(57)【要約】【課題】  油圧破砕機の所要の性能を向上させたとき、他の性能に与える悪影響を最小限に抑える。軽負荷時の可動顎の閉じ速度を速くして破砕作業の能率を向上させる。【解決手段】  破砕機外筐４に連続して形成された固定顎１と破砕機外筐４に開閉自在に軸支された可動顎２、及び可動顎２を開閉駆動する油圧シリンダ３を備えた油圧破砕機において、可動顎２を開閉駆動する油圧シリンダ３に２ピストン油圧シリンダを用いる。可動顎２の閉作動中の油圧シリンダ３の負荷が軽負荷であるとき、２ピストン油圧シリンダの何れか一方の伸油室と縮作動回路とを連通させる連通回路を設ける。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
破砕機外筐に連続して形成された固定顎と破砕機外筐に開閉自在に軸支された可動顎、あるいは破砕機外筐に開閉自在に軸支された一対の可動顎、及び可動顎を開閉駆動する油圧シリンダを備えた油圧破砕機であって、
可動顎を開閉駆動する油圧シリンダが２つの伸油室を有する２ピストン油圧シリンダであることを特徴とする油圧破砕機。
【請求項２】
可動顎の閉作動中の油圧シリンダの負荷が軽負荷であるとき、油圧シリンダの２つの伸油室の何れか一方と、縮油室に圧油を供給する縮作動回路とを連通させる連通回路を設けたことを特徴とする請求項１記載の油圧破砕機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、油圧ショベル等の台車のアームに装着し、コンクリートや鉄骨構造物などの解体に用いられる油圧破砕機に関する。
【背景技術】
【０００２】
近年、コンクリートや鉄骨構造物などの解体に油圧破砕機が多く用いられるようになっており、市場には様々な形式の油圧破砕機が存在している（特許文献１、特許文献２等参照）。
これらの油圧破砕機の構造は、固定顎と可動顎、あるいは一対の可動顎を１ピストン油圧シリンダで開閉駆動するという点では共通している。
【０００３】
従って、油圧ショベル等の台車から油圧破砕機に供給される作動油の油圧・油量が既定値であることを考慮すると、油圧破砕機の性能は、油圧シリンダの仕様（出力・ストローク等）、可動顎の支点と油圧シリンダの支点間の距離、及び可動顎の支点とツース間の距離の関係でほぼ決定される。
油圧破砕機には下記の性能が求められている。
（１）破砕力が強力であること。
（２）軽量・コンパクトであること。
（３）開口幅が大きいこと。
（４）可動顎の開閉速度が速いこと。
【０００４】
これらの性能を高次元で満たす油圧破砕機が、高性能な破砕機といえるが、前述の通り油圧ショベル等の台車から油圧破砕機に供給される作動油の油圧・油量は既定値であるため、上記（１）〜（４）の性能の要求は互いに相反する課題となる。
例えば、図８に示すような、固定顎５１と可動顎５２とを備え、油圧シリンダ５３を使用する油圧破砕機では、破砕力をより大きくするために、油圧シリンダ５３の有効受圧面積を増して出力を上げると、油圧シリンダ５３自体が大型化し、質量が増加する。また、油圧シリンダ５３を収める破砕機外筐５４も大型化し、さらなる質量増となりコンパクトでなくなる。さらに、油圧シリンダ５３の１ストロークに要する油量も増加するため、可動顎５２の開閉速度が低下する。しかも、油圧シリンダ５３が大型化するため、可動顎５２との干渉等、破砕機設計上の自由度も低下してしまう。
【０００５】
可動顎５２の支点Ｐと油圧シリンダ５３の支点Ｑ間の距離Ｓを増すと、てこの原理により、破砕力がより大きくなるが、油圧破砕機の可動顎５２を完全に開口させるために、油圧シリンダ５３のストローク及び油圧シリンダ５３の全長を伸ばさなければならない。従って、油圧シリンダ５３の有効受圧面積を増した場合と同様の問題が生じる。
可動顎５２の支点Ｐとツース５５間の距離を減少させると軽量化・コンパクト化できるが、開口幅Ｗが減少する。
【０００６】
油圧破砕機の開口幅Ｗの大きさを求めれば、破砕力、軽量化・コンパクト化、あるいは開閉速度が犠牲になり、軽量化・コンパクト化や可動顎５２の開閉速度の向上を求めれば、破砕力あるいは開口幅Ｗが犠牲になることは避けられない。
ところで、油圧破砕機を使用する破砕作業では、先ず被破砕物を銜えやすいように破砕機を被破砕物よりも大きく開口し、そこから可動顎５２を閉じていき被破砕物を銜える。被破砕物を銜えたら、可動顎５２をさらに閉側へ作動させて被破砕物を破砕する。
【０００７】
この行程中で、被破砕物を銜えるまでは、油圧シリンダ５３は軽負荷であり、破砕が行われない無駄な時間となっている。
この無駄な時間をできるだけ短くするためには、軽負荷時の可動顎５２の閉じ速度、即ち油圧シリンダ５３の伸長速度は速い方が良い。軽負荷時の可動顎５２の閉じ速度を速くできれば、無駄な時間が少なくなり、油圧破砕機を使用する破砕作業の能率が上がる。
そこで、軽負荷時の可動顎５２の閉じ速度、即ち油圧シリンダ５３の伸長速度を向上させるため、従来の油圧破砕機では、いわゆる増速バルブが広く使用されている。この増速バルブは、軽負荷時に油圧シリンダ５３を伸長させる場合に限り、油圧シリンダ５３の伸油室５６と縮油室５７との間で油路を連通させる（特許文献３参照）。
【０００８】
つまり、油圧シリンダ５３の伸油室５６と縮油室５７の受圧面積の差を利用して、縮油室５７から流出する作動油を伸油室５６に還流させることにより、伸油室５６に流入する作動油の油量を、油圧ショベル等の台車から供給される作動油の油量と縮油室５７から伸油室５６に還流させる油量の和とする。その結果、油圧シリンダ５３の伸長速度が速くなる。
なお、油圧破砕機が被破砕物を破砕する重負荷時あるいは油圧シリンダ５３の縮小時は、伸油室５６と縮油室５７との間の油路は遮断され、油圧シリンダ５３の性能を１００％発揮できるようになっている。
【０００９】
しかし、縮油室５７の容積、即ち還流される油量は油圧シリンダ５３のピストンロッド５８の径によって規制されている。油圧シリンダ５３の強度上、ピストンロッド５８はある程度の径が必要である。しかも、仮にピストンロッド５８の径を細くして縮油室５７の容積を増し、油圧シリンダ５３の伸長速度を速くしたとしても、縮油室５７の容積が増大しているため、油圧シリンダ５３の縮小速度は遅くなってしまう。つまり、増速バルブによる油圧シリンダ５３の伸長速度、即ち油圧破砕機の可動顎５２の閉じ速度の向上には限界がある。
【特許文献１】特開平０９−０６０３１０号公報
【特許文献２】特開平１１−１３１８２４号公報
【特許文献３】特開平１０−２６６５８７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１０】
本発明は、油圧破砕機における上記問題を解決するものであって、油圧破砕機の所要の性能を向上させたとき、他の性能に与える悪影響を最小限に抑えることのできる、より高性能な油圧破砕機を提供することを目的とする。また、軽負荷時の可動顎の閉じ速度を速くして破砕作業の能率を向上させる油圧破砕機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
本発明の油圧破砕機は、破砕機外筐に連続して形成された固定顎と破砕機外筐に開閉自在に軸支された可動顎、あるいは破砕機外筐に開閉自在に軸支された一対の可動顎、及び可動顎を開閉駆動する油圧シリンダを備えた油圧破砕機であって、可動顎を開閉駆動する油圧シリンダが２つの伸油室を有する２ピストン油圧シリンダである。
２ピストン油圧シリンダは、他分野では使用例が認められ、その構造は既知であって、前面が開放された外シリンダと、この外シリンダに摺動自在に嵌挿された内シリンダとから成り、内シリンダのピストンロッドが外シリンダの後壁に接続されていて、外シリンダの後壁と内シリンダの後壁との間に第一の伸油室、内シリンダのピストンヘッド側に第二の伸油室、内シリンダのピストンロッド側に縮油室が形成されている。内シリンダのピストンロッドには、第二の伸油室へ作動油を供給する油路と、縮油室へ作動油を供給する油路とが設けられている。
【００１２】
２ピストン油圧シリンダは、油圧破砕機用としては全く想定されていなかったものであるが、本発明者は、研究を重ねた結果油圧破砕機における２ピストン油圧シリンダの有効性を見出し、上記課題を解決した。
２ピストン油圧シリンダは、伸長側出力を決定する有効受圧面積が第一の伸油室と第二の伸油室の各断面積の和となり、同じ外径で且つ同じ供給圧力の１ピストン油圧シリンダと比較すると、油圧シリンダ全長は同等で、構造が複雑になる分いくらか質量増となり、油圧シリンダの伸長速度は遅くなるが、強大な伸長側出力を得ることができる。
【００１３】
従って、破砕機の破砕力を強化する場合、１ピストン油圧シリンダの有効受圧面積を増加させるのに比べて、破砕機外筐が大型化せず、設計の自由度も大きくなる。
破砕力を同等にする場合は、シリンダ外径、破砕機外筐が小さくなるので、軽量化・コンパクト化できる。可動顎の支点と油圧シリンダの支点間の距離を短くして開口幅を拡大することもできる。
【００１４】
可動顎の閉作動中の油圧シリンダの負荷が軽負荷であるとき、油圧シリンダの２つの伸油室の何れか一方と、縮油室に圧油を供給する縮作動回路とを連通させる連通回路を設けると、軽負荷で可動顎を閉作動させるとき縮油室から流出する作動油を伸油室に還流させると共に、縮作動回路から作動油を伸油室に補給できるので、伸長速度が速くなる。
従って、軽負荷時の可動顎の閉じ速度が速くなり、油圧破砕機を使用する破砕作業の能率が向上する。
【発明の効果】
【００１５】
本発明によれば、油圧破砕機の所要の性能を向上させたとき、他の性能に与える悪影響を最小限に抑えてことができ、より高性能な油圧破砕機が得られる。また、軽負荷時の可動顎の閉じ速度を速くして破砕作業の能率を向上させることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１６】
図１は本発明の実施の一形態を示す油圧破砕機の構成図、図２は油圧シリンダの構成図、図３は軽量化した油圧破砕機を示す構成図、図４は、開口幅を拡大化した油圧破砕機を示す構成図、図５は連通回路の一例を示す回路図、図６は連通回路の他の例を示す回路図である。
この油圧破砕機は、破砕機外筐４に連続して形成された固定顎１と破砕機外筐４に開閉自在に軸支された可動顎２、及び可動顎２を開閉駆動する油圧シリンダ３を備えおり、破砕機外筐４の基端部を油圧ショベルのアーム（図示略）に取付けて使用する。
【００１７】
固定顎１と可動顎２の先端には破砕用のツース５が取付けられている。
この油圧破砕機は、固定顎１、可動顎２、破砕機外筐４の外形寸法、開口幅Ｗ、油圧シリンダ３の外径Ｄ、油圧ショベルから供給される作動油の油圧、油量等の条件は、図８に示す従来の油圧破砕機と同等であるが、より強大な破砕力を発生させるため、油圧シリンダ３には、２ピストン油圧シリンダが用いられている。
【００１８】
この油圧シリンダ３は、図２に示すように、前面が開放された外シリンダ６と、この外シリンダ６に摺動自在に嵌挿された内シリンダ７とから成り、内シリンダ７のピストンロッド８が外シリンダ６の後壁６Ｂに接続されていて、外シリンダ６の後壁６Ｂと内シリンダ７の後面７Ｂとの間に第一の伸油室１１、内シリンダ７のピストンヘッド９側に第二の伸油室１２、内シリンダ７のピストンロッド８側に縮油室１３が形成されている。
【００１９】
油圧シリンダ３は、外シリンダ６が中間トラニオンで破砕機外筐４に回動自在に支持されており、内シリンダ７の先端が可動顎２に連結されている。
油圧シリンダ３には、油圧ショベル側の油圧源（図示略）から伸作動回路１６と縮作動回路１７によって作動油が供給される。伸作動回路１６は途中で分岐され、その一方に接続された伸油路２１が第一の伸油室１１、他方に接続された伸油路２２が内シリンダ７のピストンロッド８内を通って第二の伸油室１２に連通する。縮作動回路１７に接続された縮油路２３は内シリンダ７のピストンロッド８内を通って縮油室１３に連通している。
【００２０】
油圧シリンダ３は、伸長側出力を決定する有効受圧面積が第一の伸油室１１と第二の伸油室１２の各断面積の和となり、同じ外径Ｄの１ピストン油圧シリンダと比較すると、大きな伸長側出力を得ることができ、強大な破砕力が発揮される。
なお、油圧シリンダ３は、１ピストン油圧シリンダに比べると構造が複雑になる分いくらか質量増となるが、１ピストン油圧シリンダの有効受圧面積を増加させて出力を大きくする場合にも油圧シリンダの質量は増加するので、この点については大差はない。
【００２１】
また、有効受圧面積が増加するので油圧シリンダ３の伸長速度は遅くなり可動顎２の開閉速度が低下するが、１ピストン油圧シリンダの有効受圧面積を増加させて出力を大きくする場合にも開閉速度は低下するので、この点についても差異はない。
しかし、この油圧破砕機では、油圧シリンダ３を収める破砕機外筐４を大型化する必要がないので、破砕機外筐４の質量は増加しない。油圧シリンダ３の外径Ｄに変化がないので、設計の自由度も維持されている。
【００２２】
このように、油圧破砕機の破砕力を向上させる場合、全体としての質量増が少なく抑えられ有利である。
従来の１ピストン油圧シリンダを用いた油圧破砕機と同等の破砕力、開口幅を保って、軽量化を図る場合には、図３に示すように、可動顎２の支点Ｐと油圧シリンダ３の支点Ｑ間の距離Ｓを短くする。油圧シリンダ３は前述の通り同じ外径Ｄでは１ピストン油圧シリンダより出力が大きいので、可動顎２の支点Ｐと油圧シリンダ３の支点Ｑ間の距離Ｓを短くしても、破砕力を同等に保つことが可能である。
【００２３】
可動顎２の支点Ｐと油圧シリンダ３の支点Ｑ間の距離Ｓを短くできれば、同等の開口幅Ｗを得るための油圧シリンダ３のストロークも短くて済むので、油圧シリンダ３の全長も短くできる。
油圧シリンダ３の全長が短くなるので、２ピストン油圧シリンダにしたことによる油圧シリンダ３自体の質量増は相殺される。そして、油圧シリンダ３の全長が短縮されることで、破砕機外筐４が小型化できるので、油圧破砕機全体としては軽量化が実現される。
【００２４】
軽量化を図る場合には、可動顎２の支点Ｐと油圧シリンダ３の支点Ｑ間の距離Ｓを短くする代わりに、油圧シリンダ３の外径Ｄを細くしてもよい。２ピストン油圧シリンダにしたことで、油圧シリンダ３の外径Ｄを細くしても破砕力を同等に保つことができる。
油圧破砕機の全幅は、油圧シリンダ３を収める必要上、油圧シリンダ３の外径Ｄに左右される。従って、油圧シリンダ３の外径Ｄを細くすれば、油圧破砕機の全幅を狭く抑えて軽量化することが可能となる。
【００２５】
従来の１ピストン油圧シリンダを用いた油圧破砕機と同等の固定顎１、可動顎２、破砕機外筐４の外形寸法と破砕力を保って、開口幅Ｗの拡大を図る場合には、図４に示すように、可動顎２の支点Ｐと油圧シリンダ３の支点Ｑ間の距離Ｓを短くする。油圧シリンダ３は同じ外径Ｄで１ピストン油圧より出力が大きいので、可動顎２の支点Ｐと油圧シリンダ３の支点Ｑ間の距離Ｓを短くしても、破砕力を同等に保つことが可能であるのは前述の通りである。
【００２６】
可動顎２の支点Ｐと油圧シリンダ３の支点Ｑ間の距離Ｓを短くして、油圧シリンダ３のストロークを同等に保つと、大きな開口幅Ｗが実現される。
この油圧破砕機において、油圧シリンダ３の第一の伸油室１１と縮作動回路１７との間には、可動顎２の閉作動（油圧シリンダ３の伸長）中の油圧シリンダ３の負荷が軽負荷であるときに連通する連通回路１８が設けられている。第一の伸油室１１と縮作動回路１７との間が連通するとき、伸作動回路１６と伸油路２１との間の連通は遮断される。
可動顎２の閉作動中の油圧シリンダ３の負荷が重負荷であるとき、あるいは可動顎２の開作動（油圧シリンダ３の縮小）時は、第一の伸油室１１と縮作動回路１７との間の連通は遮断され、伸作動回路１６と伸油路２１間が連通する。
【００２７】
上記の機能は具体的には、例えば、図５や図６に示す回路によって実現できる。
図５の連通回路１８には、パイロットチェック弁３１とパイロット切替弁３２が設けられており、パイロットチェック弁３１のパイロット油路３３は伸作動回路１６に接続され、パイロット切替弁３２のパイロット油路３４はシャトル弁３５を介して、伸作動回路１６と縮作動回路１７に接続されている。そして、パイロット切替弁３２の切替えにより伸作動回路１６あるいは縮作動回路１７が伸油路２１と接続されるようになっている。
【００２８】
可動顎２の閉作動（油圧シリンダ３の伸長）の際には、伸作動回路１６に油圧ショベル側から５ＭＰａ程度の圧油が供給される。パイロット切替弁３２は１０ＭＰａで切替わるようにばね力が調整されており、油圧シリンダ３の負荷が軽負荷である間は、図示の通り縮作動回路１７と伸油路２１が連通している。
伸作動回路１６から供給された圧油は、第二の伸油室１２に流入し、内シリンダ７を前進させる。同時に、縮油室１３内の作動油が縮油路２３へ流出し、この流出した作動油は連通回路１８を通って負圧状態にある第一の伸油室１１に流入する。
【００２９】
縮油室１３と第一の伸油室１１には容積差があり、縮油室１３から流出した作動油だけでは第一の伸油室１１を満たすことができないので、この不足分は油圧ショベル側の油圧源から縮作動回路１７を経由して供給される。このために油圧ショベル側の油圧源は縮作動回路１７へ作動油を供給できる構造でなければならない。
油圧シリンダ３の負荷が軽負荷である間は、油圧シリンダ３を伸長させるのに、伸作動回路１６から第二の伸油室１２のみに圧油を供給すればよいので、可動顎２の閉じ速度が速くなる。
【００３０】
なお、伸作動回路１６から第一の伸油室１１に圧油を供給し、縮油室１３内の作動油が第二の伸油室１２へ流入するように構成しても、可動顎２の閉じ速度を速くできることは勿論である。
可動顎２が被破砕物を噛み破砕が開始されると、油圧シリンダ３の負荷が重負荷になり伸作動回路１６の油圧が上昇するので、パイロット切替弁３２が切替えられて伸油路２１と縮作動回路１７との間の連通は遮断され、伸作動回路１６と伸油路２１が連通する。
【００３１】
そこで、伸作動回路１６から供給された圧油は、第一の伸油室１１と第二の伸油室１２の双方に流入して内シリンダ７を前進させる。縮油室１３内の作動油は縮油路２３へ流出し、この流出した作動油は縮作動回路１７を通って油圧ショベル側に戻る。
よって、油圧シリンダ３が性能を１００％発揮できるようになり、油圧破砕機は強力な破砕が可能となる。
【００３２】
可動顎２の開作動（油圧シリンダ３の縮小）の際には、縮作動回路１７には２０ＭＰａ程度の圧力が発生するので、縮作動回路１７と伸油路２１との間は遮断された状態が維持される。縮作動回路１７から供給された圧油は、縮油室１３に流入し内シリンダ７を後退させる。第一の伸油室１１と第二の伸油室１２内の作動油は流出し、伸作動回路１６を通って油圧ショベル側に戻る。可動顎２の開作動が終了すると、再び縮作動回路１７と伸油路２１が連通する。
【００３３】
図６の連通回路１８には、パイロット切替弁４２とチェック弁４３が設けられており、パイロット切替弁４２のパイロット油路４４は、連通回路１８の縮作動回路１７側に接続されている。また、伸作動回路１６と伸油路２１との間にはシーケンス弁４５が設けられている。そして、シーケンス弁４５とパイロット切替弁４２の切替えにより伸作動回路１６あるいは縮作動回路１７が伸油路２１と接続されるようになっている。
【００３４】
可動顎２の閉作動（油圧シリンダ３の伸長）の際には、伸作動回路１６に油圧ショベル側から５ＭＰ程度の圧油が供給される。シーケンス弁４５は１０ＭＰａで開くようにばね力が調整されており、油圧シリンダ３の負荷が軽負荷である間は、パイロット切替弁４２のパイロット油路４４は負圧状態であるので、図示の通り縮作動回路１７と伸油路２１が連通している。
【００３５】
伸作動回路１６から供給された圧油は、第二の伸油室１２に流入し、内シリンダ７を前進させる。同時に、縮油室１３内の作動油が縮油路２３へ流出し、この流出した作動油は連通回路１８を通って負圧状態にある第一の伸油室１１に流入する。
縮油室１３と第一の伸油室１１には容積差があり、縮油室１３から流出した作動油だけでは第一の伸油室１１を満たすことができないので、この不足分は油圧ショベル側の油圧源から縮作動回路１７を経由して供給される。このために油圧ショベル側の油圧源は縮作動回路１７へ作動油を供給できる構造でなければならない。
【００３６】
油圧シリンダ３の負荷が軽負荷である間は、油圧シリンダ３を伸長させるのに、伸作動回路１６から第二の伸油室１２のみ圧油を供給すればよいので、可動顎２の閉じ速度が速くなる。
可動顎２が被破砕物を噛み破砕が開始されると、油圧シリンダ３の負荷が重負荷になり伸作動回路１６の油圧が上昇してシーケンス弁４５が開き、伸作動回路１６と伸油路２１が連通する。
そこで、伸作動回路１６から供給された圧油は、第一の伸油室１１と第二の伸油室１２の双方に流入して内シリンダ７を前進させる。このとき、チェック弁４３によって伸作動回路１６から連通回路１８側への作動油の流れは阻止される。
【００３７】
縮油室１３内の作動油は縮油路２３へ流出し、この流出した作動油は縮作動回路１７を通って油圧ショベル側に戻る。
よって、油圧シリンダ３が性能を１００％発揮できるようになり、油圧破砕機は強力な破砕が可能となる。
可動顎２の開作動（油圧シリンダ３の縮小）の際には、パイロット切替弁４２は直ちに切替えられ、縮作動回路１７と伸油路２１との間は遮断された状態が維持される。縮作動回路１７から供給された圧油は、縮油室１３に流入し内シリンダ７を後退させる。第一の伸油室１１と第二の伸油室１２内の作動油は流出し、伸作動回路１６を通って油圧ショベル側に戻る。
【００３８】
油圧シリンダ３が軽負荷で伸長する状態になれば、再び縮作動回路１７と伸油路２１が連通する。
ところで、図５、図６の構成では、前述のように、可動顎２の閉作動（油圧シリンダ３の伸長）の際に油圧シリンダ３の負荷が軽負荷である間は、伸作動回路１６から供給された圧油は、第二の伸油室１２に流入し、同時に、縮油室１３内の作動油が縮油路２３へ流出し、この流出した作動油は連通回路１８を通って負圧状態にある第一の伸油室１１に流入する。
【００３９】
そして、縮油室１３と第一の伸油室１１には容積差があり、縮油室１３から流出した作動油だけでは第一の伸油室１１を満たすことができないので、この不足分は油圧ショベル側の油圧源から縮作動回路１７を経由して供給される。このために油圧ショベル側の油圧源は縮作動回路１７へ作動油を供給できる構造でなければならない。
通常、油圧ショベル側の油圧源は、そのタンクラインから縮作動回路１７へ作動油を負圧供給するのに問題はない。しかし、油圧ショベル側からの作動油の負圧供給が十分に行えないような場合には、図７に示すように、伸作動回路１６と縮作動回路１７との間に油溜め４６を設けると良い。油溜め４６の伸作動回路１６側にパイロットチェック弁４７、縮作動回路１７にはチェック弁４８を設ける。
【００４０】
この油溜め４６には、油圧シリンダ３が縮小するとき、作動油が伸作動回路１６から流入して貯留される。油圧シリンダ３が軽負荷で伸長するときには、貯留されていた作動油が縮作動回路１７に流出し、連通回路１８を通って負圧状態にある第一の伸油室１１に供給される。
なお、配管内に蓄圧されると油圧破砕機が不意に作動するおそれがあるため、油溜め４６には、アキュムレータのような蓄圧容器ではなく、単に作動油を貯留するだけのもの、例えば、大気開放された単動ピストン型のシリンダ等を用いる。
【００４１】
油圧シリンダ３に２ピストン油圧シリンダを用い、上記の連通回路１８を設けた場合と、１ピストン油圧シリンダ、例えば図８の油圧シリンダ５３を用いて従来の増速バルブを設けた場合を比較すると、軽負荷閉作動時に縮油室１３，５７内の作動油を伸油室１１，５６に還流させる点では共通である。
両油圧シリンダの出力とストロークが同等であれば、両油圧シリンダの伸油室の容積は等しく、また、経験上２ピストン油圧シリンダの第二の伸油室の容積は１ピストン油圧シリンダの縮油室の容積とほぼ同等にできる。
【００４２】
１ピストン油圧シリンダ５３において、伸作動回路から伸油室５６へ１ストロークに供給される作動油量は、縮油室５７の容積より多い。
つまり、伸作動回路１６から供給すべき作動油量は、２ピストン油圧シリンダの方が少なくて済む。これは、伸作動回路１６以外に縮作動回路１７から供給すべき作動油量が増加することであり、これを実現するためには、第二の伸油室１２にはより高圧の作動油を供給する必要がある。
【００４３】
一般的に、油圧ショベル等から伸作動回路に供給される作動油量は圧力の上昇により減少するが、実際の油圧破砕機の可動顎の閉作動の圧力レンジでは、圧力の上昇による供給油量の減少率はわずかであり、伸作動回路から供給すべき作動油量が少なくて済むことによる効果の方が大きい。
その結果、油圧シリンダ３は軽負荷時の伸長速度が速く、重負荷時の力が強い。即ち可動顎２の閉じ速度が速くなり、強力な破砕が可能で油圧破砕機を用いた破砕作業の能率が向上する。
【図面の簡単な説明】
【００４４】
【図１】本発明の実施の一形態を示す油圧破砕機の構成図である。
【図２】油圧シリンダの構成図である。
【図３】軽量化した油圧破砕機を示す構成図である。
【図４】開口幅を拡大化した油圧破砕機を示す構成図である。
【図５】連通回路の一例を示す回路図である。
【図６】連通回路の他の例を示す回路図である。
【図７】油溜めを設けた例を示す回路図である。
【図８】従来の油圧破砕機の構成図である。
【符号の説明】
【００４５】
１      固定顎
２      可動顎
３      油圧シリンダ
４      破砕機外筐
５      ツース
６      外シリンダ
７      内シリンダ
８      ピストンロッド
９      ピストンヘッド
１１    伸油室
１２    伸油室
１３    縮油室
１６    伸作動回路
１７    縮作動回路
１８    連通回路
３１    パイロットチェック弁
３２    パイロット切替弁
４２    パイロット切替弁
４３    チェック弁
４５    シーケンス弁
【図１】
2005342632.tif 000003
【図２】
2005342632.tif 000004
【図３】
2005342632.tif 000005
【図４】
2005342632.tif 000006
【図５】
2005342632.tif 000007
【図６】
2005342632.tif 000008
【図７】
2005342632.tif 000009
【図８】
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