulic pump Is supplied to each hydraulic motor via each control valve.
[0006]
By the way, in general, in the crushing apparatus, the particle size of the crushed material depends on the rotation speed (rotation speed) of the crushing hydraulic motor, that is, the particle size decreases as the rotation speed increases, and the particle size increases as the rotation speed decreases. It is known that there is. Therefore, in order to obtain a high-quality crushed product having a uniform particle size, it is preferable to keep the rotational speed of the crushing hydraulic motor as constant as possible.
[0007]
From such a viewpoint, as described in JP-A-8-257425, a hydraulic source, a crushing hydraulic motor that drives the crushing device, a feeder hydraulic motor that drives the feeder, and the hydraulic source In the hydraulic drive device of a self-propelled crusher having a crushing control valve and a feeder control valve that respectively control the flow of pressure oil to the crushing hydraulic motor and the feeder hydraulic motor, the rotation speed of the crushing device is set Based on the rotation speed set by the rotation speed setting means, the rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the crushing hydraulic motor, and the rotation speed detected by the rotation speed detection means. There has been proposed a configuration in which a control means for switching the control valve is provided.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
In the above prior art, when the load of the crushing apparatus increases and the rotation speed of the crushing hydraulic motor becomes equal to or lower than the first predetermined value, the control means sets the feeder control valve to the neutral position and stops the feeder to feed the crushing apparatus. When the supply of the crushing raw material is stopped and the rotational speed of the crushing hydraulic motor becomes equal to or higher than the second predetermined value, the feeder control valve is switched again to restart the supply of the crushing raw material to the crushing apparatus. As a result, the amount of crushed raw material in the crushing device is always set to an appropriate amount, the load on the crushing device is kept within an appropriate range, and fluctuations in the rotational speed of the crushing hydraulic motor are reduced, thereby improving the particle size distribution of the crushed material. Maintain and improve product quality.
[0009]
However, the following problems exist in the above-described conventional technology.
In other words, in this case, a variable displacement type hydraulic pump driven by a prime mover (for example, an engine) is used as a hydraulic source, as is the case with a normal hydraulic drive device of this type. In general, the pump control means performs so-called horsepower control for controlling the discharge flow rate of the hydraulic pump so that the input horsepower of the hydraulic pump does not exceed the output horsepower of the prime mover. In this horsepower control, when the discharge pressure P of the hydraulic pump increases based on the so-called PQ characteristic line, the maximum value Qmax of the discharge flow rate Q is limited to a small value, thereby limiting the input horsepower of the hydraulic pump to a predetermined value or less. The
[0010]
This PQ characteristic line defines the maximum value Qmax that the discharge flow rate Q of the hydraulic pump can take, and particularly on the high pressure side, it represents the maximum discharge flow rate when the maximum horsepower of the prime mover is used ( In other words, it is an equal horsepower line). Here, when carrying out the crushing work, a slight margin is given to the horsepower of the prime mover, and the prime mover is used with a horsepower slightly smaller than the maximum horsepower of the prime mover. In general, the pump is controlled so that the pump discharge pressure and the pump discharge flow rate correspond to the region of the side).
[0011]
Here, when the load of the crushing hydraulic motor increases due to an increase in the supply of crushing raw materials to the crushing device, the pump discharge pressure P increases accordingly, and the operating point shifts to the high pressure side. However, since the power consumption is initially in the region inside the PQ characteristic line and other horsepower lines where the horsepower consumption is smaller than the maximum horsepower of the prime mover, only the discharge pressure P increases while the discharge flow rate Q remains constant. To do. When the load of the crushing hydraulic motor further increases and the operating point reaches the horsepower line portion of the PQ characteristic line, the operating point moves to the lower right on the horsepower line as the pump discharge pressure P increases. Since the pump discharge flow rate Q decreases, the rotational speed NC of the crushing hydraulic motor decreases.
[0012]
In this prior art, when the rotational speed NC of the crushing hydraulic motor decreases in this way and falls below the first predetermined value, an increase in the load of the crushing hydraulic motor is detected, and the crushing raw material is fed by the feeder. Stop. As a result, the rotational speed NC of the crushing hydraulic motor is increased again, and when it exceeds the second predetermined value, a decrease in the load of the crushing hydraulic motor is similarly detected, and the crushing material input by the feeder is resumed. By repeating this, the rotational speed NC of the crushing hydraulic motor is maintained at a substantially constant value.
[0013]
Thus, since the control is performed to correct the increase / decrease in the rotational speed NC of the crushing hydraulic motor, the rotational speed NC of the crushing hydraulic motor is actually set to the first predetermined value and the second value. It fluctuates between a predetermined value. Therefore, the rotational speed NC cannot be sufficiently stabilized, the particle size distribution of the crushed material varies to some extent, and it becomes difficult to sufficiently improve the quality of the product. Therefore, in order to obtain a high-quality product, it is necessary to screen the crushed material using a sieving means or the like, and productivity is lowered.
[0014]
The object of the present invention is to provide a hydraulic drive for a self-propelled crusher that can sufficiently improve the quality of the crushed product by sufficiently stabilizing its rotational speed regardless of increase or decrease of the load of the crushing hydraulic motor, and improve the productivity. To provide an apparatus.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
(1) In order to achieve the above object, the present invention is a self-propelled having a crushing device for crushing a crushing raw material input from a hopper and a feeder for conveying the crushing raw material input to the hopper to the crushing device. Hydraulic motor for crushing which is provided in the type crusher and which drives the crushing device and the feeder by the first and second hydraulic pumps driven by the prime mover, and the pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps, respectively And a feeder hydraulic motor, a crushing control valve means and a feeder control valve means for controlling the flow of pressure oil supplied from the first and second hydraulic pumps to the crushing hydraulic motor and the feeder hydraulic motor, respectively. And at least the first hydraulic pump of the first and second hydraulic pumps is a hydraulic drive device for a self-propelled crusher, which is a variable displacement hydraulic pump. , A flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the first hydraulic pump, a first discharge pressure detection means for detecting a discharge pressure of the first hydraulic pump, and the first discharge pressure according to the set target discharge flow rate. According to the pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the hydraulic pump and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the input horsepower of the first hydraulic pump is reduced below a reference horsepower related to the output horsepower of the prime mover. Based on the first pump horsepower limit control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump so as to limit, and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the output horsepower of the first hydraulic pump is the reference horsepower. Feeder control means for controlling the feeder control valve means so as not to exceedAnd the feeder control means switches the feeder control valve means to a neutral position or reduces the opening so that the output horsepower of the first hydraulic pump does not exceed the reference horsepower, The feeder control means includes reference discharge pressure calculation means for calculating a reference discharge pressure of the first hydraulic pump corresponding to a set value of the flow rate setting means and the reference horsepower, the reference discharge pressure and the detected first pressure. According to the discharge pressure of the hydraulic pump, there is provided signal output means for switching the feeder control valve means to a neutral position or outputting a signal for reducing the opening degree..
[0016]
During the crushing operation, the pressure oil discharged from the second hydraulic pump is supplied to the feeder hydraulic motor via the feeder control valve means, while the pressure oil discharged from the first hydraulic pump passes the crushing control valve means. To the hydraulic motor for crushing. Thereby, a feeder and a crushing apparatus operate | move, a feeder conveys the crushing raw material thrown into the hopper to a crushing apparatus, and a crushing apparatus crushes the conveyed crushing raw material. Here, when the target discharge flow rate of the first hydraulic pump is set by the flow rate setting means, the discharge flow rate of the first hydraulic pump is controlled by the pump flow rate control means to a value corresponding to this set value, for example, the same value as the set value. Therefore, the crushing hydraulic motor rotates at a constant speed corresponding to the discharge flow rate of the first hydraulic pump, and the particle size of the crushed product is adjusted to a size corresponding to the constant speed.
[0017]
At this time, the discharge flow rate of the first hydraulic pump is also controlled by the first pump horsepower restriction control means so that the input horsepower of the first hydraulic pump is less than ½ of the reference horsepower related to the output horsepower of the prime mover, for example, the prime mover effective output horsepower. (So-called horsepower control).
[0018]
Here, for example, if the load of the crushing hydraulic motor is increased due to a large supply of crushing raw material from the feeder to the crushing device or a high compressive strength, the discharge pressure of the first hydraulic pump increases accordingly. The operating point shifts to the high pressure side on the PQ characteristic diagram of the horsepower control. Normally, however, the operating point is controlled by the above-described flow rate control means so that the operating point is the equal horsepower line portion of the PQ characteristic line. Only the discharge pressure increases while the discharge flow rate of the first hydraulic pump remains constant by the control of the flow rate control means. That is, the operating point moves horizontally to the right side of the equi-horsepower line inner region of the PQ characteristic line.
[0019]
  After that, when the load of the crushing hydraulic motor further increases, the operating point moves further to the high pressure side and reaches the equi-horsepower line portion of the PQ characteristic line, but at this time, it was detected by the first discharge pressure detecting means. Based on the discharge pressure of the first hydraulic pump, the feeder control means prevents the actual output horsepower of the first hydraulic pump from exceeding the reference horsepower, that is, the PQ characteristic line horsepower line portion (corresponding to the reference horsepower). The feeder control valve means is controlled so that the operating point reaching the upper side does not move the equal horsepower line portion downward to the right.That isThe feeder control valve means is returned to the neutral position or the opening degree is decreased, whereby the supply of pressure oil from the second hydraulic pump to the feeder hydraulic motor is stopped or decelerated. As a result, the feeder operation is stopped or slowed down, and the charging of the crushing raw material to the crushing apparatus is stopped or reduced, so that the load on the crushing hydraulic motor is reduced, the discharge pressure of the first hydraulic pump is reduced, and the operating point is It moves away from the horsepower line portion such as the PQ characteristic line and shifts again to the low pressure side and returns.
[0022]
(2)the above(1)GoodPreferably, the signal output means switches the feeder control valve means to a neutral position when a difference between the reference discharge pressure and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump is not more than a first predetermined value. Alternatively, when the opening degree is decreased and returned to the second predetermined value or more, the opening degree of the feeder control valve means is returned to the set value.
[0023]
(3)In order to achieve the above object, the present invention is a self-propelled type having a crushing device for crushing a crushing raw material introduced from a hopper and a feeder for conveying the crushing raw material introduced into the hopper to the crushing device. A first and second hydraulic pump provided in the crusher and driven by a prime mover; a crushing hydraulic motor that drives the crushing device and the feeder by pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps; A feeder hydraulic motor, a crushing control valve means and a feeder control valve means for controlling the flow of pressure oil supplied from the first and second hydraulic pumps to the crushing hydraulic motor and the feeder hydraulic motor, respectively And at least the first hydraulic pump of the first and second hydraulic pumps is a hydraulic drive device for a self-propelled crusher that is a variable displacement hydraulic pump. , A flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the first hydraulic pump, a first discharge pressure detection means for detecting a discharge pressure of the first hydraulic pump, and the first discharge pressure according to the set target discharge flow rate. According to the pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the hydraulic pump and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the input horsepower of the first hydraulic pump is reduced below a reference horsepower related to the output horsepower of the prime mover. Based on the first pump horsepower limit control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump so as to limit, and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the output horsepower of the first hydraulic pump is the reference horsepower. The feeder control valve means for controlling the feeder control valve means,The flow rate setting means includes a rotation speed setting means for setting a rotation speed of the crushing hydraulic motor.Shall.
[0024]
(4)In order to achieve the above object, the present invention is a self-propelled type having a crushing device for crushing a crushing raw material introduced from a hopper and a feeder for conveying the crushing raw material introduced into the hopper to the crushing device. A first and second hydraulic pump provided in the crusher and driven by a prime mover; a crushing hydraulic motor that drives the crushing device and the feeder by pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps; A feeder hydraulic motor, a crushing control valve means and a feeder control valve means for controlling the flow of pressure oil supplied from the first and second hydraulic pumps to the crushing hydraulic motor and the feeder hydraulic motor, respectively And at least the first hydraulic pump of the first and second hydraulic pumps is a hydraulic drive device for a self-propelled crusher that is a variable displacement hydraulic pump. , A flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the first hydraulic pump, a first discharge pressure detection means for detecting a discharge pressure of the first hydraulic pump, and the first discharge pressure according to the set target discharge flow rate. According to the pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the hydraulic pump and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the input horsepower of the first hydraulic pump is reduced below a reference horsepower related to the output horsepower of the prime mover. Based on the first pump horsepower limit control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump so as to limit, and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the output horsepower of the first hydraulic pump is the reference horsepower. The feeder control valve means for controlling the feeder control valve means,The first pump horsepower restriction control means uses approximately 1/2 of the effective output horsepower of the prime mover as the reference horsepower, and reduces the input horsepower of the first hydraulic pump to approximately 1/2 or less of the effective output horsepower of the prime mover. The discharge flow rate of the first hydraulic pump is controlled to limitShall.
[0025]
(5)In order to achieve the above object, the present invention is a self-propelled type having a crushing device for crushing a crushing raw material introduced from a hopper and a feeder for conveying the crushing raw material introduced into the hopper to the crushing device. A first and second hydraulic pump provided in the crusher and driven by a prime mover; a crushing hydraulic motor that drives the crushing device and the feeder by pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps; A feeder hydraulic motor, a crushing control valve means and a feeder control valve means for controlling the flow of pressure oil supplied from the first and second hydraulic pumps to the crushing hydraulic motor and the feeder hydraulic motor, respectively And at least the first hydraulic pump of the first and second hydraulic pumps is a hydraulic drive device for a self-propelled crusher that is a variable displacement hydraulic pump. , A flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the first hydraulic pump, a first discharge pressure detection means for detecting a discharge pressure of the first hydraulic pump, and the first discharge pressure according to the set target discharge flow rate. According to the pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the hydraulic pump and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the input horsepower of the first hydraulic pump is reduced below a reference horsepower related to the output horsepower of the prime mover. Based on the first pump horsepower limit control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump so as to limit, and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the output horsepower of the first hydraulic pump is the reference horsepower. Feeder control means for controlling the feeder control valve means so as not to exceedSecond discharge pressure detecting means for detecting the discharge pressure of the second hydraulic pumpAndPossess,The first pump horsepower restriction control means distributes the output horsepower of the prime mover to the first hydraulic pump side at the ratio according to the detected discharge pressure of the first and second hydraulic pumps as the reference horsepower. Using the distribution reference horsepower, the discharge flow rate of the first hydraulic pump is controlled so that the input horsepower of the first hydraulic pump is limited to the first distribution reference horsepower or less.Shall.
[0026]
By performing total horsepower control that distributes the output horsepower of the prime mover at a ratio corresponding to the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps, the relative power to the first hydraulic pump according to the relatively high load crushing hydraulic motor In addition, the horsepower of the prime mover can be effectively distributed to the second hydraulic pump related to the feeder hydraulic motor having a low load in a form corresponding to the difference in the load. In other words, surplus horsepower for the second hydraulic pump remaining due to the small required horsepower of the feeder hydraulic motor can be supplied to the first hydraulic pump for the crushing hydraulic motor having a large required horsepower. As described above, since the horsepower of the prime mover can be effectively used, energy saving can be achieved.
[0027]
(6In order to achieve the above object, the present invention also includes a crushing device that crushes crushing raw material input from a hopper, a feeder that conveys the crushing raw material input to the hopper to the crushing device, and the crushing device. It is provided in a self-propelled crusher having a conveyor for carrying out the crushed crushed material, a magnetic separator for magnetically removing the magnetic material contained in the crushed material being conveyed on the conveyor, and traveling means. , Variable displacement type first and second hydraulic pumps driven by a prime mover, and the crushing device, the feeder, the conveyor, the magnetic separator, and the pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps, A crushing hydraulic motor, a feeder hydraulic motor, a conveyor hydraulic motor, a magnetic separator hydraulic motor, a left / right traveling hydraulic motor, and the first and second hydraulic pressures that respectively drive the traveling means. The crushing hydraulic motor controls the flow of pressure oil supplied from the pump to the crushing hydraulic motor, the feeder hydraulic motor, the conveyor hydraulic motor, the magnetic separator hydraulic motor, and the left / right traveling hydraulic motor. In the hydraulic drive device for a self-propelled crusher, comprising: a control valve means; a feeder control valve means; a conveyor control valve means; a magnetic separator control valve means; and a left / right running control valve means. Flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the pump, pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump according to the set target discharge flow rate, and discharges of the first and second hydraulic pumps First and second discharge pressure detecting means for detecting the pressure respectively, and the first and second hydraulic pumps at a ratio corresponding to the detected output pressure of the first and second hydraulic pumps for the output horsepower of the prime mover. The first and second distribution reference horsepowers respectively distributed to the sides are used to limit the input horsepower of the first and second hydraulic pumps to be less than or equal to the first and second distribution reference horsepowers, respectively. First and second pump horsepower limit control means for controlling the discharge flow rate of the second hydraulic pump, respectively, and the reference discharge pressure of the first hydraulic pump corresponding to the set target discharge flow rate and the first distribution reference horsepower When the difference between the reference discharge pressure calculating means for calculating the reference discharge pressure and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump falls below a first predetermined value, the feeder control valve means is switched to the neutral position. Or a signal output means for outputting a signal for returning the opening degree of the feeder control valve means to a set value when the opening degree is decreased and returned to a second predetermined value or more.Shall.
[0028]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment when the present invention is applied to a self-propelled crusher will be described with reference to FIGS.
[0029]
A first embodiment of a hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to the present invention will be described with reference to FIGS.
[0030]
FIG. 1 is a side view showing the overall structure of a self-propelled crusher to which the present embodiment is applied. In FIG. 1, a self-propelled crusher 1 is supplied with crushing raw material by a working tool such as a bucket of a hydraulic excavator. A crushing device for crushing the crushed raw material into a predetermined size, for example, a crusher body 5 having a jaw crusher 3 and a feeder 4 for conveying the crushing raw material received in the hopper 2 to the jaw crusher 3 and guiding it, and the jaw crusher 3 The conveyor 6 that transports the crushed material that has been crushed and reduced to the rear side (right side in FIG. 1) of the crusher 1 and carries it out, and the crushed material that is provided above the conveyor 6 and that is being transported on the conveyor 6 A magnetic separator 7 that magnetically attracts and removes magnetic material, and a traveling body 8 that is provided below the crusher body 5 and includes left and right tracked tracks 8a and a track frame 8b. To.
[0031]
The jaw crusher 3 includes moving teeth (not shown) and fixed teeth (same), and converts the driving force generated by the crusher hydraulic motor 9 into a swinging motion of the moving teeth by a known conversion mechanism. By swaying this moving tooth back and forth with respect to the fixed tooth, the crushing raw material supplied from the feeder 4 is crushed into a predetermined size.
[0032]
The feeder 4 is a so-called grizzly feeder, and a bottom plate portion including a plurality of serrated plates 4 a on which the crushed raw material from the hopper 2 is placed is added by a driving force generated by the feeder hydraulic motor 10. Shake. As a result, the crushed raw material charged into the hopper 2 is sequentially conveyed and supplied to the jaw crusher 3, and the fine earth and sand adhering to the crushed raw material is dropped downward from the sawtooth gap of the sawtooth plate 4a during the conveyance. ing.
[0033]
The conveyor 6 drives the belt 6a by the conveyor hydraulic motor 11, and thereby conveys crushed material that has fallen onto the belt 6a from the jaw crusher 3.
[0034]
The magnetic separator 7 is attached to a power unit 18 to be described later via a support member 12, and a magnetic separator belt 7a disposed above the conveyor belt 6a so as to be substantially orthogonal to the conveyor belt 6a. By driving around the magnetic force generating means (not shown) by the hydraulic motor 13, the magnetic force from the magnetic force generating means is applied to the belt 7a to attract the magnetic material to the belt 7a, and is substantially the same as the conveyor belt 6a. It conveys in the orthogonal direction and falls to the side of the conveyor belt 6a.
[0035]
The endless track crawler belt 8a is spanned between a drive wheel 14 and an idler 15 provided on the track frame 8b, and left and right traveling hydraulic motors 16 and 17 (17) provided on the drive wheel 14 side. The crusher 1 is caused to travel when a driving force is applied according to FIG.
[0036]
The track frame 8b has a power unit 18 mounted on the upper part of the end in the longitudinal direction rear side (right side in FIG. 1). Then, pressure oil is discharged to the hydraulic actuators such as the crusher hydraulic motor 9, the feeder hydraulic motor 10, the conveyor hydraulic motor 11, the magnetic separator hydraulic motor 13, the left / right traveling hydraulic motors 16 and 17, and the like. Hydraulic pumps 19 and 20 (see FIG. 7 described later), an engine 21 (same as a prime mover) that drives the hydraulic pumps 19 and 20, and pressure oil supplied from the hydraulic pumps 19 and 20 to the hydraulic actuator Built-in control valve units 91 and 92 (see FIGS. 5 and 6 to be described later) having first and second valve groups 22 and 23 (see FIGS. 5 and 6 to be described later) for controlling the direction and flow rate. Yes.
[0037]
In addition, a driver seat 24 on which an operator gets on the front side of the power unit 18 (left side in FIG. 1).
[0038]
Here, the jaw crusher 3, the feeder 4, the conveyor 6, the magnetic separator 7, and the traveling body 8 constitute a driven member that is driven by a hydraulic drive device provided in the self-propelled crusher 1. 5, 6 and 7 are hydraulic circuit diagrams showing the first embodiment of the hydraulic drive device for the self-propelled crusher of the present invention.
[0039]
5 to 7, the hydraulic drive device is driven by the engine 21 as well as the variable displacement type first hydraulic pump 19 and the second hydraulic pump 20 driven by the engine 21. The fixed displacement pilot pump 25, the hydraulic motors 9, 10, 11, 13, 16, 17 supplied with the pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps 19, 20, respectively. And six control valves 26 and 27 for controlling the flow (direction and flow rate, or only the flow rate) of the pressure oil supplied from the second hydraulic pumps 19 and 20 to the hydraulic motors 9, 10, 11, 13, 16, and 17. , 28, 29, 30, 31 and the driver seat 24 (see FIG. 1), and the left and right traveling control valves 27, 28 (described later) are turned off. Operating levers 32a and 33a for left and right travel, pump control means for adjusting the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 19 and 20, for example, regulator devices 34 and 35, and a crusher body 5 ( For example, in the driver seat 24), the jaw crusher 3, the feeder 4, the conveyor 6, and the operation panel 36 for the operator to input and operate the start / stop of the magnetic separator 7 are provided. Yes.
[0040]
The six hydraulic motors 9, 10, 11, 13, 16, and 17 generate the crushing hydraulic motor 9 that generates the driving force for operating the jaw crusher 3 and the driving force for operating the feeder 4 as described above. The feeder hydraulic motor 10, the conveyor hydraulic motor 11 that generates a driving force for operating the conveyor 6, the magnetic separator hydraulic motor 13 that generates a driving force for operating the magnetic separator 7, and the left and right endless track tracks The left and right traveling hydraulic motors 16 and 17 generate a driving force to 8a.
[0041]
The control valves 26 to 31 are two-position switching valves or three-position switching valves, and include a crushing control valve 26 connected to the crushing hydraulic motor 9 and a left running control valve 27 connected to the left running hydraulic motor 16. A right travel control valve 28 connected to the right travel hydraulic motor 17, a feeder control valve 29 connected to the feeder hydraulic motor 10, and a conveyor control valve 30 connected to the conveyor hydraulic motor 11. The magnetic separator control valve 31 is connected to the magnetic separator hydraulic motor 13.
[0042]
At this time, of the first and second hydraulic pumps 19 and 20, the first hydraulic pump 19 is connected to the left traveling hydraulic motor 16 and the crushing hydraulic motor 9 via the left traveling control valve 27 and the crushing control valve 26. Pressure oil for supplying to is discharged. Each of these control valves 27 and 26 is a three-position switching valve capable of controlling the direction and flow rate of the pressure oil to the corresponding hydraulic motors 16 and 9, and is connected to the discharge conduit 37 of the first hydraulic pump 19. In the first valve group 22 provided with the center bypass line 22a, the left traveling control valve 27 and the crushing control valve 26 are arranged in this order from the upstream side. A pump control valve 38 (details will be described later) is provided on the most downstream side of the center bypass line 22a.
[0043]
On the other hand, the second hydraulic pump 20 has a feeder hydraulic motor 10, a conveyor hydraulic motor 11, a right traveling control valve 28, a feeder control valve 29, a conveyor control valve 30, and a magnetic separator control valve 31. And the pressure oil for supplying to the hydraulic motor 13 for magnetic separators is discharged. Among these, the right travel control valve 28 is a three-position switching valve capable of controlling the flow of pressure oil to the corresponding right travel hydraulic motor 17, and the other control valves 28, 29, 30, and 31 correspond. The center bypass line 23a connected to the discharge line 39 of the second hydraulic pump 20 and the downstream side thereof are a two-position switching valve capable of controlling the flow rate of the pressure oil to the hydraulic motors 10, 11, 13 In the second valve group 23 having the center line 23b further connected to the right side, the right traveling control valve 28, the magnetic separator control valve 31, the conveyor control valve 30, and the feeder control valve 29 are arranged from the upstream side. Arranged in order. The center line 23b is closed on the downstream side of the most downstream feeder control valve 29.
[0044]
Among the control valves 26 to 31, the left and right traveling control valves 27 and 28 are center bypass type pilot operation valves that are operated using the pilot pressure generated by the pilot pump 25. These left and right traveling control valves 27 and 28 are operated by a pilot pressure generated by the pilot pump 25 and reduced to a predetermined pressure by the operating lever devices 32 and 33 having the aforementioned operating levers 32a and 33a.
[0045]
That is, the operating lever devices 32 and 33 include operating levers 32a and 33a and a pair of pressure reducing valves 32b, 32b and 33b, 33b that output pilot pressure corresponding to the operation amount. When the operation lever 32a of the operation lever device 32 is operated in the direction a in FIG. 5 (or the opposite direction, the same is true for the following relationship), the pilot pressure is applied to the left travel control valve 27 via the pilot conduit 40 (or 41). The left drive control valve 27 is switched to the upper switching position 27A (or lower switching position 27B) in FIG. Is supplied to the left traveling hydraulic motor 16 via the discharge pipe 37, the center bypass line 22a, and the switching position 27A (or the lower switching position 27B) of the left traveling control valve 27, and the left traveling hydraulic motor 16 is supplied. Are driven forward (or backward).
[0046]
When the operation lever 32a is set to the neutral position shown in FIG. 5, the left travel control valve 27 returns to the neutral position shown in FIG. 5 by the urging force of the springs 27c and 27d, and the left travel hydraulic motor 16 stops.
[0047]
Similarly, when the operation lever 33a of the operation lever device 33 is operated in the direction b (or the opposite direction) in FIG. 5, the pilot pressure is driven through the pilot conduit 42 (or 43) to the drive portion 28a of the right travel control valve 28. (Or 28b) is switched to the upper switching position 28A (or lower switching position 28B) in FIG. 5, and the right traveling hydraulic motor 17 is driven in the forward direction (or the reverse direction). ing. When the operation lever 33a is set to the neutral position, the right travel control valve 28 is returned to the neutral position by the urging force of the springs 28c and 28d, and the right travel hydraulic motor 17 is stopped.
[0048]
Here, a solenoid control valve 46 that is switched by a drive signal St (described later) from the controller 45 is provided in the pilot introduction pipes 44 a and 44 b that guide the pilot pressure from the pilot pump 25 to the operation lever devices 32 and 33. Yes. The solenoid control valve 46 is switched to the communication position 46A on the left side in FIG. 7 when the drive signal St input to the solenoid drive unit 46a is turned on, and the pilot pressure from the pilot pump 25 is introduced through the introduction pipes 44a and 44b. The operation lever devices 32 and 33 are guided to enable the above-described operation of the left and right traveling control valves 27 and 28 by the operation levers 32a and 33a.
[0049]
On the other hand, when the drive signal St is turned OFF, the solenoid control valve 46 returns to the blocking position 46B on the right side in FIG. 7 by the restoring force of the spring 46b, shuts off the introduction conduit 44a and the introduction conduit 44b and introduces the introduction conduit. 44b is connected to the tank line 47a to the tank 47, and the pressure in the introduction pipe line 44b is set to the tank pressure, so that the operation of the left / right traveling control valves 27, 28 by the operation levers 32a, 33a is impossible. It is like that.
[0050]
The crushing control valve 26 is a center bypass type electromagnetic proportional valve having solenoid driving portions 26a and 26b at both ends. Solenoid drivers 26a and 26b are respectively provided with solenoids driven by a drive signal Scr from the controller 45, and the crushing control valve 26 is switched in accordance with the input of the drive signal Scr. .
[0051]
That is, the drive signal Scr corresponds to forward rotation (or reverse rotation, hereinafter, the same correspondence) of the jaw crusher 3, for example, the drive signal Scr to the solenoid drive units 26a and 26b is ON and OFF (or solenoid drive unit 26a), respectively. When the drive signals Scr to and b are turned OFF and ON, respectively, the crushing control valve 26 is switched to the upper switching position 26A (or the lower switching position 26B) in FIG. As a result, the hydraulic oil from the first hydraulic pump 19 passes through the discharge pipe 37, the center bypass line 22a, and the switching position 26A (or the lower switching position 26B) of the crushing control valve 26. The crushing hydraulic motor 9 is driven in the forward direction (or the reverse direction).
[0052]
When the drive signal Scr is a signal corresponding to the stop of the jaw crusher 3, for example, the drive signals Scr to the solenoid drive units 26a and 26b are both turned OFF, the control valve 26 is in the neutral position shown in FIG. 5 by the urging force of the springs 26c and 26d. Then, the crushing hydraulic motor 9 stops.
[0053]
The pump control valve 38 has a function of converting the flow rate into a pressure. The piston 38a can connect / cut off the center bypass line 22a and the tank line 47b via the throttle portion 38aa, and the piston 38a The upstream side is connected to the springs 38b and 38c for energizing both ends, the pipe 80 connected to the discharge pipe 79 of the pilot pump 25 and the pilot pressure is guided, the downstream side is connected to the tank line 47c, and And a variable relief valve 38d whose relief pressure is variably set by the spring 38b.
[0054]
With such a configuration, the pump control valve 38 functions as follows. That is, as described above, the left traveling control valve 27 and the crushing control valve 26 are center bypass valves, and the flow rate flowing through the center bypass line 22a is the amount of operation of each control valve 27, 26 (ie, spool). The amount of changeover stroke varies. When the control valves 27 and 26 are neutral, that is, when the required flow rate to the first hydraulic pump 19 is small, most of the hydraulic oil discharged from the first hydraulic pump 19 is pump-controlled via the center bypass line 22a. A relatively large flow of pressure oil is introduced into the valve 38 and led out to the tank line 47b through the throttle portion 38aa of the piston 38a. As a result, the piston 38a moves to the right side in FIG. 5, so that the set relief pressure of the relief valve 38d by the spring 38b is lowered, and is provided by branching from the pipe 80, for later-described negative tilt control (negative control). A relatively low control pressure (negative control pressure) Pc1 is generated in the pipe lines 81a and 81b leading to the first servo valve 95.
[0055]
Conversely, when the control valves 27 and 26 are operated and opened, that is, when the required flow rate to the first hydraulic pump 19 is large, the flow rate flowing through the center bypass line 22a is the hydraulic motors 16 and 9. Therefore, the flow rate of the pressure oil led out to the tank line 47b via the piston throttle portion 38aa is relatively small, and the piston 38a moves to the left side in FIG. 5 to set the relief pressure of the relief valve 38d. Therefore, the control pressure Pc1 of the pipe lines 81a and 81b is increased.
[0056]
In the present embodiment, as will be described later, the first servo valve 95 controls the tilt angle of the swash plate 19A of the first hydraulic pump 19 based on the fluctuation of the control pressure (negative control pressure) Pc1. (Details will be described later).
[0057]
In addition, a relief valve 89 and a relief valve 90 are provided on the pipelines 87 and 88 branched from the discharge pipelines 37 and 39 of the first and second hydraulic pumps 19 and 20, respectively. The value of the relief pressure for limiting the maximum value of the discharge pressures P1, P2 of the pumps 19, 20 is set by the biasing force of the springs 89a, 90a provided respectively. A pressure sensor 105 for detecting the discharge pressure P 1 in the discharge pipe 37 of the first hydraulic pump 19 is provided, and this pressure sensor 105 outputs a corresponding detection signal to the controller 45.
[0058]
The feeder control valve 29 is an electromagnetic switching valve provided with a solenoid drive unit 29a. The solenoid drive unit 29a is provided with a solenoid driven by a drive signal Sf from the controller 45, and the feeder control valve 29 is switched according to the input of the drive signal Sf. That is, when the drive signal Sf becomes an ON signal for operating the feeder 4, the feeder control valve 29 is switched to the upper switching position 29A in FIG.
[0059]
As a result, the pressure oil from the second hydraulic pump 20 guided through the discharge conduit 39, the center bypass line 23a, and the center line 23b is connected from the throttle means 29Aa provided at the switching position 29A to the pipe connected thereto. The feeder hydraulic motor 10 passes through a passage 50, a pressure control valve 51 (details will be described later) provided in the conduit 50, a port 29Ab provided in the switching position 29A, and a supply conduit 52 connected to the port 29Ab. The hydraulic motor 10 is driven. When the drive signal Sf becomes an OFF signal corresponding to the stop of the feeder 4, the feeder control valve 29 returns to the blocking position shown in FIG. 6 by the urging force of the spring 29b, and the feeder hydraulic motor 10 stops.
[0060]
As with the feeder control valve 29, the conveyor control valve 30 is provided with a solenoid that is driven by a drive signal Scom from the controller 45 in the solenoid drive unit 30a. When the drive signal Scom becomes an ON signal for operating the conveyor 6, the conveyor control valve 30 is switched to the upper communication position 30A in FIG. 6, and the pressure oil from the center line 23b is transferred from the throttle means 30Aa at the switching position 30A. It is supplied to and driven by the conveyor hydraulic motor 11 through a pipe 53, a pressure control valve 54 (details will be described later), a port 30Ab at the switching position 30A, and a supply pipe 55 connected to the port 30Ab. When the drive signal Scom becomes an OFF signal corresponding to the stop of the conveyor 6, the conveyor control valve 30 returns to the blocking position shown in FIG. 6 by the urging force of the spring 30b, and the conveyor hydraulic motor 11 stops.
[0061]
As with the feeder control valve 29 and the conveyor control valve 30, the magnetic separator control valve 31 is driven by a drive signal Sm from the controller 45 in the solenoid drive unit 31 a. When the drive signal Sm becomes the ON signal, the magnetic selector control valve 31 is switched to the upper communication position 31A in FIG. 6, and the pressure oil is reduced by the throttling means 31Aa → pipe 56 → pressure control valve 57 (details will be described later) → port 31Ab → Supplied to and driven by the magnetic separator hydraulic motor 13 via the supply line 58. When the drive signal Sm becomes an OFF signal, the magnetic separator control valve 31 returns to the cutoff position by the urging force of the spring 31b.
[0062]
Regarding the supply of pressure oil to the feeder hydraulic motor 10, the conveyor hydraulic motor 11, and the magnetic separator hydraulic motor 13, the supply pipelines 52, 55, 58 and the tank line 47b are provided from the viewpoint of circuit protection and the like. Relief valves 62, 63, and 64 are provided in pipes 59, 60, and 61 that connect the two, respectively.
[0063]
Here, functions related to the pressure control valves 51, 54, and 57 provided in the pipe lines 50, 53, and 56 will be described.
[0064]
The port 29Ab at the switching position 29A of the feeder control valve 29, the port 30Ab at the switching position 30A of the conveyor control valve 30, and the port 31Ab at the switching position 31A of the magnetic separator control valve 31 are respectively corresponding feeders. A load detection port 29Ac, a load detection port 30Ac, and a load detection port 31Ac for detecting the load pressures of the hydraulic motor for conveyor 10, the hydraulic motor for conveyor 11, and the hydraulic motor for magnetic separator 13 are communicated with each other. At this time, the load detection port 29Ac is connected to the load detection pipeline 65, the load detection port 30Ac is connected to the load detection pipeline 66, and the load detection port 31Ac is connected to the load detection pipeline 67. .
[0065]
Here, the load detection pipeline 65 to which the load pressure of the feeder hydraulic motor 10 is guided and the load detection pipeline 66 to which the load pressure of the conveyor hydraulic motor 11 is guided are further loaded via a shuttle valve 68. The load pressure on the high-pressure side connected to the detection pipeline 69 and selected via the shuttle valve 68 is guided to the load detection pipeline 69. The load detection pipeline 69 and the load detection pipeline 67 through which the load pressure of the magnetic separator hydraulic motor 13 is guided are connected to the maximum load detection pipeline 71 via a shuttle valve 70. The selected high-pressure side load pressure is led to the maximum load detection pipe 71 as the maximum load pressure.
[0066]
The maximum load pressure guided to the maximum load detection pipe 71 is connected to the corresponding pressure control valves 51, 54, and 75 via pipes 72, 73, 74, and 75 connected to the maximum load detection pipe 71. 57 is transmitted to one side. At this time, the pressure in the pipes 50, 53, 56, that is, the downstream pressure of the throttle means 29Aa, 30Aa, 31Aa is introduced to the other side of the pressure control valves 51, 54, 57.
[0067]
As described above, the pressure control valves 51, 54, and 57 are connected to the downstream pressure of the throttle means 29Aa, 30Aa, and 31Aa of the control valves 29, 30, and 31, the feeder hydraulic motor 10, the conveyor hydraulic motor 11, and the magnetic separator. The hydraulic motor 13 operates in response to a differential pressure with respect to the maximum load pressure, and the differential pressure is maintained at a constant value regardless of changes in the load pressure of the hydraulic motors 10, 11, 13. ing. That is, the downstream pressure of the throttle means 29Aa, 30Aa, 31Aa is set higher than the maximum load pressure by the set pressure by the springs 51a, 54a, 57a.
[0068]
On the other hand, the center bypass line 23a connected to the discharge line 39 of the second hydraulic pump 20 and the bleed-off line 76 branched from the center line 23b are provided with a relief valve (unload valve) 77 provided with a spring 77a. ing. The maximum load pressure is guided to one side of the relief valve 77 through a maximum load detection pipe 71 and a pipe 78 connected thereto, and the other side of the relief valve 77 is bleed-off through a port 77b. The pressure in the conduit 76 is guided. As a result, the relief valve 77 increases the pressure in the conduit 76 and the center line 23b by a set pressure by the spring 77a above the maximum load pressure. That is, when the pressure in the conduit 76 and the center line 23b becomes a pressure obtained by adding the spring force of the spring 77a to the pressure in the conduit 78 to which the maximum load pressure is guided, the relief valve 77 is The pressure oil in the passage 76 is guided to the tank 47 through the pump control valve 82, and thereby the flow rate from the feeder control valve 29, the conveyor control valve 30, and the magnetic separator control valve 31 is controlled to be constant. To do.
[0069]
At this time, the relief pressure set by the spring 77a is set to a value smaller than the set relief pressure of the relief valve 89 and the relief valve 90 described above.
[0070]
A pump control valve 82 having a flow rate-pressure conversion function similar to that of the pump control valve 38 is provided downstream of the relief valve 77 in the bleed-off line 76, and the bleed-off line 76 and the tank A piston 82a capable of connecting / disconnecting the line 47d via the throttle portion 82aa, springs 82b and 82c for urging both ends of the piston 82a, and a discharge pipe 79 of the pilot pump 25 are connected to the pilot. An upstream side is connected to a pipe 83 through which pressure is guided, a downstream side is connected to a tank line 47d, and a variable relief valve 82d in which the relief pressure is variably set by the spring 82b is provided.
[0071]
With such a configuration, the pump control valve 82 functions as follows during the crushing operation. That is, as described above, the most downstream end of the center line 23b is closed, and since the right travel control valve 28 is not operated during the crushing operation as described later, the pressure of the pressure oil flowing through the center line 23b is It varies depending on the operation amount of the feeder control valve 29, the conveyor control valve 30, and the magnetic separator control valve 31 (that is, the spool switching stroke amount). When the control valves 29, 30, 31 are neutral, that is, when the required flow rate to the second hydraulic pump 20 is small, most of the pressure oil discharged from the second hydraulic pump 20 is supplied to the supply pipelines 52, 55, 58. Since it is not introduced, it is led out downstream from the relief valve 77 and introduced into the pump control valve 82. As a result, a relatively large flow rate of pressure oil is led out to the tank line 47d via the throttle portion 82aa of the piston 82a, so that the piston 82a moves to the right in FIG. 6 and the set relief pressure of the relief valve 82d by the spring 82b. , And a relatively low control pressure (load sensing pressure) Pc2 is generated in a pipe 84 that branches off from the pipe 83 and reaches a first servo valve 96 for load sensing tilt control described later.
[0072]
On the contrary, when each control valve is operated and opened, that is, when the required flow rate to the second hydraulic pump 20 is large, the flow rate flowing through the bleed-off conduit 76 is the hydraulic motor 10, 11, 13 side. Therefore, the flow rate of pressure oil led out to the tank line 47d via the piston throttle portion 82aa becomes relatively small, and the piston 82a moves to the left side in FIG. 5 to set the relief pressure of the relief valve 82d. Since it becomes high, the load sensing pressure Pc2 of the pipe line 84 becomes high. An example of the relationship between the passage flow rate of the piston 82a of the pump control valve 82 and the control pressure Pc2 is shown in FIG. In the present embodiment, as described later, the tilt angle of the swash plate 20A of the second hydraulic pump 20 is controlled based on the fluctuation of the load sensing pressure Pc2 (details will be described later).
[0073]
Control between the downstream side pressure of the throttle means 29Aa, 30Aa, 31Aa and the maximum load pressure by the pressure control valves 51, 54, 57 described above, and the pressure in the bleed-off line 76 and the maximum load by the relief valve 77 By the control between the pressures, the pressure compensation function is made to make the differential pressure across the throttle means 29Aa, 30Aa, 31Aa constant. Thereby, irrespective of the change of the load pressure of each hydraulic motor 10, 11, 13, the pressure oil of the flow volume according to the opening degree of control valve 29, 30, 31 can be supplied to a corresponding hydraulic motor. .
The pressure compensation function and the tilt angle control of the swash plate 20A of the hydraulic pump 20 described later based on the output of the load sensing pressure Pc2 from the pump control valve 82 result in the discharge pressure of the second hydraulic pump 20 as a result. And the downstream pressure of the throttle means 29Aa, 30Aa, 31Aa are kept constant (details will be described later).
[0074]
In addition, a relief valve 85 is provided between the pipeline 78 to which the maximum load pressure is guided and the tank line 47d, and the maximum pressure in the pipeline 78 is limited to a set pressure or less of the spring 85a to protect the circuit. It is like that. That is, the relief valve 85 and the relief valve 75 constitute a system relief valve. When the pressure in the pipeline 78 becomes larger than the pressure set by the spring 85a, the relief valve 85 acts to cause the pipeline 78. The internal pressure is reduced to the tank pressure, whereby the relief valve 77 described above is actuated to enter a relief state.
[0075]
In the arrangement as described above, the crushing control valve 26 and the left traveling control valve 27 of the first valve group 22, the right traveling control valve 28 of the second valve group, the pump control valve 38, and the relief valve are arranged. 89 and 90 are grouped as a high-pressure side system, and are integrally incorporated in the main valve unit 91. On the other hand, the feeder control valve 29, the conveyor control valve 30, and the magnetic separator control valve 31, the relief valve 77, the pump control valve 82, and the relief valve 85 of the second valve group 23 are a low-pressure side system. These are integrated and integrated into the sub-valve unit 92. The carryover port 91a on the downstream side of the center bypass line 23a of the main valve unit 91 is connected to the pump port 92a of the sub valve unit 92 that communicates with the center line 23b.
[0076]
At this time, although the detailed structure is not shown, the diameters of the spools of the feeder control valve 29, the conveyor control valve 30, and the magnetic separator control valve 31 are the crushing control valve 26 and the left traveling control valve 27, respectively. And the diameter of the spool of the right travel control valve 28 is smaller.
[0077]
The regulator devices 34 and 35 include tilt actuators 93 and 94, first servo valves 95 and 96, and second servo valves 97 and 98, and the pilot pump 25 and the first and first servo valves 95 to 98 are provided by these servo valves 95 to 98. 2. Control the pressure oil pressure acting on the tilting actuators 93, 94 from the hydraulic pumps 19, 20 to control the tilting (ie, displacement) of the swash plates 19A, 20A of the first and second hydraulic pumps 19, 20 It is supposed to be.
The tilting actuators 93 and 94 include pressure receiving chambers in which operating pistons 93c and 94c having large diameter pressure receiving portions 93a and 94a and small diameter pressure receiving portions 93b and 94b, and pressure receiving portions 93a and 93b and 94a and 94b, respectively, are located. 93d, 93e and 94d, 94e. When the pressures in the pressure receiving chambers 93d, 93e and 94d, 94e are equal to each other, the operating pistons 93c, 94c move in the right direction in FIG. Increases and the pump discharge flow rate increases. Further, when the pressure in the pressure receiving chambers 93d and 94d on the large diameter side decreases, the operating pistons 93c and 94c move to the left in FIG. 7, thereby reducing the tilt of the swash plates 19A and 20A and reducing the pump discharge flow rate. It is supposed to be. The large diameter side pressure receiving chambers 93d, 94d are connected to a pipe line 99 communicating with the discharge pipe line 79 of the pilot pump 25 via the first and second servo valves 95 to 98, and the small diameter side pressure receiving chambers 93d, 94d. The chambers 93e and 94e are directly connected to the pipe line 99.
[0078]
Among the first servo valves 95 and 96, the first servo valve 95 of the regulator device 34 is, as described above, the control pressure (negative control) guided from the pump control valve 38 via the pipe lines 81a and 81b and the solenoid control valve 102 (described later). Pressure) is a servo valve for negative tilt control driven by Pc1, and the first servo valve 96 of the regulator device 35 is a control pressure (load sensing) guided from the pump control valve 82 via the pipe 84 as described above. Pressure) Servo valves for load sensing control driven by Pc2, which have the same structure.
[0079]
That is, when the control pressures PC1 and PC2 are high, the valve bodies 95a and 96a move rightward in FIG. 7, and the pressure receiving chambers 93d and 94d of the tilting actuators 93 and 94 are not reduced without reducing the pilot pressure PP from the pilot pump 25. 94d, thereby increasing the inclination of the swash plates 19A and 20A, and increasing the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 19 and 20. Then, as the control pressures PC1 and PC2 decrease, the valve bodies 95a and 96a move to the left in FIG. 7 by the force of the springs 95b and 96b to reduce the pilot pressure PP from the pilot pump 25 and receive pressure chambers 93d and 94d. The discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 are reduced. An example of the control characteristics of the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 with respect to the control pressures PC1 and PC2 executed by the operations of the servo valves 95 and 96 is shown in FIG.
[0080]
As described above, in the first servo valve 95 of the regulator device 34, specifically, the center bypass line is provided so that the discharge flow rate corresponding to the required flow rate of the control valves 26 and 27 can be obtained together with the function of the pump control valve 38 described above. The above-described negative tilt control (negative control) is realized in which the tilt of the swash plate 19A of the first hydraulic pump 19 is controlled so that the flow rate flowing from 22a and passing through the pump control valve 38 is minimized.
[0081]
At this time, a solenoid control valve 102 that is switched by a drive signal Su from the controller 45 is provided in the pipe lines 81a and 81b. When the drive signal Su input to the solenoid drive unit 102a is turned ON, the solenoid control valve 102 is switched to the switching position 102A on the left side in FIG. 7 to connect the pipe line 81a and the pipe line 81b. Negative control like this is possible.
[0082]
On the other hand, when the drive signal Su is turned off, the solenoid control valve 102 returns to the switching position 102B on the right side in FIG. 7 by the restoring force of the spring 102b to shut off the pipe line 81a and the pipe line 81b. A pipe 103 and a pipe 81 b that are branched from a pipe 80 communicating with the discharge pipe 79 are connected to each other. Further, at this time, an electromagnetic proportional valve 104 that is switched according to the drive signal Sp from the controller 45 is provided in the pipe line 103. This electromagnetic proportional valve 104 is based on the pilot pressure introduced through the discharge line 79, the line 80, and the line 103 of the pilot pump 25, and the drive current Sp of the drive signal Sp input to the solenoid drive unit 104a. A control pressure (positive control pressure) Pc3 is generated that increases as the value increases and decreases as the drive current value decreases. Thereby, in the first servo valve 95 of the regulator device 34, as will be described later, the swash plate 19A of the first hydraulic pump 19 has a pump discharge flow rate corresponding to the operation amount of the crusher speed setting dial 36c of the operation panel 36. So-called positive tilt control (positive control) for controlling the tilt is realized.
[0083]
In the first servo valve 96 of the regulator device 35, the difference between the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 20 and the downstream pressure of the throttle means 29Aa, 30Aa, 31Aa is constant in addition to the function of the pump control valve 82 described above. Thus, so-called load sensing control is realized in which the discharge flow rate of the second hydraulic pump 20 is controlled so as to be held at a constant value.
[0084]
On the other hand, the second servo valves 97 and 98 are both servo valves for horsepower control (input torque limit control) and have the same structure. In other words, the second servo valves 97 and 98 are valves that are operated by the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 19 and 20, and these discharge pressures P1 and P2 are the first and second hydraulic pumps 19 respectively. , 20 through discharge pressure detection pipes 100 and 101 provided by branching from the discharge pipes 37 and 39, respectively, so as to be guided to the pressure receiving chamber 97b of the operation driving unit 97a and the pressure receiving chamber 98b of the operation driving unit 98a, respectively. It has become.
[0085]
That is, the force that acts on the operation drive parts 97a and 98a by the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 acts on the valve bodies 97d and 98d by the spring force set by the springs 97c and 98c. When it is smaller, the valve bodies 97d, 98d move in the right direction in FIG. 7, and the tilting actuators 93, 94 are not reduced without reducing the pilot pressure PP led from the pilot pump 25 through the first servo valves 95, 96. To the pressure receiving chambers 93d and 94d, thereby increasing the inclination of the swash plates 19A and 20A of the first and second hydraulic pumps 19 and 20, thereby increasing the discharge flow rate.
Then, as the force due to the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 becomes larger than the force due to the spring force set value of the springs 97c and 98c, the valve bodies 97d and 98d move in the left direction in FIG. The pilot pressure PP that has been moved and led from the pilot pump 25 through the first servo valves 95 and 96 is reduced and transmitted to the pressure receiving chambers 93d and 94d, whereby the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 are reduced. Is supposed to decrease.
[0086]
As described above, in the regulator device 34, the maximum value Q1max of the discharge flow rate Q1 of the first hydraulic pump 19 is limited to be small as the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 19 increases, and the input horsepower (input) of the first hydraulic pump 19 is reduced. The tilt of the swash plate 19A of the first hydraulic pump 19 is controlled so that the torque is limited to ½ or less of the output horsepower of the engine 21 (output torque, more specifically, effective output horsepower described later, the same applies hereinafter). (Known horsepower control). In the regulator device 35, as the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 20 increases, the maximum value Q2max of the discharge flow rate Q2 of the second hydraulic pump 20 is limited to be small, and the input horsepower (input torque) of the second hydraulic pump 20 is limited. ) Is controlled so as to limit the output horsepower (output torque) of the engine 21 to ½ or less of the output horsepower (output torque) of the engine 21 (known horsepower control). In this way, by dividing the horsepower of the engine 21 by 1/2 on the first hydraulic pump 19 side and the second hydraulic pump 20 side, the input horsepower (input torque) of the first hydraulic pump 19 and the second hydraulic pump can be reduced. The total is limited to the output horsepower (output torque) of the engine 21 or less. That is, the output horsepower of the engine 21 is equally divided by 1/2 on the first hydraulic pump 19 side and the second hydraulic pump 20 side.
[0087]
FIG. 10 shows an example of a P (pump discharge pressure) -Q (pump discharge flow rate) characteristic line of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 showing the horsepower control realized by the second servo valves 97 and 98. . In the present embodiment, both the first hydraulic pump 19 and the second hydraulic pump 20 are controlled to have characteristics substantially represented by this characteristic line.
[0088]
5 to 7, the operation panel 36 selects a crusher start / stop switch 36 a for starting / stopping the jaw crusher 3, and the operation direction of the jaw crusher 3 is selected from the forward rotation direction and the reverse rotation direction. A crusher forward / reverse selection dial 36b for setting the crusher speed setting dial 36c for setting the operating speed of the jaw crusher 3, a feeder start / stop switch 36d for starting / stopping the feeder 4, and the conveyor 6 One of a conveyor start / stop switch 36e for starting / stopping, a magnetic separator start / stop switch 36f for starting / stopping the magnetic separator 7, and a traveling mode for performing a traveling operation and a crushing mode for performing a crushing operation And a mode selection switch 36g for selecting.
[0089]
When the operator operates various switches and dials on the operation panel 36, the operation signals are input to the controller 45. Based on an operation signal from the operation panel 36, the controller 45 is a solenoid drive unit for the crushing control valve 26, the feeder control valve 29, the conveyor control valve 30, the magnetic separator control valve 31, and the solenoid control valve 46 described above. 26a, 26b, solenoid drive unit 29a, solenoid drive unit 30a, solenoid drive unit 31a, solenoid drive unit 46a, solenoid drive unit 102a, and drive signal Scr, Sf, Scom, Sm, St, to the solenoid drive unit 104a, Su and Sp are generated and output to the corresponding solenoid drive unit.
[0090]
That is, when the “travel mode” is selected by the mode selection switch 36g of the operation panel 36, the drive signal St of the solenoid control valve 46 is turned ON to switch the solenoid control valve 46 to the communication position on the left side in FIG. The operation control valves 27 and 28 can be operated by the operation levers 32a and 33a, and the drive signal Su of the solenoid control valve 102 is turned on to switch the solenoid control valve 102 to the switching position on the left side in FIG. The negative control described above using the valve 38 is performed.
When the “crushing mode” is selected by the mode selection switch 36g of the operation panel 36, the drive signal St of the solenoid control valve 46 is turned OFF to return to the shut-off position on the right side in FIG. 7, and the operation levers 32a and 33a are used. The travel control valves 27 and 28 cannot be operated, and the drive signal Su of the solenoid control valve 102 is turned off to return the solenoid control valve 102 to the switching position on the right side in FIG. Make sure to do the positive control mentioned above.
[0091]
In addition, the crusher start / stop switch 36a is pushed to the “start” side in a state where “forward” (or “reverse”, hereinafter the same relationship) is selected by the crusher forward / reverse selection dial 36b of the operation panel 36. In this case, the drive signal Scr to the solenoid drive unit 26a (or the solenoid drive unit 26b) of the crushing control valve 26 is turned ON and the drive signal Scr to the solenoid drive unit 26b (or the solenoid drive unit 26a) is turned OFF. , The crushing control valve 26 is switched to the upper switching position 26A (or the lower switching position 26B) in FIG. 5, and the pressure oil from the first hydraulic pump 19 is supplied to the crushing hydraulic motor 9 and driven. The crusher 3 is activated in the forward direction (or the reverse direction). At this time, a drive signal Sp having a drive current value corresponding to the operation amount signal of the crusher speed setting dial 36c is generated and output to the solenoid drive unit 104a of the electromagnetic proportional valve 104 (step 120 in the flow of FIG. The electromagnetic proportional valve 104 is switched, thereby supplying the crushing hydraulic motor 9 with an amount of pressure oil corresponding to the amount of operation of the crusher speed setting dial 36c (that is, the set value, hereinafter the same), and the jaw crusher 3 is Operate at a speed according to the amount of operation.
Thereafter, when the crusher start / stop switch 36a is pushed to the "stop" side, both the solenoid drive unit 26a and the drive signal Scr of the solenoid drive unit 26b of the crushing control valve 26 are turned OFF to the neutral position shown in FIG. The crushing hydraulic motor 9 is stopped and the jaw crusher 3 is stopped.
[0092]
Further, when the feeder start / stop switch 36d of the operation panel 36 is pushed to the “start” side, the drive signal Sf to the solenoid drive unit 29a of the feeder control valve 29 is turned ON, and the upper switching position 29A in FIG. The pressure oil from the second hydraulic pump 20 is supplied to the feeder hydraulic motor 10 and driven to start the feeder 4. Thereafter, when the feeder start / stop switch 36d of the operation panel 36 is pushed to the “stop” side, the drive signal Sf to the solenoid drive portion 29a of the feeder control valve 29 is turned OFF to return to the neutral position shown in FIG. Then, the feeder hydraulic motor 10 is stopped, and the feeder 4 is stopped.
[0093]
Similarly, when the conveyor start / stop switch 36e is pushed to the “start” side, the conveyor control valve 30 is switched to the upper switching position 30A in FIG. 6 and the conveyor hydraulic motor 11 is driven to start the conveyor 6. When the conveyor start / stop switch 36e is pushed to the “stop” side, the conveyor control valve 30 is returned to the neutral position and the conveyor 6 is stopped.
When the magnetic separator start / stop switch 36f is pushed to the “start” side, the magnetic selector control valve 31 is switched to the upper switching position 31A in FIG. 6 to drive the magnetic separator hydraulic motor 13 to drive the magnetic separator. 7 and the magnetic separator start / stop switch 36f is pushed to the "stop" side, the magnetic selector control valve 31 is returned to the neutral position, and the magnetic separator 7 is stopped.
[0094]
Here, the main part of the present embodiment is that when the load on the crushing hydraulic motor 9 is increased during the crushing operation (that is, during the operation of the jaw crusher 3 and the feeder 4), the feeder 4 is earlier than the prior art. Is to prevent a decrease in the rotational speed of the crushing hydraulic motor 9 by stopping or slowing the operation (details will be described later). The control contents of the controller 45 relating to this function will be described with reference to FIG.
[0095]
In FIG. 11, the controller 45 first inputs an operation signal in accordance with the operation amount of the crusher speed setting dial 36c in step 100, and then in step 110 in accordance with the operation signal (for example, predetermined and stored). Based on a predetermined table, the target discharge flow rate Q1 of the first hydraulic pump 19 (which is almost directly proportional to the operation signal) is calculated and set.
[0096]
Thereafter, the process proceeds to step 120, and as described above, a drive signal Sp having a drive current value corresponding to Q1 is generated and output to the electromagnetic proportional valve 104 to drive the electromagnetic proportional valve 104. To do.
[0097]
Then, in step 130, based on the PQ characteristic line of the first hydraulic pump 19 shown in FIG. 10 (the lower-right equihorse force line portion represents the reference horsepower of the first hydraulic pump 19), the above Q1 is set. A corresponding reference discharge pressure P10 (see FIG. 10) of the first hydraulic pump 19 is obtained. Specifically, this is calculated by performing the following calculation.
[0098]
That is, assuming that the output horsepower (for example, practically) maximum value uniquely determined by the specifications of the engine 21 is W [kW], and the efficiency factor considering all losses including the mechanical loss of the engine 21 is η, Of the total output horsepower of the engine 21, the portion (effective output horsepower) that can actually be used by the first hydraulic pump 19 and the second hydraulic pump 20 is W × η [kW]. As described above, in the present embodiment, the effective output horsepower is equally divided by half between the first hydraulic pump 19 side and the second hydraulic pump 20 side. Horsepower W1 that can
W1 = (W × η) / 2 [kW]
This corresponds to the equal horsepower curve portion (downward curve portion) of the PQ characteristic diagram when P1 is taken on the horizontal axis of FIG.
Thus, the reference discharge pressure P10 (see FIG. 10) corresponding to the above Q1 is
P10 = (W1 / Q1) × 60 [MPa]
It becomes.
[0099]
After step 130 as described above, the routine proceeds to step 140, where the feeder stopping pressure P11 and the feeder operation resuming pressure P12 corresponding to the reference discharge pressure P10 are set (see FIG. 10). As a method for setting these P11 and P12, for example, the differential pressure (P10−P11, P10−P12) with respect to P10 is set to a first predetermined value and a second predetermined value (where the first predetermined value <the second predetermined value), respectively. You just have to do it. These predetermined values may be fixed values or may be values corresponding to P10 (for example, P10−P11 = 0.1 × P10, P10−P12 = 0.2 × P10).
[0100]
In step 150, a detection signal from the pressure sensor 105 for detecting the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 19 is input. In step 160, it is determined whether P1 is larger than P11. In the case of P1 ≦ P11, this determination is not satisfied, and the same procedure is repeated by returning to the step 150. If P1> P11, it is determined that the load on the crushing hydraulic motor 9 is too large, and the routine proceeds to step 170. Note that the determination in step 160 may be based on whether or not the state of P1> P11 has continued for a predetermined time. In this case, transient or instantaneous increase in P1 is excluded from the target and more accurate control is performed. There is an advantage that can be done.
[0101]
In step 170, the drive signal Sf to the feeder control valve 29 is turned OFF to return to the neutral position, whereby supply of pressure oil to the feeder hydraulic motor 10 is stopped, and the feeder 4 is stopped. Note that the feeder control valve 29 is not simply an ON-OFF valve, and the pressure oil supply amount to the supply line 52 can be controlled according to the drive current value of the drive signal Sf to the solenoid drive unit 29a. In 170, the drive current value of the drive signal Sf to the feeder control valve 29 may be reduced to reduce the supply of pressure oil to the feeder hydraulic motor 10, and the feeder 4 may be decelerated.
[0102]
After step 170 as described above, the process proceeds to step 180 where the detection signal P1 from the pressure sensor 105 is input again, and in step 190, it is determined whether P1 is smaller than P12. In the case of P1 ≧ P12, this determination is not satisfied, and the same procedure is repeated by returning to Step 180 described above. If P1 <P12, it is determined that the excessive load of the crushing hydraulic motor 9 has been resolved, and the routine proceeds to step 200.
[0103]
Needless to say, as in step 160, the determination in step 190 may be based on whether or not the state of P1 <P12 has continued for a predetermined time.
[0104]
In step 200, the drive signal Sf to the feeder control valve 29 is turned ON and switched again (for example, to the full stroke position), whereby supply of pressure oil to the feeder hydraulic motor 10 is resumed, and the operation of the feeder 4 is resumed. Let it resume. If the feeder 4 is decelerated without stopping, the drive current value of the drive signal Sf to the feeder control valve 29 is increased to the initial value (value before the feeder 4 is decelerated) in step 200. Then, the switching position of the feeder control valve 29 is returned to the original position (position before deceleration), and the feeder 4 is returned to the original operation speed.
Thereafter, the process returns to step 150 and the same procedure is repeated.
[0105]
In the configuration described above, the endless track crawler belt 8a constitutes the traveling means described in the claims, and the left traveling control valve 27 and the right traveling control valve 28 constitute the left / right traveling control valve means, The crushing control valve 26 constitutes a crushing control valve means. Further, the feeder control valve 29 constitutes a feeder control valve means, the conveyor control valve 30 constitutes a conveyor control valve means, and the magnetic separator control valve 31 constitutes a magnetic separator control valve means.
[0106]
Further, the crusher speed setting dial 36c of the operation panel 36 constitutes a rotation speed setting means for setting the rotation speed of the crushing hydraulic motor, and among the control functions of the controller 45, steps 100 and 110 shown in FIG. Constitutes a flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the first hydraulic pump. Further, the discharge pressure detection pipe line 100 and the pressure sensor 105 constitute first discharge pressure detection means for detecting the discharge pressure of the first hydraulic pump, and among the control functions of the controller 45, step 120 shown in FIG. The proportional valve 104 and the first servo valve 95 of the regulator device 34 constitute pump flow control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump according to the set target discharge flow rate, and the second servo of the regulator device 34. The valve 97 converts the input horsepower of the first hydraulic pump into a reference horsepower related to the output horsepower of the prime mover according to the detected discharge pressure of the first hydraulic pump (in this embodiment, as described above, the effective output horsepower of the prime mover). The first pump horsepower limit control means is configured to control the discharge flow rate of the first hydraulic pump so as to be limited to 1/2) or less.
[0107]
Further, among the control functions of the controller 45, step 130 shown in FIG. 11 constitutes reference discharge pressure calculation means for calculating the reference discharge pressure of the first hydraulic pump corresponding to the set value of the flow rate setting means and the reference horsepower. Steps 140 to 200 are signal output means for switching the feeder control valve means to the neutral position or outputting a signal for reducing the opening degree according to the reference discharge pressure and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump. Configure.
[0108]
Next, operations and effects of the self-propelled crusher according to the first embodiment of the present invention having the above-described configuration will be described below.
[0109]
In the self-propelled crusher 1 configured as described above, for example, when the self-propelled crusher 1 is allowed to self-propel to a location where the crushing operation is performed, the operator selects the “travel mode” with the mode selection switch 36g of the operation panel 36. Then, he gets on the driver's seat 24 and operates the operation levers 32a and 33a forward. As a result, the left and right traveling control valves 27 and 28 are switched to the upper switching positions 27A and 28A in FIG. 5, and the pressure oil guided from the first hydraulic pump 19 through the center bypass line 22a travels to the left and right. These are supplied to the hydraulic motors 16 and 17 and are driven in the forward direction, the endless track crawlers 8a on both sides of the crusher 1 are driven in the forward direction, and the traveling body 8 travels forward.
[0110]
In the crushing operation, the operator selects “crushing mode” with the mode selection switch 36g of the operation panel 36 to disable the traveling operation, and then performs “forward rotation” with the crusher forward / reverse selection dial 36b. The magnetic separator start / stop switch 36f, the conveyor start / stop switch 36e, the crusher start / stop switch 36a, and the feeder start / stop switch 36d are selected while turning the crusher speed setting dial 36c to a position where the desired setting speed is achieved. Sequentially press to the “Start” side.
[0111]
As a result of the above operation, the drive signal Sm from the controller 45 to the solenoid drive unit 31a of the magnetic separator control valve 31 is turned ON, and the magnetic separator control valve 31 is switched to the upper switching position 31A in FIG. The drive signal Scom from 45 to the solenoid drive unit 30a of the conveyor control valve 30 is turned ON, and the conveyor control valve 30 is switched to the upper switching position 30A in FIG. Further, the drive signal Scr from the controller 45 to the solenoid drive unit 26a of the crushing control valve 26 is turned on and the drive signal Scr to the solenoid drive unit 26b is turned off, so that the crushing control valve 26 is on the upper side in FIG. The switching position 26A is switched to, and the drive signal Sf to the solenoid drive unit 29a of the feeder control valve 29 is turned ON, so that the feeder control valve 29 is switched to the upper switching position 29A in FIG.
[0112]
As a result, the pressure oil from the second hydraulic pump 20 is introduced into the pump port 92a and the center line 23b of the sub valve unit 92 via the center bypass line 23a and the carryover port 91a of the main valve unit 91, and further for the magnetic separator. The magnetic motor 13, the conveyor hydraulic motor 11, and the feeder hydraulic motor 10 are supplied, and the magnetic separator 7, the conveyor 6, and the feeder 4 are activated. On the other hand, the pressure oil from the first hydraulic pump 19 is supplied to the crushing hydraulic motor 9 and the jaw crusher 3 is activated in the forward rotation direction.
[0113]
For example, when the crushed raw material is introduced into the hopper 2 with a bucket of a hydraulic excavator, the crushed raw material thus introduced is guided to the jaw crusher 3 while only those having a predetermined particle size or more are selected in the feeder 4, and the jaw crusher 3 It is crushed to a predetermined size. The crushed crushed material falls from the space below the jaw crusher 3 onto the conveyor 6 and is transported. During the transportation, the magnetic material mixed in the crushed material by the magnetic separator 7 (for example, mixed in construction waste of concrete). (Reinforcing bar pieces, etc.) are removed, the sizes are almost equalized, and finally, they are carried out from the rear part (right end part in FIG. 1) of the crusher 1.
[0114]
At this time, the discharge flow rate Q1 of the first hydraulic pump 19 is limited by the second servo valve 97 of the regulator device 34 so that the input horsepower of the first hydraulic pump 19 is limited to 1/2 or less of the effective output horsepower of the engine 21. (I.e., to operate in a region including and including the equal horsepower line portion of the PQ characteristic line shown in FIG. 10). Under this restriction condition, the discharge flow rate Q1 of the first hydraulic pump 19 is such that the electromagnetic proportional valve 104 connects the pipe 103 to the pipe 81b at an opening corresponding to the operation amount of the crusher speed setting dial 36c. Therefore, the flow rate is controlled according to the operation amount of the crusher speed setting dial 36c. As a result, the crushing hydraulic motor 9 rotates at a constant speed corresponding to the discharge flow rate Q1.
[0115]
Here, in general, in a crushing device such as a jaw crusher, it is known that the particle size of the crushed material changes according to its operation speed (that is, the rotation speed of the crushing hydraulic motor). The particle size decreases as the value increases, and the particle size increases as the rotational speed decreases. This will be described with reference to FIG.
[0116]
FIG. 12 is a diagram schematically illustrating a state in which the crushed material 106 crushed in the jaw crusher 3 including the moving teeth 3 a and the fixed teeth 3 b is discharged downward in the jaw crusher 3. In FIG. 12, if the rotation speed of the crushing hydraulic motor 9 that swings the moving tooth 3a is NC [rpm], the moving tooth 3a reciprocates once (opens once and then closes to the original position again). The time (period) t required is
t = 60 / NC [s] (Formula 1)
It is represented by And during this time t [s], the distance h at which the crushed material 106 falls downward by its own weight is defined as g acceleration of gravity,
h = gt2 / 2 (Formula 2)
It becomes.
[0117]
That is, according to Equations 1 and 2, h is inversely proportional to the square of NC, so that the distance h traveled by the crushed material 106 during one period t decreases as the rotational speed NC increases. Therefore, the number of times of pressing and crushing by the moving teeth 3a and the fixed teeth 3b from the time when the jaw crusher 3 is inserted from the upper side to the time when the jaw crusher 3 is discharged downwards increases, resulting in finer crushing and smaller particle size. . Conversely, as the rotational speed NC decreases, the distance h traveled by the crushed material 106 during one cycle t increases, so that the moving tooth 3a and the fixed tooth 3a are fixed during the period from when the jaw crusher 3 is thrown up to when it is discharged downward. The number of times of pressing by the teeth 3b is reduced, and the particle size is increased by not being crushed so finely.
[0118]
In other types of crushing devices, that is, roll crushers, shredders, etc., the same principle that the crushed material travels in one cycle becomes smaller as the rotation speed of the crushing hydraulic motor is increased. The characteristics hold.
[0119]
In the present embodiment, as described above, since the crushing hydraulic motor 9 rotates at a constant speed corresponding to the operation amount of the crusher speed setting dial 36c, the particle size of the crushed product carried out from the conveyor 6 is , The size is adjusted according to the constant speed.
[0120]
Here, for example, when the supply of the crushing raw material from the feeder 4 to the jaw crusher 3 is large or the compressive strength is high (that is, hard) and the load of the crushing hydraulic motor 9 increases, the first hydraulic pump is correspondingly increased. 19 discharge pressure P1 increases. Therefore, the operating point of the first hydraulic pump 19 shifts to the high pressure side on the PQ characteristic diagram of the horsepower control described above. For example, in FIG. 13, the first operating point of the first hydraulic pump 19 is the point (0) in the region inside the equal horsepower line portion (curved portion) of the PQ characteristic line by operating the crusher speed setting dial 36c. If the load on the crushing hydraulic motor 9 increases, only the discharge pressure P1 increases while the discharge flow rate Q1 of the first hydraulic pump 19 remains constant. That is, the operating point moves horizontally to the right side in the equi-horsepower line portion inner region of the PQ characteristic line (see the right-pointing arrow in FIG. 13A).
[0121]
Thereafter, when the load of the crushing hydraulic motor 9 further increases, the discharge pressure P1 further increases and the operating point further moves to the high pressure side and approaches the horsepower line portion such as the PQ characteristic line, but at a certain time t1. The discharge pressure P1 becomes larger than the above-mentioned feeder stop pressure P11 (see FIG. 13B, corresponding to point (1) in FIG. 13A). As a result, the determination at step 160 in the flow of FIG. 11 described above is satisfied, and the feeder 4 is stopped or decelerated at step 170 (see FIG. 13C). As a result, the supply of the crushing raw material to the jaw crusher 3 is stopped or reduced, so that the load on the crushing hydraulic motor 9 is reduced, and the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 19 decreases again (FIG. 13B). (Refer) The operating point of the first hydraulic pump 19 shifts again to the direction away from the PQ characteristic line equal horsepower line portion, that is, to the low pressure side (see the left arrow in FIG. 13A).
[0122]
It should be noted that step 130 and step 140 shown in FIG. 11 of the control functions of the controller 45 are evident from the control contents for returning to the low pressure side before reaching the equi-horsepower line portion of the PQ characteristic line. In other words, ~ 200 corresponds to feeder control means for controlling the feeder control valve means so that the output horsepower of the first hydraulic pump does not exceed the reference horsepower based on the detected discharge pressure of the first hydraulic pump. ing.
[0123]
Thereafter, when the load of the crushing hydraulic motor 9 is further reduced, the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump is further reduced, and the operating point further moves to the low pressure side opposite to the horsepower line portion such as the PQ characteristic line ( When a certain time t2 is reached (see FIG. 13A), the discharge pressure P1 becomes smaller than the above-described feeder operation resumption pressure P12 (see FIG. 13B, in FIG. 13A, the point {circle around (2)}. Equivalent). As a result, the determination at step 190 in the flow of FIG. 11 described above is satisfied, and the feeder 4 returns to the normal operation speed at step 200 (see FIG. 13C). Thereby, the input of the crushing raw material to the jaw crusher 3 is resumed.
[0124]
Thereafter, by repeating the above control, the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 19 remains within a range within which P11 and P12 are substantially upper and lower limits as shown in FIG. The operating point of the hydraulic pump 19 does not reach the horsepower line portion such as the PQ characteristic line as shown in FIG. 13A (or even if it reaches the horsepower line portion such as the PQ characteristic line) It may be configured not to slide on the horsepower line), and reciprocates between the point (1) and the point (2).
[0125]
With respect to the present embodiment as described above, the conventional technique described in Japanese Patent Laid-Open No. 8-257425 will be described as a comparative example (the same reference numerals as those of the present embodiment are given for the sake of clarity of comparison). In this case, as described above, the control is such that the rotational speed NC of the crushing hydraulic motor 9 is corrected after it decreases.
[0126]
That is, for example, as shown in FIG. 14 (a), in this case, as in the first embodiment of the present invention, first, the operating point of the first hydraulic pump 19 is on the inner side of the equal horsepower line portion of the PQ characteristic line. When the load on the crushing hydraulic motor 9 increases, the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 19 increases and moves horizontally to the right (see the right-pointing arrow in FIG. 14A). ). When the load of the crushing hydraulic motor 9 is further increased, the operating point reaches the equi-horsepower line portion of the PQ characteristic line, but at this time, the rotational speed NC of the hydraulic motor 9 has not yet decreased (see FIG. 14 (d)) Since the feeder 4 continues normal operation (see FIG. 14 (c)), the load on the crushing hydraulic motor 9 is further increased and the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 19 is further increased. (See FIG. 14 (b)). Therefore, the operating point of the first hydraulic pump 19 slides downward on the equal horsepower line (see the arrow in FIG. 14 (a)), and the discharge flow rate Q1 thereby decreases, so the crushing hydraulic motor 9 The rotational speed NC of the motor gradually decreases (see FIG. 14D).
[0127]
At a certain time t1 ', the rotational speed NC becomes smaller than a predetermined first predetermined value NC1 (see FIG. 14 (d), corresponding to point (1)' in FIG. 14 (a)). As a result, charging of the crushing raw material from the feeder 4 to the jaw crusher 3 is stopped, the load on the crushing hydraulic motor 9 is reduced, and the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 19 again decreases (FIG. 14B). reference). Therefore, the operating point of the first hydraulic pump 19 slides again on the PQ characteristic line equal horsepower line portion so as to return to the upper left again (see the left-pointing arrow in FIG. 14A). Since the discharge flow rate Q1 of the hydraulic pump 19 increases, the rotational speed NC of the crushing hydraulic motor 9 gradually increases again (see FIG. 14D).
[0128]
Thereafter, at a certain time t2 ', the rotational speed NC becomes larger than a predetermined second predetermined value NC2 (see FIG. 14 (d), corresponding to (2)' in FIG. 14 (a)). The charging of the crushing raw material from 4 to the jaw crusher 3 is resumed.
[0129]
In such conventional control, as can be seen from FIG. 14 (d), since the increase / decrease of the rotational speed NC of the crushing hydraulic motor 9 occurs, it is corrected. The rotational speed NC fluctuates between the first predetermined value NC1 and the second predetermined value NC2. Therefore, the rotational speed NC cannot be sufficiently stabilized, the particle size distribution of the crushed material varies to some extent, and it becomes difficult to sufficiently improve the quality of the product. Therefore, in order to obtain a high-quality product, it is necessary to screen the crushed material using a sieving means or the like, and there is a problem that productivity is lowered.
[0130]
On the other hand, in the above-described embodiment described with reference to FIGS. 13A to 13D, the feeder 4 is at least when the operating point reaches the equi-horsepower line of the PQ characteristic line. Is stopped, the operating point of the first hydraulic pump 19 is returned to the low pressure side before the rotation speed NC of the crushing hydraulic motor 9 decreases, so that the rotation speed NC of the crushing hydraulic motor 9 is not lowered. Can be prevented. Therefore, the crushing hydraulic motor 9 can be stably rotated at a constant speed according to the setting of the crusher speed setting dial 36c of the operation panel 36. Thereby, since the particle size of the crushed product can be made uniform according to the constant speed, productivity can be improved.
[0131]
In the prior art described in the above-mentioned JP-A-8-257425, the crushing control valve is switched so that the crushing device has a rotation speed set by the rotation speed setting means, and the crushing device is supplied to the crushing hydraulic motor. Since the amount of pressure oil is controlled, for example, when a relatively low speed is set by the rotation speed setting means, the flow rate supplied to the crushing hydraulic motor by throttling the pressure oil from the hydraulic pump with the crushing control valve Will be reduced. Therefore, a large pressure loss is generated in the crushing control valve, and the horsepower of the prime mover is wasted correspondingly, and the energy efficiency is lowered.
On the other hand, in the above embodiment, since the flow rate Q1 corresponding to the operation amount (set value) of the crusher speed setting dial 36c is discharged from the first hydraulic pump 19, the pressure loss generated in the crushing control valve 26 is reduced. Remarkably reduced. Thereby, energy efficiency can be improved.
[0132]
Furthermore, there are the following effects by controlling the operating speed of the crushing hydraulic motor 9 according to the setting of the crusher speed setting dial 36c of the operation panel 36.
[0133]
For example, as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-25704, a conventional crusher that has been supplied from a hopper as a device that freely controls the rotation speed of a crushing hydraulic motor in a hydraulic drive device of a self-propelled crusher. A crushing device for crushing raw materials, a variable displacement hydraulic pump driven by a prime mover, a variable displacement crushing hydraulic motor for driving the crushing device by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and the hydraulic pump Crushing control valve means for controlling the flow of pressure oil supplied to the crushing hydraulic motor from the crushing means, means for detecting the magnitude of the load acting on the crushing device, and the crushing valve according to the detected load A configuration has been proposed in which means for changing the capacity of the hydraulic motor is provided.
[0134]
In the above prior art, when the load on the crushing apparatus increases, the crushing hydraulic motor increases in capacity to achieve low speed rotation, and the output torque is increased to ensure a large crushing force. By reducing the capacity of the hydraulic motor, the rotation speed is increased and the working efficiency is improved.
[0135]
However, in the above prior art, the discharge flow rate from the hydraulic pump to the crushing hydraulic motor is basically constant (the capacity of the variable displacement hydraulic pump is controlled only by so-called horsepower control), but depending on the magnitude of the load. Since the capacity of the crushing hydraulic motor is changed, it flows through the pressure oil supply path from the hydraulic pump to the crushing hydraulic motor via the crushing control valve means at both low speed and high speed rotation of the crushing hydraulic motor. The flow rate does not change. Therefore, even when the crushing hydraulic motor rotates at a low speed, a large flow rate similar to that at high speed flows through the pressure oil supply path. As a result, pressure loss in the pressure oil supply path (for example, pressure loss in piping and control valves) increases. Therefore, at the time of low-speed rotation, the horsepower that can be input to the crushing apparatus that requires the largest horsepower among the devices of the self-propelled crusher is reduced, and the energy efficiency is lowered. In addition, this tends to cause a deficiency in the horsepower of the prime mover, and the operation speed of the crushing device or the like may decrease due to the insufficient flow rate, which may reduce productivity. In order to prevent this, a larger prime mover is required, resulting in an increase in cost.
[0136]
On the other hand, in the above embodiment, the controller 45 inputs an operation signal corresponding to the operation amount of the crusher speed setting dial 36c in step 100 shown in FIG. 11, and responds to this operation signal in step 110. The target discharge flow rate Q1 of the first hydraulic pump 19 is set, and in step 120, a drive signal Sp having a drive current value of a magnitude corresponding to Q1 is generated and output to the electromagnetic proportional valve 104. 104 is driven. As a result, the electromagnetic proportional valve 104 connects the pipe 103 to the pipe 81b with an opening corresponding to the operation amount of the crusher speed setting dial 36c, so that the discharge flow rate Q1 of the first hydraulic pump 19 is the operation amount described above. The crushing hydraulic motor 9 rotates at a constant speed corresponding to the discharge flow rate Q1.
[0137]
That is, when the crushing hydraulic motor 9 is rotated at a desired speed at a high speed, the operation amount of the crusher speed setting dial 36c is increased so that the discharge flow rate Q1 from the first hydraulic pump 19 corresponds to the larger setting. When the crushing hydraulic motor 9 is rotated at a desired speed at a low speed, the operation amount of the crusher speed setting dial 36c is made smaller so that the discharge flow rate Q1 from the first hydraulic pump 19 corresponds to the smaller setting. Decrease.
[0138]
In this way, the flow rate flowing through the pressure oil supply path from the first hydraulic pump 19 to the crushing hydraulic motor 9 via the crushing control valve 26 depending on whether the crushing hydraulic motor 9 is rotated at a low speed or at a high speed. By changing the flow rate, the flow rate flowing through the pressure oil supply path can be reduced when the crushing hydraulic motor 9 rotates at a low speed compared to when the crushing hydraulic motor 9 rotates at a low speed. . Therefore, energy efficiency can be improved correspondingly compared with the above-described prior art. Further, this prevents the horsepower of the engine 21 from being insufficient and prevents a decrease in productivity, so that the engine 21 does not need to be enlarged and the cost can be prevented from rising.
[0139]
In addition, based on said effect, when the said embodiment is contrasted with the said prior art, the said embodiment is the variable driven by the crushing apparatus which crushes the crushing raw material thrown in from the hopper, and a motor | power_engine. A displacement type hydraulic pump, a crushing hydraulic motor that drives the crushing device by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and a crushing that controls the flow of pressure oil supplied from the hydraulic pump to the crushing hydraulic motor In a hydraulic drive device for a self-propelled crusher having a control valve means, a flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the hydraulic pump, and a discharge flow rate of the hydraulic pump according to the set target discharge flow rate The invention can also be regarded as an invention of a hydraulic drive device for a self-propelled crusher characterized by having a pump flow rate control means for controlling.
[0140]
At this time, in the above-described invention, as described above, the crushing control valve 26 constitutes a crushing control valve means, and among the control functions of the crusher speed setting dial 36 of the operation panel 36 and the controller 45, FIG. Steps 100 and 110 shown in FIG. 11 constitute flow rate setting means for setting the target discharge flow rate of the first hydraulic pump, and among the control functions of the controller 45, step 120 shown in FIG. The first servo valve 95 of the regulator device 34 constitutes a pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump according to the set target discharge flow rate.
[0141]
A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the present embodiment, so-called full horsepower control is performed for the first hydraulic pump and the second hydraulic pump. In FIGS. 15 to 17, parts that are the same as in the first embodiment are given the same reference numerals.
[0142]
FIG. 15 is a hydraulic circuit diagram showing a main part structure of the hydraulic drive device of the self-propelled crusher according to the present embodiment, and corresponds to FIG. 7 of the first embodiment. In FIG. 15, the present embodiment is different from the first embodiment in that a pressure sensor 107 for detecting the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 20 and outputting a corresponding detection signal to the controller 45 is provided. The discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 are introduced to the second servo valves 97 and 98 of the regulator devices 34 and 35, respectively. 98 is that the so-called full horsepower control is performed on the first and second hydraulic pumps 19 and 20.
[0143]
That is, the second servo valves 97, 98 of the regulator devices 34, 35 are valves that are operated by the discharge pressures P1, P2 of the first and second hydraulic pumps 19, 20, and the discharge pressures P1, P2 are the first pressures. And the pressure receiving chambers 97ba and 97bb of the operation drive unit 97a and the operation drive via the discharge pressure detection lines 100a to 100c and 101a to c branched from the discharge lines 37 and 39 of the second hydraulic pumps 19 and 20, respectively. The pressure receiving chambers 98ba and 98bb of the portion 98a are guided respectively.
[0144]
The force acting on the operation drive parts 97a and 98a by the sum P1 + P2 of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 acts on the valve bodies 97d and 98d by the spring force set by the springs 97c and 98c. When it is smaller, the valve bodies 97d and 98d move rightward in FIG. 15, and the tilting actuators 93 and 94 are not reduced without reducing the pilot pressure PP led from the pilot pump 25 through the first servo valves 95 and 96. To the pressure receiving chambers 93d and 94d, thereby increasing the inclination of the swash plates 19A and 20A of the first and second hydraulic pumps 19 and 20, thereby increasing the discharge flow rate.
Then, as the force due to the sum P1 + P2 of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 becomes larger than the force due to the spring force set value of the springs 97c and 98c, the valve bodies 97d and 98d move to the left in FIG. The pilot pressure PP that has been moved and led from the pilot pump 25 through the first servo valves 95 and 96 is reduced and transmitted to the pressure receiving chambers 93d and 94d, whereby the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 are reduced. Is supposed to decrease.
[0145]
As described above, the maximum values Q1max and Q2max of the discharge flow rates Q1 and Q2 of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 are limited to be smaller as the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 are increased. The first and second hydraulic power pumps 19 and 20 have a first and a second so as to limit the sum of the input horsepower to less than or equal to the output horsepower of the engine 21 (specifically, the same as the first embodiment). The tilt of the swash plates 19A and 20A of the hydraulic pumps 19 and 20 is controlled, and more specifically, according to the sum of the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 19 and the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 20. The total horsepower control for limiting the total input horsepower of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 to be equal to or less than the output horsepower of the engine 21 is realized.
[0146]
FIG. 16 shows an example of a P (pump discharge pressure) -Q (pump discharge flow rate) characteristic line of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 showing the above-described total horsepower control realized by the second servo valves 97 and 98. Show. In the present embodiment, both the first hydraulic pump 19 and the second hydraulic pump 20 are controlled to have characteristics substantially represented by this characteristic line. That is, the sum P1 + P2 of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 and the maximum discharge flow rate Q1 of the first hydraulic pump 19 when the first hydraulic pump 19 is controlled by the second servo valve 97 of the regulator device 34. The relationship between the value Q1max and the sum P1 + P2 of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 when the second hydraulic valve 20 is controlled by the second servo valve 98 of the regulator device 35 and the second hydraulic pump 20 The discharge flow rates Q1, Q2 of the first and second hydraulic pumps 19, 20 are such that the relationship between the discharge flow rate Q2 and the maximum value Q2max is substantially the same (for example, with a width of about 10%). The maximum values Q1max and Q2max are limited to substantially the same value (same).
[0147]
The other hydraulic circuits are the same as those in the first embodiment.
[0148]
FIG. 17 is a diagram showing a control flow of control contents of the controller 45 in the present embodiment, and corresponds to FIG. 11 of the first embodiment.
17 differs from FIG. 11 in that step 125 is provided between step 120 and step 130 in cooperation with the above-described total horsepower control.
[0149]
That is, the controller 45 outputs the drive signal Sp to the electromagnetic proportional valve 104 in step 120 to drive it, and then proceeds to step 125 to input the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 20 from the pressure sensor 107.
[0150]
Thereafter, in step 130, based on the PQ characteristic lines of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 previously shown in FIG. 16, the reference discharge pressure P10t (FIG. 16) of the first hydraulic pump 19 corresponding to the above Q1. Request). This is calculated by performing the following calculation, which is slightly different from step 130 in the first embodiment.
[0151]
That is, as described above in the first embodiment, the portion (effective output horsepower) that can be actually used by the first hydraulic pump 19 and the second hydraulic pump 20 out of the total output horsepower of the engine 21 is the output of the engine 21. The maximum value of the horsepower is W [kW] and the efficiency coefficient is η, and W × η [kW].
[0152]
Here, during the crushing operation, the pressure oil from the second hydraulic pump 20 is supplied to the feeder hydraulic motor 10, the conveyor hydraulic motor 11, and the magnetic separator hydraulic motor 13. 11 and 13 each have a unique flow rate required for operation due to their specifications. Further, as described above in the first embodiment, the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 20 is controlled by the load sensing control using the first servo valve 96 of the regulator device 35 during the crushing operation. 11 and 13 are always maintained so as to be higher than the maximum load pressure by a certain value, and are controlled so that the minimum pressure and flow rate necessary for driving each of the hydraulic motors 10, 11 and 13 are obtained. Accordingly, the discharge flow rate Q2 of the second hydraulic pump 20 during the crushing operation can be obtained from the necessary flow rates of the hydraulic motors 10, 11, and 13 described above.
[0153]
Using Q2 thus determined and P2 detected by the pressure sensor 107, the horsepower W2 consumed by the second hydraulic pump 20 out of the effective output horsepower W × η of the engine 21 is
W2 = P2 × max (Q1, Q2) / 60 [kW]
It is represented by The reason why max (Q1, Q2) is used is that P1 and P2 are cross-sensed by total horsepower control. This W2 is an equal horsepower line portion β obtained by sliding the equal horsepower line portion α of the PQ characteristic diagram of FIG. 16 so as to indicate the horsepower distributed to the second hydraulic pump side (second distribution reference horsepower). It corresponds to.
[0154]
Since W2 is thus obtained, the horsepower W1 that can be consumed by the first hydraulic pump 19 out of the effective output horsepower W × η of the engine 21 is
W1 = W × η−W2
= W × η−P2 × max (Q1, Q2) / 60
It becomes. This W1 is an equal horsepower line portion γ obtained by sliding the equal horsepower line portion α of the PQ characteristic diagram of FIG. 16 so as to indicate the horsepower distributed to the first hydraulic pump side (first distribution reference horsepower). It corresponds to. Thereby, the reference discharge pressure P10t of the first hydraulic pump 19 corresponding to Q1 is set as follows.
P10t = (W1 / Q1) × 60 [MPa]
Can be obtained. Incidentally, the discharge pressure P20t of the second hydraulic pump 20 corresponding to Q1 has the value shown in FIG. 16, and is P10t−P10 = P10−P20t as shown.
[0155]
After step 130 as described above, the routine proceeds to step 140, where the feeder stopping pressure P11t and the feeder operation resuming pressure P12t corresponding to the reference discharge pressure P10t are set (see FIG. 16). The setting method of P11t and P12t is the same as the setting method of P11 and P12 of the first embodiment.
[0156]
In subsequent steps 150 to 200, the same control procedure as in the first embodiment is performed except that P11t and P12t are used instead of P11 and P12 in the first embodiment. As can be seen from a comparison between FIG. 16 and FIG. 10, in this embodiment, as a result of performing the total horsepower control as described above, the feeder stopping pressure is changed from P11 to P11t, and the feeder operation resuming pressure is P12. To P12t.
[0157]
In the above, the discharge pressure detection pipes 100a to 100c and the pressure sensor 105 constitute first discharge pressure detection means for detecting the discharge pressure of the first hydraulic pump, and the discharge pressure detection pipes 101a to 101c and the pressure sensor 107. Constitutes a second discharge pressure detecting means for detecting the discharge pressure of the second hydraulic pump, and among the control functions of the controller 45, step 120, the electromagnetic proportional valve 104, and the first servo valve of the regulator device 34 shown in FIG. 95 constitutes a pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump in accordance with the set target discharge flow rate.
[0158]
Further, the second servo valves 97 and 98 of the regulator devices 34 and 35 cause the output horsepower of the prime mover to move toward the first and second hydraulic pumps at a ratio according to the detected discharge pressures of the first and second hydraulic pumps. The first and second distribution reference horsepowers distributed (horsepowers corresponding to the equal horsepower line portions γ and β in FIG. 16 in the present embodiment) are respectively used to calculate the input horsepower of the first and second hydraulic pumps. And the 1st and 2nd pump horsepower restriction control means which controls the discharge flow of the 1st and 2nd hydraulic pump so that it may restrict below below the 2nd distribution standard horsepower is constituted.
[0159]
Further, among the control functions of the controller 45, steps 125 and 130 shown in FIG. 17 calculate the reference discharge pressure for calculating the reference discharge pressure of the first hydraulic pump corresponding to the set value of the flow rate setting means and the first distribution reference horsepower. A calculation means is configured.
[0160]
The embodiment configured as described above has the following effects.
[0161]
In general, in a self-propelled crusher, during the crushing operation, the load pressure of the crushing hydraulic motor 9 is larger than the load pressure of the feeder hydraulic motor 10, the conveyor hydraulic motor 11, and the magnetic separator hydraulic motor 13. The horsepower of the engine 21 required for the hydraulic motors 10, 11, 13 is smaller than the horsepower required for the crushing hydraulic motor 9.
[0162]
Therefore, in the second embodiment, the first and second servo valves 97 and 98 of the regulator devices 34 and 35 are controlled in accordance with the sum P1 + P2 of the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 19 and 20. The sum of the input horsepower of the two hydraulic pumps 19 and 20 is limited to the output horsepower of the engine 21 or less, and the horsepower of the engine 21 is distributed at a ratio corresponding to the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 19 and 20. As described above, the total horsepower control for controlling the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 is performed, and thereby relatively with respect to the first hydraulic pump 19 related to the crushing hydraulic motor 9 having a relatively high load. The horsepower of the engine 21 can be effectively distributed to the second hydraulic pump 20 related to the low load hydraulic motors 10, 11, and 13 according to the load difference. That is, surplus horsepower to the second hydraulic pump 20 that is surplus due to the small necessary horsepower of the hydraulic motors 10, 11, 13 is supplied to the first hydraulic pump 19 for the crushing hydraulic motor 9 having a large necessary horsepower. can do. In this way, by allocating more horsepower to the crushing hydraulic motor 9 having a high load and a large required horsepower, the horsepower of the engine 21 can be effectively utilized, and the energy efficiency can be greatly improved. Thereby, energy saving can be achieved.
[0163]
In the two embodiments described above, pump control of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 is performed by the hydraulic regulator devices 34 and 35 including the first servo valves 95 and 96 and the second servo valves 97 and 98. Although the means is configured, the invention is not limited to this as long as the basic effect of the present invention of stably rotating the crushing hydraulic motor 9 at a constant speed is obtained. For example, a tilt control controller that inputs detection signals from pressure sensors as first and second discharge pressure detecting means and outputs a drive signal in response thereto, and a drive signal from the tilt control controller The electromagnetic proportional pressure reducing valve for reducing the pilot pressure from the pilot pump 25 and the swash plates 19A and 20A of the first and second hydraulic pumps 19 and 20 are operated by the pilot pressure via the electromagnetic proportional pressure reducing valve. You may use the pump control means provided with the hydraulic action piston. In this case, the total horsepower control, which is hydraulically performed by the second servo valves 97 and 98 in the second embodiment of the present invention, is performed by providing a predetermined table in the tilt control controller. It is sufficient to set it so that control is possible.
[0164]
In the above two embodiments, the feeder stopping pressure P11 or P11t and the feeder operation restarting pressure P12 or P12t are separately provided to set a so-called control hysteresis. Although hunting that repeats the operation resumption within a short time is not caused, this is not necessarily limited thereto. That is, when there is little possibility of instability in control or when there are few problems even if it occurs, it may be possible to set the pressure for stopping the feeder and the pressure for restarting the feeder operation to the same value. At this time, by setting the predetermined continuation time used as the determination criterion in step 160 and step 190 in the flow of FIG. 11 and FIG. 17 to be different between when the feeder is stopped and when the feeder operation is resumed, A configuration that avoids instability is also conceivable.
[0165]
Furthermore, in the above two embodiments, the maximum load pressure of the hydraulic motors 10, 11, 13 is detected by the pipelines 65, 66, 67, 69, 71, 78 and the shuttle valves 68, 70, while the pressure control valve. The differential pressure between the downstream pressure of the throttle means 29Aa, 30Aa, and 31Aa and the maximum load pressure is held constant by 51, 54, and 57, and the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 20 and the maximum pressure are increased by the unload valve 77. Although the differential pressure with respect to the load pressure is kept constant, and the differential pressures before and after the throttling means 29Aa, 30Aa, 31Aa are kept constant to obtain a reliable distribution function, it is not limited to this. . For example, a pressure compensation valve that simply guides the differential pressure across the throttle means 29Aa, 30Aa, and 31Aa to both ends may be provided, and the differential pressure before and after may be held constant by the set pressure of the spring.
Furthermore, in the above, load sensing control is performed by using the unload valve 77 to keep the differential pressure between the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 20 and the maximum load pressure constant. Absent. That is, the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 20 is detected by, for example, a pressure sensor, and the maximum load pressure is also detected by a pressure sensor or the like, and both detection results are input to the load sensing controller. The differential pressure may be calculated, and the tilt angle of the second hydraulic pump 20 may be controlled by the pump control means so that the differential pressure is held constant according to the calculation result.
In addition, as long as the basic effects of the present invention described above are obtained, the above-described reliable distribution function by load sensing or pressure compensation is not necessarily required, and the operating point of the first hydraulic pump 19 is at least a PQ characteristic line. Needless to say, it is sufficient to prevent the rotation speed NC of the crushing hydraulic motor 9 from being lowered by returning to the low-pressure side when reaching the equal horsepower line.
[0166]
Further, in the two embodiments, of the left and right traveling control valves 27 and 28, the left traveling control valve 27 is the first valve group 22, and the right traveling control valve 28 is the second valve group 23. However, as long as the above basic effects of the present invention are obtained, such an arrangement is not necessarily required. For example, the right travel control valve 28 may also be arranged in the first valve group 22. . However, in this case, from the viewpoint of ensuring straight travel performance, any means for balancing the pressure oil supplied to the left and right traveling hydraulic motors 16 and 17 via the left and right traveling control valves 27 and 28 during traveling (for example, It is preferable to provide pressure compensation means for the left and right traveling control valves 27 and 28.
[0167]
In the above two embodiments, the self-propelled crusher 1 provided with the jaw crusher 3 that crushes with moving teeth and fixed teeth as a crushing device has been described as an example. A crushing device, for example, a rotary crushing device that crushes by crushing a crushing raw material sandwiched between the rotating bodies by rotating a pair of crushing blades attached to a roll-shaped rotating body in a reverse direction. (Such as a 6-axis crusher including a so-called roll crusher) or a crushing device (such as a 2-axis shearing machine including a so-called shredder) that has cutters on parallel axes and shears crushing materials by rotating them in reverse. It is also applicable to the crusher provided. Similar effects are obtained in these cases.
[0168]
Further, in the above two embodiments, the feeder 4 is provided with a grizzly feeder that vibrates a bottom plate portion including a plurality of sawtooth plates 4a on which the crushed raw material is placed, using the driving force of a hydraulic motor. Although self-propelled crusher 1 was explained as an example, it is not restricted to this. That is, another type of feeder, for example, a crushed raw material charged from a hopper is placed on a substantially flat bottom plate provided below the hopper, and this base plate is substantially removed by a base drive mechanism based on a driving force generated by a hydraulic motor. A crusher equipped with a so-called plate feeder that feeds the crushed raw material sequentially from the front end of the bottom plate to the crushing device by pushing the subsequent crushed raw material in order by reciprocating horizontally. Is also applicable.
[0169]
Moreover, in the above-mentioned two embodiments, the case where it is applied to the self-propelled crusher 1 including the feeder 4, the conveyor 6, and the magnetic separator 7 as an auxiliary machine that performs operations related to the crushing operation by the crushing apparatus is taken as an example. However, this is not a limitation. In other words, the present invention may be applied to a self-propelled crusher in which at least one of the conveyor 6 and the magnetic separator 7 is appropriately omitted, for example, the magnetic separator 7 is omitted depending on work circumstances. Conversely, in addition to the feeder 4, the conveyor 6 and the magnetic separator 7, an additional auxiliary machine, for example, an auxiliary conveyor (2) located on the downstream side (or upstream side) of the conveyor 6 in order to lengthen the path of the conveyor 6. (Secondary conveyor, tertiary conveyor, sub-conveyor, etc.) or a self-propelled crusher provided with a vibrating screen located downstream of the jaw crusher 3 in order to further select according to the particle size of the crushed material . In addition, when adding an auxiliary machine, it is needless to say that a control valve corresponding to this is provided in the second valve group 23 so that pressure oil from the second hydraulic pump 20 is supplied. In these cases, the same effect is obtained.
[0170]
【The invention's effect】
According to the present invention, when the load of the crushing hydraulic motor increases, the operating point slides on the equal horsepower line portion of the PQ characteristic line to the high pressure side and the rotation speed of the crushing hydraulic motor decreases. Unlike the prior art that performs control to correct this, the operating point is returned to the low pressure side when the operating point reaches at least the equi-horsepower line portion of the PQ characteristic line. Reduction can be prevented in advance. Therefore, the crushing hydraulic motor can be rotated sufficiently stably at a constant speed according to the set value of the flow rate setting means. Thereby, since the particle size of the crushed product can be adjusted to a size corresponding to the constant speed, the quality of the crushed product can be sufficiently improved, and the productivity can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a side view showing the overall structure of a self-propelled crusher to which a first embodiment of the present invention is applied.
FIG. 2 of the present inventionFirstIt is a top view showing the whole structure of a self-propelled crusher to which an embodiment is applied.
FIG. 3 is a front view seen from the direction A in FIG. 1;
4 is a rear view seen from the direction B in FIG. 1. FIG..
[FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a first embodiment of a hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to the present invention.
FIG. 6 is a hydraulic circuit diagram showing a first embodiment of a hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to the present invention.
FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing a first embodiment of a hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to the present invention.
8 is a view showing an example of the relationship between the passage flow rate of the piston of the pump control valve shown in FIG. 6 and the control pressure.
FIG. 9 is a diagram showing an example of control characteristics of discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps with respect to a control pressure executed by the operation of the first servo valve shown in FIG. 7;
10 is a diagram showing an example of PQ characteristic lines of the first and second hydraulic pumps representing horsepower control realized by the second servo valve shown in FIG. 7; FIG.
FIG. 11 is a control flow showing the control content of the controller shown in FIG. 7;
12 is a schematic diagram for explaining the relationship between the rotational speed of the crushing hydraulic motor and the particle size of the crushed material in the jaw crusher shown in FIG. 1; FIG.
FIG. 13 is an explanatory view for explaining the behavior when the load of the crushing hydraulic motor is increased in the first embodiment of the hydraulic drive device of the present invention;
FIG. 14 is an explanatory diagram for explaining the behavior when the load of a crushing hydraulic motor is increased in a conventional hydraulic drive device;
FIG. 15 is a hydraulic circuit diagram showing a main structure of a hydraulic drive device for a self-propelled crusher according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a diagram showing an example of first and second hydraulic pump PQ characteristic lines showing full horsepower control realized by the second servo valve shown in FIG. 15;
FIG. 17 is a control flow showing the control content of the controller shown in FIG. 15;
[Explanation of symbols]
1 Self-propelled crusher
2 Hoppers
3 Jaw crusher
4 Feeder
6 Conveyor
7 Magnetic separator
8a Endless track crawler (traveling means)
9 Hydraulic motor for crushing
10 Hydraulic motor for feeder
11 Hydraulic motor for conveyor
13 Hydraulic motor for magnetic separator
16 Left running hydraulic motor
17 Hydraulic motor for right travel
19 First hydraulic pump
20 Second hydraulic pump
21 engine (motor)
26 Control valve for crushing (control valve means for crushing)
27 Control valve for left travel (control valve means for left travel)
28 Control valve for right travel (control valve means for right travel)
29 Control valve for feeder (control valve means for feeder)
30 Conveyor control valve (Conveyor control valve means)
31 Control valve for magnetic separator (control valve means for magnetic separator)
34 Regulator device
35 Regulator device
36 Operation panel
36c Crusher speed setting dial (rotation speed setting means, flow rate setting means)
45 controller
95 1st servo valve (pump flow rate control means)
97 Second servo valve (first pump horsepower limiting control means)
98 Second servo valve (second pump horsepower limiting control means)
100 Discharge pressure detection pipeline (first discharge pressure detection means)
100a-c Discharge pressure detection pipeline (first discharge pressure detection means)
101a-c Discharge pressure detection pipeline (second discharge pressure detection means)
104 Solenoid proportional valve (pump flow rate control means)
105 Pressure sensor (first discharge pressure detecting means)
107 Pressure sensor (second discharge pressure detecting means)

Claims (6)

ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、前記ホッパに投入された破砕原料を前記破砕装置へ搬送するフィーダ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第１及び第２油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプから吐出される圧油により前記破砕装置及び前記フィーダをそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ及びフィーダ用油圧モータと、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前記フィーダ用油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用制御弁手段及びフィーダ用制御弁手段とを有し、かつ前記第１及び第２油圧ポンプのうち少なくとも第１油圧ポンプは可変容量型の油圧ポンプである自走式破砕機の油圧駆動装置において、
前記第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、
前記第１油圧ポンプの吐出圧を検出する第１吐出圧検出手段と、
前記設定された目標吐出流量に応じて前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段と、
前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に応じて、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記原動機の出力馬力に関連する基準馬力以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ馬力制限制御手段と、
前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に基づき、前記第１油圧ポンプの出力馬力が前記基準馬力を超えないように、前記フィーダ用制御弁手段を制御するフィーダ制御手段とを有し、
前記フィーダ制御手段は、前記第１油圧ポンプの出力馬力が前記基準馬力を超えないように、前記フィーダ用制御弁手段を中立位置に切り換えるか又は開度を減少させるものであり、
前記フィーダ制御手段は、前記流量設定手段の設定値と前記基準馬力とに対応する前記第１油圧ポンプの基準吐出圧を算出する基準吐出圧算出手段と、前記基準吐出圧と前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧とに応じて、前記フィーダ用制御弁手段を中立位置に切り換えるか又は開度を減少させる信号を出力する信号出力手段とを備えることを特徴とする自走式破砕機の油圧駆動装置。 A first and a first driven by a motor are provided in a self-propelled crusher having a crushing device that crushes crushing raw material charged from a hopper and a feeder that conveys the crushing raw material charged into the hopper to the crushing device. A second hydraulic pump, a crushing hydraulic motor and a feeder hydraulic motor that respectively drive the crushing device and the feeder by pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps, and the first and second hydraulic pumps Crushing control valve means and feeder control valve means for respectively controlling the flow of pressure oil supplied to the crushing hydraulic motor and the feeder hydraulic motor, and the first and second hydraulic pumps Among them, at least the first hydraulic pump is a variable displacement hydraulic pump in a hydraulic drive device for a self-propelled crusher,
Flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the first hydraulic pump;
First discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of the first hydraulic pump;
Pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump according to the set target discharge flow rate;
In accordance with the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the discharge flow rate of the first hydraulic pump is controlled so as to limit the input horsepower of the first hydraulic pump to a reference horsepower related to the output horsepower of the prime mover. First pump horsepower limit control means for
Feeder control means for controlling the feeder control valve means so that the output horsepower of the first hydraulic pump does not exceed the reference horsepower based on the detected discharge pressure of the first hydraulic pump;
The feeder control means switches the feeder control valve means to a neutral position or reduces the opening so that the output horsepower of the first hydraulic pump does not exceed the reference horsepower.
The feeder control means includes a reference discharge pressure calculating means for calculating a reference discharge pressure of the first hydraulic pump corresponding to a set value of the flow rate setting means and the reference horsepower, the reference discharge pressure and the detected first pressure. 1. A self-propelled crusher comprising: signal output means for outputting a signal for switching the feeder control valve means to a neutral position or reducing the opening according to the discharge pressure of a hydraulic pump. Hydraulic drive device. 請求項１記載の自走式破砕機の油圧駆動装置において、前記信号出力手段は、前記基準吐出圧と前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧との差が、第１所定値以下になると前記フィーダ用制御弁手段を中立位置に切り換えるか又は開度を減少させ、第２所定値以上に戻ると前記フィーダ用制御弁手段の開度を設定値に戻す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 signal output means is configured such that a difference between the reference discharge pressure and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump is equal to or less than a first predetermined value. Self-propelled crushing characterized in that the feeder control valve means is switched to a neutral position or the opening degree is decreased, and the opening degree of the feeder control valve means is returned to a set value when returning to a second predetermined value or more. Machine hydraulic drive. ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、前記ホッパに投入された破砕原料を前記破砕装置へ搬送するフィーダ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第１及び第２油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプから吐出される圧油により前記破砕装置及び前記フィーダをそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ及びフィーダ用油圧モータと、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前記フィーダ用油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用制御弁手段及びフィーダ用制御弁手段とを有し、かつ前記第１及び第２油圧ポンプのうち少なくとも第１油圧ポンプは可変容量型の油圧ポンプである自走式破砕機の油圧駆動装置において、
前記第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、
前記第１油圧ポンプの吐出圧を検出する第１吐出圧検出手段と、
前記設定された目標吐出流量に応じて前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段と、
前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に応じて、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記原動機の出力馬力に関連する基準馬力以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ馬力制限制御手段と、
前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に基づき、前記第１油圧ポンプの出力馬力が前記基準馬力を超えないように、前記フィーダ用制御弁手段を制御するフィーダ制御手段とを有し、
前記流量設定手段は、前記破砕用油圧モータの回転速度を設定する回転速度設定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。 A first and a first driven by a motor are provided in a self-propelled crusher having a crushing device that crushes crushing raw material charged from a hopper and a feeder that conveys the crushing raw material charged into the hopper to the crushing device. A second hydraulic pump, a crushing hydraulic motor and a feeder hydraulic motor that respectively drive the crushing device and the feeder by pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps, and the first and second hydraulic pumps Crushing control valve means and feeder control valve means for respectively controlling the flow of pressure oil supplied to the crushing hydraulic motor and the feeder hydraulic motor, and the first and second hydraulic pumps Among them, at least the first hydraulic pump is a variable displacement hydraulic pump in a hydraulic drive device for a self-propelled crusher,
Flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the first hydraulic pump;
First discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of the first hydraulic pump;
Pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump according to the set target discharge flow rate;
In accordance with the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the discharge flow rate of the first hydraulic pump is controlled so as to limit the input horsepower of the first hydraulic pump to a reference horsepower related to the output horsepower of the prime mover. First pump horsepower limit control means for
Feeder control means for controlling the feeder control valve means so that the output horsepower of the first hydraulic pump does not exceed the reference horsepower based on the detected discharge pressure of the first hydraulic pump;
The hydraulic drive device for a self-propelled crusher, wherein the flow rate setting means includes a rotation speed setting means for setting a rotation speed of the crushing hydraulic motor. ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、前記ホッパに投入された破砕原料を前記破砕装置へ搬送するフィーダ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第１及び第２油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプから吐出される圧油により前記破砕装置及び前記フィーダをそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ及びフィーダ用油圧モータと、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前記フィーダ用油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用制御弁手段及びフィーダ用制御弁手段とを有し、かつ前記第１及び第２油圧ポンプのうち少なくとも第１油圧ポンプは可変容量型の油圧ポンプである自走式破砕機の油圧駆動装置において、
前記第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、
前記第１油圧ポンプの吐出圧を検出する第１吐出圧検出手段と、
前記設定された目標吐出流量に応じて前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段と、
前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に応じて、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記原動機の出力馬力に関連する基準馬力以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ馬力制限制御手段と、
前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に基づき、前記第１油圧ポンプの出力馬力が前記基準馬力を超えないように、前記フィーダ用制御弁手段を制御するフィーダ制御手段とを有し、
前記第１ポンプ馬力制限制御手段は、前記基準馬力として前記原動機の有効出力馬力の略１／２を用い、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記原動機の有効出力馬力の略１／２以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御することを特徴とする自走式破砕機の油圧駆動装置。 A first and a first driven by a motor are provided in a self-propelled crusher having a crushing device that crushes crushing raw material charged from a hopper and a feeder that conveys the crushing raw material charged into the hopper to the crushing device. A second hydraulic pump, a crushing hydraulic motor and a feeder hydraulic motor that respectively drive the crushing device and the feeder by pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps, and the first and second hydraulic pumps Crushing control valve means and feeder control valve means for respectively controlling the flow of pressure oil supplied to the crushing hydraulic motor and the feeder hydraulic motor, and the first and second hydraulic pumps Among them, at least the first hydraulic pump is a variable displacement hydraulic pump in a hydraulic drive device for a self-propelled crusher,
Flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the first hydraulic pump;
First discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of the first hydraulic pump;
Pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump according to the set target discharge flow rate;
In accordance with the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the discharge flow rate of the first hydraulic pump is controlled so as to limit the input horsepower of the first hydraulic pump to a reference horsepower related to the output horsepower of the prime mover. First pump horsepower limit control means for
Feeder control means for controlling the feeder control valve means so that the output horsepower of the first hydraulic pump does not exceed the reference horsepower based on the detected discharge pressure of the first hydraulic pump;
The first pump horsepower restriction control means uses approximately ½ of the effective output horsepower of the prime mover as the reference horsepower, and reduces the input horsepower of the first hydraulic pump to approximately ½ or less of the effective output horsepower of the prime mover. A hydraulic drive device for a self-propelled crusher, wherein the discharge flow rate of the first hydraulic pump is controlled to be limited. ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、前記ホッパに投入された破砕原料を前記破砕装置へ搬送するフィーダ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第１及び第２油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプから吐出される圧油により前記破砕装置及び前記フィーダをそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ及びフィーダ用油圧モータと、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前記フィーダ用油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用制御弁手段及びフィーダ用制御弁手段とを有し、かつ前記第１及び第２油圧ポンプのうち少なくとも第１油圧ポンプは可変容量型の油圧ポンプである自走式破砕機の油圧駆動装置において、
前記第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、
前記第１油圧ポンプの吐出圧を検出する第１吐出圧検出手段と、
前記設定された目標吐出流量に応じて前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段と、
前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に応じて、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記原動機の出力馬力に関連する基準馬力以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ馬力制限制御手段と、
前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧に基づき、前記第１油圧ポンプの出力馬力が前記基準馬力を超えないように、前記フィーダ用制御弁手段を制御するフィーダ制御手段と、
前記第２油圧ポンプの吐出圧を検出する第２吐出圧検出手段とを有し、
前記第１ポンプ馬力制限制御手段は、前記基準馬力として、前記原動機の出力馬力を前記検出された第１及び第２油圧ポンプの吐出圧に応じた比率で第１油圧ポンプ側に分配した第１分配基準馬力を用いて、前記第１油圧ポンプの入力馬力を前記第１分配基準馬力以下に制限するように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御することを特徴とする自走式破砕機の油圧駆動装置。 A first and a first driven by a motor are provided in a self-propelled crusher having a crushing device that crushes crushing raw material charged from a hopper and a feeder that conveys the crushing raw material charged into the hopper to the crushing device. A second hydraulic pump, a crushing hydraulic motor and a feeder hydraulic motor that respectively drive the crushing device and the feeder by pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps, and the first and second hydraulic pumps Crushing control valve means and feeder control valve means for respectively controlling the flow of pressure oil supplied to the crushing hydraulic motor and the feeder hydraulic motor, and the first and second hydraulic pumps Among them, at least the first hydraulic pump is a variable displacement hydraulic pump in a hydraulic drive device for a self-propelled crusher,
Flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the first hydraulic pump;
First discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of the first hydraulic pump;
Pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump according to the set target discharge flow rate;
In accordance with the detected discharge pressure of the first hydraulic pump, the discharge flow rate of the first hydraulic pump is controlled so as to limit the input horsepower of the first hydraulic pump to a reference horsepower related to the output horsepower of the prime mover. First pump horsepower limit control means for
Feeder control means for controlling the feeder control valve means based on the detected discharge pressure of the first hydraulic pump so that the output horsepower of the first hydraulic pump does not exceed the reference horsepower;
And a second discharge pressure detection means for detecting a delivery pressure of said second hydraulic pump,
Before Symbol first pump horsepower limiting control means, first as the reference horsepower, was dispensed output horsepower of the prime mover to the first hydraulic pump side ratio corresponding to the discharge pressure of the first and second hydraulic pumps which is the detected A self-propelled crusher that controls the discharge flow rate of the first hydraulic pump so as to limit the input horsepower of the first hydraulic pump to the first distribution reference horsepower or less by using one distribution reference horsepower. Hydraulic drive device. ホッパから投入された破砕原料を破砕する破砕装置と、前記ホッパに投入された破砕原料を前記破砕装置へ搬送するフィーダと、前記破砕装置で破砕された破砕物を搬出するコンベアと、このコンベア上を運搬中の前記破砕物に含まれる磁性物を磁気的に吸引除去する磁選機と、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破砕装置、前記フィーダ、前記コンベア、前記磁選機、及び前記走行手段をそれぞれ駆動する破砕用油圧モータ、フィーダ用油圧モータ、コンベア用油圧モータ、磁選機用油圧モータ、及び左・右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破砕用油圧モータ、前記フィーダ用油圧モータ、前記コンベア用油圧モータ、前記磁選機用油圧モータ、及び前記左・右走行用油圧モータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する破砕用制御弁手段、フィーダ用制御弁手段、コンベア用制御弁手段、磁選機用制御弁手段、及び左・右走行用制御弁手段とを有する自走式破砕機の油圧駆動装置において、
前記第１油圧ポンプの目標吐出流量を設定する流量設定手段と、
この設定された目標吐出流量に応じて前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ流量制御手段と、
前記第１及び第２油圧ポンプの吐出圧をそれぞれ検出する第１及び第２吐出圧検出手段と、
前記原動機の出力馬力を前記検出された第１及び第２油圧ポンプの吐出圧に応じた比率で第１及び第２油圧ポンプ側にそれぞれ分配した第１及び第２分配基準馬力を用いて、前記第１及び第２油圧ポンプの入力馬力を前記第１及び第２分配基準馬力以下にそれぞれ制限するように、前記第１及び第２油圧ポンプの吐出流量をそれぞれ制御する第１及び第２ポンプ馬力制限制御手段と、
前記設定された目標吐出流量と前記第１分配基準馬力とに対応する前記第１油圧ポンプの基準吐出圧を算出する基準吐出圧算出手段と、
前記基準吐出圧と前記検出された第１油圧ポンプの吐出圧との差が、第１所定値以下になると前記フィーダ用制御弁手段を中立位置に切り換えるか又は開度を減少させ、第２所定値以上に戻ると前記フィーダ用制御弁手段の開度を設定値に戻す信号を出力する信号出力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 crushing device for crushing crushing raw material input from the hopper, a feeder for conveying the crushing raw material input to the hopper to the crushing device, a conveyor for carrying out the crushed material crushed by the crushing device, and on this conveyor Variable capacity type first and second motors provided in a self-propelled crusher having a magnetic separator for magnetically attracting and removing magnetic substances contained in the crushed material being transported and driven by a prime mover Two hydraulic pumps, a crushing hydraulic motor for driving the crushing device, the feeder, the conveyor, the magnetic separator, and the traveling means by pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps, and a feeder hydraulic pressure, respectively. A motor, a conveyor hydraulic motor, a magnetic separator hydraulic motor, a left / right traveling hydraulic motor, the crushing hydraulic motor from the first and second hydraulic pumps, and the feed Crushing control valve means for controlling the flow of pressure oil supplied to the hydraulic motor for the conveyor, the hydraulic motor for the conveyor, the hydraulic motor for the magnetic separator, and the hydraulic motor for the left and right running, respectively. In a hydraulic drive device for a self-propelled crusher having a control valve means for a conveyor, a control valve means for a magnetic separator, and a control valve means for left and right traveling,
Flow rate setting means for setting a target discharge flow rate of the first hydraulic pump;
Pump flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the first hydraulic pump according to the set target discharge flow rate,
First and second discharge pressure detecting means for detecting discharge pressures of the first and second hydraulic pumps, respectively;
Using the first and second distribution reference horsepower distributed to the first and second hydraulic pumps respectively at a ratio according to the detected discharge pressure of the first and second hydraulic pumps, the output horsepower of the prime mover, First and second pump horsepowers for controlling the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps, respectively, so as to limit the input horsepowers of the first and second hydraulic pumps to the first and second distribution reference horsepowers, respectively. Restriction control means;
Reference discharge pressure calculating means for calculating a reference discharge pressure of the first hydraulic pump corresponding to the set target discharge flow rate and the first distribution reference horsepower;
When the difference between the reference discharge pressure and the detected discharge pressure of the first hydraulic pump is equal to or less than a first predetermined value, the feeder control valve means is switched to a neutral position or the opening degree is decreased and a second predetermined pressure is decreased. A hydraulic drive device for a self-propelled crusher, comprising signal output means for outputting a signal for returning the opening degree of the feeder control valve means to a set value when the value returns to a value or more.
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