JP6379367B2 - 流体伝動装置 - Google Patents

Description

本発明は、流体伝動装置に関する。

流体伝動装置とは、流体を用いて動力を伝達する機能を有する装置である。

流体伝動装置には、例えばトルクコンバータやフルードカップリング等を含む。

特許文献１は、シェル部及びブレード部が一体形成されたポンプインペラを有する流体伝動装置を開示している。

特許文献１は、ブレード部の根元厚さが中間部から内周部及び外周部のそれぞれに向かうに連れて薄くなることを開示している。

特開２００４−２４５４１２号公報（図１３、図１６，段落0065参照）

特許文献１は、応力が集中するポイントとして中間部のブレード部の根元に注目しているのみである。

しかし、本発明者らは、鋭意検討の結果、中間部のブレード部の根元以外に応力集中箇所があることを発見した。

本発明の第１の課題は、応力集中によるブレード部の変形を防止することにある。

また、ブレード部の変形を防止するために応力集中箇所を厚くすると、流体伝動装置内の油の流れが阻害されるおそれがある。

本発明の第２の課題は、流体伝動装置内の油の流れを阻害せずに応力集中箇所を厚くすることにある。

本発明は、少なくとも第１の課題を解決することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明の流体伝動装置では、
ポンプインペラを有し、
前記ポンプインペラは、一体成型されたシェル部とブレード部とを有し、
前記ブレード部は、回転軸よりも外周に内周部を有し、
前記ブレード部は、前記内周部よりも外周に中間部を有し、
前記ブレード部は、前記中間部よりも外周に外周部を有し、
前記外周部は、前記中間部よりも厚く、かつ、前記内周部よりも厚いこととした。

応力集中が最も大きい外周部を中間部及び内周部のそれぞれよりも厚くしたため、ブレード部の変形を防止できる。

実施例１の流体伝動装置であるトルクコンバータを表す断面図である。 実施例１のポンプインペラを軸方向から見た部分拡大図である。 実施例１のブレード部の詳細を表す拡大図である。 基準曲線とブレード形状との関係を表す概略図である。 実施例１のブレード部の外周部における正圧面と負圧面との間の厚みの変化を表す概略図である。 従来のブレード形状を採用したトルクコンバータ作動時における応力分布のシミュレーション結果である。 実施例１のブレード部における基準曲線と正圧面及び負圧面までの距離（厚み）との関係を表す特性図である。 ポンプインペラの形状を設計する際の設計条件を表す概略図である。

図１は実施例１の流体伝動装置であるトルクコンバータを表す断面図である。

トルクコンバータは、図外のエンジンと接続されたコンバータカバー1を有する。

コンバータカバー1には、ポンプインペラ2が接続されている。

ポンプインペラ2は、底部を有するお椀形状のインペラシェル20と、インペラシェル20の底部に形成されたブレード部21とを有する。

インペラシェル20の軸心部側の開口部20dには、図外のオイルポンプを駆動する駆動爪22が接続されている。

ブレード部21に対向する位置には、変速機入力軸7と接続されたタービンランナ3を有する。

タービンランナ3はタービンブレード31を有する。

ポンプインペラ2とタービンランナ3との間には、ステータ4を有する。

ステータ4は、ステータブレード41と、図外のハウジングとの間の断接を行うワンウェイクラッチ5とを有する。

ワンウェイクラッチ5のインナレース5aは、図外のハウジングに固定されている。

タービンブレード31は、ステータブレード41との干渉を回避する切り欠き31aを有する。

ステータブレード41は、ブレード部21との干渉を回避する切り落とし部41aを有する。

切り落とし部41aとポンプインペラ2の先端部21aとは、平行になるように配置されている。

これにより、ステータブレード41の面積を大きくすることができる。

図２は実施例１のポンプインペラを軸方向から見た部分拡大図である。

インペラシェル20は、軸方向に向けて立設された円筒部20cを有する。

ブレード部21の外周側端部とインペラシェル20とが隣接する接続面20bは、径方向から見てブレード部21と連続するように形成される（図１参照）。

ブレード部21の内周側端部とインペラシェル20とが隣接する内周側接続面20aは、径方向から見てブレード部21と連続するように形成される（図１参照）。

ブレード部21は、ポンプインペラ2の軸方向に対して傾斜している（図１参照）。

ブレード部21は、ポンプインペラ2の軸方向に垂直な面に対して傾斜している。

ブレード部21は、軸方向からインペラシェル側に向かって見たとき（図２参照）に露出している面が負圧面であり、裏面側となる面が正圧面である。

正圧面とは、トルクコンバータ作動時に、オイルが圧縮される側を表す。

負圧面とは、トルクコンバータ作動時に、オイルが剥離する側を表す。

図３は実施例１のブレード部の詳細を表す拡大図である。

ブレード部21は、インペラシェル20側の根元部から円周方向に向けて徐々に厚みが薄くなる（図３参照）。

ブレード部21は、タービンランナ側に対向する位置に先端部21aを有する。

先端部21aの厚みは、ブレード部21の根元部よりも薄く形成されている。

ブレード部21は、回転軸よりも外周に内周部x1を有する。

ブレード部21は、内周部x1よりも外周に中間部x2を有する。

ブレード部21は、中間部x2よりも外周に外周部x3を有する。

図３のA-A断面図、B-B断面図、C-C断面図に示すように、外周部x3は、中間部x2よりも厚く、かつ、内周部x1よりも厚く形成されている。

ポンプインペラ2は、インペラシェル20とブレード部21とが回転鋳抜きにより一体成型されている。

ポンプインペラ2を回転鋳抜きする際、固定型と可動型により鋳造される。

まず、可動型を固定型に向かって移動させ、型締めし、例えば、アルミニウムやマグネシウム等の軽合金からなる鋳造素材を導入する。

次に、可動型をポンプインペラ2の軸中心で回転させながら、ポンプインペラ2の軸方向に沿って移動させる。

従って、鋳造されたポンプインペラ2と干渉することなく可動型を固定型から分離できる。

図４は基準曲線とブレード形状との関係を表す概略図である。

ブレード部21の形状は、基準曲線に基づいて設計する。

基準曲線とは、回転鋳抜きの制約と、流体性能が最適となる入口角及び出口角とを考慮したシミュレーションにより決定される。

当該シミュレーションは、一般的な流体解析ソフト（例えば、ANSYS CFX）を用いて実施できる。

図４（ａ）は、同一入口角で異なる出口角を設定した二つの基準曲線とブレード形状との関係を表す。

図４（ａ）の太い実線で示す基準曲線と、太い点線で示す基準曲線とにより、同一入口角であって異なる出口角を有するブレード形状が得られることが分かる。

図４（ｂ）は、異なる入口角で同一出口角を設定した二つの基準曲線とブレード形状との関係を表す。

図４（ｂ）の太い実線で示す基準曲線と、太い点線で示す基準曲線とにより、異なる入口角であって同一出口角を有するブレード形状が得られることが分かる。

図５は実施例１のブレード部の外周部における正圧面と負圧面との間の厚みの変化を表す概略図である。

ブレード部21の外周部x3は、基準曲線から負圧面までの厚みが、正圧面までの厚みに比べて厚くなるように形成される。

以下、上記構成を採用した理由を説明する。

図６は従来のブレード形状を採用したトルクコンバータ作動時における応力分布のシミュレーション結果である。

従来のブレード形状とは、基準曲線から正圧面及び負圧面までの厚みが、径方向位置に関わらず一定である。

言い換えると、正圧面及び負圧面は、基準曲線に沿って形成されている。

更に、ブレード部の先端部にステータブレードを回避するための切り欠きを有する。

このシミュレーションにより、ブレード部は、外周側において強い応力集中が発生していることを発見した。

また、死水域（オイル流動がトルク伝達に寄与しない領域）であるにも関わらず切り欠きに強い応力集中が発生していることを発見した。

すなわち、コンバータ作用によってトルク伝達する際、インペラシェルに膨張力が作用する。

この膨張力によりインペラシェルが湾曲すると、ブレード部を押し縮めようとする力が作用する。

発明者は、これらの作用により、ブレード部の外周側に応力集中が発生することを発見すると共に、死水域であっても応力集中が生じることを発見した。

そこで、実施例１では、強い応力集中が発生するブレード部の外周側のブレード部の厚みを他の部位に比べて厚くすることとした。

また、実施例１では、ブレード部の先端部に切り欠きを有しない形状とした。

ブレード部の先端部の形状については後述する。

このとき、正圧面側の形状は流体性能に大きく影響する。

仮に、基準曲線からの厚みを、正圧面側と負圧面側の両方で厚くすると、トルクコンバータ内のオイルの流れを阻害し、流体性能が低下するおそれがある。

そこで、実施例１では、基準曲線から正圧面までの厚みは従来通りとし、流体性能に影響のない負圧面までの厚みを厚くすることとした。

次に、基準曲線と負圧面側の厚みの増加程度について説明する。

図７は実施例１のブレード部における基準曲線と正圧面及び負圧面までの距離（厚み）との関係を表す特性図である。

図７（ａ）はブレード部の形状を表す。

図７（ｂ）は基準曲線に対する厚みの変化特性を表す。

ブレード部の中立位置における基準曲線に対し、正圧面側では基準曲線に沿った形状とされている。

ブレード部の中立位置における基準曲線に対し、負圧面側では内周部x1及び中間部x2共に基準曲線に沿った形状とされている。

ブレード部の中立位置における基準曲線に対し、負圧面側では外周部x3が基準曲線よりも負圧面側に厚くなるように変更されている。

尚、外周部x3の厚みは、例えば別部材のブレード部材をロウ付けによりインペラシェルに組み付ける場合のビードよりも十分に厚くされている。

図７（ｂ）は、中立位置における基準曲線を負圧面側に平行移動した負圧面側基準曲線と、負圧面との間の距離である離間量を外周に向けてプロットしたものである。

実施例１では、離間量の変化特性として、α１に示す正弦曲線とした。

正弦曲線とすることで、外周部x3の比較的内周側から厚みを確保できる。

よって、応力集中に伴う変形を抑制できる。

正弦曲線とすることで、外周部x3の比較的外周側での厚みを過剰に厚くすることを回避できる。

よって、外周部x3の外周側における流体性能への影響を抑制できる。

尚、離間量の変化特性として、α２に示す2次以上のn次関数曲線としてもよい。

正弦曲線に比べて外周部x3の比較的内周側での厚みを薄くするため、流体性能への影響を抑制できる。

正弦曲線に比べて外周部x3の比較的外周側での厚みを確保することで、応力集中に伴う変形を抑制できる。

〔ポンプインペラの形状について〕

図８はポンプインペラの形状を設計する際の設計条件を表す概略図である。

トルクコンバータとして機能するオイルの流動領域をトーラスという。

オイルの流動が少なく、トルク伝達への寄与が低い範囲を想定死水域範囲として点線で示す。

トーラス上端と径方向トーラス中心との距離は、トーラス下端と径方向トーラス中心との距離と等しい。

トーラスのポンプインペラ側外端と軸方向トーラス中心との距離をW_iと定義する。

トーラスのタービンランナ側外端と軸方向トーラス中心との距離をW_tと定義する。

ブレード部21のうち、ポンプインペラ2の回転軸からも最も遠く、最もタービンランナ側に位置する点を上端P2と定義する。

ブレード部21の上端P2と軸方向トーラス中心との距離をw1と定義する。

ブレード部21と径方向トーラス中心とが交差する点をブレード中心P1と定義する。

ブレード中心P1と軸方向トーラス中心との距離をw2と定義する。

ブレード部21のうち、ポンプインペラ2の回転軸に最も近い点を下端P3と定義する。

ブレード部21の下端P3と軸方向トーラス中心との距離をw3と定義する。

上記の定義に従い、各設計条件を下記のように設定する。

条件（１）

0≦w1/w_t≦0.3

ポンプインペラ2のブレード部21の上端P2が、タービンランナ側に入り込むことで、ブレード部21の外周部x3がポンプインペラ2の回転軸に対して傾斜している。

よって、インペラシェル20が膨張に伴って変形したとしても、ブレード部21を圧縮する力を抑制することができ、外周部x3への応力集中を抑制できる。

また、w1/w_tを0.3以下とすることで、タービン流路生存領域を確保する。

言い換えると、ポンプインペラ側のブレード部21がタービンランナ側の領域に入り込むことで損失するタービン流路の生存領域が小さくならないようにする。

更に言い換えると、複数のブレード部２１はそれぞれ、先端部21aのうちポンプインペラ2の回転軸から最も遠い部分である上端P2を有し、ステータブレード41の一部は複数の上端P2で囲まれている。

囲まれている、とは、径方向から見たときに、先端部21aの一部がステータブレード41と重なる位置とされていることを意味する。

これにより、流体性能を確保できる。

尚、タービンブレード31のブレード突出部31bは、死水域に存在するため、さほど大きな力を受けることはない。

また、タービンランナ3はコンバータ作用中に膨張等の変形が生じないため、切り欠き31aへの応力集中は生じない。

そこで、タービンブレード31はジグザグ形状とし、ポンプインペラ2又はステータ4が配置されていないスペースに収めることで、トルクコンバータ全体をコンパクトにできる。

また、ステータブレード41のタービンランナ側のブレード面積を確保でき、切り落としによる流路損失を回避する。

また、ブレード突出部31bによりステータブレード41とブレード部21との間の隙間にタービンブレード31のブレード突出部31bを配置し、流路損失を回避する。

言い換えると、径方向から見たときに、タービンブレード31の一部がブレード部21とステータブレード41との間に位置するように形成する。

これにより、更に流体性能を確保しつつ、ポンプインペラ2又はステータ4が配置されていないスペースにタービンブレード31を収めることで、トルクコンバータ全体をコンパクトにできる。

条件（２）

0≦w2/W_i≦0.5

上述したように、ブレード部21の先端部21aに切欠き等の変曲点を有すると、インペラシェルの変形に伴う応力集中が発生するおそれがある。

この応力集中を回避するために、変曲点を有しない先端部21aを形成する。

w2/W_iを0未満とする、すなわち、ブレード部21の先端部21aがトーラス中心を超えてタービンランナ側に張り出す形にすると、その分、ステータブレード41を削り取る部分が大きくなり、ステータ流路生存領域を確保できず、流体性能を確保できない。

w2/W_iを0.5より大きくする、すなわち、先端部21aが大きくインペラシェル側に凸となるように湾曲する形にすると、死水域において応力集中が発生しやすくなる（図６参照）。

また、想定死水域範囲であるため、ステータブレード41の大きさが僅かに減少しても流体性能には影響しにくい。

以上から、w2/W_iを条件（２）の範囲に設定することで、応力集中を回避しつつステータ流路生存領域を確保できる。

条件（３）

0.5≦w3/W_i≦0.75

w3/W_iを0.5未満とする、すなわち、ブレード部21の先端部21aがよりステータ側に張り出す形にすると、その分、ステータブレード41を削り取る部分が大きくなり、ステータ流路生存領域を確保できず、流体性能を確保できない。

また、ステータブレード41を削り取る部分を抑制してw3/W_iを0.5未満とすると、先端部21aがインペラシェル側に凸となるように大きく湾曲し、死水域において応力集中が発生しやすくなる（図６参照）。

w3/W_iを0.75より大きくする、すなわち、先端部21aがステータ4側に凸となるように湾曲する形にすると、インペラ流路生存領域を確保できず、流体性能を確保できない。

以上から、w3/W_iを条件（３）の範囲に設定することで、死水域における応力集中を回避しつつ、ステータ流路生存領域及びインペラ流路生存領域を確保できる。

以上のように、上記条件（１），（２），（３）を満足するブレード形状を形成することで、先端部21aが少なくとも死水域において変曲点を有さない比較的直線的な形状となる。

言い換えると、死水域における先端部21aのいずれの箇所で接線を引いたとしても、接線で分割される領域の一方側に先端部21aが含まれる形状となる。

よって、死水域における応力集中を防止できる。

以上説明したように、実施例１にあっては下記に列挙する作用効果が得られる。

（１）ポンプインペラ2を有し、
ポンプインペラ2は、一体成型されたシェル部であるインペラシェル20とブレード部21とを有し、
ブレード部21は、回転軸よりも外周に内周部x1を有し、
ブレード部21は、内周部x1よりも外周に中間部x2を有し、
ブレード部21は、中間部x2よりも外周に外周部x3を有し、
外周部x3は、中間部x2よりも厚く、かつ、内周部x1よりも厚い。

応力集中が最も大きい外周部x3を中間部x2及び内周部x1のそれぞれよりも厚くしたため、ブレード部21の変形を防止できる。

（２）回転鋳抜き時にブレード部21が所望の入口角及び出口角を達成する基準となる基準曲線と外周部x3の負圧面との距離は、基準曲線と外周部x3の正圧面との距離よりも長い。

よって、流体性能に影響を与えることなくブレード部21の変形を防止できる。

（３）内周部x1の負圧面は、基準曲線に沿って形成され、
中間部x2の負圧面は、基準曲線に沿って形成され、
外周部x3の負圧面は、外周側に向かうにつれて基準曲線との離間量が増大するように形成されている。

外周部x3のみ負圧面側を厚くし、内周部x1及び中間部x2は厚みを抑えたため、流体性能への影響を抑制できる。

（４）離間量が外周側に向けて変化する変化曲線は、正弦曲線である。

よって、外周部x3の比較的外周側での厚みを過剰に厚くすることを回避できる。

また、外周部x3の外周側における流体性能への影響を抑制できる。

（５）離間量が外周側に向けて変化する変化曲線は、2次以上のn次関数曲線としてもよい。

正弦曲線に比べて外周部x3の比較的内周側での厚みを薄くするため、流体性能への影響を抑制できる。

正弦曲線に比べて外周部x3の比較的外周側での厚みを確保することで、応力集中に伴う変形を抑制できる。

以上、本発明を実施例１に基づいて説明したが、上記構成に限らず本発明を適用できる。

実施例１では、流体伝動装置としてトルクコンバータのポンプインペラに本発明を適用したが、フルードカップリング等であってもよい。

1 コンバータカバー
2 ポンプインペラ
3 タービンランナ
4 ステータ
5 ワンウェイクラッチ
7 変速機入力軸
20 インペラシェル
20b 接続面
21 ブレード部
21a 先端部
31 タービンブレード
31a 切り欠き
31b ブレード突出部
41 ステータブレード
41a 切り落とし部
x1 内周部
x2 中間部
x3 外周部

Claims (5)

1. ポンプインペラを有し、
   前記ポンプインペラは、一体成型されたシェル部とブレード部とを有し、
   前記ブレード部は、回転軸よりも外周に内周部を有し、
   前記ブレード部は、前記内周部よりも外周に中間部を有し、
   前記ブレード部は、前記中間部よりも外周に外周部を有し、
   前記外周部は、前記中間部よりも厚く、かつ、前記内周部よりも厚いことを特徴とする流体伝動装置。
2. 請求項１に記載の流体伝動装置において、
   回転鋳抜き時に前記ブレード部が所望の入口角及び出口角を達成する基準となる基準曲線と前記外周部の負圧面との距離は、前記基準曲線と前記外周部の正圧面との距離よりも長いことを特徴とする流体伝動装置。
3. 請求項２に記載の流体伝動装置において、
   前記内周部の負圧面は、前記基準曲線に沿って形成され、
   前記中間部の負圧面は、前記基準曲線に沿って形成され、
   前記外周部の負圧面は、外周側に向かうにつれて前記基準曲線との離間量が増大するように形成されていることを特徴とする流体伝動装置。
4. 請求項３に記載の流体伝動装置において、
   前記離間量が外周側に向けて変化する変化曲線は、正弦曲線であることを特徴とする流体伝動装置。
5. 請求項3に記載の流体伝動装置において、
   前記離間量が外周側に向けて変化する変化曲線は、2次以上のn次関数曲線であることを特徴とする流体伝動装置。