JP4193506B2 - 流体継手 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、原動機の回転トルクを伝達するための流体継手（フルードカップリング）の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
流体継手（フルードカップリング）は船舶用、産業機械用、自動車用の動力伝達継手として従来から用いられている。流体継手は、環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有し上記ポンプと対向して配設されたタービンとからなっており、ポンプおよびタービン内に作動流体が充填されている。このように構成された流体継手は、ポンプが原動機である例えばディーゼルエンジンのクランクシャフト（流体継手としての入力軸）に連結され、タービンが入力軸と同一軸線上に配置された出力軸に取り付けられる。
また、上記ポンプシェルおよびタービンシェルに、作動流体を整流するための環状のコアリングを設けた流体継手も使用されている。
【０００３】
図７は、一般的な流体継手の特性を示すもので、横軸はポンプとタービンとの速度比（ｅ）、縦軸は流体継手の入力容量係数（τ）である。図７から判るように流体継手は、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプが回転しタービンが停止している状態において、入力容量係数（τ）が最大となる。このような特性を有する流体継手を車両の駆動装置に装備した場合、車両停止状態でエンジンが駆動され変速機の変速ギヤが投入されている状態、即ち入力軸が回転し出力軸が停止している状態では、その特性上ドラッグトルクを有する。ドラッグトルクは、一般的にエンジンがアイドリング回転数（例えば、５００ｒｐｍ）で運転されている状態での伝達トルクをいう。ドラッグトルクが大きいと、エンジンのアイドリング運転が著しく不安定となるとともに、この不安定な回転が駆動系に異常振動を発生させる原因となる。また、ドラッグトルクが大きいことにより、アイドリング運転時の燃費が悪化する原因にもなっている。
【０００４】
上述したドラッグトルクを低減するための対策として、ポンプとタービンとの間にバッフルプレートを配設する技術が知られている。
バッフルプレートを配設したドラッグトルク低減対策について、図８および図９を参照して説明する。図８に示す流体継手は、ポンプＰとタービンＴとの間に出力軸ＯＳに取り付けられた環状のバッフルプレートＢＰを配設したものである。一方、図９に示す流体継手は、ポンプＰの外周部に環状のバッフルプレートＢＰを配設したものである。
【０００５】
図８および図９に示す流体継手は固定のバッフルプレートであるため、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）に対する入力容量係数（τ）の特性を変化させる効果はあるが、入力回転数に対してτ特性を変化させることができない。即ち、ドラッグトルク対策を行うためにτ（ｅ＝０）を低くすると、アイドリング時のドラッグトルクはバッフルプレートのないものと比較すると低くなるが、発進時の伝達トルク自体も同様に低くなってしまい、エンジン回転数を必要以上に上昇させないと発進できなくなり、燃費の悪化をまねく等の問題がある。一方、発進時の伝達トルクを上げるためにτ（ｅ＝０）を高くすると、発進トルクは得られるが、アイドリング時のドラッグトルクが大きくなり、アイドリング時の燃費が悪化するという問題がある。このように、固定のバッフルプレートを用いた流体継手は、アイドリング時のドラッグトルクと燃費がトレードオフの関係にあり、これを解決することができない。
【０００６】
また、ドラッグトルクを低減するための対策として、ポンプシシェルのコアリングまたはタービンシェルのコアリングの内周または外周に環状のバッフルプレートを装着した流体継手も提案されている。（例えば、特許文献１参照。）
【０００７】
【特許文献１】
特開２００１−５０３０９号公報
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
流体継手を車両の駆動装置に装備する場合、その特性としては、エンジン回転速度即ちポンプの回転速度が高い発進時等の伝達トルクを犠牲にすることなく、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプが回転しタービンが停止しているアイドリング時における伝達トルクを低減することが望ましい。しかるに、上記特願２００１−５０３０９号公報に開示された流体継手においては、アイドリング時における伝達トルク即ちドラッグトルクを効果的に低減することはできるが、バッフルプレートが固定されているためにエンジン回転速度即ちポンプの回転速度が高い発進時等における伝達トルクの低下は避けられず、必ずしも満足し得るものではない。
【０００９】
本発明は上記事実に鑑みてなされたもので、その主たる技術的課題は、伝達トルクを犠牲にすることなく、ドラッグトルクを効果的に低減することができる流体継手を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明によれば、上記主たる技術的課題を解決するために、
「ポンプハブに装着された環状のコアリングを有する環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、
該ポンプと対向して配設され該ポンプハブと相対回転可能なタービンハブに装着された環状のコアリングを有する環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有するタービンと、を具備する流体継手において、
該タービンシェルは、該タービンハブに軸方向に摺動可能に構成されるとともに、該タービンシェルを該ポンプ側に押圧する弾性付勢手段が設けられており、該タービンシェルと該ポンプとの間隙が、該タービンが停止している速度比が零のときに最大となることを特徴とする流体継手」
が提供される。
【００１１】
また、本発明においては
「ポンプハブに装着された環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、
該ポンプと対向して配設され該ポンプハブと相対回転可能なタービンハブに装着された環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有するタービンと、該タービンを包囲し該ポンプと連結されたケーシングと、を具備する流体継手において、
該タービンシェルは、内周部に流通穴を備え該タービンハブに軸方向に摺動可能に構成されるとともに、該タービンシェルを該ポンプ側に押圧する弾性付勢手段が設けられており、該タービンシェルと該ポンプとの間隙が、該タービンが停止している速度比が零のときに最大となることを特徴とする流体継手」
が提供される。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に従って構成された流体継手の好適実施形態を図示している添付図面を参照して、更に詳細に説明する。
【００１３】
図１には、本発明に従って構成された流体継手を自動車用エンジンと摩擦クラッチとの間に配設した駆動装置の一実施形態が示されている。図示の実施形態における駆動装置は、原動機としての内燃機関２と本発明に従って構成された流体継手４および摩擦クラッチ７とによって構成されている。内燃機関２は図示の実施形態においてはディーゼルエンジンからなっており、クランク軸２１の端部には流体継手４の後述するポンプ側が取り付けられる。
【００１４】
流体継手４は、ディーゼルエンジン２に装着されたハウジング２２にボルト２３等の締結手段によって取り付けられた流体継手ハウジング４０内に配設されている。図示の実施形態における流体継手４は、ポンプ４１と該ポンプ４１と対向して配設されたタービン４２および該タービン４２を包囲し上記ポンプ４１と連結されたケーシング４３を具備している。以下、流体継手４について図１とともに図２および図３も参照して説明する。
【００１５】
流体継手４を構成するポンプ４１は環状のコアリング４１１を備えた環状のポンプシェル４１２と、該ポンプシェル４１２内に放射状に配設された複数個のインペラ４１３とを備えており、ポンプシェル４１２が上記ケーシング４３に溶接等の固着手段によって取り付けられている。なお、ケーシング４３は、上記クランク軸２１にボルト２４によって内周部が装着されたドライブプレート４４の外周部にボルト４４１、ナット４４２等の締結手段によって装着されている。このようにして、ポンプ４１のポンプシェル４１２は、ケーシング４３およびドライブプレート４４を介してクランク軸２１に連結される。従って、クランク軸２１は流体継手４の入力軸として機能する。このように構成されたポンプ４１は、ポンプシェル４１２の内周部がポンプハブ４５に溶接等の固着手段によって取り付けられている。
【００１６】
上記タービン４２は、上記ポンプ４１のポンプシェル４１２と対向して配設され環状のコアリング４２１を備えた環状のタービンシェル４２２と、該タービンシェル４２２内に放射状に配設された複数個のランナ４２３とを備えている。タービンシェル４２１の内周部には、内周面に内歯スプライン４６１を備えた環状のボス４６が取り付けられている。このボス４６は、上記入力軸としての上記クランク軸２１と同一軸線上に配設された出力軸４７にスプライン嵌合されたタービンハブ４８に軸方向に摺動可能に配設される。即ち、タービンハブ４８の外周面には外歯スプライン４８１が形成されており、この外歯スプライン４８１にボス４６の内歯スプライン４６１をスプライン嵌合することによって、ボス４６即ちタービンシェル４２１はタービンハブ４８に軸方向に摺動可能に装着される。なお、タービンハブ４８と上記ポンプハブ４５との間には軸受４９が配設されている。従って、ポンプハブ４５とタービンハブ４８とは、互いに相対回転可能に構成されている。
【００１７】
図示の実施形態における流体継手４は、タービン４２をポンプ４１側に押圧する弾性付勢手段５を具備している。弾性付勢手段５は、タービンハブ４８の図１乃至図３において左端部に溶接等の固着手段によって取り付けられたスプリングマウント５１と、該スプリングマウント５１とタービンシェル４２１との間に配設された圧縮コイルスプリング５２とからなっており、タービン４２を所定の押圧力で図１乃至図３において右方即ちポンプ４１側に押圧する。なお、タービンハブ４８の外周には、外歯スプライン４８１の図において右端にスナップリング５３が装着されており、タービン４２の図において右方即ちポンプ４１側への移動を規制している。
【００１８】
図１を参照して説明を続けると、図示の実施形態における流体継手４は油圧ポンプ６０を具備している。この油圧ポンプ６０は、上記流体継手ハウジング４０に装着された摩擦クラッチ７の後述するクラッチハウジング７０にボルト６１等の固着手段によって取り付けられたポンプハウジング６２に配設されている。この油圧ポンプ６０は、上記ポンプハブ４５によって回転駆動されるように構成されており、図示しない流体経路を介して作動流体を上記ポンプ４１およびタービン４２内に供給する。
【００１９】
次に、上記摩擦クラッチ７について説明する。
摩擦クラッチ７は、上記流体継手ハウジング４０にボルト７１によって装着されたクラッチハウジング７０内に配設されている。図示の実施形態における摩擦クラッチ７は、上記流体継手４の出力軸４７に装着されたクラッチドライブプレート７２と、出力軸４７と同一軸線上に配設された伝動軸７３（図示の実施形態においては、図示しない変速機の入力軸）と、該伝動軸７３にスプライン嵌合されたクラッチハブ７４に取り付けられ外周部にクラッチフェーシング７５が装着されているドリブンプレート７６と、該ドリブンプレート７６をクラッチドライブプレート７２に押圧するプレッシャープレート７７と、該プレッシャープレート７７をクラッチドライブプレート７２に向けて付勢するダイアフラムスプリング７８と、該ダイアフラムスプリング７８の内端部に係合してダイアフラムスプリング７８の中間部を支点７８１として作動するレリーズベアリング７９と、該レリーズベアリング７９を軸方向に作動せしめるクラッチレリーズフォーク８０とを具備している。このように構成された摩擦クラッチ７は、図示の状態においてはダイアフラムスプリング７８のばね力によってプレッシャープレート７７がクラッチドライブプレート７２に向けて押圧されており、従って、ドリブンプレート７６に装着されたクラッチフェーシング７５がクラッチドライブプレート７２に押圧されて流体継手４の出力軸４７に伝達された動力がクラッチドライブプレート７２およびドリブンプレート７６を介して伝動軸７３に伝達される。この動力伝達を遮断する場合は、図示しないスレーブシリンダに油圧を供給してクラッチレリーズフォーク８０を作動し、レリーズベアリング７９を図１において左方に移動すると、ダイアフラムスプリング７８が図において２点鎖線で示すように作動せしめられ、プレッシャープレート７７への押圧力を解除することにより、クラッチドライブプレート７２からドリブンプレート７６への動力伝達が遮断される。
【００２０】
図示の実施形態における流体継手を装備した駆動装置は以上のように構成されており、以下その作動について説明する。
ディーゼルエンジン２のクランク軸２１（入力軸）に発生した駆動力は、ドライブプレート４４を介して流体継手４のケーシング４３に伝達される。ケーシング４３とポンプ４１のポンプシェル４１２は一体的に構成されているので、上記駆動力によってポンプ４１が回転せしめられる。ポンプ４１が回転するとポンプ４１内の作動流体は遠心力によりインペラ４１３に沿って外周に向かって流れ、矢印で示すようにタービン４２側に流入する。タービン４２側に流入した作動流体は、内周側に向かって流れ矢印で示すようにポンプ４１に戻される。このように、ポンプ４１およびタービン４２内の作動流体がポンプ４１とタービン４２内を循環することにより、ポンプ４１側の駆動トルクが作動流体を介してタービン４２側に伝達される。タービン４２側に伝達された駆動力は、タービンシェル４２２、ボス４６およびタービンハブ４８を介して出力軸４７に伝達され、更に上記摩擦クラッチ６を介して図示しない変速機に伝達される。
【００２１】
次に、上述した流体継手４のトルク伝達特性について説明する。
ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプ４１が回転しタービン４２が停止している状態であるエンジンのアイドリング運転時には、流体継手４内の作動流体の循環力は最大となる。従って、タービン４２は、循環する作動流体の作用によって図３に示すように弾性付勢手段５を構成する圧縮コイルスプリング５２のスプリング力に抗して図３において左方に移動せしめられる。この結果、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１との外周側隙間Ｓ１および内周側隙間Ｓ２が増大し、図３において矢印で示すように循環する作動流体の一部が上記外周側隙間Ｓ１からポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１とによって形成される室および上記内周側隙間Ｓ２を通してしてポンプ４１側に戻る。従って、ポンプ４１側からタービン４２側へ循環する作動流体量が減少するため、ポンプ４１からタービン４２への伝達トルクが低下する。
【００２２】
上述したようにポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）の状態では流体継手４内の作動流体の循環力は最大であるが、該速度比（ｅ）が１．０に近づくに従って回転速度が速くなっても流体継手４内の作動流体の循環力は弱くなる。従って、作動流体の循環力によってタービン４２を左方に押圧する力が減少するため、図２に示すようにタービン４２は弾性付勢手段５を構成する圧縮コイルスプリング５２のスプリング力によって右方即ちポンプ４１側にボス４６がスナップリング５３に当接するまで移動する。この結果、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１との隙間Ｓ１、Ｓ２が次第に減少し、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１とによって形成される室を通してしてポンプ４１側に戻る作動流体量が徐々に減少するため、伝達トルクが増加する。
【００２３】
上述した流体継手４の特性を図６に示す特性線図を参照して説明する。図６において横軸はポンプとタービンとの速度比（ｅ）、縦軸は流体継手の入力容量係数（τ）である。図６において、実線はタービン４２を図２で示す位置で固定した従来の流体継手の特性、破線は上述した流体継手４の特性である。図６において破線で示すように図示の実施形態における流体継手４は、ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）の状態では、上述したようにポンプ４１側からタービン４２側へ循環する作動流体量が減少するため、入力容量係数（τ）が実線で示す従来の流体継手と比較して大幅に低減する。従って、ポンプ４１が回転しタービン４２が停止している状態であるエンジンのアイドリング運転時におけるドラッグトルクを大幅に低減することができる。一方、ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が１．０に近づくに従って回転速度が速くなっても流体継手４内の作動流体の循環力は弱くなるため、図示の実施形態における流体継手４はポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１との隙間Ｓ１、Ｓ２が次第に減少し、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１とによって形成される室を通してしてポンプ４１側に戻る作動流体量が徐々に減少するので、入力容量係数（τ）は図６において破線で示すように徐々に実線で示すタービン４２を固定した流体継手の特性に一致する。従って、ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が１．０に近い状態での伝達トルクが低下することはない。
【００２４】
次に、本発明に従って構成された流体継手の他の実施形態について、図４および図５を参照して説明する。なお、図４および図５に示す実施形態においては、上記図２および図３に示す実施形態の各部材と同一部材には同一符号を付して、その説明を省略する。
図４および図５に示す実施形態は、コアリングを備えていないポンプ４１とタービン４２からなる流体継手４ｂに本発明を適用したもので、タービン４２を構成するタービンシェル４２２の内周部に複数個の流通穴４２２ａを設けたものである。
このように構成された流体継手４ｂは、ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプ４１が回転しタービン４２が停止している状態であるエンジンのアイドリング運転時には、上記各実施形態と同様に流体継手４ｂ内の作動流体の循環力は最大となる。従って、タービン４２は、循環する作動流体の作用によって図７に示すように弾性付勢手段５を構成する圧縮コイルスプリング５２のスプリング力に抗して図７において左方に移動せしめられる。この結果、ポンプシェル４１２とタービンシェル４２２との隙間が増大する。この結果、流体継手４ｂ内を循環する作動流体の一部は、図７において矢印で示すようにポンプシェル４１２とタービンシェル４２２の外周縁間の隙間Ｓ３からタービンシェル４２２とケーシング４３とによって形成される室に流出し、タービンシェル４２２の内周部に形成された流通穴４２２ａを通して流体継手４ｂ内に流入してポンプ４１側に戻る。従って、ポンプ４１側からタービン４２側へ循環する作動流体量が減少するため、ポンプ４１からタービン４２への伝達トルクが低下する。
【００２５】
一方、ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が１．０に近づくに従って回転速度が速くなっても流体継手４ａ内の作動流体の循環力は弱くなる。従って、上記図２および図３に示す実施形態と同様に作動流体の循環力によってタービン４２を左方に押圧する力が減少するため、図４で示すようにタービン４２は弾性付勢手段５を構成する圧縮コイルスプリング５２のスプリング力によって右方即ちポンプ４１側にボス４６がスナップリング５３に当接するまで移動する。この結果、ポンプシェル４１２とタービンシェル４２２との隙間が次第に減少し、ポンプシェル４１２とタービンシェル４２２の外周縁間の隙間Ｓ３から流出する作動流体量が徐々に減少する。図４および図５に示す実施形態の流体継手４ｂは以上のように作動するので、上記図２および図３に示す実施形態と同様に図６において破線で示す特性を有する。従って、図４および図５に示す実施形態の流体継手４も伝達トルクを低下させることなく、ドラッグトルクを効果的に低減することができる。
【００２６】
【発明の効果】
本発明による流体継手は以上のように構成されているので、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）１．０に近い状態での伝達トルクを犠牲にすることなく、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプが回転しタービンが停止している状態でのポンプからタービンへの伝達トルクが低下し、ドラッグトルクを効果的に低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明に従って構成された流体継手を装備した駆動装置の一実施形態を示す断面図。
【図２】 本発明に従って構成された流体継手の一実施形態を示す断面図。
【図３】 図２に示す流体継手のポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零の状態を示す断面図。
【図４】 本発明に従って構成された流体継手の他の実施形態を示す断面図。
【図５】 図４に示す流体継手のポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零の状態を示す断面図。
【図６】 本発明に従って構成された流体継手の特性線図。
【図７】 従来用いられている流体継手の特性線図。
【図８】 従来用いられている流体継手の一例における流体継手内部の作動流体の流れを示す説明図。
【図９】 従来用いられている流体継手の他の例における流体継手内部の作動流体の流れを示す説明図。
【符号の説明】
２：内燃機関
２１：クランク軸
４：流体継手
４０：流体継手ハウジング
４１：ポンプ
４１１：ポンプのコアリング
４１２：ポンプシェル
４１３：インペラ
４２：タービン
４２１：タービンのコアリング
４２２：タービンシェル
４２３：ランナ
４３：ケーシング
４４：ドライブプレート
４５：ポンプハブ
４６：ボス
４７：出力軸
４８：タービンハブ
５：弾性付勢手段
５１：スプリングマウント
５２：圧縮コイルスプリング
６０：油圧ポンプ
６２：ポンプハウジング
７：摩擦クラッチ
７０：クラッチハウジング
７２：クラッチドライブプレート
７３：伝動軸
７４：クラッチハブ
７５：クラッチフェーシング
７６：ドリブンプレート
７７：プレッシャープレート
７８：ダイアフラムスプリング
７９：レリーズベアリング
８０：クラッチレリーズフォーク

Claims (2)

1. ポンプハブに装着された環状のコアリングを有する環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、
   該ポンプと対向して配設され該ポンプハブと相対回転可能なタービンハブに装着された環状のコアリングを有する環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有するタービンと、を具備する流体継手において、
   該タービンシェルは、該タービンハブに軸方向に摺動可能に構成されるとともに、該タービンシェルを該ポンプ側に押圧する弾性付勢手段が設けられており、該タービンシェルと該ポンプとの間隙が、該タービンが停止している速度比が零のときに最大となることを特徴とする流体継手。
2. ポンプハブに装着された環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、
   該ポンプと対向して配設され該ポンプハブと相対回転可能なタービンハブに装着された環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有するタービンと、該タービンを包囲し該ポンプと連結されたケーシングと、を具備する流体継手において、
   該タービンシェルは、内周部に流通穴を備え該タービンハブに軸方向に摺動可能に構成されるとともに、該タービンシェルを該ポンプ側に押圧する弾性付勢手段が設けられており、該タービンシェルと該ポンプとの間隙が、該タービンが停止している速度比が零のときに最大となることを特徴とする流体継手。

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