JP2743174B2 - 少なくとも２つの流体圧伝動系のための合計出力調整装置 - Google Patents
少なくとも２つの流体圧伝動系のための合計出力調整装置Info
- Publication number
- JP2743174B2 JP2743174B2 JP62288271A JP28827187A JP2743174B2 JP 2743174 B2 JP2743174 B2 JP 2743174B2 JP 62288271 A JP62288271 A JP 62288271A JP 28827187 A JP28827187 A JP 28827187A JP 2743174 B2 JP2743174 B2 JP 2743174B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- pressure
- output
- fluid
- control
- hydraulic
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Lifetime
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
- F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
- F16H61/46—Automatic regulation in accordance with output requirements
- F16H61/475—Automatic regulation in accordance with output requirements for achieving a target power, e.g. input power or output power
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
- F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
- F16H61/42—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic involving adjustment of a pump or motor with adjustable output or capacity
- F16H61/433—Pump capacity control by fluid pressure control means
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
- F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
- F16H61/44—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic with more than one pump or motor in operation
- F16H61/448—Control circuits for tandem pumps or motors
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
- F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
- F16H61/44—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic with more than one pump or motor in operation
- F16H61/456—Control of the balance of torque or speed between pumps or motors
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Fluid Mechanics (AREA)
- Fluid-Pressure Circuits (AREA)
- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は第１と第２の流体圧装置の夫々に流体制御装
置を備え、これら流体圧装置は共通の駆動装置により駆
動され、少なくとも２つの流体圧伝動系を構成する複数
の流体圧装置用の合計出力調整システムに関する。 （従来の技術並びに発明が解決しようとする問題点） この種の合計出力調整装置はドイツ特許出願公開明細
書第33 23 278号に記載され且つ描写されている。この
種の出力調整装置の機能は共通駆動装置から得られるパ
ワーを超過しないようにその流体圧装置を制御すること
である。 この既知の構造では、第１伝動系の流体圧装置は出力
調整されないが、これに対し第２伝動系の流体圧装置は
出力調整される。その結果、第２伝動系の流体圧装置、
即ち第２流体圧装置の出力調整は、第１流体装置の作動
圧に依存し、その作動圧が増加するにつれて、より低い
出力（圧力×流量）が第２流体圧装置に設定される。 その結果、第１伝動系が優先する。即ち第１伝動系の
作動回路によって供給される流体モータが優先して駆動
される。 この既知の調整装置は機能的に有効かつ有用であるこ
とは明らかである。然しながら、第１流体圧装置が出力
調整されない時、またその出力調整がなされる時であっ
ても、第１流体圧装置の作動圧に第２流体圧装置の出力
調整が依存しているので、共通駆動装置から得られるパ
ワーを満足に利用できないという欠点がある。第１流体
圧装置が予め設定された範囲の出力を確保しているか
ら、例えば第１流体圧装置の調整された出力がその範囲
よりも小さいときでも、その余剰の出力を利用するよう
に第２流体圧装置の出力を大きく調整することはでき
ず、従って共通駆動装置からのパワーを満足に利用でき
ない。また、第２流体圧装置の作動圧が増加したとき、
第１流体圧装置に優先して共通駆動装置からのパワーを
利用することもできない。 同等（パリティ）調整型流体圧装置用の合計出力調整
装置の場合には、各流体圧装置の出力調整を他方の流体
圧装置の作動圧と吐出量または吐出量に依って実施する
ことはドイツ特許出願公開明細書20 38 968号からすで
に公知であるが、この公知の設計の場合には調節自在の
絞りが、作用圧と吐出量の両方を決定または伝達するの
に使用されており、これはパワー損失を招くとともに制
御システムを高価で複雑なものにしている。 本発明の目的は構造と機能が単純でありながら、有効
出力を実質上100％利用できるようにすることにある。 （問題点を解決するための手段） 本発明は、上記の目的を達成すべく、少なくとも２つ
の流体圧伝動系（１）（２）を構成する複数の流体圧装
置（３）（４）用の合計出力調整装置であって、第１と
第２の流体圧装置（３）（４）の夫々に流体制御装置
（７）（８）を備え、これら流体圧装置は共通の駆動装
置より駆動され、該第２流体圧装置（４）は該第２流体
圧装置（４）の出力に依存して該流体制御装置（８）に
作用する圧力を調整する流体出力調整装置（24）（62）
を備え、且つ該第１流体圧装置（３）の作動圧と容量に
もとずく主制御圧（P3）が該２流体圧装置（４）の出力
調整装置（24）（62）に流体アクチュエータ（41）（4
2）により伝達されるようにしたものに於いて、該第１
流体圧装置（３）が、該第１流体圧装置（３）の出力
（圧力×総流量）に基づき調整されると共にその調整さ
れた設定に対応して主制御圧（P3）を制御する第１出力
測定弁（34）（65）を備えるようにした。 （作 用） 本発明に従う設計では、制御信号として第２流体圧装
置の出力調整装置に伝達されるのは作動圧ではなくて出
力測定弁による第１流体圧装置のパワーアプテーク（パ
ワー摂取率）に比例する圧力信号である。即ち、第１流
体圧装置の出力（作動圧×総流量）に比例した信号であ
り、その結果、デマンド制御のための圧力遮断、負荷感
知調整またはその他の作動圧の変動の場合でさえ、圧力
信号は第１流体圧装置の出力に比例するから、有効な駆
動パワーを完全に利用できる。また、本発明に従う設計
は、第１流体圧装置のパワーアプテークを決定する出力
測定弁を使用しており、従来の同等（パリティ）調整型
流体圧装置用の合計出力調整装置のように調節自在の絞
りを使用していないから、その出力測定弁によって第１
流体圧装置のパワーアプテークに対応する信号を第２流
体圧装置の出力調整装置に簡単な方法で伝達することが
できる。 本発明の有用な開発が従属特許請求の範囲に記載され
ている。特許請求の範囲第３項に基づく設計は、本発明
に基づく利点を用いた相互優先作動回路用の合計出力調
整装置を提供する。 （実施例） 簡素化した図面に例として示した好適実施例を参照し
ながら本発明を以下に説明する。 全実施例において、共通の駆動モータ（図示せず）、
特に定速モータ、例えばディーゼルエンジンで駆動され
る可変吐出量の流体ポンプ３、４を夫々有している２つ
の流体圧伝動系１と２が配設されている。関連の流体モ
ータは図示されていない。作動回路または作動管路には
番号５と６が付されている。 流体ポンプ３、４を制御するために、両側に圧力が作
用し、各々、第１および第２の作動室11、12及び13、14
を境界づけている制御ピストン９、10を有する同一の制
御装置７、８が配設されている。第１作動室11、13の各
々は、連結管路15、16及び17、18を通して作動圧を受
け、一方、第２作動室12、14のそれぞれは、出力調整バ
ルブ19、20によって調整された制御圧を受け、該制御圧
は連結管路21、22を通して第２作動室12、14に供給され
る。 各調整バルブ19、20は、対応する流体ポンプ３、４の
吐出量と作動圧とに依存して制御圧を調整する、全体2
3、24で示した流体出力調整装置に連結されている。こ
のため各出力調整装置23、24はピストン27、28を備えた
液圧シリンダ25、26を有しており、連結管路29、30を通
して作動圧が前記ピストンに作用する。該シリンダ25、
26は制御ピストン９、10のピストン棒に機械的に連結さ
れる、即ち、それらのシリンダは該ピストンと共に移動
する（二重矢印31を参照）。シリンダ25、26のピストン
27、28は、固定揺動レバーアーム32、33に対して夫々作
用し、第１の流体出力調整装置23のレバーアーム32は、
シリンダ25と反対側の面に第１出力測定弁34のバルブス
ライドからの作用を受け、一方、第２の流体出力調整装
置24のレバーアーム33は、その一方の側面に調整ばね35
によってレバーアーム33に対して押圧された出力調整バ
ルブ20のバルブスライドと作動的に連結されている。 第１出力測定弁34は分岐連結管路36の制御圧を調整
し、その制御圧は出力調整バルブ19に作用するので連結
管路21の制御圧に関して基本となる。この基本制御圧
は、連結管路21の制御圧P4及び作動回路５、６の作動圧
P1とP2から区別するためにP3が付されている。この主制
御圧P3は、レバーアーム33に対して作用する液圧シリン
ダ42のピストン41にも作用する。ピストン41と液圧シリ
ンダ42は流体アクチュエータを構成する。この実施例で
は２アームレバーが配設されていて、その第２アームに
は43が付されており、ピストン41がレバー43に作用し
て、液圧シリンダ26のピストン28により生じた回転モー
メントを補足する回転モーメントを生じ、こうして出力
調整バルブ20に対抗している。 各出力調整装置23、24には、圧力制限バルブ51と負荷
感知バルブ52とが配設されており、圧力制限バルブ51は
連結管路15/21中では出力調整バルブ19の後に直列に連
結され、連結管路16/22中では出力調整バルブ20の前に
直列に連結されており、また、負荷感知バルブ52は図示
したように、並列連結管路53に配置され、作動圧P1とP2
及び連結管路54、55を通じて絞り56の後方の圧力によっ
て操作される。 流体ポンプ３、４の作動時には、流体ポンプ３の出力
調整装置23のレバーアーム32が、流体ポンプ３の総流量
に比例して動く制御装置７と共に移動し且つ作動圧P1が
作用したピストン27で揺動するので、レバーアーム32は
流体ポンプ３の出力に比例して動き、レバーアーム32に
より動かされる出力測定弁34が作動圧P1と同等以下に分
岐連結管路36の主制御圧P3を制御する。この主制御圧P3
は流体ポンプ３のパワーアプテーク（パワー摂取率）に
比例した圧力信号であり、この圧力信号は作動圧P1の増
大に伴い流体ポンプ４の出力を低下させるように、ピス
トン41によって第２の流体出力調整装置24に伝達され
る。このピストン41の力はピストン28の力を援助するの
で、第２の流体出力調整装置24は作動圧P2が増大したと
きのようにレバー43が揺動し、出力調整バルブ20が制御
装置８の制御ピストン10を強制的に流体ポンプ４の総流
量を減少させるように作動し、従って、流体ポンプ３は
優先的に調整される。調整範囲外の作動、或いはその他
の過負荷制御（負荷感知、圧力遮断）で第１流体ポンプ
３の出力が減少した場合には、ピストン41に作用する圧
力信号が小さくなるため、第２の流体出力調整装置24は
第２流体ポンプ４の出力を大きくするように制御し、第
１流体ポンプ３で消費されない利用可能なパワーを第２
流体ポンプ４で消費することができ、実質上完全なパワ
ー利用が保証される。 第２図の実施例では同一部分には同一参照番号が付さ
れている。この第２実施例と第１実施例との基本的な違
いは、各出力調整装置、ここでは符号61と62は、出力調
整バルブ63、64と、出力測定弁65、66とを有しており、
出力調整バルブ63、64が連結管路67、68を通じて、出力
測定弁65、66で調整される制御圧Ｐ3.1、Ｐ3.2によって
作動されることである。それ以外には、第１実施例のよ
うに可変弾性のばね86に抗して移動する出力調整バルブ
63、64のピストンスライドが２つの部分で構成されてお
り、各ピストンスライド部69、71は圧力が作用する表面
72、73を有しており、これらの表面72、73が同一の運動
方向に作動し、また圧力ばね74がスライド部69、71間に
介設されていることである。 更に、負荷感知バルブ52と圧力制限バルブ51と出力調
整バルブ63、64との配列順序も第１実施例のそれとは異
なっている。第２実施例では、負荷感知バルブ52は連結
管路15/21にあって、どちらの場合も圧力制限バルブ51
と出力調整バルブ63または64との間の中間にあり、また
どちらの場合も負荷感知バルブ52は作動室12、14から見
て圧力制限バルブ51の後に配置されている。 第２図の第２実施例の場合には、各出力調整バルブ6
3、64には各出力測定弁65、66で調整された制御圧
Ｐ3.1、Ｐ3.2の両方が作用しているから、いずれかの流
体ポンプ３、４の作動圧が例えば増大すると、その増大
した作動圧を負担する流体ポンプの出力を増大させるよ
うに各出力調整バルブ63、64が各制御装置７、８の作動
を制御し、流体ポンプ３、４は等優先で調整され、従っ
て、利用できるパワーのフル使用が交互的に行われる。 第３図の実施例は基本的には第２図の実施例に対応し
ている。同一部分には同一参照番号が付されている。出
力調整バルブ63、64のピストンスライド部71に関連し
て、表面73から離れて面する側に止部81が設けられてお
り、これらの止部は夫々の制御領域のスタート時に、出
力調整バルブ63、64と関連していない出力測定弁65、66
によって制御される制御圧、即ち、出力調整バルブ63、
64とは機械的に関連していない流体ポンプ３、４から生
じている制御圧Ｐ3.1とＰ3.2の影響を規制するものであ
る。一方、関連した出力測定バルブ65、66によって調整
される各制御圧Ｐ3.1、Ｐ3.2は、出力調整バルブ63、64
に対しては、出力調整バルブ63、64を調整範囲で制御す
るように維持するように作用する。 ピストンスライド部69、71は夫々、互いに向い合って
シリンダ84内に突出しているピストン82、83を有してお
り、前記シリンダ内にはピストン82、83の間に圧縮ばね
74が介設されている。この実施例によれば、シリンダ84
には連結管路85を介して、各圧力制限バルブ51で制御さ
れた圧力が導入されており、この圧力は、制御縁を備え
た制御バルブ部品69に直接且つピストンバルブ部品69、
71間の距離が大きくなるにつれて遅れて作用する止部81
を介して制御バルブ部品69に影響を与える。止部81も調
節自在であることが好ましい。 この実施例では液圧シリンダ25または26のピストン27
または28が制御装置７、８の各制御ピストン９、10の中
に配置されており、シリンダ25または26に連通する連結
管路87が各制御ピストン９、10内に存在する。更に、こ
の場合アングルレバー88のアーム89には、少なくとも片
側に、好ましくは両側に作用する圧力ばね91が設けられ
ており、少なくとも１つの圧力ばね91の弾性は調節自在
である。更に、これらの実施例では制御ピストン９、10
用の戻しばね93はその制御シリンダの外側に配設されて
いる。 前の２つの実施例と同様に第３図の実施例でも、出力
測定弁34;65、66で調整された主制御圧Ｐ3.1とＰ
3.2は、出力測定弁34;65、66のスライドに作用する。各
流体ポンプ３、４の作動圧は連結管路15、87又は連結管
路16、87を介して制御ピストン９、10内のピストン27又
は28に作用しており、いずれかの流体ポンプ３、４の作
動圧、例えば流体ポンプ３の作動圧が増大すると、出力
調整装置61のアングルレバー88がばね91を撓めて揺動す
る。これにより出力測定弁65が移動し、出力調整バルブ
63およびもう一方の流体ポンプ４の出力調整バルブ64の
ピストンスライド部73に作用する主制御圧Ｐ3.1が高め
られ、出力調整バルブ63の作動で連結管路21を介して作
動圧が制御ピストン９の作動室12に導かれるから、制御
ピストン９は両作動室11、12が同圧になり、制御ピスト
ン９は左右のピストン面積が異なることによる推力とば
ね93の力がバランスする位置へ移動する。これと同時に
他方の流体ポンプ４の出力調整バルブ64が、主制御圧Ｐ
3.1により開いて作動室14へ流体ポンプ４の作動圧を導
くため、他方の制御ピストン10は流体ポンプ４の総流量
を減少させる方向へばね93の撓めて移動するが、流体出
力調整装置62のアングルレバー88に対するピストン28の
作用点が変わるのでばね91に押されて回転し、出力測定
弁66が開いて主制御圧Ｐ3.2を減少させる。この主制御
圧Ｐ3.2が減少するため、開いていた出力調整バルブ63
及び64が閉じ、制御ピストン９、10の移動が止まる。流
体ポンプ４はその総流量が減少して出力が小さくなるか
ら、共通の駆動モータのパワーを作動圧が上昇した流体
ポンプ３にて優先して消費できる。 第３図に番号94で示されており、各作動回路５、６か
ら見て、連結管路15/21、16/22の出力調整バルブ63、64
の前に配置されているバルブは、例えば速度制御のよう
なデマンド制御用の負荷感知バルブまたは流量調整バル
ブである。 流体ポンプ３、４が同等に（同じパリティで）調整さ
れる第２図と第３図の実施例では、夫々他方の流体ポン
プに影響する制御信号が規制されなければならない。２
つの流体ポンプが同じ性能特性曲線のもので構成されて
いる場合には、制御信号は、機械的にはまたは液圧的に
半分に規制され、その規制は止部81によって行なわれ
る。
置を備え、これら流体圧装置は共通の駆動装置により駆
動され、少なくとも２つの流体圧伝動系を構成する複数
の流体圧装置用の合計出力調整システムに関する。 （従来の技術並びに発明が解決しようとする問題点） この種の合計出力調整装置はドイツ特許出願公開明細
書第33 23 278号に記載され且つ描写されている。この
種の出力調整装置の機能は共通駆動装置から得られるパ
ワーを超過しないようにその流体圧装置を制御すること
である。 この既知の構造では、第１伝動系の流体圧装置は出力
調整されないが、これに対し第２伝動系の流体圧装置は
出力調整される。その結果、第２伝動系の流体圧装置、
即ち第２流体圧装置の出力調整は、第１流体装置の作動
圧に依存し、その作動圧が増加するにつれて、より低い
出力（圧力×流量）が第２流体圧装置に設定される。 その結果、第１伝動系が優先する。即ち第１伝動系の
作動回路によって供給される流体モータが優先して駆動
される。 この既知の調整装置は機能的に有効かつ有用であるこ
とは明らかである。然しながら、第１流体圧装置が出力
調整されない時、またその出力調整がなされる時であっ
ても、第１流体圧装置の作動圧に第２流体圧装置の出力
調整が依存しているので、共通駆動装置から得られるパ
ワーを満足に利用できないという欠点がある。第１流体
圧装置が予め設定された範囲の出力を確保しているか
ら、例えば第１流体圧装置の調整された出力がその範囲
よりも小さいときでも、その余剰の出力を利用するよう
に第２流体圧装置の出力を大きく調整することはでき
ず、従って共通駆動装置からのパワーを満足に利用でき
ない。また、第２流体圧装置の作動圧が増加したとき、
第１流体圧装置に優先して共通駆動装置からのパワーを
利用することもできない。 同等（パリティ）調整型流体圧装置用の合計出力調整
装置の場合には、各流体圧装置の出力調整を他方の流体
圧装置の作動圧と吐出量または吐出量に依って実施する
ことはドイツ特許出願公開明細書20 38 968号からすで
に公知であるが、この公知の設計の場合には調節自在の
絞りが、作用圧と吐出量の両方を決定または伝達するの
に使用されており、これはパワー損失を招くとともに制
御システムを高価で複雑なものにしている。 本発明の目的は構造と機能が単純でありながら、有効
出力を実質上100％利用できるようにすることにある。 （問題点を解決するための手段） 本発明は、上記の目的を達成すべく、少なくとも２つ
の流体圧伝動系（１）（２）を構成する複数の流体圧装
置（３）（４）用の合計出力調整装置であって、第１と
第２の流体圧装置（３）（４）の夫々に流体制御装置
（７）（８）を備え、これら流体圧装置は共通の駆動装
置より駆動され、該第２流体圧装置（４）は該第２流体
圧装置（４）の出力に依存して該流体制御装置（８）に
作用する圧力を調整する流体出力調整装置（24）（62）
を備え、且つ該第１流体圧装置（３）の作動圧と容量に
もとずく主制御圧（P3）が該２流体圧装置（４）の出力
調整装置（24）（62）に流体アクチュエータ（41）（4
2）により伝達されるようにしたものに於いて、該第１
流体圧装置（３）が、該第１流体圧装置（３）の出力
（圧力×総流量）に基づき調整されると共にその調整さ
れた設定に対応して主制御圧（P3）を制御する第１出力
測定弁（34）（65）を備えるようにした。 （作 用） 本発明に従う設計では、制御信号として第２流体圧装
置の出力調整装置に伝達されるのは作動圧ではなくて出
力測定弁による第１流体圧装置のパワーアプテーク（パ
ワー摂取率）に比例する圧力信号である。即ち、第１流
体圧装置の出力（作動圧×総流量）に比例した信号であ
り、その結果、デマンド制御のための圧力遮断、負荷感
知調整またはその他の作動圧の変動の場合でさえ、圧力
信号は第１流体圧装置の出力に比例するから、有効な駆
動パワーを完全に利用できる。また、本発明に従う設計
は、第１流体圧装置のパワーアプテークを決定する出力
測定弁を使用しており、従来の同等（パリティ）調整型
流体圧装置用の合計出力調整装置のように調節自在の絞
りを使用していないから、その出力測定弁によって第１
流体圧装置のパワーアプテークに対応する信号を第２流
体圧装置の出力調整装置に簡単な方法で伝達することが
できる。 本発明の有用な開発が従属特許請求の範囲に記載され
ている。特許請求の範囲第３項に基づく設計は、本発明
に基づく利点を用いた相互優先作動回路用の合計出力調
整装置を提供する。 （実施例） 簡素化した図面に例として示した好適実施例を参照し
ながら本発明を以下に説明する。 全実施例において、共通の駆動モータ（図示せず）、
特に定速モータ、例えばディーゼルエンジンで駆動され
る可変吐出量の流体ポンプ３、４を夫々有している２つ
の流体圧伝動系１と２が配設されている。関連の流体モ
ータは図示されていない。作動回路または作動管路には
番号５と６が付されている。 流体ポンプ３、４を制御するために、両側に圧力が作
用し、各々、第１および第２の作動室11、12及び13、14
を境界づけている制御ピストン９、10を有する同一の制
御装置７、８が配設されている。第１作動室11、13の各
々は、連結管路15、16及び17、18を通して作動圧を受
け、一方、第２作動室12、14のそれぞれは、出力調整バ
ルブ19、20によって調整された制御圧を受け、該制御圧
は連結管路21、22を通して第２作動室12、14に供給され
る。 各調整バルブ19、20は、対応する流体ポンプ３、４の
吐出量と作動圧とに依存して制御圧を調整する、全体2
3、24で示した流体出力調整装置に連結されている。こ
のため各出力調整装置23、24はピストン27、28を備えた
液圧シリンダ25、26を有しており、連結管路29、30を通
して作動圧が前記ピストンに作用する。該シリンダ25、
26は制御ピストン９、10のピストン棒に機械的に連結さ
れる、即ち、それらのシリンダは該ピストンと共に移動
する（二重矢印31を参照）。シリンダ25、26のピストン
27、28は、固定揺動レバーアーム32、33に対して夫々作
用し、第１の流体出力調整装置23のレバーアーム32は、
シリンダ25と反対側の面に第１出力測定弁34のバルブス
ライドからの作用を受け、一方、第２の流体出力調整装
置24のレバーアーム33は、その一方の側面に調整ばね35
によってレバーアーム33に対して押圧された出力調整バ
ルブ20のバルブスライドと作動的に連結されている。 第１出力測定弁34は分岐連結管路36の制御圧を調整
し、その制御圧は出力調整バルブ19に作用するので連結
管路21の制御圧に関して基本となる。この基本制御圧
は、連結管路21の制御圧P4及び作動回路５、６の作動圧
P1とP2から区別するためにP3が付されている。この主制
御圧P3は、レバーアーム33に対して作用する液圧シリン
ダ42のピストン41にも作用する。ピストン41と液圧シリ
ンダ42は流体アクチュエータを構成する。この実施例で
は２アームレバーが配設されていて、その第２アームに
は43が付されており、ピストン41がレバー43に作用し
て、液圧シリンダ26のピストン28により生じた回転モー
メントを補足する回転モーメントを生じ、こうして出力
調整バルブ20に対抗している。 各出力調整装置23、24には、圧力制限バルブ51と負荷
感知バルブ52とが配設されており、圧力制限バルブ51は
連結管路15/21中では出力調整バルブ19の後に直列に連
結され、連結管路16/22中では出力調整バルブ20の前に
直列に連結されており、また、負荷感知バルブ52は図示
したように、並列連結管路53に配置され、作動圧P1とP2
及び連結管路54、55を通じて絞り56の後方の圧力によっ
て操作される。 流体ポンプ３、４の作動時には、流体ポンプ３の出力
調整装置23のレバーアーム32が、流体ポンプ３の総流量
に比例して動く制御装置７と共に移動し且つ作動圧P1が
作用したピストン27で揺動するので、レバーアーム32は
流体ポンプ３の出力に比例して動き、レバーアーム32に
より動かされる出力測定弁34が作動圧P1と同等以下に分
岐連結管路36の主制御圧P3を制御する。この主制御圧P3
は流体ポンプ３のパワーアプテーク（パワー摂取率）に
比例した圧力信号であり、この圧力信号は作動圧P1の増
大に伴い流体ポンプ４の出力を低下させるように、ピス
トン41によって第２の流体出力調整装置24に伝達され
る。このピストン41の力はピストン28の力を援助するの
で、第２の流体出力調整装置24は作動圧P2が増大したと
きのようにレバー43が揺動し、出力調整バルブ20が制御
装置８の制御ピストン10を強制的に流体ポンプ４の総流
量を減少させるように作動し、従って、流体ポンプ３は
優先的に調整される。調整範囲外の作動、或いはその他
の過負荷制御（負荷感知、圧力遮断）で第１流体ポンプ
３の出力が減少した場合には、ピストン41に作用する圧
力信号が小さくなるため、第２の流体出力調整装置24は
第２流体ポンプ４の出力を大きくするように制御し、第
１流体ポンプ３で消費されない利用可能なパワーを第２
流体ポンプ４で消費することができ、実質上完全なパワ
ー利用が保証される。 第２図の実施例では同一部分には同一参照番号が付さ
れている。この第２実施例と第１実施例との基本的な違
いは、各出力調整装置、ここでは符号61と62は、出力調
整バルブ63、64と、出力測定弁65、66とを有しており、
出力調整バルブ63、64が連結管路67、68を通じて、出力
測定弁65、66で調整される制御圧Ｐ3.1、Ｐ3.2によって
作動されることである。それ以外には、第１実施例のよ
うに可変弾性のばね86に抗して移動する出力調整バルブ
63、64のピストンスライドが２つの部分で構成されてお
り、各ピストンスライド部69、71は圧力が作用する表面
72、73を有しており、これらの表面72、73が同一の運動
方向に作動し、また圧力ばね74がスライド部69、71間に
介設されていることである。 更に、負荷感知バルブ52と圧力制限バルブ51と出力調
整バルブ63、64との配列順序も第１実施例のそれとは異
なっている。第２実施例では、負荷感知バルブ52は連結
管路15/21にあって、どちらの場合も圧力制限バルブ51
と出力調整バルブ63または64との間の中間にあり、また
どちらの場合も負荷感知バルブ52は作動室12、14から見
て圧力制限バルブ51の後に配置されている。 第２図の第２実施例の場合には、各出力調整バルブ6
3、64には各出力測定弁65、66で調整された制御圧
Ｐ3.1、Ｐ3.2の両方が作用しているから、いずれかの流
体ポンプ３、４の作動圧が例えば増大すると、その増大
した作動圧を負担する流体ポンプの出力を増大させるよ
うに各出力調整バルブ63、64が各制御装置７、８の作動
を制御し、流体ポンプ３、４は等優先で調整され、従っ
て、利用できるパワーのフル使用が交互的に行われる。 第３図の実施例は基本的には第２図の実施例に対応し
ている。同一部分には同一参照番号が付されている。出
力調整バルブ63、64のピストンスライド部71に関連し
て、表面73から離れて面する側に止部81が設けられてお
り、これらの止部は夫々の制御領域のスタート時に、出
力調整バルブ63、64と関連していない出力測定弁65、66
によって制御される制御圧、即ち、出力調整バルブ63、
64とは機械的に関連していない流体ポンプ３、４から生
じている制御圧Ｐ3.1とＰ3.2の影響を規制するものであ
る。一方、関連した出力測定バルブ65、66によって調整
される各制御圧Ｐ3.1、Ｐ3.2は、出力調整バルブ63、64
に対しては、出力調整バルブ63、64を調整範囲で制御す
るように維持するように作用する。 ピストンスライド部69、71は夫々、互いに向い合って
シリンダ84内に突出しているピストン82、83を有してお
り、前記シリンダ内にはピストン82、83の間に圧縮ばね
74が介設されている。この実施例によれば、シリンダ84
には連結管路85を介して、各圧力制限バルブ51で制御さ
れた圧力が導入されており、この圧力は、制御縁を備え
た制御バルブ部品69に直接且つピストンバルブ部品69、
71間の距離が大きくなるにつれて遅れて作用する止部81
を介して制御バルブ部品69に影響を与える。止部81も調
節自在であることが好ましい。 この実施例では液圧シリンダ25または26のピストン27
または28が制御装置７、８の各制御ピストン９、10の中
に配置されており、シリンダ25または26に連通する連結
管路87が各制御ピストン９、10内に存在する。更に、こ
の場合アングルレバー88のアーム89には、少なくとも片
側に、好ましくは両側に作用する圧力ばね91が設けられ
ており、少なくとも１つの圧力ばね91の弾性は調節自在
である。更に、これらの実施例では制御ピストン９、10
用の戻しばね93はその制御シリンダの外側に配設されて
いる。 前の２つの実施例と同様に第３図の実施例でも、出力
測定弁34;65、66で調整された主制御圧Ｐ3.1とＰ
3.2は、出力測定弁34;65、66のスライドに作用する。各
流体ポンプ３、４の作動圧は連結管路15、87又は連結管
路16、87を介して制御ピストン９、10内のピストン27又
は28に作用しており、いずれかの流体ポンプ３、４の作
動圧、例えば流体ポンプ３の作動圧が増大すると、出力
調整装置61のアングルレバー88がばね91を撓めて揺動す
る。これにより出力測定弁65が移動し、出力調整バルブ
63およびもう一方の流体ポンプ４の出力調整バルブ64の
ピストンスライド部73に作用する主制御圧Ｐ3.1が高め
られ、出力調整バルブ63の作動で連結管路21を介して作
動圧が制御ピストン９の作動室12に導かれるから、制御
ピストン９は両作動室11、12が同圧になり、制御ピスト
ン９は左右のピストン面積が異なることによる推力とば
ね93の力がバランスする位置へ移動する。これと同時に
他方の流体ポンプ４の出力調整バルブ64が、主制御圧Ｐ
3.1により開いて作動室14へ流体ポンプ４の作動圧を導
くため、他方の制御ピストン10は流体ポンプ４の総流量
を減少させる方向へばね93の撓めて移動するが、流体出
力調整装置62のアングルレバー88に対するピストン28の
作用点が変わるのでばね91に押されて回転し、出力測定
弁66が開いて主制御圧Ｐ3.2を減少させる。この主制御
圧Ｐ3.2が減少するため、開いていた出力調整バルブ63
及び64が閉じ、制御ピストン９、10の移動が止まる。流
体ポンプ４はその総流量が減少して出力が小さくなるか
ら、共通の駆動モータのパワーを作動圧が上昇した流体
ポンプ３にて優先して消費できる。 第３図に番号94で示されており、各作動回路５、６か
ら見て、連結管路15/21、16/22の出力調整バルブ63、64
の前に配置されているバルブは、例えば速度制御のよう
なデマンド制御用の負荷感知バルブまたは流量調整バル
ブである。 流体ポンプ３、４が同等に（同じパリティで）調整さ
れる第２図と第３図の実施例では、夫々他方の流体ポン
プに影響する制御信号が規制されなければならない。２
つの流体ポンプが同じ性能特性曲線のもので構成されて
いる場合には、制御信号は、機械的にはまたは液圧的に
半分に規制され、その規制は止部81によって行なわれ
る。
【図面の簡単な説明】
第１図は一方の装置が優先的に調整される２つの流体圧
装置の本発明に従って構成した合計出力調整装置の回路
図、第２図は等優先的に調整される２つの流体圧装置の
本発明に従って構成した合計出力調整装置の回路図、第
３図は等優先的に調整される流体圧装置用の本発明に従
って構成した合計出力調整装置の別の実施例を示す回路
図である。 １、２……流体圧伝動系、３、４……流体圧装置（流体
ポンプ） ７、８……流体制御装置、23、24……流体出力調整装
置、34、65、66……出力測定弁
装置の本発明に従って構成した合計出力調整装置の回路
図、第２図は等優先的に調整される２つの流体圧装置の
本発明に従って構成した合計出力調整装置の回路図、第
３図は等優先的に調整される流体圧装置用の本発明に従
って構成した合計出力調整装置の別の実施例を示す回路
図である。 １、２……流体圧伝動系、３、４……流体圧装置（流体
ポンプ） ７、８……流体制御装置、23、24……流体出力調整装
置、34、65、66……出力測定弁
フロントページの続き
(72)発明者 ラインホルド シュニーダーヤン
ドイツ連邦共和国 デー‐7910 ノイー
ウルム ８ ブレゲンツァーストラーセ
15
(56)参考文献 特開 昭60−19975（ＪＰ，Ａ)
Claims (1)
- (57)【特許請求の範囲】 １．少なくとも２つの流体圧伝動系（１）（２）を構成
する複数の流体圧装置（３）（４）用の合計出力調整装
置であって、第１と第２の流体圧装置（３）（４）の夫
々に流体制御装置（７）（８）を備え、これら流体圧装
置は共通の駆動装置より駆動され、該第２流体圧装置
（４）は該第２流体圧装置（４）の出力に依存して該流
体制御装置（８）に作用する圧力を調整する流体出力調
整装置（24）（62）を備え、且つ該第１流体圧装置
（３）の作動圧と容量にもとずく主制御圧（P3）が該２
流体圧装置（４）の出力調整装置（24）（62）へ流体ア
クチュエータ（41）（42）により伝達されるようにした
ものに於いて、該第１流体圧装置（３）は、該第１流体
圧装置（３）の流体出力調整装置（23）により第１流体
圧装置（３）の出力（圧力×総流量）に基づき調整され
ると共にその調整された設定に対応して主制御圧（P3）
を制御する第１出力測定弁（34）（65）を備えたことを
特徴とする、少なくとも２つの流体圧伝動系のための合
計出力調整装置。 ２．第１流体圧装置（３）が該第１流体圧装置（３）の
出力に依存して流体制御装置（７）に作用する圧力を調
整する流体出力調整装置（23）（61）を備え、該第２流
体圧装置（４）の出力に依存して調整されると共にその
調整された設定に応じて該第１流体圧装置（３）の出力
調整用の出力調整バルブ（63）へ伝達される主制御圧
（Ｐ3.2）を制御する第２出力測定弁（66）を、該第２
流体圧装置（４）の流体出力調整装置（24）（62）に連
動させて配設したことを特徴とする、特許請求の範囲第
１項に記載の少なくとも２つの流体圧伝動系のための合
計出力調整装置。 ３．前記流体制御装置（７）（８）は復動ピストン
（９）（10）を備えた制御シリンダを有しており、その
一方の作動室（11）（13）はそれに連動する流体圧装置
（３）（４）の作動圧（P1）（P2）を受け、他方の作動
室（12）（14）は、主制御圧（Ｐ3.1）（Ｐ3.2）によっ
て作動される出力調整バルブ（19）（20）（63）（64）
で夫々調整される第２制御圧（P4）を受けることを特徴
とする、特許請求の範囲第１項に記載の少なくとも２つ
の流体圧伝動系のための合計出力調整装置。 ４．前記出力調整バルブ（63）（64）が前記主制御圧
（Ｐ3.1）（Ｐ3.2）による作用を受ける２つの表面（7
2）（73）を有していることを特徴とする、特許請求の
範囲第３項に記載の少なくとも２つの流体圧伝動系のた
めの合計出力調整装置。 ５．前記両表面（72）（73）が同一移動方向に有効であ
ることを特徴とする、特許請求の範囲第４項に記載の少
なくとも２つの流体圧伝動系のための合計出力調整装
置。 ６．前記出力調整バルブ（63）（64）が２つの部分から
成るピストンスライドを有しており、各ピストンスライ
ド部（69）（71）は圧力が作用する表面（72）（73）を
有していることと、ストロークを規制する止部（81）が
前記スライド部（71）の一方を連携していることを特徴
とする、特許請求の範囲第５項に記載の少なくとも２つ
の流体圧伝動系のための合計出力調整装置。 ７．前記両スライド部（69）（71）間にばね、好ましく
は圧縮ばね（74）が介設されていることを特徴とする、
特許請求の範囲第６項に記載の少なくとも２つの流体圧
伝動系のための合計出力調整装置。 ８．該出力測定弁（34）（65）（66）のピストンスライ
ドは、該出力測定弁と関連する流体圧装置（３）（４）
の作動圧（P1、P2）が作用した１つのピストン（27）
（28）と作動的に連結され、該ピストンは制御ピストン
（９）（10）内に配列され、該制御ピストンを横切って
動き且つ該制御ピストン（９）（10）で調整され、該出
力測定弁（34）（65）（66）のピストンスライドと該ピ
ストン（27）（28）の間に、該制御ピストン（９）（1
0）の軸を横切り且つ該出力測定弁（34）（65）（66）
のバルブスライドを横切って延びる固定軸に軸支された
レバーアーム（32）（33）が存するように配列したこと
を特徴とする、特許請求の範囲第２項乃至第７項のいず
れか１項に記載の少なくとも２つの流体圧伝動系のため
の合計出力調整装置。 ９．前記レバーアーム（32）はばねによって一方の旋回
方向に押圧されるか、またはその両側に配設されたばね
（91）によって中心位置決めされており、前記ばねの一
方または両方は好ましくは調整自在であることを特徴と
する、特許請求の範囲第８項に記載の少なくとも２つの
流体圧伝動系のための合計出力調整装置。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| DE19863638889 DE3638889A1 (de) | 1986-11-14 | 1986-11-14 | Summen-leistungsregelvorrichtung fuer wenigstens zwei hydrostatische getriebe |
| DE3638889.0 | 1986-11-14 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS63227979A JPS63227979A (ja) | 1988-09-22 |
| JP2743174B2 true JP2743174B2 (ja) | 1998-04-22 |
Family
ID=6313923
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP62288271A Expired - Lifetime JP2743174B2 (ja) | 1986-11-14 | 1987-11-14 | 少なくとも２つの流体圧伝動系のための合計出力調整装置 |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4880359A (ja) |
| EP (1) | EP0268078B1 (ja) |
| JP (1) | JP2743174B2 (ja) |
| DE (2) | DE3638889A1 (ja) |
Families Citing this family (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE4208925C1 (ja) * | 1992-03-19 | 1993-06-03 | Hydromatik Gmbh, 7915 Elchingen, De | |
| US5540050A (en) * | 1994-03-01 | 1996-07-30 | Caterpillar Inc. | Hydraulic system providing a positive actuator force |
| US6109030A (en) * | 1998-02-13 | 2000-08-29 | Sauer Inc. | Apparatus and method for ganging multiple open circuit pumps |
| JP3865590B2 (ja) * | 2001-02-19 | 2007-01-10 | 日立建機株式会社 | 建設機械の油圧回路 |
| DE10358727B3 (de) * | 2003-12-15 | 2005-08-25 | Brueninghaus Hydromatik Gmbh | Summenleistungsregelvorrichtung |
| DE102006009064A1 (de) * | 2006-02-27 | 2007-08-30 | Liebherr-Werk Nenzing Gmbh, Nenzing | Verfahren sowie Vorrichtung zur Regelung eines Antriebssystems |
| US20120070108A1 (en) * | 2010-09-17 | 2012-03-22 | Leonid Kashchenevsky | Hydrostatic arrangement for a spin welding machine and method of supporting spindle for the same |
| JP6021227B2 (ja) * | 2013-11-28 | 2016-11-09 | 日立建機株式会社 | 建設機械の油圧駆動装置 |
| CH717932A1 (de) * | 2020-10-06 | 2022-04-14 | Liebherr Machines Bulle Sa | Hydraulische Ventileinheit, Leistungs- und/oder Drehmomentregelungssystem und Axialkolbenmaschine mit einer solchen. |
| US11725647B2 (en) * | 2021-05-18 | 2023-08-15 | Hamilton Sundstrand Corporation | On-demand dual variable displacement positive displacement pumping system |
Family Cites Families (15)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US29333A (en) * | 1860-07-24 | Water-wheel | ||
| DE2038968C3 (de) * | 1970-08-05 | 1978-09-07 | Ludwig 7917 Voehringen Wagenseil | Leistungs-Regelvorrichtung für zwei oder mehrere Hydropumpen |
| FR2271416B1 (ja) * | 1974-05-15 | 1983-08-19 | Poclain Sa | |
| US3963378A (en) * | 1975-06-04 | 1976-06-15 | Caterpillar Tractor Co. | Part throttle control -- pump override |
| US4065228A (en) * | 1977-02-24 | 1977-12-27 | Caterpillar Tractor Co. | Hydraulic control for variable displacement pumps |
| DE2754430A1 (de) * | 1977-12-07 | 1979-06-13 | Bosch Gmbh Robert | Steuereinrichtung fuer mindestens zwei verstellbare pumpen |
| JPS5857636B2 (ja) * | 1980-05-14 | 1983-12-21 | 内田油圧機器工業株式会社 | 建設機械用油圧制御回路装置 |
| DE3071998D1 (en) * | 1980-09-12 | 1987-09-03 | Caterpillar Inc | Horsepower consumption control for variable displacement pumps |
| DE3044171A1 (de) * | 1980-11-24 | 1982-06-16 | Linde Ag, 6200 Wiesbaden | Antriebssystem mit mindestens zwei teilsystemen |
| JPS57162288A (en) * | 1981-03-31 | 1982-10-06 | Ichikoh Industries Ltd | Lamp disconnection controller |
| JPS57184485A (en) * | 1981-05-07 | 1982-11-13 | Oji Paper Co Ltd | Treatment of soda-digesting pulp mill waste liquor |
| DE3323278C2 (de) * | 1983-06-28 | 1986-05-22 | Hydromatik GmbH, 7915 Elchingen | Regelvorrichtung für mehrere aus hydrostatischen Getrieben bestehende Antriebsaggregate |
| JPS60233386A (ja) * | 1984-05-04 | 1985-11-20 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 油圧ポンプの入力制御装置 |
| DE3624605A1 (de) * | 1985-07-24 | 1987-01-29 | Liebherr Machines Bulle S A | Vorrichtung zum regeln der leistungen mehrerer von einem gemeinsamen antrieb angetriebener hydropumpen |
| DE3600787C1 (de) * | 1986-01-14 | 1987-04-02 | Danfoss As | Steuergeraet fuer eine Pumpe mit einstellbarer Foerdermenge |
-
1986
- 1986-11-14 DE DE19863638889 patent/DE3638889A1/de not_active Withdrawn
-
1987
- 1987-10-15 EP EP87115099A patent/EP0268078B1/de not_active Expired - Lifetime
- 1987-10-15 DE DE8787115099T patent/DE3762672D1/de not_active Expired - Fee Related
- 1987-10-30 US US07/115,762 patent/US4880359A/en not_active Expired - Lifetime
- 1987-11-14 JP JP62288271A patent/JP2743174B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| EP0268078B1 (de) | 1990-05-09 |
| US4880359A (en) | 1989-11-14 |
| EP0268078A1 (de) | 1988-05-25 |
| DE3638889A1 (de) | 1988-05-26 |
| DE3762672D1 (de) | 1990-06-13 |
| JPS63227979A (ja) | 1988-09-22 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP2743174B2 (ja) | 少なくとも２つの流体圧伝動系のための合計出力調整装置 | |
| US3969896A (en) | Transmission ratio control system | |
| US4668171A (en) | Torque control device for an adjustable hydropump | |
| US3166891A (en) | Hydrostatic transmission | |
| JPH0359227A (ja) | 建設機械のポンプ吐出量制御システム | |
| JPS6357249B2 (ja) | ||
| US4115033A (en) | Control device for a hydraulic system having at least two pumps | |
| US4194362A (en) | Control system for a hydrostatic drive | |
| US4118931A (en) | Control arrangement for a hydrostatic drive | |
| JPH0625561B2 (ja) | 油圧装置 | |
| US3716987A (en) | Power transmission | |
| JP3526885B2 (ja) | ２台の可変吐出量油圧ポンプ用の動力制御装置 | |
| JPH0425419B2 (ja) | ||
| JPH068090B2 (ja) | 駆動装置用の制御装置 | |
| US2873728A (en) | Control systems for variable stroke engines | |
| SE439950B (sv) | Anordning for kontinuerlig metning av en turboladdad dieselmotors arbetstillstand med avseende pa varvtal och belastning | |
| US4695230A (en) | Power transmission | |
| US4742676A (en) | Reversible hydrostatic transmission pump with drive engine speed control | |
| CA1106236A (en) | Horsepower summation control for variable displacement pumps | |
| US4332531A (en) | Variable displacement pump with torque limiting control | |
| US3847061A (en) | Controls for variable pumps or motors | |
| CA1133792A (en) | Control circuit for variable displacement pumps with override valve | |
| CA1248410A (en) | Power transmission | |
| CA1154353A (en) | Crane swing control | |
| US3002502A (en) | Regulating apparatus associated with hydraulic servo-control and follow-up acting devices |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| EXPY | Cancellation because of completion of term |