CN102510958A - 流体式扭矩传递装置 - Google Patents

Abstract

在液力变矩器1中，作为涡轮4的流体出口的涡轮出口处的涡轮叶片41的安装角度小于作为涡轮4的流体入口的涡轮入口处的涡轮叶片41的安装角度，在涡轮出口处与涡轮叶片41的涡轮壳40侧的外轮廓线41co和涡轮芯42侧的内轮廓线41ci内切的内切圆ICo的半径ro大于在涡轮入口处与外轮廓线41co和内轮廓线41ci内切的内切圆ICi的半径ri，在涡轮出口侧，涡轮叶片41的外轮廓线41co与泵轮叶片31的泵轮壳30侧的外轮廓线31co相比，在旋转轴线AC的延伸方向上更凸出。

Description

流体式扭矩传递装置

技术领域

本发明涉及一种具有泵轮、涡轮和导轮的流体式扭矩传递装置，其中，泵轮具有泵轮壳、泵轮叶片和泵轮芯，涡轮具有涡轮壳、涡轮叶片和涡轮芯，导轮具有导轮叶片，并且用于对从涡轮向泵轮流动的工作流体的液流进行整流。

背景技术

以往，作为这种流体式扭矩传递装置，已知具有前盖、固定在前盖上的环状的叶轮即泵轮(泵叶轮)、具有与叶轮的叶片彼此相向的叶片的环状叶轮即涡轮、能够旋转地设置在叶轮和涡轮之间的导轮的液力变矩器。这种液力变矩器的泵轮及涡轮的外轮廓形状通常形成为相互对称，但也有泵轮及涡轮的外轮廓形状彼此不对称的液力变矩器(例如，参照专利文献1)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2007-132459号公报。

发明内容

在此，若为了使液力变矩器这样的流体式扭矩传递装置小型化，而简单地缩小泵轮及涡轮的外轮廓形状对称的流体式扭矩传递装置，则导致流体式扭矩传递装置的扭矩容量会降低。另外，在泵轮及涡轮的外轮廓形状对称的情况下，与涡轮的流路入口处相比，在涡轮的流路出口处的流路截面积变小，可能发生液流剥离现象，如果缩小泵轮及涡轮的外轮廓形状对称的流体式扭矩传递装置，则会导致产生这样的剥离问题的可能性增加，而使得扭矩容量进一步降低。另一方面，如上述专利文献1所记载的液力变矩器，泵轮及涡轮的外轮廓形状好像彼此不对称，但专利文献1未公开任何外轮廓形状的设计方法，根据专利文献1的记载内容，无法确定泵轮及涡轮不对称是否能够有助于流体式扭矩传递装置小型化和确保扭矩容量，即使假如能够有助于流体式扭矩传递装置小型化和确保扭矩容量，也未公开具体的设计方法，而不能得到满足实用性的流体传动装置。因而，在液力变矩器那样的流体式扭矩传递装置中，确保扭矩容量和扭矩放大性能并使装置小型化是不容易的。

因此，本发明的主要目的在于能够抑制扭矩容量降低，并且使流体式扭矩传递装置小型化。

本发明的流体式扭矩传递装置采用如下的手段来达到上述的主要目的。

本发明的流体式扭矩传递装置具有泵轮、涡轮和导轮，所述泵轮具有泵轮壳、安装在该泵轮壳上的泵轮叶片、安装在该泵轮叶片上的泵轮芯，所述涡轮具有涡轮壳、安装在该涡轮壳上的涡轮叶片、安装在该涡轮叶片上的涡轮芯，所述导轮具有导轮叶片，用于对从所述涡轮向所述泵轮流动的工作流体的液流进行整流，其特征在于，所述涡轮的流体出口处的所述涡轮叶片的安装角度小于该涡轮的流体入口处的该涡轮叶片的安装角度，在所述涡轮的所述流体出口处与所述涡轮叶片的所述涡轮壳侧的外轮廓线和该涡轮叶片的所述涡轮芯侧的内轮廓线内切的内切圆的半径，大于在该涡轮的流体入口处与所述外轮廓线和所述内轮廓线内切的内切圆的半径，在所述涡轮的所述流体出口侧，所述涡轮叶片的所述外轮廓线与所述泵轮叶片的所述泵轮壳侧的外轮廓线相比，在所述泵轮及所述涡轮的旋转轴线的延伸方向上更凸出。

在该流体式扭矩传递装置中，通过减小涡轮的流体出口处的涡轮叶片的安装角度而使从涡轮的流体出口流出的工作流体易于到达导轮的导轮叶片，来提高液力变矩器的扭矩放大性能，尤其提高车辆起步时的扭矩放大性能。并且，在该流体式扭矩传递装置中，使在涡轮的流体出口处与涡轮叶片的涡轮壳侧的外轮廓线和涡轮芯侧的内轮廓线内切的内切圆的半径，大于在涡轮的流体入口处与外轮廓线和内轮廓线内切的内切圆的半径，并且在涡轮的流体出口侧，使涡轮叶片的外轮廓线与泵轮叶片的泵轮壳侧的外轮廓线相比，在泵轮及涡轮的旋转轴线的延伸方向上更凸出，由此，该流体式扭矩传递装置具有泵轮和涡轮不对称的非对称结构，由泵轮、涡轮及导轮形成非对称的循环圆(环状流路)。通过这样构成，能够在涡轮的流体出口侧的区域充分确保在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面积，使从涡轮的流体入口到流体出口的流路截面积的变化幅度减小。因而，能够抑制伴随着涡轮的流体出口处的涡轮叶片的安装角度减小而引起的在涡轮的流体出口附近在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面积减小，抑制在涡轮的流体出口附近发生液流剥离的现象，抑制扭矩容量降低，避免过度地使涡轮凸出，能够使流体式扭矩传递装置小型化。

另外，在所述流体式扭矩传递装置中可以构成为，从装置中心线到该涡轮叶片上的在所述旋转轴线的延伸方向上最远的最远部的长度，大于从所述装置中心线到该泵轮叶片上的在所述旋转轴线的延伸方向上最远的最远部的长度，所述装置中心线是指，通过彼此相向的所述泵轮叶片的流体出口外周端与所述涡轮叶片的流体入口外周端之间的中央与所述泵轮及所述涡轮的旋转轴线，且垂直于该旋转轴线的中心线。由此，在涡轮的流体出口侧的区域使涡轮叶片的外轮廓线与泵轮叶片的外轮廓线相比，在旋转轴线的延伸方向上更适当地凸出，从而能够使涡轮的从流体入口到流体出口的流路截面积的变化幅度尽可能地小。

而且，可以使所述涡轮叶片的所述外轮廓线为，在所述流体出口外周端和所述流体入口外周端相向的状态下，将所述涡轮叶片投影到包括所述装置中心线和所述旋转轴线的平面上时的该涡轮叶片的投影像上的所述涡轮壳侧的外缘，所述涡轮叶片的所述内轮廓线为，在将该涡轮叶片投影到所述平面上时的所述投影像上的所述涡轮芯侧的内缘，所述泵轮叶片的所述外轮廓线为，在将该泵轮叶片投影到所述平面上时的该泵轮叶片的投影像上的所述泵轮壳侧的外缘。

另外，可以使所述泵轮的流体入口处的所述泵轮叶片的安装角度与该泵轮的流体出口处的该泵轮叶片的安装角度之差，小于所述涡轮的流体入口处的所述涡轮叶片的安装角度与该涡轮的流体出口处的该涡轮叶片的安装角度之差。即，泵轮是汲取来自涡轮的工作流体并将其再次供给至涡轮，所以不需要如涡轮叶片的安装角度那样减小泵轮叶片的安装角度。因而，只要使泵轮的流体入口处的泵轮叶片的安装角度与流体出口处的泵轮叶片的安装角度之差小于涡轮的流体入口处的涡轮叶片的安装角度与流体出口处的涡轮叶片的安装角度之差，就能够减小在相互相邻的泵轮叶片之间划出的流路的截面积的变化幅度，因而不需要如涡轮那样使泵轮凸出，由此能够使流体式扭矩传递装置更加小型化。

而且，优选所述涡轮叶片的所述外轮廓线包括与所述泵轮叶片的所述外轮廓线对称的对称区域和与该泵轮叶片的该外轮廓线不对称的非对称区域，所述对称区域包括所述涡轮叶片的流体入口外周端，所述非对称区域包括所述涡轮叶片的流体出口内周端。由此，使工作流体从泵轮向涡轮的流入顺畅，能够减小扭矩的传递损失。

另外，优选在所述出口外周端和所述入口外周端相向的状态下，将所述泵轮叶片及所述涡轮叶片投影到包括所述装置中心线和所述泵轮及所述涡轮的所述旋转轴线的平面上时，所述泵轮叶片的投影像和所述涡轮叶片的投影像分别在所述泵轮壳侧和所述涡轮壳侧的外缘部具有至少一个曲率变化点，所述涡轮叶片的投影像上的从最外周侧的曲率变化点起以恒定曲率延伸的所述涡轮壳侧的外缘部即投影涡轮外缘部，与所述泵轮叶片的投影像上的从最外周侧的曲率变化点起以恒定曲率延伸的所述泵轮壳侧的外缘部即投影泵轮外缘部相比，曲率半径小，并且，所述投影涡轮外缘部的曲率中心比所述投影泵轮外缘部的曲率中心更靠所述旋转轴线一侧。由此，能够使从装置中心线到涡轮叶片上的在旋转轴线的延伸方向上最远的最远部的长度，大于从装置中心线到泵轮叶片上的在旋转轴线的延伸方向上最远的最远部的长度。并且，能够在涡轮入口与涡轮出口之间的中央部充分确保涡轮的在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面积，因而能够抑制在该流路的中央部产生液流剥离的情况，能够减少扭矩的传递损失。

而且，优选所述涡轮叶片的投影像上的从外周侧数第n个(其中，“n”为2以上的整数)的曲率变化点到第n+1个曲率变化点或所述涡轮叶片的投影像上的流体出口内周端为止的所述涡轮壳侧的外缘部即第n投影涡轮外缘部，与所述泵轮叶片的投影像上的从外周侧数第n个曲率变化点到第n+1个曲率变化点或所述泵轮叶片的投影像上的入口内周端为止的所述泵轮壳侧的外缘部即第n投影泵轮外缘部相比，曲率半径小，并且，所述第n投影涡轮外缘部的曲率中心比所述第n投影泵轮外缘部的曲率中心更靠所述旋转轴线一侧。由此，能够抑制涡轮的在相互相邻的涡轮叶片之间划定的流路的截面积随着朝向涡轮出口变小的情况，因而能够抑制在该流路的涡轮出口侧产生液流剥离的情况，能够减少扭矩的传递损失。

并且，优选在流体式扭矩传递装置中，所述泵轮叶片及所述涡轮叶片的旋转半径与所述导轮叶片的外周端的旋转半径之差，小于所述泵轮叶片及所述涡轮叶片的旋转半径与所述导轮叶片的内周端的旋转半径之差的二分之一。由此，能够进一步增大涡轮的在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的涡轮出口侧的截面积。

附图说明

图1是作为本发明的实施例的流体式扭矩传递装置的液力变矩器1的概略结构图。

图2是说明涡轮叶片的安装角度的说明图。

图3是用于说明液力变矩器1的结构的示意图。

图4是用于说明液力变矩器1的结构的示意图。

图5表示实施例的液力变矩器1、现有例的液力变矩器及比较例的液力变矩器所具有的泵轮的在相互相邻的泵轮叶片之间划出的流路的截面积的曲线图。

图6是表示实施例的液力变矩器1、现有例的液力变矩器及比较例的液力变矩器所具有的涡轮的在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面积的曲线图。

图7是表示泵轮与涡轮的速度比e与实施例的液力变矩器1、现有例的液力变矩器及比较例的液力变矩器的容量系数C之间的关系的曲线图。

具体实施方式

下面，使用实施例说明用于实施本发明的方式。

图1是作为本发明的实施例的流体式扭矩传递装置的液力变矩器1的概略结构图。该图所示的液力变矩器1是应用于具有发动机的车辆上，如图1所示，包括前盖(输入构件)2、泵轮(流体传动构件)3、涡轮(流体传动构件)4、涡轮轮毂(输出构件)5、导轮6、阻尼单元7及锁止离合器机构8。在前盖2上固定有未图示的发动机的曲轴(输出轴)。另外，在涡轮轮毂5上固定(花键嵌合)有未图示的自动变速器(AT)或无级变速器(CVT)的输入轴(省略图示)。

泵轮3具有泵轮壳30、安装(固定)在泵轮壳30的内表面上的多个泵轮叶片31、安装(固定)在泵轮叶片31的内缘的泵轮芯32，泵轮壳30紧密地固定在前盖2上。涡轮4具有涡轮壳40、安装(固定)在涡轮壳40d的内表面上的多个涡轮叶片41、安装(固定)在涡轮叶片41的内缘的涡轮芯42，涡轮壳40固定在涡轮轮毂5上。前盖2侧的泵轮3和涡轮轮毂5侧的涡轮4彼此相对，在两者之间配置有导轮6，导轮6能够与前盖2同轴旋转并具有多个导轮叶片61。导轮6具有将其旋转方向设定为仅一个方向的单向离合器60。上述的泵轮3、涡轮4及导轮6形成使工作油(工作流体)循环的循环圆(环状流路)，导轮6对从作为涡轮4的流体出口的涡轮出口向作为泵轮的流体入口的泵轮入口流动的工作油的液流进行整流。阻尼单元7分别具有多个弹簧71、72，与涡轮壳40一起固定在涡轮轮毂5上。锁止离合器机构8包括锁止活塞80和安装在锁止活塞80的表面上的摩擦板81。

在这样构成的液力变矩器1中，当前盖2及泵轮3伴随着未图示的发动机的动作而进行旋转时，通过从泵轮3的外周侧的泵轮出口向涡轮4的外周侧的涡轮入口流动的工作油的液流，涡轮4被带动而开始旋转，来自发动机的动力经由涡轮4(工作油)从前盖2传递至涡轮轮毂5。另外，在泵轮3和涡轮4间的转速差大时，导轮6将工作油的液流变化为有助于泵轮3旋转的方向。由此，在泵轮3和涡轮4间的转速差大时，液力变矩器1作为扭矩放大器进行动作，在两者的转速差小时，通过单向离合器60使导轮6空转，从而液力变矩器1作为流体接头进行动作。并且，车辆起步后，当满足了规定的条件时(例如，车速达到规定值时)，锁止离合器机构8进行动作，从发动机传递至前盖2的动力直接传递至作为输出构件的涡轮轮毂5，由此，发动机和变速器的输入轴直接机械连接。另外，从前盖2传递至涡轮轮毂5的扭矩的变动被阻尼单元7吸收。

在此，在实施例的液力变矩器1中，为了抑制产生预期外的共振，使泵轮3的泵轮叶片31的数量与涡轮4的涡轮叶片41的数量不同(例如，为了增加工作油的汲出量，泵轮叶片31的数量设定为比涡轮叶片41的数量稍多)。另外，各涡轮叶片41安装在涡轮壳40上的安装角度(刚流入叶片后的液流的角度)设定为小于各泵轮叶片31安装在泵轮壳30上的安装角度(稍微尖锐)，对各涡轮叶片41进行扭曲。另外，在实施例中，泵轮入口处的泵轮叶片31的安装角度与泵轮出口处的泵轮叶片31的安装角度之差设定得小于涡轮入口处的涡轮叶片41的安装角度与涡轮出口处的涡轮叶片41的安装角度之差。而且，泵轮3的泵轮叶片31的安装角度的平均值(从泵轮入口到出口的平均值)设定得大于涡轮4的涡轮叶片41的安装角度的平均值(从泵轮入口到出口的平均值)。

此外，涡轮叶片的安装角度能够如图2所示那样求出。即，涡轮入口(流体入口)处的安装角度(θin)表示为θin＝(θin1+θin2)/2。其中，θin1是涡轮叶片入口端点处的切线与Y方向的垂直线所成的角度，θin2为在描绘出了与涡轮叶片入口端点和相邻的叶片外轮廓线相切的内切圆时，相邻的叶片和该内切圆的切点处的切线与Y方向的垂直线所成的角。另外，涡轮出口(流体出口)的安装角度(θout)表示为θout＝(θout1+θout2)/2。其中，θout1是涡轮叶片出口端点处的切线与Y方向的垂直线所成的角度，θout2是在描绘出了与涡轮叶片出口端点和相邻的叶片外轮廓线相切的内切圆时，相邻的叶片和所述内切圆的切点处的切线与Y方向的垂直线所成的角。并且，涡轮出口处的涡轮叶片的安装角度小于涡轮入口处的涡轮叶片的安装角度的意思是指，θout的绝对值小于θin的绝对值。

而且，在实施例中，为了使从涡轮4的流体出口流出的工作油易于到达导轮6的导轮叶片61，作为涡轮4的流体出口的涡轮出口处的各涡轮叶片41的安装角度设定得小于作为涡轮4的流体入口的涡轮入口处的各涡轮叶片41的安装角度。并且，泵轮3和涡轮4的直径比以往的液力变矩器稍小，并且构成为比以往的液力变矩器扁平的循环圆，由此，实施例的液力变矩器1整体上小型化，并且具有足够的安装阻尼单元7的空间。但是，若这样减小涡轮出口处的各涡轮叶片41的安装角度并且使泵轮3及涡轮4扁平化、减小直径，则使得在涡轮出口附近在相互相邻的涡轮叶片41之间划出的涡轮流路的截面积变小，不仅会导致扭矩容量降低，还可能根据情况的不同而在涡轮出口附近产生液流剥离的现象。

因此，如图3所示，构成实施例的液力变矩器1的涡轮4，在涡轮出口(流体出口)处与涡轮叶片41的涡轮壳40侧的外轮廓线41co和涡轮芯42侧的内轮廓线41ci(内轮廓线41ci的内周端)内切的内切圆ICo的半径ro，大于在涡轮入口(流体入口)处与外轮廓线41co和内轮廓线41ci(内轮廓线41ci的外周端)内切的内切圆ICi的半径ri，并且，在涡轮出口侧，涡轮叶片41的外轮廓线41co与泵轮叶片31的泵轮壳30侧的外轮廓线31co相比，在泵轮3及涡轮4的旋转轴线AC的延伸方向上更凸出。即，实施例的液力变矩器1具有泵轮3和涡轮4不对称的非对称结构。

另外，如图3所示，在某个泵轮叶片31的出口外周端31o和某个涡轮叶片41的入口外周端41i相向时，将通过出口外周端31o与入口外周端41i间的中点(中央)与旋转轴线AC且垂直于该旋转轴线AC的直线，规定为“装置中心线CC”。若这样规定装置中心线CC，则涡轮叶片41的外轮廓线41co为，在出口外周端31o和入口外周端41i相向的状态下，将涡轮叶片41投影到包括装置中心线CC和旋转轴线AC的平面上时的涡轮叶片41的投影像上的涡轮壳40侧的外缘。另外，涡轮叶片的内轮廓线41ci为，将涡轮叶片41投影到包括装置中心线CC和旋转轴线AC的平面上时的涡轮叶片41的投影像上的涡轮芯42侧的内缘。而且，泵轮叶片31的外轮廓线31co为，在将泵轮叶片31投影到包括装置中心线CC和旋转轴线AC的平面上时的泵轮叶片31的投影像上的泵轮壳30侧的外缘。

在实施例中，如图3所示，通过使从装置中心线CC到与之相对应的涡轮叶片41上的在旋转轴线AC的延伸方向上最远的最远点(最远部)41x的长度dt，大于从装置中心线CC到与之相对应的泵轮叶片31上的在旋转轴线AC的延伸方向上最远的最远点(最远部)31x的长度dp，来在涡轮出口侧，使涡轮叶片41的外轮廓线41co与泵轮叶片31的泵轮壳30侧的外轮廓线31co相比，在旋转轴线AC的延伸方向上更凸出。另外，若将包括出口外周端31o与入口外周端41i间的中点并且垂直于旋转轴线AC的平面规定为装置中心面PC，则从装置中心面PC到各涡轮叶片41的最远点41x的距离(＝dt)大于从装置中心面PC到各泵轮叶片31的最远点31x的距离(＝dp)，从装置中心面PC到涡轮壳40的内表面的最深部的距离(＝dt)大于从装置中心面PC到泵轮壳30的内表面的最深部的距离(＝dp)。

即，实施例的液力变矩器1所包括的涡轮4，与大致和泵轮3对称的涡轮(参照图3中的双点划线)相比，从涡轮入口与涡轮出口之间的中央部附近到涡轮出口，在旋转轴线AC的延伸方向且向外方扩大(延伸)，由此，液力变矩器1具有关于装置中心线CC(装置中心面PC)不对称的循环圆。而且，在实施例的液力变矩器1中，如图3所示，以使泵轮叶片31及涡轮叶片41的旋转半径Rtp与导轮叶片61的外周端的旋转半径Rso之差(Rtp-Rso)，比泵轮叶片31及涡轮叶片41的旋转半径Rtp与导轮叶片61的内周端的旋转半径Rsi之差(Rtp-Rsi)的二分之一小的方式，设定泵轮3、涡轮4及导轮6的尺寸等。

参照图4更详细说明实施例的液力变矩器1，如该图所示，在将出口外周端31o和入口外周端41i相向的一对泵轮叶片31和涡轮叶片41投影到包括装置中心线CC和泵轮3及涡轮4的旋转轴线AC的平面上时，实施例的泵轮叶片31的投影像在泵轮壳30侧的外缘部包括3个曲率变化点Cp1、Cp2及Cp3，实施例的涡轮叶片41的投影像在涡轮壳40侧的外缘部包括2个曲率变化点Ct1及Ct2。因而，利用包括旋转轴线AC的平面剖切了泵轮壳30时的泵轮壳30的截面(壳内周)包括与上述曲率变化点Cp1、Cp2及Cp3相对应的3个曲率变化点，利用包括旋转轴线AC的平面剖切了涡轮壳40时的涡轮壳40的截面(壳内周)包括与上述曲率变化点Ct1及Ct2相对应的2个曲率变化点。

并且，在实施例的液力变矩器1中，涡轮叶片41的投影像上的从入口外周端41i到最外周侧的曲率变化点Ct1为止的涡轮壳40侧的外缘部即第0投影涡轮外缘部Et0的曲率半径rt0，和泵轮叶片31的投影像上的从出口外周端31o到最外周侧的曲率变化点Cp1为止的泵轮壳30侧的外缘部即第0投影泵轮外缘部Ep0的曲率半径rp0，形成为相同的值，两者的曲率中心Ot0、Op0也一致。因而，利用包括旋转轴线AC的平面剖切了涡轮壳40时的涡轮壳40的截面的从与上述入口外周端41i对应的点到与上述曲率变化点Ct1相对应的点为止的壳内周的曲率半径，和利用包括旋转轴线AC的平面剖切了泵轮壳30时的泵轮壳30的截面的从与上述出口外周端31o相对应的点到与上述曲率变化点Cp1相对应的点为止的壳内周的曲率半径，彼此相等。即，如图3所示，涡轮叶片41的外轮廓线41co具有与泵轮叶片31的外轮廓线31co对称的对称区域和与泵轮叶片31的外轮廓线31co不对称的非对称区域，对称区域包括涡轮叶片41的入口外周端41i，非对称区域包括涡轮叶片41的出口内周端41o。此外，本发明中的“最外周侧的曲率变化点”不包括例如从使叶片和壳相互(紧密)接合的角度设定的曲率变化点。

另外，涡轮叶片41的投影像上的从最外周侧的曲率变化点Ct1到从外周侧数第2个曲率变化点Ct2为止的涡轮壳40侧的外缘部即第1投影涡轮外缘部Et1的曲率半径rt1，比泵轮叶片31的投影像上的从最外周侧的曲率变化点Cp1到从外周侧数第2个曲率变化点Cp2为止的泵轮壳30侧的外缘部即第1投影泵轮外缘部Ep1的曲率半径rp1小，第1投影涡轮外缘部Et1的曲率中心Ot1比第1投影泵轮外缘部Ep1的曲率中心Op1更靠旋转轴线AC一侧。而且，涡轮叶片41的投影像上的从外周侧数第2个曲率变化点Ct2到该投影像上的出口内周端41o为止的壳侧的外缘部即第2投影涡轮外缘部Et2的曲率半径rt2，比泵轮叶片31的投影像上的从外周侧数第2个曲率变化点Cp2到第3个曲率变化点Cp3为止的壳侧的外缘部即第2投影泵轮外缘部Ep2的曲率半径rp2小，第2投影涡轮外缘部Et2的曲率中心Ot2第2投影泵轮外缘部Ep2的曲率中心Op2更靠旋转轴线AC一侧。

即，在实施例的液力变矩器1中，涡轮叶片41的投影像上的从外周侧数第n个(其中，“n”为1以上的整数)的曲率变化点Ctn到第n+1个曲率变化点Ctn+1或涡轮叶片41的投影像上的出口内周端41o为止的壳侧的外缘部即第n投影涡轮外缘部Etn，与泵轮叶片31的投影像上的从外周侧数第n个曲率变化点Cpn到第n+1个曲率变化点Cpn+1或泵轮叶片31的投影像上的入口内周端31i为止的壳侧的外缘部即第n投影泵轮外缘部Epn相比，曲率半径小，第n投影涡轮外缘部Etn的曲率中心Otn比第n投影泵轮外缘部Epn的曲率中心Opn更靠旋转轴线AC一侧。由此，能够使从装置中心线CC到与之相对应的涡轮叶片41上的在旋转轴线AC的延伸方向上最远的最远点41x的长度dt，大于从装置中心线CC到与之相对应的泵轮叶片31上的在旋转轴线AC的延伸方向上最远的最远点31x的长度dp。另外，利用包括旋转轴线AC的平面剖切了涡轮壳40时的涡轮壳40的截面的从与上述第n个曲率变化点Ctn相对应的点到与第n+1个曲率变化点Ctn+1或涡轮叶片41的投影像上的出口内周端41o相对应的点为止的壳内周的曲率半径，小于利用包括旋转轴线AC的平面剖切了泵轮壳30时的泵轮壳30的截面的从与上述第n个曲率变化点Cpn相对应的点到与第n+1个曲率变化点Cpn+1或泵轮叶片31的投影像上的入口内周端31i相对应的点为止的壳内周的曲率半径。而且，利用包括旋转轴线AC的平面剖切了涡轮壳40时的涡轮壳40的截面的从与曲率变化点Ctn相对应的点到与第n+1个曲率变化点Ctn+1或出口内周端41o相对应的点为止的壳内周的曲率中心，比通过包括旋转轴线AC的平面剖切了泵轮壳30时的泵轮壳30的截面的从与曲率变化点Cpn相对应的点到与第n+1个曲率变化点Cpn+1或出口内周端41o相对应的点为止的壳内周的曲率中心，更靠旋转轴线AC一侧。

此外，在实施例的液力变矩器1中，涡轮叶片41的投影像上的从外周侧数第2个(最内周侧)曲率变化点Ct2到该投影像上的出口内周端41o为止的壳侧的外缘部即第2投影涡轮外缘部Et2的曲率半径rt2，比泵轮叶片31的投影像上的从外周侧数第3个(最内周侧)曲率变化点Cp3到该投影像上的入口内周端31i为止的壳侧的外缘部即第3投影泵轮外缘部Ep3的曲率半径rp3小，第2投影涡轮外缘部Et2的曲率中心Ot2比第3投影泵轮外缘部Ep3的曲率中心Op3更靠旋转轴线AC一侧。由此，能够进一步增大涡轮4的在相互相邻的涡轮叶片41之间划出的流路的涡轮出口侧的截面积。

图5是表示上述那样构成的实施例的液力变矩器1、现有例的液力变矩器及比较例的液力变矩器所具有的泵轮的在相互相邻的泵轮叶片之间划出的流路的截面积的曲线图，图6是表示实施例的液力变矩器1、现有例的液力变矩器及比较例的液力变矩器所具有的涡轮的在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面积的曲线图。此外，图5的横轴表示从泵轮入口起的流路长度Lp与从泵轮入口到泵轮出口为止的总流路长度Lp0之比Lp/Lp0，图6的横轴表示从涡轮入口起的流路长度Lt与从涡轮入口为涡轮出口为止的总流路长度Lt0之比Lt/Lt0。在此，现有例的液力变矩器，具有外径稍大于上述泵轮3并且扁平度小的泵轮和以与该泵轮大致对称的方式构成的涡轮。另外，比较例的液力变矩器具有与上述泵轮3相同的泵轮和以与该泵轮大致对称的方式构成的涡轮。

从图5可知，现有例的液力变矩器所具有的泵轮，外径稍大并且扁平度小，所以与实施例、比较例的液力变矩器所具有的泵轮相比，在相互相邻的泵轮叶片之间划出的流路的截面积从泵轮入口到泵轮出口的整个区域都大。并且，在实施例的液力变矩器1、现有例的液力变矩器及比较例的液力变矩器任一个中，泵轮的在相互相邻的泵轮叶片之间划出的流路的截面积从泵轮入口到泵轮出口大致恒定。

相对于此，根据图6可知，在按照以前的设计方法制造的现有例、比较例的涡轮中，基本上随着从涡轮入口朝向涡轮出口，在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面积变小。而在实施例的液力变矩器1所具有的涡轮中，在相互相邻的涡轮叶片之间划定的流路的截面积从涡轮入口到涡轮出口的变化幅度与另外的变矩器相比变小，在从涡轮入口和涡轮出口的中央附近到涡轮出口的区域，确保与现有例大致同样的流路截面积。因而，在实施例的液力变矩器1中，能够抑制从涡轮入口到涡轮出口的流路的中央部(在图3中用虚线包围的区域)产生液流剥离的现象，并且抑制在该流路的涡轮出口侧产生液流剥离的现象，从而降低扭矩的传递损失。

图7示出了泵轮和涡轮的速度比e与实施例的液力变矩器1、现有例的液力变矩器及比较例的液力变矩器的容量系数C之间的关系。在该图中，实施例及比较例的液力变矩器的容量系数C表示为在将现有例的液力变矩器的容量系数C设为值1时的换算值。从该图可知，若仅简单地使泵轮及涡轮扁平化(及小径化)，不能避免扭矩容量降低(参照比较例)，但如上述实施例那样，使涡轮的尤其从涡轮入口与涡轮出口之间的中央部附近到涡轮出口的区域在液力变矩器的旋转轴线的延伸方向上且向外方地扩大(延出)，而使循环圆不对称，从而能够获得超过现有的液力变矩的性能(扭矩容量)。

如以上说明，在实施例的液力变矩器1中，涡轮4的流体出口即涡轮出口处的涡轮叶片41的安装角度小于该涡轮4的流体入口即涡轮入口处的涡轮叶片41的安装角度。并且，在涡轮出口处与涡轮叶片41的涡轮壳40侧的外轮廓线41co和涡轮芯42侧的内轮廓线41ci内切的内切圆ICo的半径ro，大于在涡轮入口处与外轮廓线41co和内轮廓线41ci内切的内切圆ICi的半径ri，在涡轮出口侧，涡轮叶片41的外轮廓线41co与泵轮叶片31的泵轮壳30侧的外轮廓线31co相比，在旋转轴线AC的延伸方向更凸出。

这样，通过使涡轮出口处的涡轮叶片41的安装角度小于涡轮入口处的涡轮叶片41的安装角度，由此使从涡轮4流出的工作油易于到达导轮6的导轮叶片61，从而能够提高扭矩放大性能。并且，通过使在涡轮出口处与涡轮叶片41的外轮廓线41co和内轮廓线41ci内切的内切圆ICo的半径ro大于在涡轮入口处与外轮廓线41co和内轮廓线41ci内切的内切圆ICi的半径ri，并且在涡轮出口侧，使涡轮叶片41的外轮廓线41co与泵轮叶片31的泵轮壳30侧的外轮廓线31co相比，在旋转轴线AC的延伸方向更凸出，从而即使减小涡轮出口处的涡轮叶片41的安装角度并使循环圆扁平化，也能够在涡轮出口侧充分确保区域在相互相邻的涡轮叶片41之间划出的涡轮流路的截面积，能够减小涡轮入口到涡轮出口的流路截面积的变化幅度。由此，在，实施例的液力变矩器1中，能够抑制扭矩容量降低，并且能够抑制在涡轮出口附近发生液流剥离的情况，还能够提高扭矩放大性能，使装置整体小型化。

并且，上述实施例的液力变矩器1非常适用于在例如车速低到大约10km/h的速度下通过锁止离合器机构8进行锁止的车辆。即，在这样的车辆中安装有能够抑制扭矩容量降低并且提高扭矩放大性能的液力变矩器1时，则所要求的扭矩容量变小，从而在能够确保扭矩放大性能的范围内，使泵轮叶片31及涡轮叶片41的旋转半径Rtp相对于阻尼单元7的旋转半径Rdp大幅变小(参照图1)，由此能够使液力变矩器1整体进而使传动装置整体更小型化。

另外，关于一对泵轮叶片31和涡轮叶片41，如果使从装置中心线CC到涡轮叶片41上的在旋转轴线AC的延伸方向上最远的最远点41x的长度dt，大于从装置中心线CC到泵轮叶片31上的在旋转轴线AC的延伸方向上最远的最远点31x的长度dp，则使循环圆即泵轮3、涡轮4扁平化、小径化，即使涡轮叶片41的安装角度小于泵轮叶片31，在涡轮出口侧的区域使涡轮叶片41的外轮廓线41co与泵轮叶片31的外轮廓线31co相比，在旋转轴线AC的延伸方向更适当地凸出，从而能够尽可能地减小从涡轮入口到涡轮出口的流路截面积的变化幅度。

而且，因为泵轮3汲取来自涡轮4的工作油并将其再次供给至涡轮4，所以不需要如涡轮叶片41的安装角度那样减小泵轮叶片31的安装角度。因而，如果使泵轮入口处的泵轮叶片31的安装角度与泵轮出口处的泵轮叶片31的安装角度之差小于涡轮入口处的涡轮叶片41的安装角度与涡轮出口处的涡轮叶片41的安装角度之差，就能够进一步减小在相互相邻的泵轮叶片31之间划出的流路的截面积的变化幅度，因而不需要如涡轮4那样使泵轮3凸出，由此能够使液力变矩器1更加小型化。

另外，在实施例的液力变矩器1中，在泵轮叶片31的出口外周端31o和涡轮叶片41的入口外周端41i相向的状态下，将该泵轮叶片31及该涡轮叶片41投影到包括装置中心线CC和泵轮3及涡轮4的旋转轴线AC的平面上时，涡轮叶片41的投影像上的从最外周侧的曲率变化点Ct1开始以恒定曲率延伸的涡轮壳40侧的外缘部即第1投影涡轮外缘部Et1，与泵轮叶片31的投影像上的从最外周侧的曲率变化点Cp1开始以恒定曲率延伸的泵轮壳30侧的外缘部即第1投影泵轮外缘部Ep1相比，曲率半径小(rt1＜rp1)，第1投影涡轮外缘部Et1的曲率中心Ot1比第1投影泵轮外缘部Ep1的曲率中心Op1更靠旋转轴线AC一侧。由此，使得从装置中心线CC到涡轮叶片41上的在旋转轴线AC的延伸方向上最远的最远点41x的长度dt大于从装置中心线CC到泵轮叶片31上的在旋转轴线AC的延伸方向上最远的最远点31x的长度dp。并且，因为能够在涡轮入口和涡轮出口之间的中央部充分确保涡轮4的在相互相邻的涡轮叶片41之间划定的流路的截面积，所以能够抑制在该流路的中央部发生液流剥离的现象，从而能够减少扭矩的传递损失。此外，优选第1投影泵轮外缘部Ep1的曲率半径rp1与第1投影涡轮外缘部Et1的曲率半径rt1之差(rp1-rt1)设定为例如30～40mm。

而且，在实施例的液力变矩器1中，涡轮叶片41的投影像上的从外周侧数第2个曲率变化点Ct2到该投影像上的出口内周端41o为止的涡轮壳40侧的外缘部即第2投影涡轮外缘部Et2，与泵轮叶片31的投影像上的从外周侧数第2个曲率变化点Cp2到第3个曲率变化点Cp3为止的泵轮壳30侧的外缘部即第2投影泵轮外缘部Ep2相比，曲率半径小(rt2＜rp2)，第2投影涡轮外缘部Et2的曲率中心Ot2比第2投影泵轮外缘部Ep2的曲率中心Op2更靠旋转轴线AC一侧。由此，能够抑制涡轮4的在相互相邻的涡轮叶片41之间划定的流路的截面积随着朝向涡轮出口而变小(使减小幅度变小)，因而能够抑制在该流路的涡轮出口侧产生液流剥离的情况，从而减少扭矩的传递损失。

而且，在实施例的液力变矩器1中，涡轮叶片41的投影像上的从入口外周端41i到最外周侧的曲率变化点Ct1为止的壳侧的外缘部即第0投影涡轮外缘部Et0的曲率半径rt0，和泵轮叶片31的投影像上的从出口外周端31o到最外周侧的曲率变化点Cp1为止的泵轮壳30侧的外缘部即第0投影泵轮外缘部Ep0的曲率半径rp0，是同一值。即，涡轮叶片41的外轮廓线41co具有与泵轮叶片31的外轮廓线31co对称的对称区域和与泵轮叶片31的外轮廓线31co不对称的非对称区域，对称区域包括涡轮叶片41的入口外周端41i，非对称区域包括涡轮叶片41的出口内周端41o。由此，使工作油顺畅地从泵轮3流入涡轮4，从而能够减少扭矩的传递损失。

而且，在实施例的液力变矩器1中，以使泵轮叶片31及涡轮叶片41的旋转半径Rtp与导轮叶片61的外周端的旋转半径Rso之差(Rtp-Rso)，比泵轮叶片31及涡轮叶片41的旋转半径Rtp与导轮叶片61的内周端的旋转半径Rsi之差(Rtp-Rsi)的二分之一小的方式，设定泵轮3、涡轮4及导轮6的尺寸等。由此，能够进一步增大涡轮4的在相互相邻的涡轮叶片41之间划定的流路的涡轮出口侧的截面积，抑制在该流路的涡轮出口侧发生液流剥离的情况，从而能够减小扭矩的传递损失。

此外，在实施例的液力变矩器1中，为了提高扭矩容量和使装置小型化，将从装置中心线CC到涡轮叶片41上的在旋转轴线AC的延伸方向上最远的最远点41x的长度dt与从装置中心线CC到泵轮叶片31上的在旋转轴线AC的延伸方向上最远的最远点31x的长度dp之比dt/dp，设定在例如1.05≤dt/dp≤1.20的范围内即可。另外，在将液力变矩器1的扁平率Λ表示为Λ＝(dt+dp)/(Rtp-Rsi)的情况下，优选液力变矩器1满足例如0.5≤Λ≤0.7的条件。而且，上述实施例的泵轮叶片31的投影像在泵轮壳30侧的外缘部包括3个曲率变化点Cp1、Cp2及Cp3，上述实施例的涡轮叶片41的投影像在涡轮壳40侧的外缘部包括2个曲率变化点Ct1及Ct2，但泵轮叶片31及涡轮叶片41的投影像上的曲率变化点的数量不限于此，可以任意设定。

以上，使用实施例说明了本发明的实施方式，本发明不受上述实施例限定，能够在不脱离本发明的宗旨的范围内进行各种变更。

产业上的可利用性

本发明能够在如液力变矩器那样的流体式扭矩传递装置的制造领域中应用。

Claims (8)

1.一种流体式扭矩传递装置，具有泵轮、涡轮和导轮，所述泵轮具有泵轮壳、安装在该泵轮壳上的泵轮叶片、安装在该泵轮叶片上的泵轮芯，所述涡轮具有涡轮壳、安装在该涡轮壳上的涡轮叶片、安装在该涡轮叶片上的涡轮芯，所述导轮具有导轮叶片，用于对从所述涡轮向所述泵轮流动的工作流体的液流进行整流，其特征在于，

所述涡轮的流体出口处的所述涡轮叶片的安装角度小于该涡轮的流体入口处的该涡轮叶片的安装角度，

在所述涡轮的所述流体出口处与所述涡轮叶片的所述涡轮壳侧的外轮廓线和该涡轮叶片的所述涡轮芯侧的内轮廓线内切的内切圆的半径，大于在该涡轮的流体入口处与所述外轮廓线和所述内轮廓线内切的内切圆的半径，

在所述涡轮的所述流体出口侧，所述涡轮叶片的所述外轮廓线与所述泵轮叶片的所述泵轮壳侧的外轮廓线相比，在所述泵轮及所述涡轮的旋转轴线的延伸方向上更凸出。

2.如权利要求1所述的流体式扭矩传递装置，其特征在于，

从装置中心线到该涡轮叶片上的在所述旋转轴线的延伸方向上最远的最远部的长度，大于从所述装置中心线到该泵轮叶片上的在所述旋转轴线的延伸方向上最远的最远部的长度，所述装置中心线是指，通过彼此相向的所述泵轮叶片的流体出口外周端与所述涡轮叶片的流体入口外周端之间的中央与所述泵轮及所述涡轮的旋转轴线，且垂直于该旋转轴线的线。

3.如权利要求2所述的流体式扭矩传递装置，其特征在于，

所述涡轮叶片的所述外轮廓线为，在所述流体出口外周端和所述流体入口外周端相向的状态下，将所述涡轮叶片投影到包括所述装置中心线和所述旋转轴线的平面上时的该涡轮叶片的投影像上的所述涡轮壳侧的外缘，

所述涡轮叶片的所述内轮廓线为，在将该涡轮叶片投影到所述平面上时的所述投影像上的所述涡轮芯侧的内缘，

所述泵轮叶片的所述外轮廓线为，在将该泵轮叶片投影到所述平面上时的该泵轮叶片的投影像上的所述泵轮壳侧的外缘。

4.如权利要求1～3中任一项所述的流体式扭矩传递装置，其特征在于，所述泵轮的流体入口处的所述泵轮叶片的安装角度与该泵轮的流体出口处的该泵轮叶片的安装角度之差，小于所述涡轮的流体入口处的所述涡轮叶片的安装角度与该涡轮的流体出口处的该涡轮叶片的安装角度之差。

5.如权利要求1～4中任一项所述的流体式扭矩传递装置，其特征在于，所述涡轮叶片的所述外轮廓线包括与所述泵轮叶片的所述外轮廓线对称的对称区域和与该泵轮叶片的该外轮廓线不对称的非对称区域，所述对称区域包括所述涡轮叶片的流体入口外周端，所述非对称区域包括所述涡轮叶片的流体出口内周端。

6.如权利要求5所述的流体式扭矩传递装置，其特征在于，

在所述出口外周端和所述入口外周端相向的状态下，将所述泵轮叶片及所述涡轮叶片投影到包括所述装置中心线和所述泵轮及所述涡轮的所述旋转轴线的平面上时，所述泵轮叶片的投影像和所述涡轮叶片的投影像分别在所述泵轮壳侧和所述涡轮壳侧的外缘部具有至少一个曲率变化点，

所述涡轮叶片的投影像上的从最外周侧的曲率变化点起以恒定曲率延伸的所述涡轮壳侧的外缘部即投影涡轮外缘部，与所述泵轮叶片的投影像上的从最外周侧的曲率变化点起以恒定曲率延伸的所述泵轮壳侧的外缘部即投影泵轮外缘部相比，曲率半径小，并且，

所述投影涡轮外缘部的曲率中心比所述投影泵轮外缘部的曲率中心更靠所述旋转轴线一侧。

7.如权利要求5或6所述的流体式扭矩传递装置，其特征在于，

所述涡轮叶片的投影像上的从外周侧数第n个的曲率变化点到第n+1个曲率变化点或所述涡轮叶片的投影像上的流体出口内周端为止的所述涡轮壳侧的外缘部即第n投影涡轮外缘部，与所述泵轮叶片的投影像上的从外周侧数第n个曲率变化点到第n+1个曲率变化点或所述泵轮叶片的投影像上的入口内周端为止的所述泵轮壳侧的外缘部即第n投影泵轮外缘部相比，曲率半径小，并且，

所述第n投影涡轮外缘部的曲率中心比所述第n投影泵轮外缘部的曲率中心更靠所述旋转轴线一侧，

其中，n为2以上的整数。

8.如权利要求1～7中任一项所述的流体式扭矩传递装置，其特征在于，

所述泵轮叶片及所述涡轮叶片的旋转半径与所述导轮叶片的外周端的旋转半径之差，小于所述泵轮叶片及所述涡轮叶片的旋转半径与所述导轮叶片的内周端的旋转半径之差的二分之一。

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