JP5246345B2 - 流体式トルク伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、ポンプシェルとポンプブレードとポンプコアとを含むポンプインペラと、タービンシェルとタービンブレードとタービンコアとを含むタービンランナと、ステータブレードを含むと共にタービンランナからポンプインペラへの作動流体の流れを整流するステータとを備えた流体式トルク伝達装置に関する。

従来、この種の流体式トルク伝達装置として、フロントカバーと、フロントカバーに固定されたドーナッツ状の羽根車であるポンプ（ポンプインペラ）と、インペラの羽根と互いに対向する羽根を有するドーナッツ状の羽根車であるタービン（タービンランナ）と、インペラとタービンとの間に回転可能に設けられたステータとを備えたトルクコンバータが知られている。この種のトルクコンバータのポンプインペラおよびタービンランナの外郭形状は一般に互いに対称に形成されるが、ポンプインペラおよびタービンランナの外郭形状が互いに非対称に形成されているようにみえるものもある（例えば、特許文献１参照）。

また、従来、偏平断面トルクコンバータの内部流路の設計手法として、偏平率（２Ｌ／Ｈ）およびトーラス内外周径比（ｒ／Ｒ）が、０．５５＜（２Ｌ／Ｈ）＜０．７５ および０．３５＜（ｒ／Ｒ）＜０．４０を満足するようにトルクコンバータを形成し、回転軸上における中央位置を原点とし、軸方向をＸ方向、径方向をＹ方向としたときに、４５度の傾きを有する直線とタービンランナの流路の外周面をなす曲線との接点の位置が、Ｙ＝（Ｒ／Ｌ）×Ｘ＋（６／４）×Ｒ およびＹ＝（Ｒ／Ｌ）×Ｘ＋（７／４）×Ｒ で表される二つの直線に囲まれた領域内に位置するようにタービンランナの内部流路を規定する外周面形状を設定するものが知られている（例えば、特許文献２参照）。そして、かかる特許文献２に記載の技術では、このようにタービンランナの外周面形状を設定すると共に、流路断面積がどの断面位置においても等断面となるように、すなわち、流路内部における循環オイルの速度成分をどの位置においても等しくなるように内周面形状を設定することで、最終的なタービンランナの内部流路形状を設定する。

特開２００７−１３２４５９号公報 特開２００１−１４１０２６号公報

ここで、トルクコンバータといった流体式トルク伝達装置を小型化するために、ポンプインペラおよびタービンランナの外郭形状が対称になっているものを単純に縮小化すると、流体式トルク伝達装置のトルク容量が低下してしまう。また、ポンプインペラおよびタービンランナの外郭形状が対称である場合には、タービンの流路入口に対して流路出口で流路断面積が小さくなって流れの剥離が発生することがあるが、ポンプインペラおよびタービンランナの外郭形状が対称になっているものを縮小化すると、このような剥離の問題が発生が助長されてトルク容量がより低下してしまうおそれがある。一方、上記特許文献１に記載のトルクコンバータのように、ポンプインペラおよびタービンランナの外郭形状が互いに非対称に形成されているようにみえるものもあるが、特許文献１は、外郭形状の設計手法を何ら開示してはおらず、特許文献１の記載からは、ポンプインペラおよびタービンランナを非対称化したことが流体式トルク伝達装置の小型化やトルク容量の確保に寄与するか否か不明であり、仮に寄与していたとしても、具体的な設計手法の開示がない以上、実用上満足し得る流体伝動装置を得ることはできない。一方、特許文献２に記載されているように流路断面積がどの断面位置においても等断面となるようにタービンランナの内部流路形状を設定すれば、トルクコンバータのトルク容量低下を抑制することができる。しかしながら、タービンブレードの枚数や取付角度は様々であり、タービンランナの内部流路を流路断面積がどの断面位置においても等断面となるように設定することは実質的に不可能である。従って、トルクコンバータのような流体式トルク伝達装置では、トルク容量やトルク増幅性能の確保と装置の小型化とを両立させることは容易なことではない。

そこで、本発明は、トルク容量の低下を抑制しつつ流体式トルク伝達装置の小型化を図ることを主目的とする。

本発明の流体式トルク伝達装置は、上述の主目的を達成するために以下の手段を採っている。

本発明の流体式トルク伝達装置は、
ポンプシェルと該ポンプシェルに取り付けられたポンプブレードと該ポンプブレードに取り付けられたポンプコアとを含むポンプインペラと、タービンシェルと該タービンシェルに取り付けられたタービンブレードと該タービンブレードに取り付けられたタービンコアとを含むタービンランナと、ステータブレードを含むと共に前記タービンランナから前記ポンプインペラへの作動流体の流れを整流するステータとを備えた流体式トルク伝達装置において、
前記タービンランナの流体出口における前記タービンブレードの取付角度は、該タービンランナの流体入口における該タービンブレードの取付角度よりも小さく、
前記タービンランナは、前記ポンプインペラの前記ポンプシェル、互いに隣り合う前記ポンプブレード、および前記ポンプコア間に画成されるポンプ流路の中心線と直交する該ポンプ流路の断面積の最大値と最小値との平均を基準面積Ｓｒｅｆとしたときに、前記タービンシェル、互いに隣り合う前記タービンブレードおよび前記タービンコア間に画成されるタービン流路の中心線と直交する該タービン流路の断面積Ｓｔが｜Ｓｔ−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．２を満たすように構成されることを特徴とする。

流体式トルク伝達装置を小型化するためには、ポンプインペラやタービンランナにより画成されるトーラスをできるだけ偏平化することが考えられるが、タービンブレードの流体出口における取付角度が流体入口の取付角度に比較して小さい場合、例えば対称なトーラスを単純に偏平化したのでは、タービンシェル、互いに隣り合うタービンブレードおよびタービンコア間に画成されるタービン流路の容積が特にタービン入口からタービン出口までの中央付近からタービン出口までの間で減少してしまい、流体式トルク伝達装置のトルク容量が低下するおそれがある。また、ステータを備えた流体式トルク伝達装置では、トルク増幅性能を向上させるためにタービンブレードの取付角度をタービンランナの流体入口に比べて流体出口で小さくすると好ましいが、単純にタービンランナの流体出口におけるタービンブレードの取付角度を小さくすると、タービンランナの流体出口付近でタービン流路の断面積が小さくなってしまい、トルク容量の低下を招いたり、流体出口付近で流れの剥離を発生させてしまったりするおそれがある。このため、本発明者らは、上記タービン流路における流体の流れの方向を考慮しながらトーラスをより適正に偏平化するために、ポンプブレードの取付角や捩りの程度に起因してトーラスの偏平化に伴うポンプ入口からポンプ出口までの流路容積変化がタービン流路に比較して少ないポンプ流路の断面積を基準として、トルク容量やトルク増幅性能を良好に確保する上で許容されるタービン流路の断面積の変動範囲を解析した。そして、解析の結果、本発明者らは、ポンプインペラのポンプシェル、互いに隣り合うポンプブレード、およびポンプコア間に画成されるポンプ流路の中心線と直交する当該ポンプ流路の断面積の最大値と最小値との平均を基準面積Ｓｒｅｆとしたときに、タービンシェル、互いに隣り合うタービンブレードおよびタービンコア間に画成されるタービン流路の中心線と直交する当該タービン流路の断面積Ｓｔが｜Ｓｔ−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．２を満たすようにタービンランナをポンプインペラとは非対称に構成すれば、実用上良好な結果が得られることを見い出した。すなわち、タービン流路の断面積Ｓｔが｜Ｓｔ−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．２を満たすようにタービンランナを構成すれば、トーラスの外径に応じた実用上充分なトルク容量を確保すると共にトルク増幅性能を向上させつつ、トーラスを偏平化することにより流体式トルク伝達装置を小型化することが可能となる。

また、前記タービンランナは、前記タービン流路の断面積Ｓｔが｜Ｓｔ−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．１５を満たすように構成されたものであってもよい。これにより、トーラスを偏平化しつつトーラスの外径に応じた実用上極めて良好なトルク容量を確保することが可能となる。

更に、前記タービンランナの前記流体出口で前記タービンブレードの前記タービンシェル側の外郭線と該タービンブレードの前記タービンコア側の内郭線とに内接する内接円の半径は、該タービンランナの流体入口で前記外郭線と前記内郭線とに内接する内接円の半径よりも大きくてもよく、前記タービンブレードの前記外郭線は、前記タービンランナの前記流体出口側で前記ポンプブレードの前記ポンプシェル側の外郭線よりも前記ポンプインペラおよび前記タービンランナの回転軸心の延在方向に膨らんでいてもよい。これにより、タービンランナの流体出口におけるタービンブレードの取付角度を小さくすると共にトーラスを偏平化しても、タービンランナの流体出口側の領域で互いに隣り合うタービンブレード間に画成される流路の断面積を充分に確保し、タービンランナの流体入口から流体出口までにおける流路断面積の変化幅を小さくすることができる。この結果、この流体式トルク伝達装置では、トルク容量の低下を抑制すると共にタービンランナの流体出口付近での流れの剥離を抑制しながらトルク増幅性能を向上させつつ流体式トルク伝達装置の小型化を図ることが可能となる。

また、前記流体式トルク伝達装置は、互いに対向する前記ポンプブレードの流体出口外周端と前記タービンブレードの流体入口外周端との間の中央と前記ポンプインペラおよび前記タービンランナの回転軸心とを通ると共に該回転軸心と直交する装置中心線から該タービンブレードの前記回転軸心の延在方向に最も遠い最遠部までの長さが前記装置中心線から該ポンプブレードの前記回転軸心の延在方向に最も遠い最遠部までの長さよりも長くなるように構成されたものであってもよい。このように、一対のポンプブレードとタービンブレードに関して、装置中心線からタービンブレードの回転軸心の延在方向に最も遠い最遠部までの長さを装置中心線からポンプブレードの回転軸心の延在方向に最も遠い最遠部までの長さよりも長くすれば、タービンランナの流体出口側の領域でタービンブレードの外郭線をポンプブレードの外郭線よりも回転軸心の延在方向により適正に膨らませて、タービンランナの流体入口から流体出口までにおける流路断面積の変化幅をできるだけ小さくすることが可能となる。この結果、タービン流路の断面積の変動範囲を上記範囲内のものとしたときに、トーラスの外径に応じたトルク容量を確保しつつ、トーラスを偏平化することにより流体式トルク伝達装置を小型化することが可能となる。

更に、前記タービンブレードの前記外郭線は、前記ポンプブレードの前記外郭線と対称をなす対称領域と該ポンプブレードの該外郭線と対称をなさない非対称領域とを有してもよく、前記対称領域は、前記タービンブレードの流体入口外周端を含んでもよく、前記非対称領域は、前記タービンブレードの流体出口内周端を含んでもよい。これにより、ポンプインペラからタービンランナへの作動流体の流入をスムースなものとしてトルクの伝達ロスを低減することが可能となる。

本発明の実施例に係る流体式トルク伝達装置であるトルクコンバータ１の概略構成図である。 タービンブレードの取付角度を説明する説明図である。 トルクコンバータ１の構成を説明するための模式図である。 ポンプ流路を例示する模式図である。 ポンプ流路のポンプ入口における断面やタービン流路のタービン入口における断面を説明するための模式図である。 トルクコンバータ１に含まれるポンプインペラ３のポンプ流路中心線Ｌｐｆｃと直交するポンプ流路の断面の面積を示す説明図である。 タービン流路を例示する模式図である。 トルク容量を確保する上で許容されるタービン流路の断面積の変動範囲の解析に用いた複数のタービンランナのモデルＭ１〜Ｍ７を説明するための説明図である。 タービン流路の断面積の基準面積からのズレ量と、ポンプインペラ３とモデルＭ１〜Ｍ７の何れかのタービンランナとを含むトルクコンバータの容量係数Ｃとの関係を示す説明図である。 トルクコンバータ１の構成を説明するための模式図である。

次に、本発明を実施するための形態を実施例を用いて説明する。

図１は、本発明の実施例に係る流体式トルク伝達装置としてのトルクコンバータ１の概略構成図である。同図に示すトルクコンバータ１は、エンジンを備えた車両に搭載されるものであり、図１に示すように、フロントカバー（入力部材）２、ポンプインペラ（流体伝動要素）３、タービンランナ（流体伝動要素）４、タービンハブ（出力部材）５、ステータ６、ダンパユニット７およびロックアップクラッチ機構８を含む。フロントカバー２には、図示されないエンジンのクランクシャフト（出力軸）が固定される。また、タービンハブ５には、図示しない自動変速機（ＡＴ）あるいは無段変速機（ＣＶＴ）のインプットシャフト（図示省略）が固定（スプライン嵌合）される。

ポンプインペラ３は、ポンプシェル３０と、ポンプシェル３０の内面に取り付けられた（固定された）複数のポンプブレード３１と、ポンプブレード３１の内縁に取り付けられた（固定された）ポンプコア３２とを有し、ポンプシェル３０は、フロントカバー２に密に固定される。タービンランナ４は、タービンシェル４０と、タービンシェル４０の内面に取り付けられた（固定された）複数のタービンブレード４１と、タービンブレード４１の内縁に取り付けられた（固定された）タービンコア４２とを有し、タービンシェル４０はタービンハブ５に固定される。フロントカバー２側のポンプインペラ３と、タービンハブ５側のタービンランナ４とは互いに対向し合い、両者の間には、フロントカバー２と同軸に回転可能な複数のステータブレード６１を有するステータ６が配置される。ステータ６は、その回転方向を一方向のみに設定するワンウェイクラッチ６０を有している。これらのポンプインペラ３、タービンランナ４およびステータ６は、作動油（作動流体）を循環させるトーラス（環状流路）を形成し、ステータ６は、タービンランナ４の流体出口であるタービン出口からポンプインペラの流体入口であるポンプ入口への作動油の流れを整流する。ダンパユニット７は、それぞれ複数のスプリング７１，７２を有し、タービンシェル４０と共にタービンハブ５に固定される。ロックアップクラッチ機構８は、ロックアップピストン８０とその表面に貼着された摩擦板８１とを含む。

このように構成されるトルクコンバータ１では、図示しないエンジンの作動に伴ってフロントカバー２およびポンプインペラ３が回転すると、ポンプインペラ３の外周側のポンプ出口からタービンランナ４の外周側のタービン入口への作動油の流れによりタービンランナ４が引きずられるようにして回転し始め、エンジンからの動力は、タービンランナ４（作動油）を介してフロントカバー２からタービンハブ５に伝達される。また、ステータ６は、ポンプインペラ３とタービンランナ４との回転速度差が大きい時に、作動油の流れをポンプインペラ３の回転を助ける方向に変換する。これにより、トルクコンバータ１は、ポンプインペラ３とタービンランナ４との回転速度差が大きい時には、トルク増幅機として作動し、両者の回転速度差が小さくなると、ステータ６がワンウェイクラッチ６０を介して空転することにより流体継手として作動する。そして、車両の発進後、所定の条件が満たされると（例えば、車速が所定値に達すると）、ロックアップクラッチ機構８が作動させられ、エンジンからフロントカバー２に伝えられた動力が、出力部材としてのタービンハブ５に直接伝達されるようになり、それにより、エンジンと変速機の入力軸とが機械的に直結される。また、フロントカバー２からタービンハブ５に伝達されるトルクの変動は、ダンパユニット７によって吸収される。

ここで、実施例のトルクコンバータ１では、予期せぬ共振の発生を抑制すべくポンプインペラ３のポンプブレード３１の数とタービンランナ４のタービンブレード４１の数とを異ならせている（例えば、作動油の掻き出し量を増やすためにポンプブレード３１の数がタービンブレード４１の数よりも若干多めに定められる）。また、タービンシェル４０に対する各タービンブレード４１の取付角度（ブレードに流入した直後の流れの角度）はポンプシェル３０に対する各ポンプブレード３１の取付角度よりも小さく（ねかせ気味に）定められており、各タービンブレード４１には捩りが付与されている。また、実施例では、ポンプ入口におけるポンプブレード３１の取付角度とポンプ出口におけるポンプブレード３１の取付角度との差が、タービン入口におけるタービンブレード４１の取付角度とタービン出口におけるタービンブレード４１の取付角度との差よりも小さく定められている。更に、ポンプインペラ３におけるポンプブレード３１の取付角度の平均値（ポンプ入口から出口までの平均値）は、タービンランナ４におけるタービンブレード４１の取付角度の平均値（ポンプ入口から出口までの平均値）よりも大きく定められている。

なお、タービンブレードの取付角度は、図２に示すようにして求めることができる。すなわち、タービン入口（流体入口）における取付角度（θin）は、
θin＝（Θin１＋θin２）/２
として表される。ただし、θin１は、Y方向の垂線に対してタービンブレード入口端点からの接線がなす角度であり、θin２は、タービンブレード入口端点と隣接するブレード外郭線に接する内接円を描いた際に、隣接するブレードと当該内接円との接点に対する接線がY方向の垂線に対してなす角である。また、タービン出口（流体出口）の取付角度（θout）は、
θout＝（Θout１＋θout２）/２
として表される。ただし、θout１は、Y方向の垂線に対してタービンブレード出口端点からの接線がなす角度であり、θout２は、タービンブレード出口端点と隣接するブレード外郭線に接する内接円を描いた際に、隣接するブレードと前記内接円との接点に対する接線がY方向の垂線に対してなす角である。そして、タービン出口におけるタービンブレードの取付角度が、タービン入口におけるタービンブレードの取付角度よりも小さいということは、θoutの絶対値がθinの絶対値よりも小さいということを意味する。

更に、実施例では、タービンランナ４の流体出口から流出する作動油がステータ６のステータブレード６１に当たりやすくなるように、タービンランナ４の流体出口であるタービン出口における各タービンブレード４１の取付角度がタービンランナ４の流体入口であるタービン入口における各タービンブレード４１の取付角度よりも小さく定められている。そして、ポンプインペラ３とタービンランナ４とは、従来のトルクコンバータに比べて若干小径化されると共に、従来のトルクコンバータに比べて偏平化されたトーラスを構成するように形成されており、それにより、実施例のトルクコンバータ１は全体にコンパクト化されると共に充分なダンパユニット７の搭載スペースを有する。ただし、このようにタービン出口における各タービンブレード４１の取付角度を小さくすると共にポンプインペラ３およびタービンランナ４を偏平化、小径化すると、タービン出口付近で互いに隣り合うタービンブレード４１間に画成されるタービン流路の断面積が小さくなってしまい、トルク容量の低下を招くばかりか、場合によってはタービン出口付近で流れの剥離が発生してしまうおそれがある。

このため、実施例のトルクコンバータ１を構成するタービンランナ４は、図３に示すように、タービン出口（流体出口）でタービンブレード４１のタービンシェル４０側の外郭線４１ｃｏとタービンコア４２側の内郭線４１ｃｉ（内郭線４１ｃｉの内周端）とに内接する内接円ＩＣｏの半径ｒｏがタービン入口（流体入口）で外郭線４１ｃｏと内郭線４１ｃｉ（内郭線４１ｃｉの外周端）とに内接する内接円ＩＣｉの半径ｒｉよりも大きくなると共に、タービンブレード４１の外郭線４１ｃｏがタービン出口側でポンプブレード３１のポンプシェル３０側の外郭線３１ｃｏよりもポンプインペラ３およびタービンランナ４の回転軸心ＡＣの延在方向に膨らむように構成される。すなわち、実施例のトルクコンバータ１は、ポンプインペラ３とタービンランナ４とが非対称化された非対称構造を有し、ポンプインペラ３、タービンランナ４およびステータ６により非対称なトーラス（環状流路）が形成される。

また、図３に示すように、何れかのポンプブレード３１の出口外周端３１ｏと何れかのタービンブレード４１の入口外周端４１ｉとが対向するときに出口外周端３１ｏと入口外周端４１ｉとの間の中点（中央）と回転軸心ＡＣとを通ると共に当該回転軸心ＡＣと直交する直線を「装置中心線ＣＣ」と規定する。装置中心線ＣＣをこのように規定すれば、タービンブレード４１の外郭線４１ｃｏは、出口外周端３１ｏと入口外周端４１ｉとが対向する状態でタービンブレード４１を装置中心線ＣＣと回転軸心ＡＣとを含む平面に投影したときのタービンブレード４１の投影像におけるタービンシェル４０側の外縁となる。また、タービンブレードの内郭線４１ｃｉは、タービンブレード４１を装置中心線ＣＣと回転軸心ＡＣとを含む平面に投影したときのタービンブレード４１の投影像におけるタービンコア４２側の内縁となる。更に、ポンプブレード３１の外郭線３１ｃｏは、ポンプブレード３１を装置中心線ＣＣと回転軸心ＡＣとを含む平面に投影したときのポンプブレード３１の投影像におけるポンプシェル３０側の外縁となる。

実施例では、図３に示すように、装置中心線ＣＣからそれに対応したタービンブレード４１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点（最遠部）４１ｘまでの長さｄｔを装置中心線ＣＣからそれに対応したポンプブレード３１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点（最遠部）３１ｘまでの長さｄｐよりも長くすることで、タービンブレード４１の外郭線４１ｃｏをタービン出口側でポンプブレード３１のポンプシェル３０側の外郭線３１ｃｏよりも回転軸心ＡＣの延在方向に膨らむようにしている。また、出口外周端３１ｏと入口外周端４１ｉとの間の中点を含むと共に回転軸心ＡＣと直交する平面を装置中心面ＰＣと規定すれば、装置中心面ＰＣから各タービンブレード４１の最遠点４１ｘまでの距離（＝ｄｔ）が装置中心面ＰＣから各ポンプブレード３１の最遠点３１ｘまでの距離（＝ｄｐ）よりも長くなり、装置中心面ＰＣからタービンシェル４０の内面の最深部までの距離（＝ｄｔ）が装置中心面ＰＣからポンプシェル３０の内面の最深部までの距離（＝ｄｐ）よりも長くなる。すなわち、実施例のトルクコンバータ１に含まれるタービンランナ４は、ポンプインペラ３と概ね対称をなすように構成されたタービンランナ（図３における二点鎖線参照）に比べて、タービン入口とタービン出口との間の中央部付近からタービン出口にかけて回転軸心ＡＣの延在方向かつ外方に拡大（延出）されており、それにより、トルクコンバータ１は装置中心線ＣＣ（装置中心面ＰＣ）に関して非対称なトーラスを有する。

更に、ここでは、上記タービン流路における流体の流れの方向を考慮しながらトーラス（タービンランナ４）をより適正に偏平化するために、ポンプブレード３１の取付角や捩りの程度に起因してトーラスの偏平化に伴うポンプ入口からポンプ出口までの流路容積変化がタービン流路に比較して少ないポンプ流路の断面積を基準として、トルク容量を良好に確保する上で許容されるタービン流路の断面積の変動範囲を解析した。そして、解析結果を踏まえて、実施例のトルクコンバータ１のタービンランナ４は、ポンプインペラ３のポンプシェル３０、互いに隣り合うポンプブレード３１、およびポンプコア３２間に画成されるポンプ流路の中心線と直交する当該ポンプ流路の断面積の最大値と最小値との平均を基準面積Ｓｒｅｆとしたときに、タービンシェル４０、互いに隣り合うタービンブレード４１およびタービンコア４２間に画成されるタービン流路の中心線と直交する当該タービン流路の断面積Ｓｔが｜Ｓｔ−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．１を満たすように構成される。

タービン流路の断面積の変動範囲の解析について説明すると、まず、ポンプシェル３０およびポンプコア３２に固定された一枚のポンプブレード３１の内周縁（ポンプブレード３１とポンプコア３２との境界）を３次元空間内でＪ等分して得られるＪ＋１個の点をＰｐｉ（ｊ）とすると共に（ただし、“Ｊ”は値２以上の整数であり、“ｊ”は１≦ｊ≦Ｊ＋１を満たす整数である）、当該一枚のポンプブレード３１の外周縁（ポンプシェル３０とポンプブレード３１との境界）を３次元空間内でＪ等分して得られるＪ＋１個の点をＰｐｏ（ｊ）とし、ｊ＝１〜Ｊ＋１までの点Ｐｐｉ（ｊ）と点Ｐｐｏ（ｊ）とを結ぶ線分の中点からなる３次元曲線をポンプブレード中心線と規定した。そして、ポンプブレード３１のポンプブレード中心線をＫ等分して得られるＫ＋１個の点をＰｐｃ（ｋ）とすると共に（ただし、“Ｋ”は値２以上の整数であり、“ｋ”は１≦ｋ≦Ｋ＋１を満たす整数である）、互いに隣り合うポンプブレード３１それぞれのｋ＝１〜Ｋ＋１までの点Ｐｐｃ（ｋ）同士を結ぶ線分の中点からなる３次元曲線をポンプインペラ３のポンプシェル３０、互いに隣り合うポンプブレード３１、およびポンプコア３２間に画成されるポンプ流路の中心線であるポンプ流路中心線Ｌｐｆｃと規定した（図４参照）。なお、ポンプ流路中心線Ｌｐｆｃは、ポンプ流路の中心すなわちポンプ流路における作動油の流れの中心を適正に示すものであれば、上述のような手順とは（若干）異なる手順により定められるものであってもよい。

また、図５からわかるように、ポンプ入口付近でポンプ流路中心線Ｌｐｆｃと直交すると共に互いに隣り合うポンプブレード３１の双方と完全に交わる面であって最もタービンランナ４側に位置する面（図５の例は、ポンプ流路のポンプ入口付近でポンプ流路中心線Ｌｐｆｃと直交し、かつ互いに隣り合うポンプブレード３１の一方の側縁を含むと共に他方と完全に交わる面）をポンプ流路のポンプ入口における断面ＣＳｐｉと規定した。更に、ポンプ出口付近でポンプ流路中心線Ｌｐｆｃと直交すると共に互いに隣り合うポンプブレード３１の双方と完全に交わる面であって最もタービンランナ４側に位置する面（例えば、ポンプ流路のポンプ出口付近でポンプ流路中心線Ｌｐｆｃと直交し、かつ互いに隣り合うポンプブレード３１の一方の側縁を含むと共に他方と完全に交わる面）をポンプ流路のポンプ出口における断面ＣＳｐｏ（図４参照）と規定した。

そして、所定の諸元を有するポンプインペラ３について、図６に示すように、ポンプ流路のポンプ入口における断面ＣＳｐｉとポンプ流路中心線Ｌｐｆｃとの交点からポンプ出口の断面ＣＳｐｏとポンプ流路中心線Ｌｐｆｃとの交点までの間でポンプ流路中心線ＬｐｆｃをＭ等分（ただし、“Ｍ”は値２以上の整数であり、図６の例ではＭ＝８である）して得られるＭ＋１個の点Ｐｆｃ（ｍ）で当該ポンプ流路中心線Ｌｐｆｃと直交するポンプ流路の断面の面積を計算し、計算したポンプ流路の断面積の最大値と最小値との平均を基準面積Ｓｒｅｆとして定めた（ただし、“ｍ”は１≦ｍ≦Ｍ＋１を満たす整数である）。図６に示すように、一般に、ポンプインペラの互いに隣り合うポンプブレード間に画成される流路の断面積はポンプ入口からポンプ出口にかけて概ね一定となり、図６の例では、点Ｐｆｃ（１）における断面すなわちポンプ入口における断面ＣＳｐｉの面積が最小となり、点Ｐｆｃ（９）における断面すなわちポンプ出口における断面ＣＳｐｏの面積が最大となる。

また、タービンシェル４０およびタービンコア４２に固定された一枚のタービンブレード４１の内周縁（タービンブレード４１とタービンコア４２との境界）を３次元空間内でＪ等分して得られるＪ＋１個の点をＰｔｉ（ｊ）とすると共に、当該一枚のタービンブレード４１の外周縁（タービンシェル４０とタービンブレード４１との境界）を３次元空間内でＪ等分して得られるＪ＋１個の点をＰｔｏ（ｊ）とし、ｊ＝１〜Ｊ＋１までの点Ｐｔｉ（ｊ）と点Ｐｔｏ（ｊ）とを結ぶ線分の中点からなる３次元曲線をタービンブレード中心線と規定した。そして、タービンブレード４１のタービンブレード中心線をＫ等分して得られるＫ＋１個の点をＰｔｃ（ｋ）とすると共に、互いに隣り合うタービンブレード４１それぞれのｋ＝１〜Ｋ＋１までの点Ｐｔｃ（ｋ）同士を結ぶ線分の中点からなる３次元曲線をタービンランナ４のタービンシェル４０、互いに隣り合うタービンブレード４１、およびタービンコア４２間に画成されるタービン流路の中心線であるタービン流路中心線Ｌｔｆｃと規定した（図７参照）。なお、タービン流路中心線Ｌｔｆｃは、タービン流路の中心すなわちタービン流路における作動油の流れの中心を適正に示すものであれば、上述のような手順とは（若干）異なる手順により定められるものであってもよい。

更に、図５からわかるように、タービン入口付近でタービン流路中心線Ｌｔｆｃと直交すると共に互いに隣り合うタービンブレード４１の双方と完全に交わる面であって最もポンプインペラ３側に位置する面（図５の例では、タービン流路のタービン入口付近でタービン流路中心線Ｌｔｆｃと直交し、かつ互いに隣り合うタービンブレード４１の一方の側縁を含むと共に他方と完全に交わる面）をタービン流路のタービン入口における断面ＣＳｔｉと規定した。また、タービン出口付近でタービン流路中心線Ｌｔｆｃと直交すると共に互いに隣り合うタービンブレード４１の双方と完全に交わる面であって最もポンプインペラ３側に位置する面（例えば、タービン流路のタービン出口付近でタービン流路中心線Ｌｔｆｃと直交し、かつ互いに隣り合うタービンブレード４１の一方の側縁を含むと共に他方と完全に交わる面）をタービン流路のタービン出口における断面ＣＳｔｏ（図７参照）と規定した。

そして、トルク容量を良好に確保する上で許容されるタービン流路の断面積の変動範囲を解析するために、上記ポンプインペラ３と共に使用可能であると共に異なるタービンシェル形状（偏平度）を有する複数のタービンランナ（外径、コアサイズ、タービン出口角度、タービン入口角度、ブレード捩り角等は共通）のモデルＭ１〜Ｍ７を用意し、ＣＦＤ（数値流体力学）によりポンプインペラ３とモデルＭ１〜Ｍ７の何れかのタービンランナとを含むトルクコンバータの容量係数Ｃを求めた。モデルＭ１〜Ｍ７は、図８に示すように、タービン流路のタービン入口における断面ＣＳｔｉとタービン流路中心線Ｌｔｆｃとの交点からタービン出口の断面ＣＳｔｏとタービン流路中心線Ｌｔｆｃとの交点までの間でタービン流路中心線ＬｔｆｃをＭ等分（図８の例ではＭ＝８）して得られるＭ＋１個の点Ｐｆｃ（ｍ）で当該タービン流路中心線Ｌｔｆｃと直交するタービン流路の断面の面積をＳｔ（ｍ）としたときに、断面積Ｓｔ（ｍ）の基準面積Ｓｒｅｆからのズレ量｜Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆの範囲がそれぞれ異なるものである。

図８に示すモデルＭ１は、実施例のトルクコンバータ１に含まれるタービンランナ４であり、タービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）が｜Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．１を満たすように設計されたものである。モデルＭ２は、タービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）が−０．１５≦（Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ）／Ｓｒｅｆ≦０．１を満たすように設計されたものである。モデルＭ３は、タービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）が−０．０５≦（Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ）／Ｓｒｅｆ≦０．１５を満たすように設計されたものである。モデルＭ４は、タービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）が−０．２≦（Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ）／Ｓｒｅｆ≦０．１を満たすように設計されたものである。モデルＭ５は、タービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）が０≦（Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ）／Ｓｒｅｆ≦０．２を満たすように設計されたものである。モデルＭ６は、タービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）が−０．３≦（Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ）／Ｓｒｅｆ≦０．０５を満たすように設計されたものである。モデルＭ７は、タービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）が０．０５≦（Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ）／Ｓｒｅｆ≦０．３を満たすように設計されたものである。そして、図８における二点鎖線（参考例）は、一般的なタービンランナ（ポンプインペラと概ね対称をなすように構成されたタービンランナ）について求められたタービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）の当該タービンランナに対応したポンプインペラについて求められた基準面積に対するズレ量を示すものである。なお、図８の各例では、点Ｐｆｃ（１）における断面がタービン入口における断面ＣＳｔｉとなり、点Ｐｆｃ（９）における断面がタービン出口における断面ＣＳｔｏとなる。

図９は、タービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）の基準面積Ｓｒｅｆからのズレ量｜Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆと、ポンプインペラ３と上記モデルＭ１〜Ｍ７の何れかのタービンランナとを含むトルクコンバータの容量係数Ｃとの関係を示す説明図である。同図からわかるように、モデルＭ１〜Ｍ７のうち、モデルＭ１〜Ｍ３の何れかのタービンランナ、すなわちタービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）の基準面積Ｓｒｅｆからのズレ量が±１５％以下の範囲にあるタービンランナを含むトルクコンバータでは、容量係数Ｃを実用上極めて良好な値とすることが可能である。また、モデルＭ４あるいはモデルＭ５のタービンランナ、すなわちタービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）の基準面積Ｓｒｅｆからのズレ量が±２０％以下の範囲にあるタービンランナを含むトルクコンバータにおいても、容量係数Ｃを実用上充分な値とすることが可能であるが、モデルＭ６あるいはモデルＭ７のタービンランナ、すなわちタービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）の基準面積Ｓｒｅｆからのズレ量が±３０％以下の範囲にあるタービンランナを含むトルクコンバータにおいては、容量係数Ｃを実用上充分な値とすることが困難となる。

従って、図９に示す解析結果から、タービンシェル４０、互いに隣り合うタービンブレード４１およびタービンコア４２間に画成されるタービン流路の中心線すなわちタービン流路中心線Ｌｔｆｃと直交する当該タービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）が｜Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．２、より好ましくは、｜Ｓｔ−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．１５を満たすようにタービンランナ４を構成すれば、トーラスの外径に応じた実用上充分なトルク容量を確保しつつ、トーラスを偏平化してトルクコンバータ１を小型化できることが理解されよう。また、実施例のトルクコンバータ１のタービンランナ４のように、タービン流路中心線Ｌｔｆｃと直交するタービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）が｜Ｓｔ（ｍ）−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．２（より好ましくは０．１５）を満たすようにすれば、タービン流路の断面積のタービン入口からタービン出口までにおける変化幅が比較的小さくなるので、タービン入口からタービン出口までの流路の中央部（図３において破線で囲まれた領域）における流れの剥離の発生や、当該流路のタービン出口側における流れの剥離の発生を抑制し、トルクの伝達ロスを低減することも可能となる。

引き続き、図１０を参照しながら実施例のトルクコンバータ１について更に詳細に説明する。図１０に示すように、出口外周端３１ｏと入口外周端４１ｉとが対向している一対のポンプブレード３１とタービンブレード４１とを装置中心線ＣＣとポンプインペラ３およびタービンランナ４の回転軸心ＡＣとを含む平面に投影したときに、実施例のポンプブレード３１の投影像はポンプシェル３０側の外縁部に３つの曲率変化点Ｃｐ１，Ｃｐ２およびＣｐ３を含み、実施例のタービンブレード４１の投影像はタービンシェル４０側の外縁部に２つの曲率変化点Ｃｔ１およびＣｔ２を含む。従って、回転軸心ＡＣを含む平面でポンプシェル３０を切ったときのポンプシェル３０の断面（シェル内周）には、上記曲率変化点Ｃｐ１，Ｃｐ２およびＣｐ３に対応した３つの曲率変化点が含まれ、回転軸心ＡＣを含む平面でタービンシェル４０を切ったときのタービンシェル４０の断面（シェル内周）には、上記曲率変化点Ｃｔ１およびＣｔ２に対応した２つの曲率変化点が含まれることになる。

そして、実施例のトルクコンバータ１では、タービンブレード４１の投影像における入口外周端４１ｉから最外周側の曲率変化点Ｃｔ１までのタービンシェル４０側の外縁部である第０投影タービン外縁部Ｅｔ０の曲率半径ｒｔ０と、ポンプブレード３１の投影像における出口外周端３１ｏから最外周側の曲率変化点Ｃｐ１までのポンプシェル３０側の外縁部である第０投影ポンプ外縁部Ｅｐ０の曲率半径ｒｐ０とが同一の値とされており、両者の曲率中心Ｏｔ０，Ｏｐ０も一致している。従って、回転軸心ＡＣを含む平面でタービンシェル４０を切ったときのタービンシェル４０の断面の上記入口外周端４１ｉに対応した点から上記曲率変化点Ｃｔ１に対応した点までのシェル内周の曲率半径と、回転軸心ＡＣを含む平面でポンプシェル３０を切ったときのポンプシェル３０の断面の上記出口外周端３１ｏに対応した点から上記曲率変化点Ｃｐ１に対応した点までのシェル内周の曲率半径とは互いに同一となる。すなわち、図３に示すように、タービンブレード４１の外郭線４１ｃｏは、ポンプブレード３１の外郭線３１ｃｏと対称をなす対称領域とポンプブレード３１の外郭線３１ｃｏと対称をなさない非対称領域とを有し、対称領域には、タービンブレード４１の入口外周端４１ｉが含まれ、非対称領域には、タービンブレード４１の出口内周端４１ｏが含まれる。これにより、ポンプインペラ３からタービンランナ４への作動油の流入をスムースなものとしてトルクの伝達ロスを低減することが可能となる。なお、本発明における「最外周側の曲率変化点」には、例えばブレードとシェルとを互いに（密に）接合する観点から設けられるものは含まれない。

また、タービンブレード４１の投影像における最外周側の曲率変化点Ｃｔ１から外周側から２番目の曲率変化点Ｃｔ２までのタービンシェル４０側の外縁部である第１投影タービン外縁部Ｅｔ１の曲率半径ｒｔ１は、ポンプブレード３１の投影像における最外周側の曲率変化点Ｃｐ１から外周側から２番目の曲率変化点Ｃｐ２までのポンプシェル３０側の外縁部である第１投影ポンプ外縁部Ｅｐ１の曲率半径ｒｐ１よりも小さく、第１投影タービン外縁部Ｅｔ１の曲率中心Ｏｔ１は、第１投影ポンプ外縁部Ｅｐ１の曲率中心Ｏｐ１よりも回転軸心ＡＣ側に位置している。これにより、装置中心線ＣＣからタービンブレード４１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点４１ｘまでの長さｄｔを装置中心線ＣＣからポンプブレード３１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点３１ｘまでの長さｄｐよりも長くして、タービンランナ４の互いに隣り合うタービンブレード４１間に画成される流路の断面積をタービン入口とタービン出口との間の中央部において充分に確保することができるので、当該流路の中央部における流れの剥離の発生を抑制し、トルクの伝達ロスを低減することが可能となる。なお、第１投影ポンプ外縁部Ｅｐ１の曲率半径ｒｐ１と第１投影タービン外縁部Ｅｔ１の曲率半径ｒｔ１との差（ｒｐ１−ｒｔ１）は、例えば３０〜４０ｍｍとされると好ましい。

更に、タービンブレード４１の投影像における外周側から２番目の曲率変化点Ｃｔ２から当該投影像における出口内周端４１ｏまでのシェル側の外縁部である第２投影タービン外縁部Ｅｔ２の曲率半径ｒｔ２は、ポンプブレード３１の投影像における外周側から２番目の曲率変化点Ｃｐ２から３番目の曲率変化点Ｃｐ３までのシェル側の外縁部である第２投影ポンプ外縁部Ｅｐ２の曲率半径ｒｐ２よりも小さく、第２投影タービン外縁部Ｅｔ２の曲率中心Ｏｔ２は、第２投影ポンプ外縁部Ｅｐ２の曲率中心Ｏｐ２よりも回転軸心ＡＣ側に位置している。これにより、タービンランナ４の互いに隣り合うタービンブレード４１間に画成される流路の断面積がタービン出口に向かうにつれて減少するのを抑制（減少幅を小さく）することができるので、当該流路のタービン出口側における流れの剥離の発生を抑制し、トルクの伝達ロスを低減することが可能となる。

また、実施例のトルクコンバータ１では、タービンブレード４１の投影像における外周側から２番目（最内周側）の曲率変化点Ｃｔ２から当該投影像における出口内周端４１ｏまでのシェル側の外縁部である第２投影タービン外縁部Ｅｔ２の曲率半径ｒｔ２が、ポンプブレード３１の投影像における外周側から３番目（最内周側）の曲率変化点Ｃｐ３から当該投影像における入口内周端３１ｉまでのシェル側の外縁部である第３投影ポンプ外縁部Ｅｐ３の曲率半径ｒｐ３よりも小さく、第２投影タービン外縁部Ｅｔ２の曲率中心Ｏｔ２は、第３投影ポンプ外縁部Ｅｐ３の曲率中心Ｏｐ３よりも回転軸心ＡＣ側に位置している。これにより、タービンランナ４の互いに隣り合うタービンブレード４１間に画成される流路のタービン出口側における断面積をより大きくすることが可能となる。

加えて、実施例のトルクコンバータ１では、ポンプブレード３１およびタービンブレード４１の回転半径Ｒｔｐとステータブレード６１の外周端の回転半径Ｒｓｏとの差（Ｒｔｐ−Ｒｓｏ）がポンプブレード３１およびタービンブレード４１の回転半径Ｒｔｐとステータブレード６１の内周端の回転半径Ｒｓｉとの差（Ｒｔｐ−Ｒｓｉ）の２分の１よりも小さくなるようにポンプインペラ３、タービンランナ４およびステータ６の寸法等が定められている（図３参照）。これにより、タービンランナ４の互いに隣り合うタービンブレード４１間に画成される流路のタービン出口側における断面積をより大きくすることが可能となり、当該流路のタービン出口側における流れの剥離の発生を抑制してトルクの伝達ロスを低減することが可能となる。

以上説明したように、実施例のトルクコンバータ１では、タービンランナ４の流体出口であるタービン出口におけるタービンブレード４１の取付角度が当該タービンランナ４の流体入口であるタービン入口におけるタービンブレード４１の取付角度よりも小さくされている。そして、タービンランナ４は、ポンプインペラ３のポンプシェル３０、互いに隣り合うポンプブレード３１、およびポンプコア３２間に画成されるポンプ流路の中心線であるポンプ流路中心線ＬＰＦｃと直交する当該ポンプ流路の断面積の最大値と最小値との平均を基準面積Ｓｒｅｆとしたときに、タービンシェル４０、互いに隣り合うタービンブレード４１およびタービンコア４２間に画成されるタービン流路の中心線であるタービン流路中心線Ｌｔｆｃと直交する当該タービン流路の断面積Ｓｔが｜Ｓｔ−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．２、より好ましくは、｜Ｓｔ−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．１５を満たすように構成される。これにより、トーラスの外径に応じた実用上充分なトルク容量を確保すると共にトルク増幅性能を向上させつつ、トーラスを偏平化することによトルクコンバータ１を小型化することが可能となる。

そして、上記実施例のトルクコンバータ１は、例えば車速がおよそ１０ｋｍ／ｈと極く低速でロックアップクラッチ機構８によるロックアップが実行される車両に極めて好適なものである。すなわち、このような車両にトルク容量の低下を抑制すると共にトルク増幅性能を向上させることができるトルクコンバータ１を搭載すれば、要求されるトルク容量が小さくなることで、トルク増幅性能を確保可能な範囲内でポンプブレード３１およびタービンブレード４１の回転半径Ｒｔｐをダンパユニット７の回転半径Ｒｄｐ（図１参照）に対して大幅に小さくすることが可能となり、それによりトルクコンバータ１の全体ひいてはトランスミッション全体をより小型化することができる。

また、上記実施例のトルクコンバータ１では、タービン出口でタービンブレード４１のタービンシェル４０側の外郭線４１ｃｏとタービンコア４２側の内郭線４１ｃｉとに内接する内接円ＩＣｏの半径ｒｏがタービン入口で外郭線４１ｃｏと内郭線４１ｃｉとに内接する内接円ＩＣｉの半径ｒｉよりも大きくなっており、タービンブレード４１の外郭線４１ｃｏは、タービン出口側でポンプブレード３１のポンプシェル３０側の外郭線３１ｃｏよりも回転軸心ＡＣの延在方向に膨らんでいる。これにより、タービン出口におけるタービンブレード４１の取付角度を小さくすると共にトーラスを偏平化しても、タービン出口側の領域で互いに隣り合うタービンブレード４１間に画成されるタービン流路の断面積を充分に確保し、タービン入口からタービン出口までにおける流路断面積の変化幅を小さくすることができる。この結果、トルクコンバータ１では、トルク容量の低下を抑制すると共にタービン出口付近での流れの剥離を抑制しながらトルク増幅性能を向上させつつ装置全体の小型化を図ることが可能となる。

更に、ポンプインペラ３は、タービンランナ４からの作動油をくみ上げて再度タービンランナ４に供給するものであるから、ポンプブレード３１の取付角度をタービンブレード４１の取付角度のように小さくする必要はない。従って、ポンプ入口におけるポンプブレード３１の取付角度とポンプ出口におけるポンプブレード３１の取付角度との差をタービン入口におけるタービンブレード４１の取付角度とタービン出口におけるタービンブレード４１の取付角度との差よりも小さくすれば、互いに隣り合うポンプブレード３１間に画成される流路の断面積の変化幅をより小さくすることができるので、ポンプインペラ３をタービンランナ４のように膨らませる必要がなくなり、それによりトルクコンバータ１をより一層小型化することが可能となる。

また、実施例のトルクコンバータ１は、互いに対向するポンプブレード３１の出口外周端３１ｏとタービンブレード４１の入口外周端４１ｉとの間の中点（中央）とポンプインペラ３およびタービンランナ４の回転軸心ＡＣとを通ると共に当該回転軸心ＡＣと直交する直線を装置中心線ＣＣとして規定したときに、装置中心線ＣＣから当該タービンブレード４１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点４１ｘまでの長さｄｔが装置中心線ＣＣから当該ポンプブレード３１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点３１ｘまでの長さｄｐよりも長くなるように構成され、装置中心線ＣＣに関して非対称なトーラス（環状流路）を有する。このように、一対のポンプブレード３１とタービンブレード４１に関して、装置中心線ＣＣからタービンブレード４１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点４１ｘまでの長さｄｔを装置中心線ＣＣからポンプブレード３１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点３１ｘまでの長さｄｐよりも長くすれば、タービン出口側の領域でタービンブレード４１の外郭線４１ｃｏをポンプブレード３１の外郭線３１ｃｏよりも回転軸心ＡＣの延在方向により適正に膨らませて、タービン入口からタービン出口までにおける流路断面積の変化幅をできるだけ小さくすることが可能となる。この結果、タービン流路の断面積Ｓｔ（ｍ）の変動範囲を上記範囲内のものとしたときに、トーラスの外径に応じたトルク容量を確保しつつ、トーラスを偏平化することによりトルクコンバータ１を小型化することが可能となる。

更に、実施例のトルクコンバータ１において、タービンブレード４１の投影像における外周側からｎ番目（ただし“ｎ”は値１以上の任意の整数である）の曲率変化点Ｃｔnからｎ＋１番目の曲率変化点Ｃｔn+1またはタービンブレード４１の投影像における出口内周端４１ｏまでのシェル側の外縁部である第ｎ投影タービン外縁部Ｅｔnは、ポンプブレード３１の投影像における外周側からｎ番目の曲率変化点Ｃｐnからｎ＋１番目の曲率変化点Ｃｐn+1またはポンプブレード３１の投影像における入口内周端３１ｉまでのシェル側の外縁部である第ｎ投影ポンプ外縁部Ｅｐnに比べて小さい曲率半径を有し、第ｎ投影タービン外縁部Ｅｔnの曲率中心Ｏｔnは、第ｎ投影ポンプ外縁部Ｅｐnの曲率中心Ｏｐnよりも回転軸心ＡＣ側に位置する。更に、回転軸心ＡＣを含む平面でタービンシェル４０を切ったときのタービンシェル４０の断面の上記ｎ番目の曲率変化点Ｃｔnに対応した点からｎ＋１番目の曲率変化点Ｃｔn+1またはタービンブレード４１の投影像における出口内周端４１ｏに対応した点までのシェル内周の曲率半径は、回転軸心ＡＣを含む平面でポンプシェル３０を切ったときのポンプシェル３０の断面の上記ｎ番目の曲率変化点Ｃｐnに対応した点からｎ＋１番目の曲率変化点Ｃｐn+1またはポンプブレード３１の投影像における入口内周端３１ｉに対応した点までのシェル内周の曲率半径よりも小さくなる。また、回転軸心ＡＣを含む平面でタービンシェル４０を切ったときのタービンシェル４０の断面の曲率変化点Ｃｔnに対応した点からｎ＋１番目の曲率変化点Ｃｔn+1または出口内周端４１ｏに対応した点までのシェル内周の曲率中心は、回転軸心ＡＣを含む平面でポンプシェル３０を切ったときのポンプシェル３０の断面の曲率変化点Ｃｐnに対応した点からｎ＋１番目の曲率変化点Ｃｐn+1または出口内周端４１ｏに対応した点までのシェル内周の曲率中心よりも回転軸心ＡＣ側に位置することになる。これにより、装置中心線ＣＣからそれに対応したタービンブレード４１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点４１ｘまでの長さｄｔを装置中心線ＣＣからそれに対応したポンプブレード３１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点３１ｘまでの長さｄｐよりも長くすることが可能となる。

なお、実施例のトルクコンバータ１において、トルク容量の向上と装置の小型化との両立を図るためには、装置中心線ＣＣからタービンブレード４１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点４１ｘまでの長さｄｔと装置中心線ＣＣからポンプブレード３１の回転軸心ＡＣの延在方向に最も遠い最遠点３１ｘまでの長さｄｐとの比ｄｔ／ｄｐを例えば１．０５≦ｄｔ／ｄｐ≦１．２０の範囲内に定めるとよい。また、トルクコンバータ１の偏平率Λを、Λ＝（ｄｔ＋ｄｐ）／（Ｒｔｐ−Ｒｓｉ）と表した場合、トルクコンバータ１は、例えば０．５≦Λ≦０．７を満たすように構成されると好ましい。更に、上記実施例のポンプブレード３１の投影像はポンプシェル３０側の外縁部に３つの曲率変化点Ｃｐ１，Ｃｐ２およびＣｐ３を含み、上記実施例のタービンブレード４１の投影像はタービンシェル４０側の外縁部に２つの曲率変化点Ｃｔ１およびＣｔ２を含んでいるが、ポンプブレード３１およびタービンブレード４１の投影像における曲率変化点の数はこれに限られるものではなく、任意に定められてよい。

以上、実施例を用いて本発明の実施の形態について説明したが、本発明は上記実施例に何ら限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、様々な変更をなし得ることはいうまでもない。

本発明は、トルクコンバータのような流体式トルク伝達装置の製造分野において利用可能である。

Claims (5)

1. ポンプシェルと該ポンプシェルに取り付けられたポンプブレードと該ポンプブレードに取り付けられたポンプコアとを含むポンプインペラと、タービンシェルと該タービンシェルに取り付けられたタービンブレードと該タービンブレードに取り付けられたタービンコアとを含むタービンランナと、ステータブレードを含むと共に前記タービンランナから前記ポンプインペラへの作動流体の流れを整流するステータとを備えた流体式トルク伝達装置において、
   前記タービンランナの流体出口における前記タービンブレードの取付角度は、該タービンランナの流体入口における該タービンブレードの取付角度よりも小さく、
   前記タービンランナは、前記ポンプインペラの前記ポンプシェル、互いに隣り合う前記ポンプブレード、および前記ポンプコア間に画成されるポンプ流路の中心線と直交する該ポンプ流路の断面積の最大値と最小値との平均を基準面積Ｓｒｅｆとしたときに、前記タービンシェル、互いに隣り合う前記タービンブレードおよび前記タービンコア間に画成されるタービン流路の中心線と直交する該タービン流路の断面積Ｓｔが｜Ｓｔ−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．２を満たすように構成されることを特徴とする流体式トルク伝達装置。
2. 請求項１に記載の流体式トルク伝達装置において、
   前記タービンランナは、前記タービン流路の断面積Ｓｔが
   ｜Ｓｔ−Ｓｒｅｆ｜／Ｓｒｅｆ≦０．１５
   を満たすように構成されることを特徴とする流体式トルク伝達装置。
3. 請求項１または２に記載の流体式トルク伝達装置において、
   前記タービンランナの前記流体出口で前記タービンブレードの前記タービンシェル側の外郭線と該タービンブレードの前記タービンコア側の内郭線とに内接する内接円の半径は、該タービンランナの流体入口で前記外郭線と前記内郭線とに内接する内接円の半径よりも大きく、
   前記タービンブレードの前記外郭線は、前記タービンランナの前記流体出口側で前記ポンプブレードの前記ポンプシェル側の外郭線よりも前記ポンプインペラおよび前記タービンランナの回転軸心の延在方向に膨らんでいることを特徴とする流体式トルク伝達装置。
4. 請求項３に記載の流体式トルク伝達装置において、
   互いに対向する前記ポンプブレードの流体出口外周端と前記タービンブレードの流体入口外周端との間の中央と前記ポンプインペラおよび前記タービンランナの回転軸心とを通ると共に該回転軸心と直交する装置中心線から該タービンブレードの前記回転軸心の延在方向に最も遠い最遠部までの長さが前記装置中心線から該ポンプブレードの前記回転軸心の延在方向に最も遠い最遠部までの長さよりも長くなるように構成されることを特徴とする流体式トルク伝達装置。
5. 請求項３または４に記載の流体式トルク伝達装置において、
   前記タービンブレードの前記外郭線は、前記ポンプブレードの前記外郭線と対称をなす対称領域と該ポンプブレードの該外郭線と対称をなさない非対称領域とを有しており、前記対称領域は、前記タービンブレードの流体入口外周端を含み、前記非対称領域は、前記タービンブレードの流体出口内周端を含むことを特徴とする流体式トルク伝達装置。

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