WO2011062276A1 - 流体式トルク伝達装置 - Google Patents

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WO2011062276A1
WO2011062276A1 PCT/JP2010/070735 JP2010070735W WO2011062276A1 WO 2011062276 A1 WO2011062276 A1 WO 2011062276A1 JP 2010070735 W JP2010070735 W JP 2010070735W WO 2011062276 A1 WO2011062276 A1 WO 2011062276A1
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turbine
pump
blade
fluid
curvature
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PCT/JP2010/070735
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English (en)
French (fr)
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浩司 前田
一能 伊藤
章裕 長江
義英 森
純也 橿村
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アイシン・エィ・ダブリュ株式会社
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    • F16H41/00—Rotary fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H41/24—Details
    • F16H41/26—Shape of runner blades or channels with respect to function
    • 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
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    • F16H2045/0205—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type two chamber system, i.e. without a separated, closed chamber specially adapted for actuating a lock-up clutch
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    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0273—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type characterised by the type of the friction surface of the lock-up clutch
    • F16H2045/0294—Single disk type lock-up clutch, i.e. using a single disc engaged between friction members

Definitions

  • the present invention includes a pump impeller including a pump shell, a pump blade, and a pump core, a turbine runner including a turbine shell, a turbine blade, and a turbine core, a stator blade, and a flow of working fluid from the turbine runner to the pump impeller.
  • the present invention relates to a fluid torque transmission device including a stator for rectification.
  • a donut-shaped blade having a front cover, a pump (pump impeller) which is a donut-shaped impeller fixed to the front cover, and a blade facing the impeller blade.
  • a torque converter including a turbine (turbine runner) that is a vehicle and a stator that is rotatably provided between the impeller and the turbine is known.
  • the outer shape of the pump impeller and turbine runner of this type of torque converter is generally formed symmetrically with each other, but the outer shape of the pump impeller and turbine runner may appear to be asymmetric with each other (for example, patents) Reference 1).
  • the torque capacity of the hydrodynamic torque transmission device decreases. Resulting in.
  • the cross-sectional area of the flow path may be smaller at the flow path outlet than the flow path inlet of the turbine, and flow separation may occur. If the size of the outer shape of the impeller and the turbine runner is reduced, the occurrence of such a separation problem is promoted, and the torque capacity may be further reduced.
  • Patent Document 1 describes a design method of the outer shape. No disclosure is made, and it is unclear from the description in Patent Document 1 whether the asymmetry of the pump impeller and the turbine runner contributes to downsizing of the fluid torque transmission device and securing of torque capacity. Even if it contributes, as long as there is no disclosure of a specific design method, a fluid transmission device that can be satisfied in practice cannot be obtained. Thus, in a fluid torque transmission device such as a torque converter, it is not easy to ensure both torque capacity and downsizing of the device.
  • the main object of the present invention is to reduce the size of the fluid torque transmission device while suppressing a decrease in torque capacity.
  • the fluid torque transmission device of the present invention employs the following means in order to achieve the above-mentioned main object.
  • the fluid torque transmission device of the present invention is A pump impeller including a pump shell, a pump blade attached to the pump shell, and a pump core attached to the pump blade, a turbine shell, a turbine blade attached to the turbine shell, and a turbine core attached to the turbine blade
  • a hydrodynamic torque transmission device comprising: a turbine runner including: a stator blade that includes a stator blade and rectifies a flow of a working fluid from the turbine runner to the pump impeller.
  • the mounting angle of the turbine blade at the fluid outlet of the turbine runner is smaller than the mounting angle of the turbine blade at the fluid inlet of the turbine runner,
  • the radius of the inscribed circle inscribed in the turbine shell side outline of the turbine blade and the turbine core side outline of the turbine blade at the fluid outlet of the turbine runner is determined at the fluid inlet of the turbine runner.
  • the torque amplifying performance in the torque converter is reduced by reducing the mounting angle of the turbine blade at the fluid outlet of the turbine runner so that the working fluid flowing out from the fluid outlet of the turbine runner can easily hit the stator blade of the stator.
  • the torque amplification performance at the start of the vehicle is improved.
  • the radius of the inscribed circle inscribed in the turbine shell side outline of the turbine blade and the turbine core side outline at the fluid outlet of the turbine runner is set to the outline of the turbine runner at the fluid inlet of the turbine runner.
  • the radius of the inscribed circle inscribed in the line and the contour line is made larger, and the contour line of the turbine blade is set on the fluid outlet side of the turbine runner than the contour line on the pump shell side of the pump blade.
  • the hydrodynamic torque transmission device has an asymmetric structure in which the pump impeller and the turbine runner are asymmetrical, and the pump impeller, the turbine runner, and the stator are asymmetrical.
  • a torus (annular flow path) is formed.
  • the center between the outlet outer peripheral end of the pump blade and the inlet outer peripheral end of the turbine blade facing each other and the rotational axis of the pump impeller and the turbine runner pass through the center.
  • the length from the apparatus center line perpendicular to the rotation axis to the farthest part farthest in the extending direction of the rotation axis of the turbine blade is the extending direction of the rotation axis of the pump blade from the apparatus center line It may be configured to be longer than the length to the farthest part farthest.
  • the outer line of the turbine blade is more appropriately expanded in the extending direction of the rotation axis than the outer line of the pump blade, and the flow path from the fluid inlet to the fluid outlet of the turbine runner It becomes possible to make the change width of the cross-sectional area as small as possible.
  • the outline of the turbine blade is obtained when the turbine blade is projected onto a plane including the apparatus center line and the rotation axis in a state where the outer peripheral end of the fluid outlet and the outer peripheral end of the fluid inlet face each other.
  • the outer edge on the turbine shell side in the projected image of the turbine blade may be the inner edge of the turbine core on the turbine core side in the projected image when the turbine blade is projected onto the plane.
  • the contour line of the pump blade may be an outer edge on the pump shell side in a projected image of the pump blade when the pump blade is projected onto the plane.
  • the difference between the mounting angle of the pump blade at the fluid inlet of the pump impeller and the mounting angle of the pump blade at the fluid outlet of the pump impeller is the difference between the mounting angle of the turbine blade at the fluid inlet of the turbine runner and the turbine It may be smaller than the difference from the mounting angle of the turbine blade at the fluid outlet of the runner. That is, since the pump impeller pumps up the working fluid from the turbine runner and supplies it again to the turbine runner, it is not necessary to make the mounting angle of the pump blade as small as the mounting angle of the turbine blade.
  • the difference between the mounting angle of the pump blade at the fluid inlet of the pump impeller and the mounting angle of the pump blade at the fluid outlet is determined by the difference between the mounting angle of the turbine blade at the fluid inlet of the turbine runner and the mounting angle of the turbine blade at the fluid outlet. If it is made smaller, the change width of the cross-sectional area of the flow path defined between adjacent pump blades can be made smaller, so that it is not necessary to inflate the pump impeller like a turbine runner. It is possible to further reduce the size of the torque transmission device.
  • the outline of the turbine blade may have a symmetric area that is symmetric with the outline of the pump blade, and an asymmetric area that is not symmetric with the outline of the pump blade. May include a fluid inlet outer peripheral end of the turbine blade, and the asymmetric region may include a fluid outlet inner peripheral end of the turbine blade.
  • the projected image of the pump blade and the projected image of the turbine blade may include at least one curvature change point at an outer edge portion of the pump shell side or the turbine shell side, respectively.
  • the pump turbine outer edge portion which is an outer edge portion of the turbine shell side extending with a certain curvature from a curvature changing point on the outermost circumferential side, extends with a certain curvature from the curvature changing point on the outermost circumferential side in the projected image of the pump blade.
  • the center of curvature of the projection turbine outer edge may be located on the rotation axis side of the center of curvature of the projection pump outer edge.
  • n + 1th curvature change point from the nth curvature change point (where “n” is an integer equal to or greater than 2) in the projected image of the turbine blade, or the fluid outlet in the projected image of the turbine blade
  • nth projected turbine outer edge which is the outer edge on the turbine shell side to the peripheral edge, is the n + 1th curvature change point from the nth curvature change point from the outer periphery side in the projection image of the pump blade or the projection of the pump blade.
  • the nth projection pump outer edge which is the outer edge on the pump shell side to the inner periphery of the inlet in the image
  • the center of curvature of the nth projection turbine outer edge is the You may be located in the said rotation-axis center side rather than the curvature center of n projection pump outer edge part.
  • the difference between the rotation radius of the pump blade and the turbine blade and the rotation radius of the outer peripheral end of the stator blade is the difference between the rotation radius of the pump blade and the turbine blade and the rotation of the stator blade. It may be smaller than a half of the difference from the rotation radius of the inner peripheral end. This makes it possible to further increase the cross-sectional area on the turbine outlet side of the flow path defined between adjacent turbine blades of the turbine runner.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a torque converter 1 as a fluid torque transmission device according to an embodiment of the present invention. It is explanatory drawing explaining the attachment angle of a turbine blade.
  • 1 is a schematic diagram for explaining a configuration of a torque converter 1.
  • FIG. 1 is a schematic diagram for explaining a configuration of a torque converter 1.
  • FIG. It is a graph which shows the cross-sectional area of the flow path defined between the pump blades mutually adjacent of the pump impeller contained in the torque converter 1 of an Example, the torque converter of a prior art example, and the torque converter of a comparative example.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a torque converter 1 as a fluid torque transmission device according to an embodiment of the present invention.
  • a torque converter 1 shown in the figure is applied to a vehicle equipped with an engine.
  • a front cover (input member) 2 As shown in FIG. 1, a front cover (input member) 2, a pump impeller (fluid transmission element) 3, a turbine runner ( Fluid transmission element) 4, turbine hub (output member) 5, stator 6, damper unit 7, and lockup clutch mechanism 8.
  • An engine rotation shaft (not shown) is fixed to the front cover 2.
  • an input shaft (not shown) of an automatic transmission (AT) or a continuously variable transmission (CVT) (not shown) is fixed (spline fitting) to the turbine hub 5.
  • AT automatic transmission
  • CVT continuously variable transmission
  • the pump impeller 3 has a pump shell 30, a plurality of pump blades 31 attached (fixed) to the inner surface of the pump shell 30, and a pump core 32 attached (fixed) to the inner edge of the pump blade 31.
  • the pump shell 30 is tightly fixed to the front cover 2.
  • the turbine runner 4 includes a turbine shell 40, a plurality of turbine blades 41 attached (fixed) to the inner surface of the turbine shell 40, and a turbine core 42 attached (fixed) to the inner edge of the turbine blade 41.
  • the turbine shell 40 is fixed to the turbine hub 5.
  • the pump impeller 3 on the front cover 2 side and the turbine runner 4 on the turbine hub 5 side face each other, and a stator 6 having a plurality of stator blades 61 that can rotate coaxially with the front cover 2 is located between the two. Be placed.
  • the stator 6 has a one-way clutch 60 that sets the rotation direction to only one direction.
  • the pump impeller 3, the turbine runner 4, and the stator 6 form a torus (annular flow path) for circulating hydraulic oil (working fluid), and the stator 6 is connected to the pump impeller from the turbine outlet that is the fluid outlet of the turbine runner 4.
  • the flow of hydraulic oil to the pump inlet that is the fluid inlet of the fluid is rectified.
  • the damper unit 7 has a plurality of springs 71 and 72, respectively, and is fixed to the turbine hub 5 together with the turbine shell 40.
  • the lockup clutch mechanism 8 includes a lockup piston 80 and a friction plate 81 attached to the surface thereof.
  • the torque converter 1 configured as described above, when the engine (not shown) is operated and the front cover 2 and the pump impeller 3 rotate, the pump outlet on the outer peripheral side of the pump impeller 3 leads to the turbine inlet on the outer peripheral side of the turbine runner 4.
  • the turbine runner 4 starts to be rotated by the flow of hydraulic oil, and the power from the engine is transmitted from the front cover 2 to the turbine hub 5 via the turbine runner 4 (hydraulic oil).
  • the stator 6 converts the flow of hydraulic oil into a direction that assists the rotation of the pump impeller 3 when the rotational speed difference between the pump impeller 3 and the turbine runner 4 is large.
  • the torque converter 1 operates as a torque amplifier when the rotational speed difference between the pump impeller 3 and the turbine runner 4 is large.
  • the stator 6 When the rotational speed difference between the two becomes small, the stator 6 is idled via the one-way clutch 60. By doing so, it operates as a fluid coupling.
  • a predetermined condition is satisfied after the vehicle starts (for example, when the vehicle speed reaches a predetermined value)
  • the lock-up clutch mechanism 8 When a predetermined condition is satisfied after the vehicle starts (for example, when the vehicle speed reaches a predetermined value), the lock-up clutch mechanism 8 is operated, and the power transmitted from the engine to the front cover 2 is output to the output member.
  • the engine and the input shaft of the transmission are mechanically directly connected to each other. Further, the fluctuation of torque transmitted from the front cover 2 to the turbine hub 5 is absorbed by the damper unit 7.
  • the number of the pump blades 31 of the pump impeller 3 and the number of the turbine blades 41 of the turbine runner 4 are different (for example, operation) in order to suppress the occurrence of unexpected resonance.
  • the number of pump blades 31 is set slightly larger than the number of turbine blades 41).
  • the mounting angle of each turbine blade 41 with respect to the turbine shell 40 (the angle of the flow immediately after flowing into the blade) is determined to be smaller (seriously) than the mounting angle of each pump blade 31 with respect to the pump shell 30. The turbine blade 41 is twisted.
  • the difference between the mounting angle of the pump blade 31 at the pump inlet and the mounting angle of the pump blade 31 at the pump outlet is the difference between the mounting angle of the turbine blade 41 at the turbine inlet and the mounting angle of the turbine blade 41 at the turbine outlet. It is set smaller than the difference.
  • the average value (the average value from the pump inlet to the outlet) of the pump blade 31 in the pump impeller 3 is the average value (the average value from the pump inlet to the outlet) of the turbine blade 41 in the turbine runner 4. Larger than.
  • ⁇ out1 is an angle formed by a tangent line from the turbine blade outlet end point with respect to a perpendicular line in the Y direction
  • ⁇ out2 is adjacent when an inscribed circle in contact with the blade outer line adjacent to the turbine blade outlet end point is drawn.
  • a tangent to the contact point between the blade to be inscribed and the inscribed circle is an angle formed with respect to a perpendicular line in the Y direction.
  • the fact that the attachment angle of the turbine blade at the turbine outlet is smaller than the attachment angle of the turbine blade at the turbine inlet means that the absolute value of ⁇ out is smaller than the absolute value of ⁇ in.
  • the mounting angle of each turbine blade 41 at the turbine outlet which is the fluid outlet of the turbine runner 4 is set so that the hydraulic oil flowing out from the fluid outlet of the turbine runner 4 easily hits the stator blade 61 of the stator 6. It is set smaller than the mounting angle of each turbine blade 41 at the turbine inlet, which is the fluid inlet of the runner 4.
  • the pump impeller 3 and the turbine runner 4 are formed so as to constitute a torus that is slightly smaller in diameter than the conventional torque converter and flattened compared to the conventional torque converter.
  • the torque converter 1 of the embodiment is made compact as a whole and a sufficient space for mounting the damper unit 7 is secured.
  • each turbine blade 41 at the turbine outlet is reduced and the pump impeller 3 and the turbine runner 4 are flattened and reduced in diameter in this way, the turbine blades 41 are defined between adjacent turbine blades 41 near the turbine outlet.
  • the cross-sectional area of the flow path becomes small, resulting in a decrease in torque capacity, and in some cases, there is a risk of flow separation near the turbine outlet.
  • the turbine runner 4 constituting the torque converter 1 of the embodiment has an outer line 41co on the turbine shell 40 side of the turbine blade 41 and an inner side on the turbine core 42 side at the turbine outlet (fluid outlet).
  • the radius ro of the inscribed circle ICo inscribed with the contour line 41ci is the outer contour line 41co and inner contour line 41ci (the outer peripheral end of the inner contour line 41ci) at the turbine inlet (fluid inlet).
  • the torque converter 1 according to the embodiment has an asymmetric structure in which the pump impeller 3 and the turbine runner 4 are asymmetrical.
  • the inner line 41ci of the turbine blade is an inner edge on the turbine core 42 side in the projected image of the turbine blade 41 when the turbine blade 41 is projected onto a plane including the apparatus center line CC and the rotation axis AC.
  • the outline 31co of the pump blade 31 is an outer edge on the pump shell 30 side in the projected image of the pump blade 31 when the pump blade 31 is projected onto a plane including the device center line CC and the rotation axis AC.
  • the length dt from the device center line CC to the farthest point (farthest portion) 41x farthest in the extending direction of the rotation axis AC of the turbine blade 41 corresponding to the device center line CC is set.
  • the outline 41co of the turbine blade 41 Is expanded in the extending direction of the rotation axis AC from the outer line 31co on the pump shell 30 side of the pump blade 31 on the turbine outlet side.
  • the apparatus center plane PC the farthest of each turbine blade 41 from the apparatus center plane PC.
  • the turbine runner 4 included in the torque converter 1 has a turbine inlet and a turbine outlet that are substantially symmetrical with the pump impeller 3 (see the two-dot chain line in FIG. 3). Between the vicinity of the central portion and the turbine outlet, the rotation axis AC extends (extends) outward and extends, so that the torque converter 1 is asymmetric with respect to the device center line CC (device center plane PC). Has a torus.
  • the difference (Rtp ⁇ Rso) between the rotation radius Rtp of the pump blade 31 and the turbine blade 41 and the rotation radius Rso of the outer peripheral end of the stator blade 61 is the pump.
  • Pump impeller 3, turbine runner 4, and stator are smaller than one half of the difference (Rtp ⁇ Rsi) between the rotation radius Rtp of blade 31 and turbine blade 41 and the rotation radius Rsi of the inner peripheral end of stator blade 61. 6 dimensions and the like are defined.
  • the torque converter 1 will be described in more detail with reference to FIG. 4.
  • the projected image of the pump blade 31 of the embodiment has three curvatures at the outer edge on the pump shell 30 side.
  • the projection images of the turbine blades 41 of the embodiment include the change points Cp1, Cp2, and Cp3, and include two curvature change points Ct1 and Ct2 at the outer edge portion on the turbine shell 40 side.
  • the cross section (shell inner periphery) of the pump shell 30 when the pump shell 30 is cut along a plane including the rotational axis AC includes three curvature change points corresponding to the curvature change points Cp1, Cp2 and Cp3.
  • the section of the turbine shell 40 (shell inner periphery) when the turbine shell 40 is cut along a plane including the rotational axis AC includes two curvature change points corresponding to the curvature change points Ct1 and Ct2. become.
  • the curvature radius rt0 of the 0th projected turbine outer edge Et0 which is the outer edge on the turbine shell 40 side from the outer peripheral edge 41i of the projected image of the turbine blade 41 to the curvature change point Ct1 on the outermost periphery
  • the curvature radius rp0 of the 0th projected pump outer edge portion Ep0 that is the outer edge portion on the pump shell 30 side from the outlet outer peripheral end 31o to the outermost peripheral curvature change point Cp1 in the projected image of the pump blade 31 is set to the same value. Both curvature centers Ot0 and Op0 also coincide.
  • the curvature radii are the same as each other. That is, as shown in FIG.
  • the outline 41co of the turbine blade 41 has a symmetric area that is symmetric with the outline 31co of the pump blade 31 and an asymmetric area that is not symmetric with the outline 31co of the pump blade 31.
  • the symmetric region includes the inlet outer peripheral end 41 i of the turbine blade 41, and the asymmetric region includes the outlet inner peripheral end 41 o of the turbine blade 41.
  • the “curvature change point on the outermost peripheral side” in the present invention does not include, for example, those provided from the viewpoint of joining (tightly) the blade and the shell to each other.
  • the radius of curvature rt1 of the first projected turbine outer edge portion Et1 that is the outer edge portion on the turbine shell 40 side from the outermost peripheral curvature change point Ct1 to the second curvature change point Ct2 from the outermost periphery side in the projected image of the turbine blade 41.
  • the radius of curvature rp1 of the first projected pump outer edge Ep1 which is the outer edge of the pump shell 30 from the outermost peripheral curvature change point Cp1 to the second curvature change point Cp2 from the outer peripheral side in the projected image of the pump blade 31.
  • the curvature center Ot1 of the first projection turbine outer edge portion Et1 is located closer to the rotation axis AC side than the curvature center Op1 of the first projection pump outer edge portion Ep1. Further, the radius of curvature rt2 of the second projected turbine outer edge portion Et2 that is the outer edge portion on the shell side from the second curvature change point Ct2 from the outer peripheral side in the projected image of the turbine blade 41 to the outlet inner peripheral end 41o in the projected image is , Smaller than the radius of curvature rp2 of the second projected pump outer edge Ep2 which is the outer edge of the shell side from the second curvature change point Cp2 to the third curvature change point Cp3 from the outer peripheral side in the projected image of the pump blade 31; The center of curvature Ot2 of the second projection turbine outer edge portion Et2 is located closer to the rotation axis AC side than the center of curvature Op2 of the second projection pump outer edge portion Ep2.
  • n + 1th projected pump outer edge portion Epn which is the outer edge portion on the shell side to the inlet inner peripheral end 31i in the projected image of the (n + 1) th curvature change point Cpn + 1 or the pump blade 31.
  • the curvature center Otn of the projection turbine outer edge portion Etn is located closer to the rotational axis AC than the curvature center Opn of the nth projection pump outer edge portion Epn.
  • the length dt from the apparatus center line CC to the farthest point 41x farthest in the extending direction of the rotation axis AC of the turbine blade 41 corresponding to the apparatus center line CC is changed from the apparatus center line CC to the rotation axis of the pump blade 31 corresponding thereto. It becomes possible to make it longer than the length dp to the farthest point 31x farthest in the extending direction of the heart AC. Further, the n + 1-th curvature change point Ctn + 1 or the turbine blade 41 from the point corresponding to the n-th curvature change point Ctn of the section of the turbine shell 40 when the turbine shell 40 is cut along a plane including the rotational axis AC.
  • the radius of curvature of the inner periphery of the shell up to a point corresponding to the outlet inner peripheral end 41o in the projected image is the nth curvature of the cross section of the pump shell 30 when the pump shell 30 is cut along a plane including the rotational axis AC. This is smaller than the radius of curvature of the inner periphery of the shell from the point corresponding to the change point Cpn to the n + 1th curvature change point Cpn + 1 or the point corresponding to the inlet inner peripheral end 31i in the projected image of the pump blade 31.
  • n + 1-th curvature change point Ctn + 1 or the outlet inner peripheral end 41o from the point corresponding to the curvature change point Ctn of the section of the turbine shell 40 when the turbine shell 40 is cut along a plane including the rotational axis AC.
  • the center of curvature of the inner circumference of the shell up to the point is the (n + 1) th curvature change point Cpn from the point corresponding to the curvature change point Cpn of the cross section of the pump shell 30 when the pump shell 30 is cut in a plane including the rotational axis AC. It is located closer to the rotational axis AC than the center of curvature of the inner periphery of the shell up to the point corresponding to +1 or the outlet inner peripheral end 41o.
  • the radius of curvature rp3 of the third projection pump outer edge portion Ep3, which is the outer edge portion on the shell side, is smaller, and the center of curvature Ot2 of the second projection turbine outer edge portion Et2 is the rotation axis than the center of curvature Op3 of the third projection pump outer edge portion Ep3.
  • the cross-sectional area at the turbine outlet side of the flow path defined between the turbine blades 41 adjacent to each other of the turbine runner 4 can be increased.
  • FIG. 5 is a sectional view of a flow path defined between adjacent pump blades of pump impellers included in the torque converter 1 of the embodiment configured as described above, the torque converter of the conventional example, and the torque converter of the comparative example.
  • FIG. 6 is a graph showing the area, and FIG. 6 is a diagram illustrating a breakage of a flow path defined between adjacent turbine blades of the turbine runner included in the torque converter 1 of the embodiment, the torque converter of the conventional example, and the torque converter of the comparative example. It is a graph which shows an area. 5 represents the ratio Lp / Lp0 of the flow path length Lp from the pump inlet to the total flow path length Lp0 from the pump inlet to the pump outlet, and the horizontal axis in FIG.
  • the torque converter of the conventional example includes a pump impeller having a slightly larger outer diameter than that of the pump impeller 3 and having a low flatness, and a turbine runner configured to be substantially symmetric with the pump impeller. It is a waste.
  • the torque converter of the comparative example includes the same pump impeller as the pump impeller 3 and a turbine runner configured to be substantially symmetric with the pump impeller.
  • the pump impellers included in the conventional torque converter have a slightly larger outer diameter and lower flatness, so that they are adjacent to each other compared to the pump impellers included in the torque converters of the examples and comparative examples.
  • the cross-sectional area of the flow path defined between the matching pump blades is large throughout the area from the pump inlet to the pump outlet.
  • the cross-sectional area of the flow path defined between adjacent pump blades of the pump impeller is from the pump inlet to the pump It becomes almost constant over the exit.
  • the torque converter 1 of the embodiment the occurrence of flow separation in the central portion of the flow path from the turbine inlet to the turbine outlet (the area surrounded by the broken line in FIG. 3), and the flow on the turbine outlet side of the flow path. It is possible to suppress the occurrence of peeling and reduce torque transmission loss.
  • FIG. 7 shows the relationship between the speed ratio e between the pump impeller and the turbine runner and the capacity coefficient C of the torque converter 1 of the example, the torque converter of the conventional example, and the torque converter of the comparative example.
  • the capacity coefficient C of the torque converter of the example and the comparative example is shown as a converted value when the capacity coefficient C of the torque converter of the conventional example is set to 1.
  • the torque capacity cannot be reduced by simply flattening (and reducing the diameter) of the pump impeller and the turbine runner (see the comparative example).
  • the torus By extending (extending) the region of the runner from the vicinity of the center between the turbine inlet and the turbine outlet to the turbine outlet in the direction of extension of the rotation axis of the torque converter and outward, the torus is made asymmetric.
  • the performance (torque capacity) superior to the conventional torque converter can be obtained.
  • the mounting angle of the turbine blade 41 at the turbine outlet that is the fluid outlet of the turbine runner 4 is greater than the mounting angle of the turbine blade 41 at the turbine inlet that is the fluid inlet of the turbine runner 4. It is also small.
  • the radius ro of the inscribed circle ICo inscribed in the turbine shell 40 side outer line 41co and the turbine core 42 side inner line 41ci at the turbine outlet is the turbine inlet and the outer line 41co and inner line 41ci.
  • the outer contour line 41co of the turbine blade 41 is larger than the outer contour line 31co of the pump blade 31 on the pump shell 30 side on the turbine outlet side. Inflated in the extending direction.
  • the mounting angle of the turbine blade 41 at the turbine outlet smaller than the mounting angle of the turbine blade 41 at the turbine inlet, the hydraulic oil flowing out from the turbine runner 4 can easily hit the stator blade 61 of the stator 6.
  • the torque amplification performance can be improved.
  • the radius ro of the inscribed circle ICo inscribed in the outer line 41co and the inner line 41ci of the turbine blade 41 at the turbine outlet is the radius of the inscribed circle ICi inscribed in the outer line 41co and the inner line 41ci at the turbine inlet.
  • the outer line 41co of the turbine blade 41 is expanded in the extending direction of the rotation axis AC from the outer line 31co on the pump shell 30 side of the pump blade 31 at the turbine outlet side.
  • the torque converter 1 of the above embodiment is extremely suitable for a vehicle in which lockup is performed by the lockup clutch mechanism 8 at a very low vehicle speed of about 10 km / h, for example. That is, if the torque converter 1 capable of suppressing the decrease in torque capacity and improving the torque amplification performance is mounted on such a vehicle, the torque amplification performance can be ensured by reducing the required torque capacity.
  • the rotational radius Rtp of the pump blade 31 and the turbine blade 41 can be made significantly smaller than the rotational radius Rdp of the damper unit 7 (see FIG. 1), whereby the entire torque converter 1 and thus the entire transmission can be reduced. It can be made smaller.
  • the length dt from the device center line CC to the farthest point 41x farthest in the extending direction of the rotation axis AC of the turbine blade 41 is set from the device center line CC to the pump blade.
  • the torus that is, the pump impeller 3 and the turbine runner 4 are flattened and reduced in diameter, and the mounting angle of the turbine blade 41 Even if the pump blade 31 is twisted, the outer line 41co of the turbine blade 41 is more appropriately expanded in the extending direction of the rotational axis AC than the outer line 31co of the pump blade 31 in the turbine outlet region. It is possible to make the change width of the channel cross-sectional area from the inlet to the turbine outlet as small as possible.
  • the pump impeller 3 pumps up the hydraulic oil from the turbine runner 4 and supplies it again to the turbine runner 4, it is not necessary to make the mounting angle of the pump blade 31 as small as the mounting angle of the turbine blade 41. . Accordingly, the difference between the mounting angle of the pump blade 31 at the pump inlet and the mounting angle of the pump blade 31 at the pump outlet is smaller than the difference between the mounting angle of the turbine blade 41 at the turbine inlet and the mounting angle of the turbine blade 41 at the turbine outlet. By doing so, the width of change in the cross-sectional area of the flow path defined between the adjacent pump blades 31 can be further reduced, so that it is not necessary to inflate the pump impeller 3 like the turbine runner 4.
  • the torque converter 1 can be further downsized.
  • the pump blade 31 and the turbine blade 41 are connected to the apparatus center line CC and the pump impeller in a state where the outlet outer peripheral end 31o of the pump blade 31 and the inlet outer peripheral end 41i of the turbine blade 41 face each other. 3 and an outer edge portion on the turbine shell 40 side that extends with a certain curvature from the curvature change point Ct1 on the outermost peripheral side in the projected image of the turbine blade 41 when projected onto a plane including the rotational axis AC of the turbine runner 4.
  • the first projection turbine outer edge portion Et1 is smaller than the first projection pump outer edge portion Ep1, which is an outer edge portion on the pump shell 30 side extending from the curvature change point Cp1 on the outermost peripheral side in the projected image of the pump blade 31 with a certain curvature.
  • a first projection turbine outer edge E having a radius of curvature (rt1 ⁇ rp1); 1 center of curvature Ot1 is positioned at the rotation axis AC side of the center of curvature Op1 of the first projection pump outer edges Ep1.
  • the length dt from the apparatus center line CC to the farthest point 41x farthest in the extending direction of the rotation axis AC of the turbine blade 41 is set to the extending direction of the rotation axis AC of the pump blade 31 from the apparatus center line CC. It is possible to make it longer than the length dp up to the farthest point 31x. And since the cross-sectional area of the flow path defined between the turbine blades 41 adjacent to each other in the turbine runner 4 can be sufficiently secured in the central portion between the turbine inlet and the turbine outlet, It is possible to suppress the occurrence of flow separation in the section and reduce torque transmission loss.
  • the difference (rp1 ⁇ rt1) between the radius of curvature rp1 of the first projection pump outer edge portion Ep1 and the radius of curvature rt1 of the first projection turbine outer edge portion Et1 is preferably 30 to 40 mm, for example.
  • Projection turbine outer edge portion Et2 is a second projection pump outer edge portion Ep2 that is an outer edge portion on the pump shell 30 side from the second curvature change point Cp2 to the third curvature change point Cp3 from the outer peripheral side in the projected image of pump blade 31.
  • the curvature center Ot2 of the second projection turbine outer edge portion Et2 is located closer to the rotational axis AC side than the curvature center Op2 of the second projection pump outer edge portion Ep2 (rt2 ⁇ rp2). is doing.
  • the curvature radius rt0 of the 0th projected turbine outer edge portion Et0 that is the outer edge portion on the shell side from the inlet outer peripheral edge 41i to the outermost peripheral curvature change point Ct1 in the projected image of the turbine blade 41.
  • the radius of curvature rp0 of the 0th projected pump outer edge portion Ep0 that is the outer edge portion on the pump shell 30 side from the outlet outer peripheral end 31o to the outermost peripheral curvature change point Cp1 in the projected image of the pump blade 31 is the same value.
  • the outline 41co of the turbine blade 41 has a symmetric area that is symmetric with the outline 31co of the pump blade 31 and an asymmetric area that is not symmetric with the outline 31co of the pump blade 31.
  • the inlet outer peripheral end 41 i of the blade 41 is included, and the outlet inner peripheral end 41 o of the turbine blade 41 is included in the asymmetric region.
  • the difference (Rtp ⁇ Rso) between the rotation radius Rtp of the pump blade 31 and the turbine blade 41 and the rotation radius Rso of the outer peripheral end of the stator blade 61 is the rotation of the pump blade 31 and the turbine blade 41.
  • the dimensions of the pump impeller 3, the turbine runner 4 and the stator 6 are determined so as to be smaller than one half of the difference (Rtp ⁇ Rsi) between the radius Rtp and the rotation radius Rsi of the inner peripheral end of the stator blade 61. Yes.
  • the cross-sectional area on the turbine outlet side of the flow path defined between adjacent turbine blades 41 of the turbine runner 4 can be increased, and flow separation occurs on the turbine outlet side of the flow path. And torque transmission loss can be reduced.
  • the farthest farthest from the device center line CC in the extending direction of the rotational axis AC of the turbine blade 41 The ratio dt / dp between the length dt to the point 41x and the length dp from the device center line CC to the farthest point 31x farthest in the extending direction of the rotational axis AC of the pump blade 31 is, for example, 1.05 ⁇ dt It may be determined within the range of /dp ⁇ 1.20.
  • the torque converter 1 is configured to satisfy, for example, 0.5 ⁇ ⁇ ⁇ 0.7. preferable.
  • the projected image of the pump blade 31 of the above embodiment includes three curvature change points Cp1, Cp2 and Cp3 at the outer edge portion on the pump shell 30 side, and the projected image of the turbine blade 41 of the above embodiment is on the turbine shell 40 side.
  • two curvature change points Ct1 and Ct2 are included in the outer edge portion, the number of curvature change points in the projected images of the pump blade 31 and the turbine blade 41 is not limited to this and may be arbitrarily determined.
  • the present invention can be used in the field of manufacturing a fluid torque transmission device such as a torque converter.

Landscapes

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Abstract

　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おり、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。

Description

流体式トルク伝達装置
　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）。
特開２００７－１３２４５９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。このように、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。
　この流体式トルク伝達装置では、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してタービンランナの流体出口から流出する作動流体をステータのステータブレードに当たりやすくすることで、トルクコンバータにおけるトルク増幅性能、特に車両の発進時におけるトルク増幅性能を向上させている。そして、この流体式トルク伝達装置では、タービンランナの流体出口でタービンブレードのタービンシェル側の外郭線とタービンコア側の内郭線とに内接する内接円の半径をタービンランナの流体入口で外郭線と内郭線とに内接する内接円の半径よりも大きくすると共に、タービンブレードの外郭線をタービンランナの流体出口側でポンプブレードのポンプシェル側の外郭線よりもポンプインペラおよびタービンランナの回転軸心の延在方向に膨らませており、これにより、この流体式トルク伝達装置は、ポンプインペラとタービンランナとが非対称化された非対称構造を有し、ポンプインペラ、タービンランナおよびステータにより非対称なトーラス（環状流路）が形成される。このような構成により、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。従って、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したことに伴うタービンランナの流体出口付近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の低下、タービンランナの流体出口付近で流れの剥離、トルク容量の低下を抑制しつつ、必要以上にタービンランナを膨らませないようにして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出口外周端と前記タービンブレードの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てもよい。これにより、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。
　更に、前記タービンブレードの前記外郭線は、前記流体出口外周端と前記流体入口外周端とが対向する状態で前記タービンブレードを前記装置中心線と前記回転軸心とを含む平面に投影したときの該タービンブレードの投影像における前記タービンシェル側の外縁であってもよく、前記タービンブレードの前記内郭線は、該タービンブレードを前記平面に投影したときの前記投影像における前記タービンコア側の内縁であってもよく、前記ポンプブレードの前記外郭線は、該ポンプブレードを前記平面に投影したときの該ポンプブレードの投影像における前記ポンプシェル側の外縁であってもよい。
　また、前記ポンプインペラの流体入口における前記ポンプブレードの取付角度と該ポンプインペラの流体出口における該ポンプブレードの取付角度との差は、前記タービンランナの流体入口における前記タービンブレードの取付角度と該タービンランナの流体出口における該タービンブレードの取付角度との差よりも小さくてもよい。すなわち、ポンプインペラは、タービンランナからの作動流体をくみ上げて再度タービンランナに供給するものであるから、ポンプブレードの取付角度をタービンブレードの取付角度のように小さくする必要はない。従って、ポンプインペラの流体入口におけるポンプブレードの取付角度と流体出口におけるポンプブレードの取付角度との差をタービンランナの流体入口におけるタービンブレードの取付角度と流体出口におけるタービンブレード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、ポンプインペラをタービンランナのように膨らませる必要がなくなり、それにより流体式トルク伝達装置をより一層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。
　また、前記出口外周端と前記入口外周端とが対向する状態で前記ポンプブレードおよび前記タービンブレードを前記装置中心線と前記ポンプインペラおよび前記タービンランナの前記回転軸心とを含む平面に投影したときに、前記ポンプブレードの投影像と前記タービンブレードの投影像とは、前記ポンプシェル側または前記タービンシェル側の外縁部に曲率変化点をそれぞれ少なくとも一つ含んでもよく、前記タービンブレードの投影像における最外周側の曲率変化点から一定の曲率をもって延びる前記タービンシェル側の外縁部である投影タービン外縁部は、前記ポンプブレードの投影像における最外周側の曲率変化点から一定の曲率をもって延びる前記ポンプシェル側の外縁部である投影ポンプ外縁部に比べて小さい曲率半径を有してもよく、前記投影タービン外縁部の曲率中心は、前記投影ポンプ外縁部の曲率中心よりも前記回転軸心側に位置してもよい。これにより、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ることが可能となる。そして、タービンランナの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。
　更に、前記タービンブレードの投影像における外周側からｎ番目（ただし“ｎ”は値２以上の整数である）の曲率変化点からｎ＋１番目の曲率変化点または前記タービンブレードの投影像における流体出口内周端までの前記タービンシェル側の外縁部である第ｎ投影タービン外縁部は、前記ポンプブレードの投影像における外周側からｎ番目の曲率変化点からｎ＋１番目の曲率変化点または前記ポンプブレードの投影像における入口内周端までの前記ポンプシェル側の外縁部である第ｎ投影ポンプ外縁部に比べて小さい曲率半径を有してもよく、前記第ｎ投影タービン外縁部の曲率中心は、前記第ｎ投影ポンプ外縁部の曲率中心よりも前記回転軸心側に位置してもよい。これにより、タービンランナの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がタービン出口に向かうにつれて減少するのを抑制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。
　そして、前記流体式トルク伝達装置は、前記ポンプブレードおよび前記タービンブレードの回転半径と前記ステータブレードの外周端の回転半径との差は、前記ポンプブレードおよび前記タービンブレードの回転半径と前記ステータブレードの内周端の回転半径との差の２分の１よりも小さくてもよい。これにより、タービンランナの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。
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。 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。 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。 実施例のトルクコンバータ１、従来例のトルクコンバータおよび比較例のトルクコンバータに含まれる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を示すグラフである。 実施例のトルクコンバータ１、従来例のトルクコンバータおよび比較例のトルクコンバータに含まれるタービンランナの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示すグラフである。 ポンプインペラとタービンランナとの速度比ｅと、実施例のトルクコンバータ１、従来例のトルクコンバータおよび比較例のトルクコンバータの容量係数Ｃとの関係を示すグラフである。
　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適用されるものであり、図１に示されるように、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回転軸が固定される。また、タービンハブ５には、図示されない自動変速機（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、図示されないエンジンが作動されてフロントカバー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ダンパユニット７の搭載スペースが充分に確保される。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する。
　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場合（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。加えて、実施例のトルクコンバータ１では、図３に示すように、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４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と、同図に示すように、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。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。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。
　すなわち、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。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。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。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。
　なお、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。
　図５は、上述のように構成された実施例のトルクコンバータ１、従来例のトルクコンバータおよび比較例のトルクコンバータに含まれる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を示すグラフであり、図６は、実施例のトルクコンバータ１、従来例のトルクコンバータおよび比較例のトルクコンバータに含まれるタービンランナの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示すグラフである。なお、図５の横軸は、ポンプ入口からの流路長Ｌｐのポンプ入口からポンプ出口までの総流路長Ｌｐ０に対する比Ｌｐ／Ｌｐ０を示し、図６の横軸は、タービン入口からの流路長Ｌｔのタービン入口からタービン出口までの総流路長Ｌｔ０に対する比Ｌｔ／Ｌｔ０を示す。ここで、従来例のトルクコンバータは、上記ポンプインペラ３に比べて若干外径が大きく、かつ偏平度の低いポンプインペラと、このポンプインペラと概ね対称を成すように構成されたタービンランナとを含むものである。また、比較例のトルクコンバータは、上記ポンプインペラ３と同一のポンプインペラと、このポンプインペラと概ね対称を成すように構成されたタービンランナとを含むものである。
　図５からわかるように、従来例のトルクコンバータに含まれるポンプインペラは、外径が若干大きくかつ偏平度が低いことから、実施例や比較例のトルクコンバータに含まれるポンプインペラに比べて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がポンプ入口からポンプ出口までの全域で大きくなっている。そして、実施例のトルクコンバータ１、従来例のトルクコンバータおよび比較例のトルクコンバータの何れにおいても、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る。
　これに対して、図６からわかるように、従前の設計手法に従って製造された従来例や比較例のタービンランナでは、基本的に、タービン入口からタービン出口に向かうにつれて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が小さくなる。これに対して、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では、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他に比べて小さくなっており、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領域では、従来例と概ね同様の流路断面積が確保されている。従って、実施例のトルクコンバータ１では、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が可能となる。
　図７に、ポンプインペラとタービンランナとの速度比ｅと、実施例のトルクコンバータ１、従来例のトルクコンバータおよび比較例のトルクコンバータの容量係数Ｃとの関係を示す。同図において、実施例および比較例のトルクコンバータの容量係数Ｃは、従来例のトルクコンバータの容量係数Ｃを値１としたときの換算値として示される。同図からわかるように、ポンプインペラおよびタービンランナを単純に偏平化（および小径化）しただけでは、トルク容量の低下を免れることができないが（比較例参照）、上記実施例のように、タービンランナの特に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までの領域をトルクコンバータの回転軸心の延在方向かつ外方に拡大（延出）してトーラスを非対称化することにより、従来のトルクコンバータを上回る性能（トルク容量）を得ることができる。
　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。
　このように、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することで、タービンランナ４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してトルク増幅性能を向上させることができる。そして、タービン出口でタービンブレード４１の外郭線４１ｃｏと内郭線４１ｃｉとに内接する内接円ＩＣｏの半径ｒｏを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よりも大きくすると共に、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の延在方向に膨らませることで、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。これにより、実施例のトルクコンバータ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。
　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、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、トーラスすなわちポンプインペラ３やタービンランナ４を偏平化、小径化し、タービンブレード４１の取付角度をポンプブレード３１に比べてねかせたとしても、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。
　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では、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とが対向する状態で当該ポンプブレード３１および当該タービンブレード４１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、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から一定の曲率をもって延びるタービンシェル４０側の外縁部である第１投影タービン外縁部Ｅｔ１が、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から一定の曲率をもって延びるポンプシェル３０側の外縁部である第１投影ポンプ外縁部Ｅｐ１に比べて小さい曲率半径を有しており（ｒｔ１＜ｒｐ１）、第１投影タービン外縁部Ｅｔ１の曲率中心Ｏｔ１が第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よりも長くすることが可能となる。そして、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、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までのタービンシェル４０側の外縁部である第２投影タービン外縁部Ｅｔ２が、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までのポンプシェル３０側の外縁部である第２投影ポンプ外縁部Ｅｐ２に比べて小さい曲率半径を有しており（ｒｔ２＜ｒｐ２）、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。
　更に、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までのシェル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いる。すなわち、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。
　そして、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。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。
　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等において利用可能である。

Claims (8)

  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。
  2. 　請求項１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。
  3. 　請求項２に記載の流体式トルク伝達装置において、
    　前記タービンブレードの前記外郭線は、前記流体出口外周端と前記流体入口外周端とが対向する状態で前記タービンブレードを前記装置中心線と前記回転軸心とを含む平面に投影したときの該タービンブレードの投影像における前記タービンシェル側の外縁であり、
    　前記タービンブレードの前記内郭線は、該タービンブレードを前記平面に投影したときの前記投影像における前記タービンコア側の内縁であり、
    　前記ポンプブレードの前記外郭線は、該ポンプブレードを前記平面に投影したときの該ポンプブレードの投影像における前記ポンプシェル側の外縁であることを特徴とする流体式トルク伝達装置。
  4. 　請求項１から３の何れか一項に記載の流体式トルク伝達装置において、
    　前記ポンプインペラの流体入口における前記ポンプブレードの取付角度と該ポンプインペラの流体出口における該ポンプブレードの取付角度との差は、前記タービンランナの流体入口における前記タービンブレードの取付角度と該タービンランナの流体出口における該タービンブレードの取付角度との差よりも小さいことを特徴とする流体式トルク伝達装置。
  5. 　請求項１から４の何れか一項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。
  6. 　請求項５に記載の流体式トルク伝達装置において、
    　前記出口外周端と前記入口外周端とが対向する状態で前記ポンプブレードおよび前記タービンブレードを前記装置中心線と前記ポンプインペラおよび前記タービンランナの前記回転軸心とを含む平面に投影したときに、前記ポンプブレードの投影像と前記タービンブレードの投影像とは、前記ポンプシェル側または前記タービンシェル側の外縁部に曲率変化点をそれぞれ少なくとも一つ含み、前記タービンブレードの投影像における最外周側の曲率変化点から一定の曲率をもって延びる前記タービンシェル側の外縁部である投影タービン外縁部は、前記ポンプブレードの投影像における最外周側の曲率変化点から一定の曲率をもって延びる前記ポンプシェル側の外縁部である投影ポンプ外縁部に比べて小さい曲率半径を有すると共に、前記投影タービン外縁部の曲率中心は、前記投影ポンプ外縁部の曲率中心よりも前記回転軸心側に位置することを特徴とする流体式トルク伝達装置。
  7. 　請求項５または６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投影像における外周側からｎ番目（ただし“ｎ”は値２以上の整数である）の曲率変化点からｎ＋１番目の曲率変化点または前記タービンブレードの投影像における流体出口内周端までの前記タービンシェル側の外縁部である第ｎ投影タービン外縁部は、前記ポンプブレードの投影像における外周側からｎ番目の曲率変化点からｎ＋１番目の曲率変化点または前記ポンプブレードの投影像における入口内周端までの前記ポンプシェル側の外縁部である第ｎ投影ポンプ外縁部に比べて小さい曲率半径を有すると共に、前記第ｎ投影タービン外縁部の曲率中心は、前記第ｎ投影ポンプ外縁部の曲率中心よりも前記回転軸心側に位置することを特徴とする流体式トルク伝達装置。
  8. 　請求項１から７の何れか一項に記載の流体式トルク伝達装置において、
    　前記ポンプブレードおよび前記タービンブレードの回転半径と前記ステータブレードの外周端の回転半径との差は、前記ポンプブレードおよび前記タービンブレードの回転半径と前記ステータブレードの内周端の回転半径との差の２分の１よりも小さいことを特徴とする流体式トルク伝達装置。
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