WO2012120975A1 - トルクコンバータ - Google Patents

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WO2012120975A1
WO2012120975A1 PCT/JP2012/053248 JP2012053248W WO2012120975A1 WO 2012120975 A1 WO2012120975 A1 WO 2012120975A1 JP 2012053248 W JP2012053248 W JP 2012053248W WO 2012120975 A1 WO2012120975 A1 WO 2012120975A1
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torque converter
outer peripheral
support portion
peripheral surface
impeller
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Inventor
一訓 川島
Original Assignee
ジヤトコ株式会社
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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
    • F16H—GEARING
    • F16H41/00—Rotary fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H41/24—Details
    • F16H41/26—Shape of runner blades or channels with respect to function

Definitions

  • the present invention relates to a torque converter.
  • the torque converter includes an impeller coupled to an input shaft, a turbine coupled to an output shaft, and a stator interposed between the impeller and the turbine, and torque input from the input shaft is passed through oil from the impeller. To the turbine.
  • JP 62-10035U describes that it includes two stators, a first stator disposed on the turbine side and a second stator disposed on the impeller side.
  • the design path diameter which is the distance between the flow line of the working fluid in the stator and the rotating shaft
  • the torque ratio increases but the torque capacity coefficient decreases.
  • the design path diameter decreases, the torque capacity coefficient increases but the torque ratio decreases.
  • the design path diameter increases as the stator inner diameter increases, and decreases as the stator inner diameter decreases.
  • the present invention has been made in view of such technical problems, and an object thereof is to achieve both an increase in torque ratio of a torque converter and an increase in torque capacity coefficient.
  • a torque converter an impeller to which a driving force of a driving source is input, a turbine that is disposed opposite to the impeller and transmits power to an output shaft of the torque converter, and an impeller.
  • a first stator blade disposed between the turbine and on the turbine side; a first support portion disposed on an inner diameter side of the first stator blade and supporting the first stator blade on an outer peripheral surface; an impeller and a turbine; And a second stator blade disposed on the impeller side and a second support portion disposed on the inner diameter side of the second stator blade and supporting the second stator blade with an outer peripheral surface having a smaller diameter than the first support portion;
  • a torque converter is provided.
  • the inner diameter of the first stator blade is different from the inner diameter of the second stator blade, and the first stator blade is enlarged and the second stator blade is reduced. And an increase in torque capacity coefficient can be achieved at the same time.
  • FIG. 1 is a sectional view of a torque converter according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a view for explaining the diameter of each part of the torque converter.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a torque converter according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of a torque converter according to the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a sectional view of a torque converter according to the fourth embodiment of the present invention.
  • the first embodiment will be described.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a torque converter 100 according to a first embodiment of the present invention.
  • the torque converter 100 includes a front cover 10 and an impeller shell 20 that define a fluid chamber 80 therein, a pump impeller 30 accommodated in the front cover 10 and the impeller shell 20, a turbine runner 40, a first stator 50, and a first stator 50. 2 stators 60.
  • the front cover 10 is fitted to the opening end 21 of the impeller shell 20 so as to be rotatable integrally with the impeller shell 20 and connected to a driving source such as an engine via the boss 11.
  • the impeller shell 20 is fitted to the front cover 10 to define a fluid chamber 80.
  • a pump impeller 30 is disposed on the inner wall of the impeller shell 20.
  • the pump impeller 30 is arranged on the inner wall on the outer diameter side of the impeller shell 20, and is constituted by a large number of impeller blades 31 arranged at a predetermined interval in the circumferential direction.
  • the pump impeller 30 rotates integrally with the impeller shell 20 to flow the working fluid from the inner peripheral side to the outer peripheral side along the flow path.
  • the turbine runner 40 includes a turbine blade 41, a turbine shell 42, and a turbine hub 43.
  • the turbine hub 43 is connected to the output shaft 72.
  • the turbine shell 42 is connected to the outer peripheral side of the turbine hub 43 and is disposed between the pump impeller 30 and the front cover 10.
  • a large number of turbine blades 41 are arranged at predetermined intervals in the circumferential direction so as to face the pump impeller 30 on the pump impeller 30 side of the turbine shell 42.
  • the turbine runner 40 rotates when the working fluid flowing from the pump impeller 30 flows from the outer peripheral side to the inner peripheral side along the flow path, and transmits the driving force to the output shaft 72.
  • the first stator 50 includes a first stator blade 51, a first support portion 52, an inner peripheral support portion 53, and a first one-way clutch 54.
  • the first stator blades 51 are numerous blades arranged at predetermined intervals in the circumferential direction, and are provided between the pump impeller 30 and the turbine runner 40 and adjacent to the turbine runner 40 side.
  • the first support portion 52 is disposed on the inner diameter side of the first stator blade 51, and supports the first stator blade 51 on the outer peripheral surface 52a.
  • the outer peripheral surface 52a is formed as a flat surface parallel to the axial direction.
  • the first support portion 52 is connected to a stator shaft 55 that is a fixed shaft via a first one-way clutch 54 and an inner peripheral support portion 53, and is allowed to rotate only in one direction.
  • the second stator 60 includes a second stator blade 61, a second support portion 62, an inner peripheral support portion 53, and a second one-way clutch 64.
  • the second stator blade 61 is a plurality of blades arranged at predetermined intervals in the circumferential direction, and is provided between the pump impeller 30 and the turbine runner 40 and adjacent to the pump impeller side.
  • the second support portion 62 is disposed on the inner diameter side of the second stator blade 61, and supports the second stator blade 61 on the outer peripheral surface 62a having a smaller diameter than the first support portion 52.
  • the outer peripheral surface 62a is formed as a flat surface having the same diameter over the axial direction.
  • the second support part 62 is connected to the stator shaft 55 that is a fixed shaft via the second one-way clutch 64 and the inner peripheral support part 53, and is allowed to rotate only in one direction.
  • the rotational direction permitted by the second one-way clutch 64 is the same as the rotational direction permitted by the first one-way clutch 54.
  • Thrust bearings 73, 74, between the first support part 52 and the turbine hub 43, between the second support part 62 and the impeller shell 20, and between the first support part 52 and the second support part 62, respectively. 75 is interposed, and the first stator 50 and the second stator 60 are supported in the axial direction so as to be relatively rotatable.
  • a thrust bearing 75 provided between the first support portion 52 and the second support portion 62 includes an outer race 76 disposed on the first support portion 52 and an inner race 77 disposed on the second support portion 62. And a roller 78 disposed between the outer race 76 and the inner race 77.
  • the first support part 52 and the second support part 62 are rotatable relative to each other via a thrust bearing 75, and the force acting in the radial direction of the thrust bearing 75 is the first support part 52 on which the outer race 76 is disposed. Supported by A predetermined thick portion 52 b for receiving the radial force is secured between the outer peripheral surface 52 a of the first support portion 52 and the outer race 76.
  • the torque converter 100 is configured as described above, and the pump impeller 30, the turbine runner 40, and the stators 50 and 60 define a torus 81 that is a flow path of the working fluid.
  • the torus 81 is filled with lubricating oil (ATF) as a working fluid.
  • ATF lubricating oil
  • the hydraulic fluid flows from the inner peripheral side of the impeller blade 31 to the outer peripheral side.
  • the hydraulic fluid that flows from the outer peripheral side of the impeller blade 31 to the outer peripheral side of the turbine blade 41 flows toward the inner peripheral side of the turbine blade 41 while rotating the turbine blade 41. Thereafter, the hydraulic oil flows from the inner peripheral side of the turbine blade 41 to the inner peripheral side of the impeller blade 31 via the first stator blade 51 and the second stator blade 61.
  • Torque T1 acting on the impeller blade 31, torque T2 acting on the turbine blade 41, torque T3 acting on the first stator blade 51, and torque T4 acting on the second stator blade 61 are the following (1) to (4 ).
  • torque T1 acting on the impeller blade 31 torque T2 acting on the turbine blade 41, torque T3 acting on the first stator blade 51, and torque T4 acting on the second stator blade 61 are the following (1) to (4 ).
  • the flow of the working fluid in the torus 81 is based on the design path.
  • the design path is an average streamline in which the flow area of the working fluid is substantially bisected and the flow of the working fluid is artificially drawn by a single line, as shown by the one-dot chain line in FIG.
  • each design path diameter the diameter from the rotation axis center to the design path of each wing.
  • T1 ⁇ / g ⁇ Q (V1, R1-V4, R4) (1)
  • T2 ⁇ / g ⁇ Q (V2, R2-V1, R1) (2)
  • T3 ⁇ / g ⁇ Q (V3 ⁇ R3-V2 ⁇ R2) (3)
  • T4 ⁇ / g ⁇ Q (V4, R4-V3, R3) (4)
  • ⁇ is the specific weight of the working fluid.
  • g is a gravitational acceleration.
  • Q is the flow rate of the working fluid per unit time.
  • V1 is the circumferential speed of the working fluid at the outlet of the impeller blade 31.
  • V2 is the circumferential velocity of the working fluid at the outlet of the turbine blade 41.
  • V3 is the circumferential speed of the working fluid at the outlet of the first stator blade 51.
  • V4 is the circumferential velocity of the working fluid at the outlet of the second stator blade 61.
  • R1 is the design path diameter at the exit of the impeller blade 31.
  • R2 is the design path diameter at the outlet of the turbine blade 41.
  • R3 is the design path diameter at the outlet of the first stator blade 51.
  • R4 is the design path diameter at the outlet of the second stator blade 61.
  • the torque capacity coefficient ⁇ and the torque ratio t of the torque converter 100 are expressed by the following equations (5) and (6).
  • N1 is the rotational speed of the input shaft 71 (impeller blade 31).
  • the torque capacity coefficient and the torque ratio vary according to the design path diameters R1 to R4 of the blades 31, 41, 51, 61. Focusing on the first stator blades 51 and the second stator blades 61, increasing the design path diameters R3 and R4 of the first stator blades 51 and the second stator blades 61 increases the torque ratio because T3 increases. Decreases, the torque capacity coefficient decreases.
  • the outer peripheral surface 62 a of the second support portion 62 has a smaller diameter than the outer peripheral surface 52 a of the first support portion 52.
  • the inner diameter Rb of the second stator blade 61 is smaller than the inner diameter Ra of the first stator blade 51.
  • the design path that averages the flow of hydraulic oil changes according to the inner diameter of the first stator blade 51 and the inner diameter of the second stator blade 61, and the design path diameter increases as the inner diameter increases, and the design path decreases as the inner diameter decreases.
  • the diameter becomes smaller. Therefore, the relationship between the design path diameter R4 of the second stator blade 61 and the design path diameter R3 of the first stator blade 51 is R4 ⁇ R3.
  • the inner diameter Ra of the first stator blade 51 is excessively enlarged, the flow passage cross-sectional area of the working fluid becomes small and becomes resistant to the flow of the working fluid, so the inner diameter Ra of the first stator blade 51 and the second stator
  • the inner diameter Ra of the blade at the inlet of the first stator blade 51 is set to be smaller than the inner diameter Rt of the blade at the outlet of the turbine blade 41.
  • the first stator blade 51 and the second stator blade 61 have different inner diameters, and the inner diameter of the first stator blade 51 is set larger than the inner diameter of the second stator blade 61.
  • the second stator blade 61 can be reduced in diameter while increasing the diameter of the stator blade 51. Therefore, it is possible to increase the torque ratio while increasing the torque capacity coefficient.
  • the manufacturing process of the first stator 50 and the second stator 60 is further simplified. Thus, the manufacturing cost can be reduced.
  • the inner diameter Ra of the blade at the inlet of the first stator blade 51 is set to be smaller than the inner diameter Rt of the blade at the outlet of the turbine blade 41, the working fluid that flows in the torus 81 from the turbine side to the impeller side. It can prevent that the 1st support part 52 becomes resistance with respect to the flow of this. Therefore, since the loss of the torque converter 100 is reduced, the fuel efficiency of a vehicle equipped with the torque converter 100 can be improved.
  • the ratio ⁇ between the design path diameter R3 of the first stator blade 51 and the design path diameter R4 of the second stator blade 61 is set to be equal to or less than the upper limit value, the flow passage cross-sectional area of the working fluid is small. It becomes possible to prevent becoming too resistant to the flow of the working fluid.
  • the outer race 76 of the thrust bearing 75 provided between the first support portion 52 and the second support portion 62 is held by the first support portion 52 having a larger diameter, the radial force of the thrust bearing 75 is received. It is only necessary to secure the thick portion 52b in the first support portion 52, and an increase in the axial dimension of the torque converter 100 can be suppressed.
  • the thick portion 52 b can be sufficiently secured by providing the outer race 76 on the first support portion 52, and the shaft of the torque converter 100. Expansion of the direction dimension can be suppressed.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a torque converter 200 according to the second embodiment of the present invention.
  • the shapes of the outer peripheral surfaces 52a and 62a of the first support portion 52 and the second support portion 62 are different from those of the first embodiment, and the other portions are the same.
  • the outer peripheral surfaces 52a and 62a of the first support portion 52 and the second support portion 62 are both formed as inclined surfaces that gradually decrease in diameter from the turbine side toward the impeller side.
  • the diameter Ra1 of the turbine side end portion of the outer peripheral surface 52a of the first support portion 52 is set to be larger than the diameter Rb2 of the impeller side end portion of the outer peripheral surface 62a of the second support portion 62.
  • the diameter Ra2 of the impeller side end portion of the outer peripheral surface 52a of the first support portion 52 is set to be equal to or larger than the diameter Rb1 of the turbine side end portion of the outer peripheral surface 62a of the second support portion 62.
  • the ratio ⁇ between the inner diameter Ra1 of the first stator blade 51 and the inner diameter Rb2 of the second stator blade 61 is 1.0 ⁇ ⁇ upper limit value (for example, 1.2).
  • the blade inner diameter Ra1 at the inlet of the first stator blade 51 is set to be smaller than the blade inner diameter Rt at the outlet of the turbine blade 41.
  • FIG. 4 is a sectional view of a torque converter 300 according to the third embodiment of the present invention.
  • the inclination of the outer peripheral surfaces 52a, 62a of the first support portion 52 and the second support portion 62 is set to have different angles between the first support portion 52 and the second support portion 62, as compared with the second embodiment. Different. Specifically, the inclination angle ⁇ of the first support portion 52 with respect to the axial direction is set to be larger than the inclination angle ⁇ ′ of the second support portion 62 with respect to the axial direction.
  • the outer peripheral surfaces 52a and 62a of the first support part 52 and the second support part 62 have a shape along the flow direction of the working fluid, so that the working fluid flowing in the torus 81 from the turbine side to the impeller side It can prevent more reliably that the 1st support part 52 and the 2nd support part 62 become resistance with respect to a flow. Therefore, the loss of torque converter 300 can be further reduced, and the fuel efficiency of a vehicle equipped with torque converter 300 can be further improved.
  • the diameter Ra1 of the turbine side end portion of the outer peripheral surface 52a of the first support portion 52 is larger than the diameter Rb2 of the impeller side end portion of the outer peripheral surface 62a of the second support portion 62.
  • the diameter Ra2 of the impeller side end portion of the outer peripheral surface 52a of the first support portion 52 is set to be equal to or larger than the diameter Rb1 of the turbine side end portion of the outer peripheral surface 62a of the second support portion 62. .
  • the ratio ⁇ between the inner diameter Ra1 of the first stator blade 51 and the inner diameter Rb2 of the second stator blade 61 is set to satisfy 1.0 ⁇ ⁇ upper limit value (for example, 1.2).
  • the blade inner diameter Ra1 at the inlet 51 is set to be smaller than the blade inner diameter Rt at the outlet of the turbine blade 41.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of a torque converter 400 according to the fourth embodiment of the present invention.
  • the shapes of the outer peripheral surfaces 52a and 62a of the first support portion 52 and the second support portion 62 are different from those of the first embodiment, and the other portions are the same.
  • the outer peripheral surfaces 52a and 62a of the first support portion 52 and the second support portion 62 are both formed as curved surfaces that gradually become smaller in diameter from the turbine side toward the impeller side and that are recessed toward the inner diameter side. Further, the curvature radius r of the outer peripheral surface 52 a of the first support portion 52 is set to be smaller than the curvature radius r ′ of the outer peripheral surface 62 a of the second support portion 62.
  • the outer peripheral surface 52a of the first support portion 52 has a smaller curvature than the outer peripheral surface 62a of the second support portion 62, the loss of the torque converter 400 is more reliably reduced without impeding the flow of the working fluid, and the fuel consumption is further improved. Can be improved.
  • the diameter Ra1 of the turbine side end portion of the outer peripheral surface 52a of the first support portion 52 is larger than the diameter Rb2 of the impeller side end portion of the outer peripheral surface 62a of the second support portion 62.
  • the diameter Ra2 of the impeller side end portion of the outer peripheral surface 52a of the first support portion 52 is set to be equal to or larger than the diameter Rb1 of the turbine side end portion of the outer peripheral surface 62a of the second support portion 62. .
  • the ratio ⁇ between the inner diameter Ra1 of the first stator blade 51 and the inner diameter Rb2 of the second stator blade 61 is set to satisfy 1.0 ⁇ ⁇ upper limit value (for example, 1.2).
  • the blade inner diameter Ra1 at the inlet 51 is set to be smaller than the blade inner diameter Rt at the outlet of the turbine blade 41.
  • the curvature radius r of the outer peripheral surface 52a of the first support portion 52 is set to be smaller than the curvature radius r ′ of the outer peripheral surface 62a of the second support portion 62, but the outer peripheral surfaces 52a and 62a are set.

Landscapes

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Abstract

　トルクコンバータは、駆動源の駆動力が入力されるインペラと、インペラと対向して配置され、トルクコンバータの出力軸に動力を伝達するタービンと、インペラとタービンとの間であってタービン側に配置される第１ステータ翼と、第１ステータ翼の内径側に配置され、外周面で第１ステータ翼を支持する第１支持部と、インペラとタービンとの間であってインペラ側に配置される第２ステータ翼と、第２ステータ翼の内径側に配置され、第１支持部より小径の外周面で第２ステータ翼を支持する第２支持部と、を備える。

Description

トルクコンバータ
　本発明は、トルクコンバータに関する。
　トルクコンバータは、入力軸に連結されるインペラと出力軸に連結されるタービンと、インペラとタービンとの間に介装されるステータとを備え、入力軸から入力されるトルクをインペラからオイルを介してタービンへと伝達する。
　ＪＰ６２－１００３６５Ｕには、タービン側に配置される第１のステータ、及びインペラ側に配置される第２のステータの２つのステータを備えることが記載されている。
　トルクコンバータでは、ステータにおける作動流体の流線と回転軸との距離であるデザインパス径が大きくなるほど、トルク比は増大するがトルク容量係数が低下する。反対に、デザインパス径が小さくなるほど、トルク容量係数は増大するがトルク比が低下する。デザインパス径は、ステータの内径が大きくなるほど大きくなり、ステータの内径が小さくなるほど小さくなる。
　上記従来の技術では、第１のステータ及び第２のステータの内径が同一に設定されているので、トルク比とトルク容量係数とをともに向上させることはできない。
　本発明は、このような技術的課題に鑑みてなされたものであり、トルクコンバータのトルク比の増大とトルク容量係数の増大とを両立させることを目的とする。
　本発明のある態様によれば、トルクコンバータであって、駆動源の駆動力が入力されるインペラと、インペラと対向して配置され、トルクコンバータの出力軸に動力を伝達するタービンと、インペラとタービンとの間であってタービン側に配置される第１ステータ翼と、第１ステータ翼の内径側に配置され、外周面で第１ステータ翼を支持する第１支持部と、インペラとタービンとの間であってインペラ側に配置される第２ステータ翼と、第２ステータ翼の内径側に配置され、第１支持部より小径の外周面で第２ステータ翼を支持する第２支持部と、を備えるトルクコンバータが提供される。
　上記態様によれば、第１ステータ翼の内径と第２ステータ翼の内径とを異なる径とし、第１ステータ翼を大径化するとともに第２ステータ翼を小径化するので、トルクコンバータのトルク比の増大とトルク容量係数の増大とを両立させることができる。
図１は本発明の第１実施形態に係るトルクコンバータの断面図である。 図２はトルクコンバータの各部の径を説明するための図である。 図３は本発明の第２実施形態に係るトルクコンバータの断面図である。 図４は本発明の第３実施形態に係るトルクコンバータの断面図である。 図５は本発明の第４実施形態に係るトルクコンバータの断面図である。
　以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。
　第１実施形態について説明する。
　図１は本発明の第１実施形態に係るトルクコンバータ１００の断面図である。トルクコンバータ１００は、内部に流体室８０を画成するフロントカバー１０及びインペラシェル２０と、フロントカバー１０及びインペラシェル２０内に収容されるポンプインペラ３０、タービンランナ４０、第１ステータ５０、及び第２ステータ６０、とから構成される。
　フロントカバー１０は、インペラシェル２０と一体的に回転可能なようにインペラシェル２０の開口端２１に嵌合され、ボス１１を介してエンジン等の駆動源に接続される。
　インペラシェル２０は、フロントカバー１０に嵌合されて流体室８０を画成する。インペラシェル２０の内壁にはポンプインペラ３０が配設される。
　ポンプインペラ３０は、インペラシェル２０の外径側の内壁に配置され、周方向に所定の間隔で多数配置されるインペラ翼３１によって構成される。ポンプインペラ３０は、インペラシェル２０と一体的に回転して作動流体を流路に沿って内周側から外周側へと流動させる。
　タービンランナ４０は、タービン翼４１と、タービンシェル４２と、タービンハブ４３とによって構成される。
　タービンハブ４３はアウトプットシャフト７２に連結される。タービンシェル４２は、タービンハブ４３の外周側に連結され、ポンプインペラ３０とフロントカバー１０との間に配置される。タービン翼４１は、タービンシェル４２のポンプインペラ３０側においてポンプインペラ３０に対向するように周方向に所定の間隔で多数配置される。
　タービンランナ４０は、ポンプインペラ３０から流動する作動流体が流路に沿って外周側から内周側へと流動することで回転し、アウトプットシャフト７２に駆動力を伝達する。
　第１ステータ５０は、第１ステータ翼５１と、第１支持部５２と、内周支持部５３と、第１ワンウェイクラッチ５４とから構成される。
　第１ステータ翼５１は、周方向に所定の間隔で多数配置される羽根であり、ポンプインペラ３０とタービンランナ４０との間であって、タービンランナ４０側に隣接するように設けられる。
　第１支持部５２は、第１ステータ翼５１の内径側に配置され、外周面５２ａで第１ステータ翼５１を支持する。外周面５２ａは軸方向に平行な平らな面として形成される。第１支持部５２は、第１ワンウェイクラッチ５４及び内周支持部５３を介して固定軸であるステータシャフト５５に連結され、一方向の回転のみが許容される。
　第２ステータ６０は、第２ステータ翼６１と、第２支持部６２と、内周支持部５３と、第２ワンウェイクラッチ６４とから構成される。
　第２ステータ翼６１は、周方向に所定の間隔で多数配置される羽根であり、ポンプインペラ３０とタービンランナ４０との間であって、ポンプインペラ側に隣接するように設けられる。
　第２支持部６２は、第２ステータ翼６１の内径側に配置され、第１支持部５２より小径の外周面６２ａで第２ステータ翼６１を支持する。外周面６２ａは軸方向にわたって同一の径である平らな面として形成される。第２支持部６２は、第２ワンウェイクラッチ６４及び内周支持部５３を介して固定軸であるステータシャフト５５に連結され、一方向の回転のみが許容される。なお、第２ワンウェイクラッチ６４により許容される回転方向は、第１ワンウェイクラッチ５４により許容される回転方向と同一である。
　第１支持部５２とタービンハブ４３との間、第２支持部６２とインペラシェル２０との間、第１支持部５２と第２支持部６２との間には、それぞれスラストベアリング７３、７４、７５が介装され、第１ステータ５０及び第２ステータ６０は相対回転可能なように軸方向に支持される。
　第１支持部５２と第２支持部６２との間に設けられるスラストベアリング７５は、第１支持部５２に配設されるアウターレース７６と、第２支持部６２に配設されるインナーレース７７と、アウターレース７６及びインナーレース７７の間に配設されるコロ７８とから構成される。
　第１支持部５２と第２支持部６２とはスラストベアリング７５を介して互いに相対回転可能であり、スラストベアリング７５の径方向に作用する力はアウターレース７６が配設される第１支持部５２において支持される。第１支持部５２の外周面５２ａとアウターレース７６との間には当該径方向の力を受けるための所定の肉厚部５２ｂが確保される。
　トルクコンバータ１００は上記のように構成され、ポンプインペラ３０、タービンランナ４０、及びステータ５０、６０によって作動流体の流路であるトーラス８１を画成する。トーラス８１内には作動流体としての潤滑油（ＡＴＦ）が充填される。
　入力軸７１の回転に伴ってポンプインペラ３０が回転すると、作動油がインペラ翼３１の内周側から外周側へと流動する。インペラ翼３１の外周側からタービン翼４１の外周側へと流動した作動油は、タービン翼４１を回転させながら、タービン翼４１の内周側へと流動する。その後、作動油はタービン翼４１の内周側から第１ステータ翼５１及び第２ステータ翼６１を介してインペラ翼３１の内周側へと流動する。
　このように作動流体がトーラス８１内を循環することで、インペラ翼３１、タービン翼４１、第１ステータ翼５１、及び第２ステータ翼６１において作動流体の角運動量が変化し、この角運動量の変化によって各翼３１、４１、５１、６１にトルクが作用する。
　インペラ翼３１に作用するトルクＴ１、タービン翼４１に作用するトルクＴ２、第１ステータ翼５１に作用するトルクＴ３、及び第２ステータ翼６１に作用するトルクＴ４は、以下の（１）～（４）式で表わされる。以下のトルクの算出において、トーラス８１内の作動流体の流れは、デザインパスを基準とする。
　デザインパスは、図２の一点鎖線に示すように、作動流体の流路断面積をほぼ二等分し、作動流体の流れを疑似的に一本の線で描いた平均流線である。以下、回転軸中心から各翼のデザインパスまでの径を、それぞれのデザインパス径という。
　Ｔ１＝γ／ｇ・Ｑ（Ｖ１・Ｒ１－Ｖ４・Ｒ４）　　　・・・（１）
　Ｔ２＝γ／ｇ・Ｑ（Ｖ２・Ｒ２－Ｖ１・Ｒ１）　　　・・・（２）
　Ｔ３＝γ／ｇ・Ｑ（Ｖ３・Ｒ３－Ｖ２・Ｒ２）　　　・・・（３）
　Ｔ４＝γ／ｇ・Ｑ（Ｖ４・Ｒ４－Ｖ３・Ｒ３）　　　・・・（４）
　γは作動流体の比重量である。ｇは重力加速度である。Ｑは単位時間あたりの作動流体の流量である。
　Ｖ１はインペラ翼３１の出口における作動流体の周方向速度である。Ｖ２はタービン翼４１の出口における作動流体の周方向速度である。Ｖ３は第１ステータ翼５１の出口における作動流体の周方向速度である。Ｖ４は第２ステータ翼６１の出口における作動流体の周方向速度である。
　Ｒ１はインペラ翼３１の出口におけるデザインパス径である。Ｒ２はタービン翼４１の出口におけるデザインパス径である。Ｒ３は第１ステータ翼５１の出口におけるデザインパス径である。Ｒ４は第２ステータ翼６１の出口におけるデザインパス径である。
　上記（１）～（４）式に基づいて、トルクコンバータ１００のトルク容量係数τ及びトルク比ｔは、以下の（５）、（６）式で表わされる。
　τ＝Ｔ１／（Ｎ１）２　　　　　　　　　　　　　・・・（５）
　ｔ＝｜Ｔ２／Ｔ１｜＝１＋（Ｔ３／Ｔ１）＋（Ｔ４／Ｔ１）    
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　・・・（６）
　Ｎ１は入力軸７１（インペラ翼３１）の回転速度である。
　（１）～（６）式から明らかなように、トルク容量係数及びトルク比は、各翼３１、４１、５１、６１のデザインパス径Ｒ１～Ｒ４に応じて変化する。第１ステータ翼５１及び第２ステータ翼６１に着目すると、第１ステータ翼５１及び第２ステータ翼６１のデザインパス径Ｒ３、Ｒ４を大きくすると、Ｔ３が大きくなるのでトルク比が増大するが、Ｔ１が小さくなるのでトルク容量係数が低下する。
　また、第１ステータ翼５１及び第２ステータ翼６１のデザインパス径Ｒ３、Ｒ４を小さくすると、Ｔ１が大きくなるのでトルク容量係数が増大するが、Ｔ３が小さくなるのでトルク比が低下する。
　このように、第１ステータ翼５１及び第２ステータ翼６１のデザインパス径を同一径とすると、トルク容量係数の増大とトルク比の増大とを両立させることができない。
　そこで、本実施形態では、第２支持部６２の外周面６２ａを第１支持部５２の外周面５２ａより小径とした。これにより、第２ステータ翼６１の内径Ｒｂは第１ステータ翼５１の内径Ｒａより小さくなる。
　作動油の流れを平均化したデザインパスは、第１ステータ翼５１の内径及び第２ステータ翼６１の内径に応じて変化し、内径を大きくするとデザインパス径が大きくなり、内径を小さくするとデザインパス径が小さくなる。したがって、第２ステータ翼６１のデザインパス径Ｒ４と第１ステータ翼５１のデザインパス径Ｒ３との関係は、Ｒ４＜Ｒ３となる。
　このように、第１ステータ翼５１のデザインパス径Ｒ３をより大きく、第２ステータ翼６１のデザインパス径Ｒ４をより小さく設定すると、上記（１）～（６）式に示すように、Ｔ１及びＴ３がともに増大するので、トルク容量係数及びトルク比をともに増大させることができる。
　また、第１ステータ翼５１の内径Ｒａを拡大し過ぎると作動流体の流路断面積が小さくなり、作動流体の流れに対して抵抗になるので、第１ステータ翼５１の内径Ｒａと第２ステータ翼６１の内径Ｒｂとの比率ρ（＝Ｒａ／Ｒｂ）は、１．０＜ρ＜上限値（例えば１．２）となるように設定される。
　さらに、作動流体の流れに対する抵抗を抑制するため、第１ステータ翼５１の入口における翼の内径Ｒａはタービン翼４１の出口における翼の内径Ｒｔより小さくなるように設定される。
　以上のように本実施形態では、第１ステータ翼５１と第２ステータ翼６１との内径が異なり、第１ステータ翼５１の内径が第２ステータ翼６１の内径より大きく設定されるので、第１ステータ翼５１を大径化しながら第２ステータ翼６１を小径化することができる。よって、トルク容量係数を増大させながらトルク比の増大を図ることができる。
　また、第１支持部５２及び第２支持部６２の外周面５２ａ、６２ａをトルクコンバータ１００の軸に平行な平面形状としたので、第１ステータ５０及び第２ステータ６０の製造工程をより簡素化して、製造コストを低減することができる。
　さらに、第１ステータ翼５１の入口における翼の内径Ｒａはタービン翼４１の出口における翼の内径Ｒｔより小さくなるように設定されるので、トーラス８１内をタービン側からインペラ側へと流動する作動流体の流れに対して第１支持部５２が抵抗となることを防止することができる。よって、トルクコンバータ１００のロスが低減するのでトルクコンバータ１００を搭載した車両の燃費を向上させることができる。
　さらに、第１ステータ翼５１のデザインパス径Ｒ３と第２ステータ翼６１のデザインパス径Ｒ４との比率ρが、上限値以下となるように設定されるので、作動流体の流路断面積が小さくなりすぎて、作動流体の流れに対して抵抗になることを防止することができる。
　さらに、第１支持部５２と第２支持部６２との間に設けられるスラストベアリング７５のアウターレース７６を、より大径な第１支持部５２で保持するので、スラストベアリング７５のラジアル力を受ける肉厚部５２ｂを第１支持部５２に確保すればよく、トルクコンバータ１００の軸方向寸法の拡大を抑制することができる。
　アウターレースを、より小径な第２支持部６２に設けるとなると、肉厚部を確保するため径方向寸法の小さなスラストベアリング７５を用いる必要があり、径方向寸法の大きなスラストベアリングを用いる場合に比べてスラストベアリング７５に設けられるコロ７８の数が少なくなる。すなわち、一つ当たりのコロ７８に加わる荷重が大きくなるので荷重に耐えうるべくコロ７８を大径化する必要がある。これにより、第１支持部５２と第２支持部６２との軸方向寸法が大きくなり、全体としてトルクコンバータの軸方向寸法が大きくなる。
　本実施形態では第１支持部５２が第２支持部６２より大径であるので、アウターレース７６を第１支持部５２に設けることで、肉厚部５２ｂを十分に確保できトルクコンバータ１００の軸方向寸法の拡大を抑制することができる。
　次に、第２実施形態について説明する。
　図３は本発明の第２実施形態に係るトルクコンバータ２００の断面図である。本実施形態では、第１支持部５２及び第２支持部６２の外周面５２ａ、６２ａの形状が第１実施形態と異なり、その他の部分は同一である。
　第１支持部５２及び第２支持部６２の外周面５２ａ、６２ａは、いずれもタービン側からインペラ側へと向けて徐々に小径となる傾斜面として形成される。第１支持部５２の外周面５２ａのタービン側端部の径Ｒａ１は、第２支持部６２の外周面６２ａのインペラ側端部の径Ｒｂ２より大きくなるように設定される。さらに、第１支持部５２の外周面５２ａのインペラ側端部の径Ｒａ２は第２支持部６２の外周面６２ａのタービン側端部の径Ｒｂ１以上となるように設定される。
　これにより、トーラス８１内をタービン側からインペラ側へと流動する作動流体の流れに対して第１支持部５２及び第２支持部６２が抵抗となることを防止することができる。よって、トルクコンバータ２００のロスが低減するのでトルクコンバータ２００を搭載した車両の燃費を向上させることができる。
　また、第１実施形態と同様に、第１ステータ翼５１の内径Ｒａ１と第２ステータ翼６１の内径Ｒｂ２との比率ρは、１．０＜ρ≦上限値（例えば１．２）となるように設定され、第１ステータ翼５１の入口における翼の内径Ｒａ１はタービン翼４１の出口における翼の内径Ｒｔより小さくなるように設定される。
　次に、第３実施形態について説明する。
　図４は本発明の第３実施形態に係るトルクコンバータ３００の断面図である。本実施形態では、第１支持部５２及び第２支持部６２の外周面５２ａ、６２ａの傾斜を、第１支持部５２と第２支持部６２とで異なる角度としたことが第２実施形態と異なる。具体的には、軸方向に対する第１支持部５２の傾斜角θが、軸方向に対する第２支持部６２の傾斜角θ’より大きくなるように設定される。
　これにより、第１支持部５２及び第２支持部６２の外周面５２ａ、６２ａが作動流体の流動方向に沿った形状となるので、トーラス８１内をタービン側からインペラ側へと流動する作動流体の流れに対して第１支持部５２及び第２支持部６２が抵抗となることをより確実に防止することができる。よって、トルクコンバータ３００のロスをさらに低減してトルクコンバータ３００を搭載した車両の燃費をさらに向上させることができる。
　本実施形態においても第２実施形態と同様に、第１支持部５２の外周面５２ａのタービン側端部の径Ｒａ１は、第２支持部６２の外周面６２ａのインペラ側端部の径Ｒｂ２より大きくなるように設定され、第１支持部５２の外周面５２ａのインペラ側端部の径Ｒａ２は第２支持部６２の外周面６２ａのタービン側端部の径Ｒｂ１以上となるように設定される。
　また、第１ステータ翼５１の内径Ｒａ１と第２ステータ翼６１の内径Ｒｂ２との比率ρは、１．０＜ρ≦上限値（例えば１．２）となるように設定され、第１ステータ翼５１の入口における翼の内径Ｒａ１はタービン翼４１の出口における翼の内径Ｒｔより小さくなるように設定される。
　次に、第４実施形態について説明する。
　図５は本発明の第４実施形態に係るトルクコンバータ４００の断面図である。本実施形態では、第１支持部５２及び第２支持部６２の外周面５２ａ、６２ａの形状が第１実施形態と異なり、その他の部分は同一である。
　第１支持部５２及び第２支持部６２の外周面５２ａ、６２ａは、いずれもタービン側からインペラ側へと向けて徐々に小径となる、内径側へと窪んだ曲面として形成される。また、第１支持部５２の外周面５２ａの曲率半径ｒが第２支持部６２の外周面６２ａの曲率半径ｒ’より小さくなるように設定される。
　これにより、トーラス８１内をタービン側からインペラ側へと流動する作動流体の流れに対して第１支持部５２及び第２支持部６２が抵抗となることを防止することができる。よって、トルクコンバータ４００のロスが低減するのでトルクコンバータ４００を搭載した車両の燃費を向上させることができる。
　また、第１支持部５２の外周面５２ａが第２支持部６２の外周面６２ａより曲率が小さいので、作動流体の流れを妨げることなくより確実にトルクコンバータ４００のロスを低減し、さらに燃費を向上させることができる。
　本実施形態においても第２実施形態と同様に、第１支持部５２の外周面５２ａのタービン側端部の径Ｒａ１は、第２支持部６２の外周面６２ａのインペラ側端部の径Ｒｂ２より大きくなるように設定され、第１支持部５２の外周面５２ａのインペラ側端部の径Ｒａ２は第２支持部６２の外周面６２ａのタービン側端部の径Ｒｂ１以上となるように設定される。
　また、第１ステータ翼５１の内径Ｒａ１と第２ステータ翼６１の内径Ｒｂ２との比率ρは、１．０＜ρ≦上限値（例えば１．２）となるように設定され、第１ステータ翼５１の入口における翼の内径Ｒａ１はタービン翼４１の出口における翼の内径Ｒｔより小さくなるように設定される。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一つを示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　例えば、第４実施形態では、第１支持部５２の外周面５２ａの曲率半径ｒが第２支持部６２の外周面６２ａの曲率半径ｒ’より小さくなるように設定したが、外周面５２ａ、６２ａの曲率半径ｒ、ｒ’を同一（ｒ＝ｒ’）となるように設定してもよい。
　本願は２０１１年３月７日に日本国特許庁に出願された特願２０１１－４８９５１に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (9)

  1. 　トルクコンバータであって、
    　駆動源の駆動力が入力されるインペラと、
    　前記インペラと対向して配置され、前記トルクコンバータの出力軸に動力を伝達するタービンと、
    　前記インペラと前記タービンとの間であって前記タービン側に配置される第１ステータ翼と、
    　前記第１ステータ翼の内径側に配置され、外周面で前記第１ステータ翼を支持する第１支持部と、
    　前記インペラと前記タービンとの間であって前記インペラ側に配置される第２ステータ翼と、
    　前記第２ステータ翼の内径側に配置され、前記第１支持部より小径の外周面で前記第２ステータ翼を支持する第２支持部と、を備えるトルクコンバータ。
  2. 　請求項１に記載のトルクコンバータであって、
    　前記第１支持部の外周面及び前記第２支持部の外周面は、前記トルクコンバータの回転軸に平行な平面であるトルクコンバータ。
  3. 　請求項１に記載のトルクコンバータであって、
    　前記第１支持部の外周面及び前記第２支持部の外周面は、前記トルクコンバータの回転軸方向に対して前記インペラ側へ向けて傾斜しているトルクコンバータ。
  4. 　請求項３に記載のトルクコンバータであって、
    　前記第１支持部の外周面の傾斜は、前記第２支持部の外周面の傾斜より大きいトルクコンバータ。
  5. 　請求項３に記載のトルクコンバータであって、
    　前記第１支持部の外周面及び前記第２支持部の外周面は、内径側へ向けて窪んだ曲面形状であるトルクコンバータ。
  6. 　請求項５に記載のトルクコンバータであって、
    　前記第１支持部の外周面の曲率半径は、前記第２支持部の外周面の曲率半径より小さいトルクコンバータ。
  7. 　請求項３に記載のトルクコンバータであって、
    　前記第２支持部の外周面であって前記インペラ側端部の径は、前記第１支持部の外周面であって前記タービン側端部の径より小さいトルクコンバータ。
  8. 　請求項３に記載のトルクコンバータであって、
    　前記第２支持部の外周面であって前記タービン側端部の径は、前記第１支持部の外周面であって前記インペラ側端部の径以下であるトルクコンバータ。
  9. 　請求項１に記載のトルクコンバータであって、
    　前記第１支持部と前記第２支持部との間に介装され、前記第１支持部及び前記第２支持部を相対回転可能に支持するスラストベアリングを備え、
    　前記スラストベアリングのアウターレースは、前記第１支持部に設けられるトルクコンバータ。
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