WO2005024263A1 - 流体継手 - Google Patents

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WO2005024263A1
WO2005024263A1 PCT/JP2004/013173 JP2004013173W WO2005024263A1 WO 2005024263 A1 WO2005024263 A1 WO 2005024263A1 JP 2004013173 W JP2004013173 W JP 2004013173W WO 2005024263 A1 WO2005024263 A1 WO 2005024263A1
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WO
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turbine
pump
shell
core ring
fluid coupling
Prior art date
Application number
PCT/JP2004/013173
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English (en)
French (fr)
Inventor
Nobuyuki Iwao
Yasushi Yamamoto
Original Assignee
Isuzu Motors Limited
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Filing date
Publication date
Application filed by Isuzu Motors Limited filed Critical Isuzu Motors Limited
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Priority to AU2004271052A priority patent/AU2004271052B2/en
Priority to US10/570,633 priority patent/US7350352B2/en
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    • 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
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D33/00—Rotary fluid couplings or clutches of the hydrokinetic type
    • F16D33/02—Rotary fluid couplings or clutches of the hydrokinetic type controlled by changing the flow of the liquid in the working circuit, while maintaining a completely filled working circuit
    • 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
    • F16H61/48—Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic
    • F16H61/50—Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic controlled by changing the flow, force, or reaction of the liquid in the working circuit, while maintaining a completely filled working circuit
    • F16H61/52—Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic controlled by changing the flow, force, or reaction of the liquid in the working circuit, while maintaining a completely filled working circuit by altering the position of blades
    • F16H61/54—Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic controlled by changing the flow, force, or reaction of the liquid in the working circuit, while maintaining a completely filled working circuit by altering the position of blades by means of axially-shiftable blade runners

Definitions

  • the present invention relates to an improvement of a fluid coupling (fluid coupling) for transmitting a rotational torque of a prime mover.
  • Fluid couplings have been conventionally used as power transmission couplings for ships, industrial machines, and automobiles.
  • the fluid coupling includes a pump having an annular pump shell and a plurality of impellers radially arranged in the pump seal; a plurality of annular turbine shells and a plurality of radially arranged radial turbines in the turbine shell. It comprises a runner and a turbine disposed opposite to the pump, and the pump and turbine are filled with working fluid.
  • the fluid coupling constructed in this way is connected to the crankshaft (input shaft as a fluid coupling) of, for example, a diesel engine in which the pump is the prime mover, and the output shaft in which the turbine is arranged on the same axis as the input shaft. Attached to.
  • a fluid coupling having an annular coating for rectifying a working fluid in the pump shell and the turbine shell is also used.
  • Fig. 11 shows the characteristics of a general fluid coupling.
  • the horizontal axis represents the speed ratio between the pump and the turbine (e), and the vertical axis represents the input capacity coefficient ( ⁇ ) of the fluid coupling.
  • the input capacity coefficient ( ⁇ ) becomes maximum when the speed ratio (e) between the pump and the turbine is zero (0), that is, when the pump is rotating and the turbine is stopped. .
  • Drag torque generally refers to transmission torque when the engine is operating at an idling speed (for example, 500 rpm). If the drag torque is large, the idling operation of the engine becomes extremely unstable, and the unstable rotation causes abnormal vibration in the drive system. In addition, the large drag torque causes the fuel efficiency during idling to deteriorate.
  • a technique of disposing a baffle plate between a pump and a turbine As a measure for reducing the drag torque described above, there is known a technique of disposing a baffle plate between a pump and a turbine.
  • the measures for reducing the drag torque provided with the baffle plate will be described with reference to FIGS. 12 and 13.
  • the fluid coupling shown in FIG. 12 has an annular paffle plate BP mounted on the output shaft ⁇ S between the pump P and the turbine T.
  • the fluid coupling shown in FIG. 13 is one in which an annular baffle plate BP is arranged on the outer periphery of the pump P. Since the fluid couplings shown in FIGS. 12 and 13 are fixed baffle plates, they have the effect of changing the characteristics of the input capacity coefficient ( ⁇ ) with respect to the speed ratio (e) between the pump and the turbine. The ⁇ characteristic cannot be changed with the number of rotations.
  • Japanese Patent Laid-Open No. 200-200100 discloses a fluid wrist equipped with an annular baffle plate on the inner or outer circumference of a core ring of a pump shell or a core ring of a turbine shell. It is proposed in Japanese Patent Application Publication No. 1-503309.
  • a fluid coupling When a fluid coupling is installed in a vehicle drive system, its characteristics include a speed ratio between the pump and turbine without sacrificing the engine rotation speed, that is, the transmission torque at the time of starting when the pump rotation speed is high.
  • An object of the present invention is to provide a fluid coupling that can effectively reduce drag torque without sacrificing transmission torque.
  • an annular pump shell having an annular core ring attached to a pump hub and a plurality of impellers radially arranged in the pump shell are provided.
  • An annular turbine shell having an annular core ring attached to a turbine hapl disposed opposite to the pump and rotatable relative to the pump hap, and a plurality of runners radially arranged in the turbine seal.
  • a turbine having
  • a fluid coupling comprising: the pump; and a working fluid filled in the turbine, wherein the turbine is configured to be slidable in the axial direction on the turbine hub, and the turbine is attached in a direction away from the pump.
  • Elastic biasing means for biasing
  • the core ring of the pump and the core ring of the turbine are arranged such that when the turbine is close to the pump, the gap through which the working fluid flows in the two core rings increases, and as the turbine moves away from the pump shell, Is configured so that the gap through which the working fluid flows in the two core rings is reduced.
  • a fluid coupling is provided. Further, according to the present invention, there is provided a pump having an annular pump shell having an annular core ring mounted on a pump hap, and a plurality of impellers radially arranged in the pump shell. An annular turbine shell having an annular core ring mounted on a turbine hub rotatable with respect to the pump hub; and a plurality of runners radially arranged in the turbine shell; A turbine,
  • a fluid coupling comprising: the pump and a working fluid filled in the turbine; wherein the turbine is configured to be slidable in an axial direction on the turbine hap, and is operated by a centrifugal force caused by rotation of the turbine.
  • Centrifugal force separating means for separating the turbine from the pump side, wherein the core ring of the pump and the core ring of the turbine operate in both the core rings when the turbine is close to the pump; The gap through which the fluid flows increases, and as the turbine moves away from the pump, the gap through which the working fluid flows through the two core rings is reduced.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing one embodiment of a drive device equipped with a fluid coupling configured according to the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing one embodiment of the fluid coupling constituted according to the present invention, in which a speed ratio (e) between a pump and a turbine is 1;
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing a state in which the speed ratio (e) between the pump and the turbine of the fluid coupling shown in FIG. 2 is zero.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view showing another embodiment of the fluid coupling constituted according to the present invention, in which the speed ratio (e) between the pump and the turbine is zero.
  • FIG. 5 is a sectional view showing a state in which the speed ratio (e) between the pump and the turbine of the fluid coupling shown in FIG. 4 is 1.
  • FIG. 6 is a sectional view of a principal part showing still another embodiment of the fluid coupling constituted according to the present invention, showing a state where the speed ratio (e) between the pump and the turbine is zero.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view of a main part showing a state in which the speed ratio (e) between the pump and the turbine of the fluid coupling shown in FIG. 6 is zero.
  • FIG. 8 shows yet another embodiment of the fluid coupling constructed according to the present invention, and is a cross-sectional view of a main part showing a state where the speed ratio (e) between the pump and the turbine is zero.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view of a main part showing a state where the speed ratio (e) between the pump and the turbine of the fluid coupling shown in FIG. 8 is zero.
  • FIG. 10 is a characteristic diagram of a fluid coupling constituted according to the present invention.
  • Fig. 11 is a characteristic diagram of a conventionally used fluid coupling.
  • FIG. 12 is an explanatory diagram showing a flow of a working fluid inside a fluid coupling in an example of a conventionally used fluid coupling.
  • FIG. 13 is an explanatory diagram showing a flow of a working fluid inside a fluid coupling in another example of a conventionally used fluid coupling.
  • BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION a preferred embodiment of a fluid coupling constructed according to the present invention will be described in more detail with reference to the accompanying drawings.
  • FIG. 1 shows an embodiment of a drive device in which a fluid fiber constructed according to the present invention is disposed between an automobile engine and a friction clutch.
  • the drive device in the illustrated embodiment includes an internal combustion engine 2 as a prime mover, a fluid coupling 4 and a friction clutch 7 configured according to the present invention.
  • the internal combustion engine 2 is a diesel engine in the illustrated embodiment, and a pump side of the fluid coupling 4 described later is attached to an end of the crankshaft 21.
  • the fluid coupling 4 is disposed in a fluid coupling housing 40 attached to a housing 22 mounted on the diesel engine 2 by a fastening means such as a bolt 23.
  • Illustrated implementation The fluid coupling 4 in the form includes a pump 41, a turbine 42 disposed opposite to the pump 41, and a casing 43 surrounding the turbine 42 and connected to the pump 41. ing.
  • the fluid coupling 4 will be described with reference to FIGS. 2 and 3 together with FIG.
  • the pump 41 constituting the fluid coupling 4 includes an annular pump shell 4 1 2 having an annular core ring 4 1 1 1 and a plurality of impellers 4 1 3 radially arranged in the pump shell 4 1 2.
  • the pump shell 4 12 is attached to the casing 43 by fixing means such as welding.
  • the casing 43 is mounted on the outer periphery of the drive plate 44 having the inner periphery mounted on the crankshaft 21 by bolts 24 by means of fastening means such as bolts 44 1 and nuts 4 42. I have.
  • the pump shell 41 of the pump 41 is connected to the crankshaft 21 via the casing 43 and the drive plate 44. Therefore, the crankshaft 21 functions as the input shaft of the fluid coupling 4.
  • the turbine 42 includes an annular turbine shell 42 provided with an annular core ring 421, which is disposed to face the pump shell 41 of the pump 41, and an inside of the turbine shell 42. And a plurality of runners 423 arranged radially.
  • An annular boss 46 having an internal spline 461 on the inner peripheral surface is attached to the inner peripheral portion of the turbine shell 421. This boss 46 is axially slidably mounted on a turbine hap 48 that is spline-fitted to an output shaft 47 that is disposed on the same axis as the crankshaft 21 as the input shaft. Is done.
  • an external spline 481 is formed on the outer peripheral surface of the turbine hap 48, and the internal spline 461 of the boss 46 is spline-fitted to the external spline 481, whereby the boss is formed.
  • 46 that is, the turbine shell 4 21 is mounted on the turbine hub 48 so as to be slidable in the axial direction.
  • a bearing 49 is provided between the turbine hap 48 and the pump hub 45. Therefore, the pump hub 45 and the turbine hub 48 are configured to be rotatable relative to each other.
  • the fluid coupling 4 in the illustrated embodiment includes elastic biasing means 5 for biasing the turbine 42 in a direction away from the pump 41 side.
  • the elastic urging means 5 includes a spring mount 51 mounted on the turbine hap 48 inside the turbine shell 42 1, that is, on the pump 41 side (the right side in FIGS. 1 to 3), and the spring mount 51 and the turbine. It comprises a compression coil spring 52 disposed between the shell 42 and the shell 41, and urges the turbine 42 in a direction away from the pump 41 side (to the left in FIGS. 1 to 3).
  • An internal spline 5111 is formed on the spring mount 51, and the internal spline 5111 is spline-fitted to an external spline 481 of the turbine hap 48.
  • the spring mount 51 is mounted on the pump 41 side by the snap ring 53 attached to the turbine hub 48 inside the spring mount 51, that is, on the pump 41 side (the right side in FIGS. 1 to 3). Movement to the right side in Figs. 1 to 3) is restricted.
  • a stopper 54 is attached to the outer periphery of the left end of the turbine hap 48 in FIGS. 1 to 3, so that the turbine 42 is moved from the separated position shown in FIG. 2 to the left, that is, in a direction away from the pump 41. Regulates the movement of people.
  • the core ring 4 11 of the pump 41 and the core ring 4 21 of the turbine 42 will be described with reference to FIG. 2 and FIG.
  • the core ring 4 21 of the turbine 42 has an outer peripheral portion 4 21 a and an outer peripheral portion 4 21 b protruding toward the pump 41.
  • the plurality of impellers 4 13 of the pump 4 1 are used to avoid interference with the outer periphery 4 2 la and the inner periphery 4 2 1 b of the core ring 4 2 1 of the turbine 4 2.
  • Recesses 4 13 a and 4 13 b are formed.
  • the core ring 4 11 of the pump 41 is formed in a size to be accommodated in the core ring 4 21 of the turbine 42. Accordingly, as shown in FIG.
  • the fluid coupling 4 in the illustrated embodiment includes a hydraulic pump 60.
  • the hydraulic pump 60 is provided in a pump housing 62 which is attached to a clutch housing 70 described later of a friction clutch 7 mounted on the fluid coupling housing 40 by a fixing means such as a bolt 61. I have.
  • the hydraulic pump 60 is configured to be rotationally driven by the pump hub 45, and supplies a working fluid into the pump 41 and the turbine 42 via a fluid path (not shown). Next, the friction clutch 7 will be described.
  • the friction clutch 7 is disposed in a clutch housing 70 mounted on the fluid coupling housing 40 by bolts 71.
  • the friction clutch 7 in the illustrated embodiment comprises a clutch drive plate 72 mounted on the output shaft 47 of the fluid coupling 4 and a transmission shaft 73 (shown in the same axis as the output shaft 47).
  • an input shaft of a transmission (not shown) and a driven shaft mounted on a clutch hub 74 spline-fitted to the transmission shaft 73 and having a clutch facing 75 mounted on an outer peripheral portion thereof. 7, a pressure plate 7 7 for pressing the driven plate 7 6 against the clutch drive plate 7 2, and a diaphragm spring 7 for urging the pressure plate 7 7 toward the clutch drive plate 7 2.
  • a release bearing 7 9 which engages with the inner end of the diaphragm spring 7 8 and operates with the middle portion of the diaphragm spring 7 8 as a fulcrum 7 8 1;
  • a clutch release fork 80 for operating the release bearing 79 in the axial direction is provided.
  • the pressure plate 77 is pressed toward the clutch drive plate 72 by the spring force of the diaphragm spring 78, so that the driven plate 76
  • the mounted clutch facing 75 is pressed by the clutch drive plate 72 and the power transmitted to the output shaft 47 of the fluid coupling 4 is transmitted to the transmission shaft 73 via the clutch drive plate 72 and the driven plate 76. It is transmitted to.
  • the driving force generated on the crankshaft 21 (input shaft) of the diesel engine 2 is transmitted to the casing 43 of the fluid coupling 4 via the dry plate 44. Since the casing 4 3 and the pump shell 4 12 of the pump 4 1 are integrally formed, the pump 4 1 is rotated by the above driving force.
  • the pump 41 rotates, the working fluid in the pump 41 flows toward the outer periphery along the impeller 413 by centrifugal force, and flows into the turbine 42 as shown by an arrow.
  • the working fluid flowing into the turbine 42 flows toward the inner peripheral side and is returned to the pump 41 as shown by the arrow.
  • the working fluid in the pump 41 and the turbine 42 circulates in the pump 41 and the turbine 42, so that the driving torque of the pump 41 is transmitted to the turbine 42 via the working fluid. Is transmitted.
  • the driving force transmitted to the turbine 42 is transmitted to an output shaft 47 via a turbine shell 42, a boss 46 and a turbine hub 48, and further transmitted through a friction clutch 6 not shown. Is transmitted to.
  • the torque transmission characteristics of the above-described fluid coupling 4 will be described.
  • the speed ratio (e) between the pump 41 and the turbine 42 is zero (0), that is, the pump 41 rotates and the In the idling operation of the engine in a state where the valve 42 is stopped, the circulating force of the working fluid in the fluid coupling 4 is maximized.
  • a positive pressure is applied to the front side of the runner 43 of the turbine 42, that is, the surface on which the working fluid flowing from the pump 41 side acts, and the back side, that is, the pump 41 side flows in.
  • the surface on the side opposite to the surface on which the working fluid acts is negative pressure.
  • the pressure difference generated between the front side and the rear side of the runner 423 is large on the outer peripheral side of the turbine 432.
  • the speed ratio (e) between the pump 41 and the turbine 42 at which the circulating force of the working fluid in the fluid coupling 4 is maximized is zero (0), that is, the pump 41 rotates and the turbine 42 stops.
  • the negative pressure on the back side of the runner 42 is maximized, and the turbine 42 is piled on the spring force of the compression coil spring 52 forming the elastic biasing means 5. As shown in Fig. 3, it is drawn to the pump 41 side (the right side in Fig. 3).
  • the gap S 1 between the outer peripheral end and the gap S 2 between the inner peripheral end of the core ring 4 11 of the pump 41 and the core ring 4 21 of the turbine 42 become large.
  • a part of the working fluid circulating in the pump shell 41 and the turbine shell 42 becomes part of the core ring 41 of the pump 41 and the core ring of the turbine 42 as shown by arrows in FIG. 21
  • the gap between the outer peripheral edge of S1 flows into the chamber formed by the two core rings through the gap S1, and the gap S between the inner peripheral edge of the core ring 41 of the pump 41 and the core ring 42 of the turbine 42 Circulated back through 2 to pump shell 4 1 2.
  • the amount of working fluid circulating from the pump 41 to the bin 42 decreases, and the transmission torque from the pump 41 to the turbine 42 decreases.
  • the speed ratio (e) between the pump 41 and the turbine 42 is zero (0), the circulating force of the working fluid in the fluid coupling 4 is maximum, but the speed ratio (e) is 1
  • the circulation force of the working fluid in the fluid coupling 4 becomes weaker as the rotation speed increases as the value approaches 0. For this reason, the negative pressure on the back side of the runner 42 of the turbine 42 becomes small. Accordingly, the turbine 42 is moved in the direction away from the pump 41 as shown in FIG. 2 (to the left in FIG. 2) by the spring force of the compression coil spring 52 constituting the elastic urging means 5. .
  • the gap S 1 between the outer peripheral end of the core ring 41 1 of the pump 41 and the core ring 42 1 of the turbine 42 and the gap S 2 between the inner peripheral end of the pump 41 gradually decrease, and the core ring of the pump 41 becomes smaller. Since the amount of working fluid that returns to the pump 41 through the chamber formed by the core 41 and the core ring 42 of the turbine 42 gradually decreases, the transmission torque increases.
  • FIG. 10 the horizontal axis represents the speed ratio (e) between the pump and the turbine, and the vertical axis represents the input capacity coefficient ( ⁇ ) of the fluid coupling.
  • the solid line shows the characteristics of the conventional fluid coupling in which the turbine 42 is fixed at the position shown in FIG. 2, and the broken line shows the characteristics of the fluid coupling 4 in the illustrated embodiment described above.
  • the fluid coupling 4 in the illustrated embodiment has an input capacity coefficient ( ⁇ ) with a solid line when the speed ratio (e) between the pump 41 and the turbine 42 is zero (0). It is greatly reduced as compared with the conventional fluid coupling shown by. That is, when the speed ratio (e) between the pump 41 and the turbine 42 is zero (0), the negative pressure on the back side of the runner 43 of the turbine 42 increases as described above, and as shown in FIG.
  • the turbine 42 is piled on the spring force of the compression coil spring 52 constituting the elastic urging means 5 and sucked to the pump 41 side, and the core ring 41 1 of the pump 41 and the core ring of the turbine 42 are drawn. Since the gap S 1 between the outer peripheral end and the gap S 2 between the inner peripheral end of 4 2 1 is increased, a part of the working fluid circulating in the pump shell 4 1 2 and the turbine shell 4 2 2 is pump 4 1 Through the gap S1 between the outer periphery of the core ring 4 11 and the core ring 4 2 1 of the turbine 4 2, it flows into the chamber formed by the two core rings, and the core ring 4 11 of the pump 4 1 and the turbine 4 2 Through the gap S2 between the inner peripheral ends of the core ring 4 2 1 and the pump shell 4 1 2 It is circulated.
  • the amount of working fluid circulating from the pump 41 side to the turbine 42 side is reduced, so that the input capacity coefficient ( ⁇ ) is significantly reduced as compared with the conventional fluid coupling indicated by the solid line. Therefore, when the engine is idling while the pump 41 is rotating and the turbine 42 is stopped. Thus, the drag torque can be greatly reduced.
  • the speed ratio (e) between the pump 41 and the turbine 42 approaches 1.0, even if the rotation speed increases, the circulating force of the working fluid in the fluid coupling 4 decreases.
  • the fluid coupling 4 in the embodiment shown in FIGS. 4 and 5 is different from the elastic urging means 5 for urging the turbine 42 described above in a direction away from the pump 41 side.
  • the centrifugal force separating means 9 for separating the turbine 42 from the pump 41 side by the action of the centrifugal force accompanying this is provided.
  • the centrifugal force pressing means 9 in the illustrated embodiment includes a guide member 91 disposed opposite to the inner peripheral surface of the turbine shell 421, which constitutes the turbine 42, and a pump of the guide member 91.
  • the guide member 91 and the reinforcing member 92 are both formed by annular disks, and have internal splines 911 and 921, respectively, formed on the inner periphery thereof.
  • the internal splines 911 and 9221 are spline-fitted to the external splines 481 of the turbine hap 48, respectively.
  • the guide member 91 and the capturing member 92 are formed by a snap ring 94 attached to the turbine hub 48 inside the capturing member 92, that is, on the pump 41 side (the right side in FIGS. 1 to 3). Movement to the 1 side (right side in FIGS. 1 to 3) is restricted.
  • the guide member 91 is formed to be curved toward the inner surface of the inner peripheral portion of the turbine shell 4 21, and the distance between the inner member 51 and the inner peripheral surface of the turbine shell 42 1 is It is configured to become smaller as it goes.
  • the centrifugal pole 93 is desirably formed of a metal material having a large mass. In the fluid coupling 4 in the embodiment shown in FIGS.
  • the inner peripheral portion of the turbine shell 421 is formed substantially perpendicular to the axial direction.
  • Notches 4 23 a for preventing interference with the guide member 91 are formed in the inner peripheral portion of the plurality of runners 42 23 arranged in the vehicle.
  • the fluid coupling 4 in the embodiment shown in FIGS. 4 and 5 is configured as described above, and its torque transmission characteristics will be described below.
  • the centrifugal ball 93 presses the inner surface of the turbine cylinder 42 to move the turbine 42 leftward, that is, in a direction away from the pump 41 side.
  • the gap S 1 between the outer peripheral end of the core ring 4 11 of the pump 41 and the core ring 42 1 of the turbine 42 and the gap S 2 between the inner peripheral end of the pump 41 gradually decrease, and the core ring of the pump 41 becomes smaller. Since the amount of working fluid that returns to the pump 41 through the chamber formed by the core 41 and the core ring 42 of the turbine 42 gradually decreases, the transmission torque increases. Therefore, the fluid coupling in the embodiment shown in FIGS. 4 and 5 also has the torque characteristics shown in the above-described drawings.
  • FIG. 6 and 7 still another embodiment of the fluid coupling constituted according to the present invention will be described with reference to FIGS. 6 and 7.
  • FIG. 6 and 7 the same members as those in the above embodiments are given the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
  • the fluid coupling 4 shown in FIGS. 6 and 7 is a modification of the structure of the core ring 41 1 of the pump 41 and the core ring 42 1 of the turbine 42 in each of the above-described embodiments. That is, the outer periphery 4 21 a of the core ring 4 21 of the turbine 42 is formed to protrude toward the pump 41, and the inner periphery 4 11 b of the core ring 4 11 of the pump 41 is formed of the turbine. It is formed to protrude to the 42 side. On the other hand, the plurality of impellers 4 13 of the pump 4 1 are formed with recesses 4 13 a to avoid interference with the outer peripheral portion 4 2 1 a of the core ring 4 2 1 of the turbine 4 2.
  • the plurality of runners 42 have recesses 413 b for avoiding interference with the inner peripheral portion 411 b of the core ring 411 of the pump 411. For this reason, as shown in FIG. 6, when the turbine 42 is in close proximity to the pump 41, the gap S1 between the outer peripheral ends and the gap S2 between the inner peripheral ends of both core rings become large, and As the distance between the pump and the pump 41 increases, the gap S1 between the outer peripheral ends of the two core rings and the gap S2 between the inner peripheral ends become smaller, and the gap S between the outer peripheral ends of the two core rings at the separated position shown in FIG. The gap S2 between 1 and the inner peripheral edge is minimized. Therefore, the fluid coupling 4 shown in FIGS.
  • FIGS. 8 and 9 still another embodiment of the fluid coupling constituted according to the present invention will be described with reference to FIGS.
  • the same members as those of the above embodiments are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
  • the fluid coupling 4 shown in FIGS. 6 and 7 is also a modification of the structure of the core ring 4 11 of the pump 41 and the core ring 4 21 of the turbine 42 in each of the above embodiments. That is, the outer periphery 4 21 a and the inner periphery 4 21 b of the core ring 4 21 of the turbine 42 are formed to protrude toward the pump 41 side, and the core ring 4 1 1 of the pump 41 is formed. The outer peripheral portion 411a and the inner peripheral portion 4111b of the first member protrude toward the turbine 42 side.
  • Holes 4 2 1 c and 4 2 1 d are formed in the outer circumference 4 2 a and inner circumference 4 2 b of the core ring 4 2 1 of the turbine 4 2, respectively, and the core ring of the pump 4 1 is formed.
  • Holes 4111c and 4111d are formed in the outer peripheral portion 4111a and the inner peripheral portion 4111b of 4111, respectively.
  • the outer peripheral portion 4 21 a of the core ring 4 21 of the turbine 42 and the outer peripheral portion 4 11 a of the core ring 4 11 of the pump 41 are configured to overlap with each other, and the core ring 4 of the turbine 42 is formed.
  • the inner peripheral portion 4 2 1 b of the pump 4 1 and the inner peripheral portion 4 2 1 b of the pump 4 1 are configured to overlap. As shown in FIG.
  • the fluid coupling 4 configured as described above has an outer peripheral portion 4 21 a and an outer peripheral portion 4 of the core ring 4 2 1 of the turbine 4 2 in a state where the turbine 4 2 is close to the pump 4 1.
  • Holes formed in the inner circumference 4 2 1 b 4 2 1 c and 4 2 1 d and the outer ring 4 11 a of the core ring 4 1 1 of the pump 4 1 and holes formed in the inner circumference 4 lib The amount of polymerization with 4 11 c and 4 1 Id, that is, the gaps S 1 and S 2 increase.

Abstract

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、ポンプとタービン内に充填された作動流体とを具備する流体継手であって、タービンはタービンハブに軸方向に摺動可能に構成され、タービンをポンプ側から離間する方向に付勢する弾性付勢手段を備えており、ポンプのコアリングとタービンのコアリングは、タービンがポンプに近接している状態では両コアリング内に作動流体が流れる隙間が大きくなり、タービンがポンプシェルと離間するに従っては両コアリング内に作動流体が流れる隙間が小さくなるように構成されている。

Description

明細書 流体継手 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。 背景技術 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ヱル内に放 射状に配設された複数個のィ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つており、 ポンプおょぴ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 ァリ ングを設けた流体継手も使用されている。 図 1 1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 1 1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、 5 0 0 r p m ) 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つている。 上述したドラッグトルクを低減するための対策と して、 ポンプとタ一ビンとの間にバッ 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 1 2および図 1 3を 参照して説明する。 図 1 2に示す流体継手は、 ポンプ Pとタービン Tとの間に出力軸〇 S に取り付けられた環状のパッフルプレート B Pを配設したものである。 一方、 図 1 3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 B Pを配設したものである。 図 1 2および図 1 3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 一ビンとの速度比 （ 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、 固定のパ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。 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 体維手が特開 2 0 0 1— 5 0 3 0 9号公報に提案されている。 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 2 0 0 1— 5 0 3 0 9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。 発明の開示 本発明の目的は、 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。 上記目的を達成するために、 本発明によれば、 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べ 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プと相対回転可能なタ一ビンハプに装着された 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ヱ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、
該ポンプと該タービン内に充填された作動流体と、 を具備する流体継手において、 該タービンは該タービンハブに軸方向に摺動可能に構成され、 該タービンを該ポンプ側 から離間する方向に付勢する弾性付勢手段を備えており、
該ポンプのコアリ ングと該タービンのコアリ ングは、 該タービンが該ポンプに近接して いる状態では該両コアリ ング内に作動流体が流れる隙間が大きくなり、 該タービンが該ポ ンプシェルと離間するに従っては該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が小さくなる よ うに構成されている、
ことを特徴とする流体継手が提供される。 また、 本発明によれば、 ポンプハプに装着された環状のコアリングを有する環状のボン プシエルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のィ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; πルと該タービンシ； 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、
該ポンプと該タービン内に充填された作動流体と、 を具備する流体継手において、 該タ一ビンは該タービンハプに軸方向に摺動可能に構成され、 該タービンの回転に伴う 遠心力の作用で該タービンを該ポンプ側から離間せしめる遠心力離間手段を備えており、 該ポンプのコアリ ングと該タービンのコアリ ングは、 該タービンが該ポンプに近接して いる状態では該両コアリ ング内に作動流体が流れる隙間が大きくなり、 該タービンが該ポ ンプと離間するに従っては該両コアリ ング内に作動流体が流れる隙間が小さくなるように 構成されている、
ことを特徴とする流体継手が提供される。 上記遠心力押圧手段は、 上記タービンシェルの内周部内面と対向して配設され上記ター ビンハブに取り付けられた環状の案内部材と、 該案内部材とタービンシェルの内周部内面 との間に配設された複数個の遠心力作動部材とからなっている。 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は、 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は、 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もので、 ポンプとター ビンとの速度比 （ e ) が 1の状態を示す断面図。
図 3は、 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は、 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もので、 ポンプとタ 一ビンとの速度比 （ e ) が零の状態を示す断面図。
図 5は、 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 1の状態を示す断 面図。
図 6は、 本発明に従って構成された流体継手の更に他の実施形態を示すもので、 ポンプ とタービンとの速度比 （ e ) が零の状態を示す要部断面図。
図 7は、 図 6に示す流体継手のポンプとタービンとの速度比 （ e ) が零の状態を示す要 部断面図。
図 8は、 本発明に従って構成された流体継手の更に他の実施形態を示すもので、 ポンプ とタービンとの速度比 （ e ) が零の状態を示す要部断面図。
図 9は、 図 8に示す流体継手のポンプとタービンとの速度比 （ e ) が零の状態を示す要 部断面図。
図 1 0は、 本発明に従って構成された流体継手の特性線図。
図 1 1は、 従来用いられている流体継手の特性線図。
図 1 2は、 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 1 3は、 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。 発明を実施するための最良の形態 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。 図 1には、 本発明に従って構成された流体維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 からなつており、 クランク軸 2 1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。 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 2 2にボルト 2 3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 4 0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 4 1 と該ポンプ 4 1 と対向して配設されたタービン 4 2および該タ一ビン 4 2を包囲し上記ポンプ 4 1 と連結されたケーシング 4 3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。 流体継手 4を構成するポンプ 4 1は環状のコアリング 4 1 1を備えた環状のポンプシュ ル 4 1 2 と、 該ポンプシェル 4 1 2内に放射状に配設された複数個のィンペラ 4 1 3 とを 備えており、 ポンプシェル 4 1 2が上記ケーシング 4 3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 4 3は、 上記クランク軸 2 1 にボルト 2 4によって内 周部が装着された ドライブプレート 4 4の外周部にボルト 4 4 1、 ナッ ト 4 4 2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 4 1のポンプシェル 4 1 2は、 ケ 一シング 4 3およびドライブプレート 4 4を介してクランク軸 2 1に連結される。従って、 クランク軸 2 1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 4 1 は、 ポンプシェル 4 1 2の内周部がポンプハプ 4 5に溶接等の固着手段によって取り付け られている。 ■ 上記タービン 4 2は、 上記ポンプ 4 1のポンプシェル 4 1 2 と対向して配設され環状の コアリ ング 4 2 1を備えた環状のタービンシェル 4 2 2 と、 該タービンシェル 4 2 2内に 放射状に配設された複数個のランナ 4 2 3 とを備えている。 タービンシェル 4 2 1の内周 部には、 内周面に内歯スプライン 4 6 1を備えた環状のボス 4 6が取り付けられている。 このボス 4 6は、 上記入力軸と しての上記クランク軸 2 1 と同一軸線上に配設された出力 軸 4 7にスプライン嵌合されたタービンハプ 4 8に軸方向に摺動可能に配設される。即ち、 タービンハプ 4 8の外周面には外歯スプライン 4 8 1が形成されており、 この外歯スプラ イン 4 8 1 にボス 4 6の内歯スプライン 4 6 1をスプライン嵌合することによって、 ボス 4 6即ちタービンシェル 4 2 1はタービンハブ 4 8に軸方向に摺動可能に装着される。 な お、 タービンハプ 4 8 と上記ポンプハブ 4 5 との間には軸受 4 9が配設されている。 従つ て、 ポンプハブ 4 5 とタービンハブ 4 8 とは、 互いに相対回転可能に構成されている。 図示の実施形態における流体継手 4は、 タービン 4 2をポンプ 4 1側から離間する方向 に付勢する弾性付勢手段 5を具備している。 弾性付勢手段 5は、 タービンシェル 4 2 1 の 内側即ちポンプ 4 1側 （図 1乃至図 3において右側） においてタービンハプ 4 8に装着さ れたスプリングマウント 5 1 と、 該スプリングマウント 5 1 とタービンシェル 4 2 1 との 間に配設された圧縮コイルスプリ ング 5 2 とからなっており、 タービン 4 2をポンプ 4 1 側から離間する方向 （図 1乃至図 3において左方） に付勢する。 スプリングマウン ト 5 1 には内歯スプライン 5 1 1が形成されており、 この内歯スプライン 5 1 1がタービンハプ 4 8の外歯スプライン 4 8 1 にスプライン嵌合する。 このスプリ ングマウン ト 5 1 は、 ス プリ ングマウント 5 1の内側即ちポンプ 4 1側 （図 1乃至図 3において右側） においてタ 一ビンハブ 4 8に装着されたスナップリ ング 5 3によってポンプ 4 1側 （図 1乃至図 3に おいて右側） への移動が規制されている。 なお、 タービンハプ 4 8の図 1乃至図 3におい て左端部外周にはス トッパー 5 4が装着されており、 タービン 4 2の図 2で示す離間位置 から左方即ちポンプ 4 1 と離間する方向への移動を規制している。 ここで、 上記ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタ一ビン 4 2のコアリング 4 2 1につい て、 図 2およぴ図 3を参照して説明する。
図 2および図 3で示す実施形態においては、 タービン 4 2のコアリ ング 4 2 1はその外 周部 4 2 1 aおよび內周部 4 2 1 bがポンプ 4 1側に突出して形成されている。 一方、 ポ ンプ 4 1の複数個のィンペラ 4 1 3には、 タービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の外周部 4 2 l aおよぴ内周部 4 2 1 b との干渉を回避するための凹部 4 1 3 aおよび 4 1 3 bが形成 されている。 そして、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1は、 タービン 4 2のコアリング 4 2 1内に収容される大きさに形成されている。 従って、 図 3に示すようにタービ 4 2がボン プ 4 1 と近接している状態では両コアリ ングの外周端間の隙間 S 1 と内周端間の隙間 S 2 が大きくなり、 タービ 4 2 とポンプ 4 1が離間するに従っては両コアリ ングの外周端間の 隙間 S 1 と内周端間の隙間 S 2が小さくなり図 2で示す離間位置で両コアリ ングの外周端 間の隙間 S 1 と内周端間の隙間 S 2が最小となる。 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 6 0 を具備している。 この油圧ポンプ 6 0は、 上記流体継手ハウジング 4 0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 7 0にボルト 6 1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 6 2に配設されている。 この油圧ポンプ 6 0は、 上記ポンプハ ブ 4 5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 4 1およびタービン 4 2内に供給する。 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 4 0にボルト 7 1によって装着されたクラ ツチハウジング 7 0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 4 7に装着されたクラツチドライブプレート 7 2 と、 出力軸 4 7 と 同一軸線上に配設された伝動軸 7 3 (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 7 3にスプライン嵌合されたクラツチハブ 7 4に取り付けられ外周部 にクラ ッチフエ一シング 7 5が装着されている ドリブンプレー ト 7 6 と、 該ドリ ブンプレ ート 7 6をクラッチドライブプレート 7 2に押圧するプレッシャープレート 7 7 と、 該プ レッシャープレート 7 7をクラッチドライブプレー ト 7 2に向けて付勢するダイァフラム スプリ ング 7 8 と、 該ダイアフラムスプリ ング 7 8の内端部に係合してダイアフラムスプ リ ング 7 8の中間部を支点 7 8 1 として作動するレリーズベアリ ング 7 9 と、 該レリーズ ベアリ ング 7 9を軸方向に作動せしめるクラッチレリーズフォーク 8 0 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 7 8のばね力によってプレッシャープレート 7 7がクラッチドライブプレート 7 2に向け て押圧されており、 従って、 ドリブンプレート 7 6に装着されたクラッチフエ一シング 7 5がクラッチドライブプレート 7 2に押圧されて流体継手 4の出力軸 4 7に伝達された動 力がクラッチドライブプレート 7 2およびドリブンプレート 7 6を介して伝動軸 7 3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 8 0を作動し、 レリーズベアリ ング 7 9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 7 8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 7 7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 7 2から ドリブンプレー ト 7 6への動力伝達が遮断される。 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 2 1 (入力軸） に発生した駆動力は、 ドライププレ ート 4 4を介して流体継手 4のケーシング 4 3に伝達される。 ケーシング 4 3 とポンプ 4 1 のポンプシェル 4 1 2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 4 1 が回転せしめられる。 ポンプ 4 1が回転するとポンプ 4 1内の作動流体は遠心力によりィ ンペラ 4 1 3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 4 2側に流入する。 タービン 4 2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 4 1に戻される。 このように、 ポンプ 4 1およびタービン 4 2内の作動流体がポンプ 4 1 と タービン 4 2内を循環することにより、 ポンプ 4 1側の駆動トルクが作動流体を介してタ 一ビン 4 2側に伝達される。 タービン 4 2側に伝達された駆動力は、 タービンシェル 4 2 2、 ボス 4 6およびタービンハブ 4 8を介して出力軸 4 7に伝達され、 更に上記摩擦クラ ツチ 6を介して図示しない変速機に伝達される。 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 4 1 とタービン 4 2 との速度比 （ e ) が零 （ 0 ) 即ちポンプ 4 1が回転しタ一ビ ン 4 2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。 流体継手 4内の作動流体が循環すると、 タービン 4 2のラ ンナ 4 2 3の表側即ちポンプ 4 1側から流入する作動流体が作用する面側は正圧となり、 裏側即ちポンプ 4 1側から流入する作動流体が作用する面と反対の面側は負圧となる。 こ のようにランナ 4 2 3の表側と裏側に生ずる圧力差は、 タービン 4 2の外周側で大きく現 れる。 そして、 作動流体が循環する効率が良く なるに従って、 ランナ 4 2 3の表側と裏側 との圧力差が大きくなり、 裏側の負圧が大きく なつてきている。 このため、 流体継手 4内 の作動流体の循環力が最大となるポンプ 4 1 とタービン 4 2 との速度比 （ e ) が零 （ 0 ) 即ちポンプ 4 1が回転しタービン 4 2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、 ランナ 4 2 3の裏側の負圧が最大となり、 タービン 4 2が上記弾性付勢手段 5を構成する圧縮コイルスプリ ング 5 2のスプリ ング力に杭して図 3に示すよ うにポンプ 4 1側 （図 3において右側） に吸い寄せられる。 従って、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の外周端間の隙間 S 1 と内周端間の隙間 S 2が大きく なる。 この結果、 ポンプシェル 4 1 2およびタービンシェル 4 2 2内を循環する作動流体 の一部は、 図 3において矢印で示すようにポンプ 4 1のコアリング 4 1 1 とタービン 4 2 のコアリ ング 4 2 1の外周端間の隙間 S 1を通して両コアリングによって形成される室に 流入し、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の内周端間の 隙間 S 2を通してポンプシェル 4 1 2に戻されて循環する。 従って、 ポンプ 4 1側からタ 一ビン 4 2側へ循環する作動流体量が減少するため、 ポンプ 4 1からタービン 4 2への伝 達トルクが低下する。 上述したようにポンプ 4 1 とタービン 4 2 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 なつても流体継手 4内の作動流体の循環力は弱くなる。 このため、 タービ ン 4 2のランナ 4 2 3の裏側の負圧が小さくなる。 従って、 タービン 4 2は上記弾性付勢 手段 5を構成する圧縮コイルスプリ ング 5 2のスプリ ング力によって図 2に示すようにポ ンプ 4 1 と離間する方向 （図 2において左方） に移動せしめられる。 この結果、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の外周端間の隙間 S 1 と内周端 間の隙間 S 2が次第に減少し、 ポンプ 4 1のコアリング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ン グ 4 2 1 とによって形成される室を通してしてポンプ 4 1側に戻る作動流体量が徐々に減 少するため、 伝達トルクが增加する。 上述した流体継手 4の特性を図 1 0に示す特性線図を参照して説明する。 図 1 0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 1 0において、実線はタービン 4 2を図 2で示す位置で固定した従来の流体継手の特性、 破線は上述した図示の実施形態における流体継手 4の特性である。 図 1 0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 4 1 とタービン 4 2 との速度比 ( e ) が零 （0 ) の状態では、 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。 即ち、 ポンプ 4 1 とタービン 4 2 との速度比 （ e ) が零 （ 0 ) の状態 では、 上述したようにタービン 4 2のランナ 4 2 3の裏側の負圧が大きくなり図 3で示す よ うにタービン 4 2が弾性付勢手段 5を構成する圧縮コイルスプリング 5 2のスプリ ング 力に杭してポンプ 4 1側に吸い寄せられ、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2 のコアリ ング 4 2 1の外周端間の隙間 S 1 と内周端間の隙間 S 2が大きくなるため、 ボン プシェル 4 1 2およびタービンシェル 4 2 2内を循環する作動流体の一部は、 ポンプ 4 1 のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリング 4 2 1の外周端間の隙間 S 1 を通して両 コアリ ングによって形成される室に流入し、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の内周端間の隙間 S 2を通してポンプシェル 4 1 2に戻されて循環 する。この結果、ポンプ 4 1側からタービン 4 2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 4 1が回転しタービン 4 2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 4 1 とタービン 4 2 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つても流体継手 4内の作 動流体の循環力は弱くなるため、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の外周端間の隙間 S 1 と内周端間の隙間 S 2が次第に減少し、 ポンプ 4 1のコ ァリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ング 4 2 1 とによって形成される室を通してして ポンプ 4 1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 1 0にお いて破線で示すように徐々に実線で示すタービン 4 2を固定した流体継手の特性に一致す る。 従って、 ポンプ 4 1 とタービン 4 2 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。 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およぴ図 5を 参照して説明する。 なお、 図 4およぴ図 5に示す実施形態においては、 上記図 2およぴ図 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およぴ図 5に示す実施形態における流体継手 4は、 上述したタービン 4 2をポンプ 4 1側から離間する方向に付勢する弾性付勢手段 5に換えて、 タービン 4 2の回転に伴う 遠心力の作用でタービン 4 2をポンプ 4 1側から離間する遠心力離間手段 9を具備したも のである。 図示の実施形態における遠心力押圧手段 9は、 タービン 4 2を構成するタービ ンシェル 4 2 1の内周部内面と対向して配設された案内部材 9 1 と、 該案内部材 9 1のポ ンプ 4 1側に配設された補強部材 9 2 と、 タービンシェル 4 2 1 の内周部内面と案内部材 9 1 との間に配設された遠心力作動部材と しての複数個の遠心ボール 9 3 とからなってい る。 案内部材 9 1および補強部材 9 2は共に環状円盤によって形成され、 その内周部にそ れぞれ内歯スプライン 9 1 1および 9 2 1が形成されている。 そして、 この内歯スプライ ン 9 1 1および 9 2 1がそれぞれタービンハプ 4 8の外歯スプライン 4 8 1にスプライン 嵌合する。 この案内部材 9 1および捕強部材 9 2は、 捕強部材 9 2の内側即ちポンプ 4 1 側 （図 1乃至図 3において右側） においてタービンハブ 4 8に装着されたスナップリ ング 9 4によってポンプ 4 1側 （図 1乃至図 3において右側） への移動が規制されている。 な お、 案内部材 9 1 のタービンシェル 4 2 1 の内周部内面側に向けて湾曲して形成され、 案 内部材 5 1 とタービンシェル 4 2 1の内周部内面との間隔は外周に向かうに従って小さく なるよ うに構成されている。 上記遠心ポール 9 3は質量が大きい金属材によって形成する ことが望ましい。 なお、 図 4および図 5に示す実施形態における流体継手 4は、 タービン シェル 4 2 1の内周部が軸方向に対して略垂直に形成されており、 該タービンシェル 4 2 1の内に放射状に配設された複数個のランナ 4 2 3の内周部には上記案内部材 9 1 との干 渉を回避するための切欠 4 2 3 aが形成されている。 図 4およぴ図 5に示す実施形態における流体継手 4は以上のよ うに構成されており、 以 下その トルク伝達特性について説明する。
ポンプ 4 1 とタービン 4 2 との速度比 （ e ) が零 （ 0 ) 即ちポンプ 4 1が回転しタービ ン 4 2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、 上述した図 2および図 3の実施形態と同様にター ビン 4 2のランナ 4 2 3の裏側の負圧が最大となり、 タービン 4 2が図 4に示すようにポ ンプ 4 1側 （図 3において右側） に吸い寄せられる。 従って、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の外周端間の隙間 S 1 と内周端間の隙間 S 2が大 きくなる。 この結果、 ポンプシェル 4 1 2およびタービンシェル 4 2 2内を循環する作動 流体の一部は、 図 4に示すようにポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の外周端間の隙間 S 1を通して両コアリ ングによって形成される室に流入し、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の内周端間の隙間 S 2 を通してポンプシェル 4 1 2に戻されて循環する。 従って、 ポンプ 4 1側からタービン 4 2側へ循環する作動流体量が減少するため、 ポンプ 4 1からタービン 4 2への伝達トルク が低下する。 上述したようにポンプ 4 1 とタービン 4 2 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 回転速度が速くなつても流体継手 4内の作動流体の循環力は弱くなる。 従って、 タービン 4 2のランナ 4 2 3の裏側の負圧が小さくなる。 一方、 タービン 4 2が回転すると遠心力 押圧手段 9の遠心ボール 9 3には遠心力が作用し、 遠心ボール 9 3は案内部材 9 1の側面 に案内されつつ外周に向けて移動する。 従って、 図 5に示すように遠心ボール 9 3はター ビンシ ル 4 2 2の内面を押圧し、 タービン 4 2を左方即ちポンプ 4 1側と離隔する方向 に移動せしめる。 この結果、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の外周端間の隙間 S 1 と内周端間の隙間 S 2が次第に減少し、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリング 4 2 1 とによつて形成される室を通してしてポン プ 4 1側に戻る作動流体量が徐々に減少するため、 伝達トルクが增加する。 従って、 図 4 および図 5に示す実施形態における流体継手も、 上記図 に示すトルク特性を有する。 次に、 本発明に従って構成された流体継手の更に他の実施形態について、 図 6およぴ図 7を参照して説明する。 なお、 図 6および図 7に示す実施形態においては、 上記各実施形 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 6およぴ図 7に示す流体継手 4は、 上述した各実施形態におけるポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリング 4 2 1の構造を変更したものである。 即ち、 ター ビン 4 2のコアリ ング 4 2 1の外周部 4 2 1 aがポンプ 4 1側に突出して形成され、 ポン プ 4 1のコアリ ング 4 1 1の内周部 4 1 1 bがタービン 4 2側に突出して形成されている。 —方、 ポンプ 4 1の複数個のィンペラ 4 1 3にはタービン 4 2のコアリング 4 2 1の外周 部 4 2 1 a との干渉を回避するための凹部 4 1 3 aが形成され、 タービン 4 2の複数個の ランナー 4 2 3にはポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1の内周部 4 1 1 b との干渉を回避する ための凹部 4 1 3 bが形成されている。 このため、 図 6に示すよ うにタービ 4 2がポンプ 4 1 と近接している状態では両コアリ ングの外周端間の隙間 S 1 と内周端間の隙間 S 2が 大きく なり、 タービ 4 2 とポンプ 4 1が離間するに従っては両コアリングの外周端間の隙 間 S 1 と内周端間の隙間 S 2が小さくなり図 7で示す離間位置で両コアリ ングの外周端間 の隙間 S 1 と内周端間の隙間 S 2が最小となる。 従って、 図 6および図 7に示す流体継手 4も、 上述した各実施形態と同様の作用効果が得られる。 次に、 本発明に従って構成された流体継手の更に他の実施形態について、 図 8および図 9を参照して説明する。 なお、 図 8および図 9に示す実施形態においては、 上記各実施形 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 6および図 7に示す流体継手 4も、 上述した各実施形態におけるポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1 とタービン 4 2のコアリング 4 2 1の構造を変更したものである。 即ち、 ター ビン 4 2のコアリング 4 2 1の外周部 4 2 1 aおよぴ内周部 4 2 1 bがポンプ 4 1側に突 出して形成され、 ポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1の外周部 4 1 1 aおよび内周部 4 1 1 b がタービン 4 2側に突出して形成されている。 タービン 4 2のコアリング 4 2 1の外周部 4 2 1 aおよぴ内周部 4 2 1 bにはそれぞれ穴 4 2 1 cおよび 4 2 1 dが形成され、 ボン プ 4 1のコアリ ング 4 1 1の外周部 4 1 1 aおよび内周部 4 1 1 bにはそれぞれ穴 4 1 1 cおよび 4 1 1 dが形成されている。 そして、 タービン 4 2のコアリング 4 2 1の外周部 4 2 1 a とポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1の外周部 4 1 1 aが重合するよ うに構成され、 タービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の内周部 4 2 1 b とポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1の内 周部 4 1 1 bが重合するように構成されている。 このように構成された流体継手 4は、 図 8に示すようにタービ 4 2がポンプ 4 1 と近接している状態では、 タービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の外周部 4 2 1 aおよぴ内周部 4 2 1 bに形成された穴 4 2 1 cおよび 4 2 1 d とポンプ 4 1のコアリング 4 1 1の外周部 4 1 1 aおよび内周部 4 l i bに形成された 穴 4 1 1 cおよび 4 1 I d との重合量即ち隙間 S 1および S 2が大きくなる。 一方、 図 9 に示すよ うにタービ 4 2 とポンプ 4 1が離隔すると、 タービン 4 2のコアリ ング 4 2 1の 外周部 4 2 1 aおよぴ内周部 4 2 1 bに形成された穴 4 2 1 cおよび 4 2 1 d とポンプ 4 1のコアリ ング 4 1 1の外周部 4 1 1 aおよび内周部 4 l i bに形成された穴 4 1 1 cお ょぴ 4 1 1 d との重合量即ち隙間 S 1および S 2が小さくなり図 9で示す離間位置で各穴 の重合量即ち隙間 S 1および S 2が最小となる。 従って、 囪 6およぴ図 7に示す流体継手 4も、 上述した各実施形態と同様の作用効果が得られる。

Claims

請求の範囲
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ィ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プと相対回転可能なタービンハプに装着された 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ヱ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、
該ポンプと該タービン内に充填された作動流体と、 を具備する流体継手において、 該タービンは該タービンハブに軸方向に摺動可能に構成され、 該タービンを該ポンプ側 から離間する方向に付勢する弾性付勢手段を備えており、
該ポンプのコアリ ングと該タ一ビンのコアリ ングは、 該タービンが該ポンプに近接して いる状態では該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が大きくなり、 該タービンが該ポ ンプシェルと離間するに従っては該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が小さくなる よ うに構成されている、
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ィ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プと相対回転可能なタービンハプに装着された 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、
該ポンプと該タービン内に充填された作動流体と、 を具備する流体継手において、 該タービンは該タービンハプに軸方向に摺動可能に構成され、 該タービンの回転に伴う 遠心力の作用で該タービンを該ポンプ側から離間せしめる遠心力離間手段を備えており、 該ポンプのコアリ ングと該タービンのコアリ ングは、 該タービンが該ポンプに近接して いる状態では該両コアリ ング内に作動流体が流れる隙間が大きくなり、 該タービンが該ポ ンプと離間するに従っては該両コアリ ング内に作動流体が流れる隙間が小さく なるように 構成されている、
ことを特徴とする流体継手。
3 . 該遠心力押圧手段は、 該タービンの内周部内面と対向して配設され該タービンハブ に取り付けられた環状の案内部材と、 該案内部材と該タービンの内周部内面との間に配設 された複数個の遠心力作動部材とからなっている、 請求項 2記載の流体継手。
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