WO2012176803A1 - トルクコンバータのステータ構造 - Google Patents

トルクコンバータのステータ構造 Download PDF

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blade
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oil
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智哉 尾梶
安部　浩也
義崇 三島
友彦 薄井
晃 北嶋
土屋　智彦
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本田技研工業株式会社
株式会社ユタカ技研
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    • F16H61/48—Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic
    • F16H61/50—Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic controlled by changing the flow, force, or reaction of the liquid in the working circuit, while maintaining a completely filled working circuit
    • F16H61/58—Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic controlled by changing the flow, force, or reaction of the liquid in the working circuit, while maintaining a completely filled working circuit by change of the mechanical connection of, or between, the runners
    • F16H61/60—Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic controlled by changing the flow, force, or reaction of the liquid in the working circuit, while maintaining a completely filled working circuit by change of the mechanical connection of, or between, the runners exclusively by the use of freewheel clutches

Definitions

  • the present invention relates to a pump impeller that is connected to a drive source and rotates about an axis, a turbine runner that is connected to an input shaft of a transmission and rotates about the axis, and a stator disposed between the pump impeller and the turbine runner And the stator comprises a first stator located upstream in the oil circulation direction and a second stator located downstream in the circulation direction, and the first and second stators each correspond to a corresponding one-way clutch.
  • the present invention relates to a stator structure of a torque converter that is supported by a fixed portion via a pin.
  • a torque converter for an automobile includes a pump impeller connected to a crankshaft of an engine, a turbine runner connected to a main shaft of a transmission, and a stator supported by a casing via a one-way clutch.
  • the turbine runner is driven by the oil flow generated by the above, and the oil flow deflected through the turbine runner is rectified by the stator, whereby the oil is circulated along the pump impeller, the turbine runner, and the stator.
  • FIG. 14A shows a blade row of a stator 01 of a conventional high torque ratio type torque converter, and the stator blade 02 has a large camber for realizing a high torque ratio.
  • the speed ratio output rotational speed / input rotational speed
  • oil that has passed through the turbine runner flows into the stator blade 02 from the abdominal surface side and flows smoothly (see arrow a).
  • the one-way clutch that supports the stator 01 on the casing is disengaged, and the stator 01 is idled in the direction of the arrow c to suppress the stall of the stator blade 02, thereby improving the performance.
  • FIG. 15 shows how the torque ratio and capacity coefficient of the high torque ratio type torque converter (see solid line) and the high capacity type torque converter (see broken line) change according to the speed ratio. .
  • a high torque ratio type torque converter is superior in torque ratio in a low speed ratio region as compared to a high capacity type torque converter, but has a problem that a capacity coefficient in a high speed ratio region is still low.
  • the stator blade 02 of the stator 01 is connected to the first stator blade 02a on the upstream side in the oil flow direction and the oil flow.
  • the first stator blade 02b is divided into the second stator blade 02b on the downstream side in the direction, and the first stator blade 02a and the second stator blade 02b are supported on the casing by a separate one-way clutch so that they can idle independently. Is known.
  • stator blade 02 By dividing the stator blade 02 into the first stator blade 02a and the second stator blade 02b in this way, first, the first stator blade 02a is idled as the speed ratio increases, and oil is supplied to the second stator blade 02b. In addition to exerting the rectifying function, it is possible to prevent the oil flow from separating by idling both the first stator blade 02a and the second stator blade 02b as the speed ratio further increases.
  • the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object thereof is to simultaneously improve the torque ratio and the capacity coefficient of a torque converter.
  • a pump impeller connected to a drive source and rotating about an axis, a turbine runner connected to an input shaft of a transmission and rotating about the axis, and the pump impeller And a stator disposed between the turbine runners, the stator comprising a first stator located upstream in the oil circulation direction and a second stator located downstream in the circulation direction, the first In the stator structure of the torque converter in which the second stator is supported by the fixed part via the corresponding one-way clutch, the number of blades of one of the first and second stators is the number of blades of the other stator. More than the number and the maximum blade thickness of the one stator blade is the braid of the other stator.
  • the stator structure of the torque converter to the first being smaller than the minimum value of blade thickness is proposed in.
  • the axial length of the radially outer end of the blade of the one stator is the axial length of the radially inner end of the blade.
  • a torque converter stator structure characterized by being larger than the length is proposed.
  • the third feature is that the blade of the one stator is made of a sheet metal press, and the blade of the other stator is made of die-cast.
  • a stator structure for a torque converter is proposed.
  • the main shaft 13 of the embodiment corresponds to the input shaft of the present invention
  • the torque converter case 38 of the embodiment corresponds to the fixing portion of the present invention
  • the first stator blade 42 and the second stator of the embodiment corresponds to the first stator blade 42 and the second stator of the embodiment.
  • the blade 46 corresponds to the stator blade of the present invention
  • the first one-way clutch 44 and the second one-way clutch 48 of the embodiment correspond to the one-way clutch of the present invention.
  • the first and second one-way clutches are engaged together, the first and second stators are both restrained by the fixed portion, and the oil is It flows along the first and second stator blades and is rectified in a desired direction.
  • the oil flows along the second stator blade of the second stator and is rectified in the desired direction.
  • the number of blades of one of the first and second stators is greater than the number of blades of the other stator, and the maximum blade thickness of one stator blade is the blade thickness of the other stator blade. Therefore, the gap between the trailing edge of the first stator blade and the leading edge of the second stator blade is sufficiently secured, and the oil flow is prevented from stagnation in the gap. By effectively rectifying the oil flow with one of the many stator blades, it is possible to achieve both an improvement in the torque ratio and an increase in the capacity coefficient of the torque converter.
  • the axial length of the radially outer end of the blade of one stator is larger than the axial length of the radially inner end of the blade.
  • the cord length of the blade can be expanded to enhance the effect of rectifying the oil flow.
  • the blade of one stator is made of a sheet metal press, it can be manufactured at low cost.
  • the other stator blade is made of die-casting.
  • the warpage of the other stator blade is reduced compared to the case where the stator is not divided, thereby simplifying the mold structure. Manufacturing costs can be reduced.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of the torque converter.
  • FIG. 2 is a perspective view of the first and second stators.
  • First embodiment 3 is a cross-sectional view taken along line 3-3 of FIG.
  • FIG. 4 is a graph comparing the performance of the stator of the embodiment and the conventional high torque ratio type stator.
  • FIG. 5 is a graph comparing the performance of the stator of the embodiment and the conventional two-stage stator.
  • FIG. 6 is a longitudinal sectional view of the torque converter.
  • FIG. 7 is a perspective view of the first and second stators.
  • (Second Embodiment) 8 is a cross-sectional view taken along line 8-8 of FIG.
  • FIG. 9 is a longitudinal sectional view of the torque converter.
  • FIG. 10 is a perspective view of the first and second stators.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view taken along line 11-11 of FIG.
  • FIG. 12 is a graph comparing the performance of the stator of the embodiment and the conventional high torque ratio type stator.
  • FIG. 13 is a graph comparing the performance of the stator of the embodiment and the conventional two-stage stator.
  • FIG. 14 is a view showing a stator of a conventional torque converter.
  • FIG. 15 is a graph showing the characteristics of torque ratio and capacity coefficient of a conventional torque converter.
  • a torque converter T for an automobile includes a pump impeller 12 connected to a crankshaft 11 of an engine (not shown) as a drive source and a turbine connected to a main shaft 13 of a transmission (not shown).
  • a runner 14, a stator 15 disposed between the pump impeller 12 and the turbine runner 14, and a lockup clutch 16 capable of coupling the pump impeller 12 and the turbine runner 14 are provided.
  • the crankshaft 11 and the main shaft 13 are coaxially disposed on the axis L of the torque converter T with their shaft ends facing each other.
  • a plate-like drive plate 17 is fixed to the shaft end of the crankshaft 11 with bolts 18... And a dish-shaped torque converter cover 20 is rotatably supported on the shaft end of the main shaft 13 via a plain bearing 19.
  • the outer periphery of the drive plate 17 is fixed to the outer periphery with bolts 53.
  • the pump impeller 12 protrudes from the pump shell 21 welded to the outer periphery of the torque converter cover 20, the pump boss 22 welded to the inner periphery of the pump shell 21 and surrounding the outer periphery of the main shaft 13, and the inner surface of the pump shell 21.
  • a plurality of pump blades 23 provided, and a pump core 24 that connects the tips of the pump blades 23.
  • the turbine runner 14 includes a turbine boss 25 splined to the shaft end of the main shaft 13, a turbine shell 26 welded to the turbine boss 25, and a plurality of turbine blades 27 protruding from the inner surface of the turbine shell 26. And a turbine core 28 connecting the tips of the turbine blades 27.
  • a thrust bearing 29 is disposed between the turbine boss 25 and the torque converter cover 20.
  • the oil in the space surrounded by the pump shell 21 and the turbine shell 26 is filled, and the oil circulates in the direction indicated by the arrow as the pump impeller 12 rotates.
  • the lockup clutch 16 includes a clutch piston 30 that is slidably fitted to the outer peripheral portion of the turbine boss 25 in the direction of the axis L, and the outer peripheral portion of the clutch piston 30 is connected to the turbine via damper springs 31 and stays 32. Connected to the shell 26.
  • a first oil chamber 33 is defined between the clutch piston 30 and the torque converter cover 20, and a second oil chamber 34 is defined between the clutch piston 30 and the turbine shell 26.
  • a sleeve 37 is fitted to the outer periphery of the main shaft 13 through needle bearings 36, 36 so as to be relatively rotatable, one end of the sleeve 37 is locked to the torque converter case 38, and a cylindrical shape is formed on the outer periphery of the sleeve 37.
  • the stator support member 39 is splined. Therefore, the stator support member 39 is restrained by the torque converter case 38 through the sleeve 37 so as not to rotate.
  • the stator 15 includes a first stator 40 located on the upstream side in the oil circulation direction indicated by an arrow, and a second stator 41 located on the downstream side.
  • the first and second stators 40 and 41 are axial lines. They are juxtaposed in the L direction.
  • the first stator 40 includes a first stator core 43 connected to the turbine core 28 at the radially outer ends of the plurality of first stator blades 42... And a stator support member 39 via a first one-way clutch 44 at the radially inner end.
  • the first stator boss 45 is supported.
  • the second stator 41 includes a second stator core 47 connected to the pump core 24 at the radially outer end of the plurality of second stator blades 46... And a stator support member 39 via a second one-way clutch 48 at the radially inner end.
  • a second stator boss 49 is provided.
  • a thrust bearing 50 is disposed between the turbine boss 25 and the first stator boss 45, a thrust bearing 51 is disposed between the first stator boss 45 and the second stator boss 49, and a thrust bearing 52 is disposed between the pump boss 22 and the second stator boss 49.
  • the first stator 40 is a die-cast member, and the first stator core 43, the first stator boss 45, and the first stator blades 42 are integrally formed.
  • the airfoil of the first stator blade 42 includes a front edge 42a having a large radius of curvature, a rear edge 42b having a small radius of curvature, and an abdominal surface 42c and a back surface 42d connecting the front edge 42a and the rear edge 42b.
  • the blade thickness of the airfoil of the present embodiment is It becomes maximum at the portion 42a and becomes minimum at the rear edge 42b portion.
  • the second stator 41 is separately manufactured by press-molding a metal plate with the second stator core 47, the second stator boss 49, and the second stator blades 46, and these are integrally assembled by welding. Therefore, the airfoil composed of the front edge 46a, the rear edge 46b, the abdominal surface 46c, and the back surface 46d of the second stator blade 46 becomes a flat plate having a constant blade thickness equal to the plate thickness of the metal plate, and the blade thickness t2 Is set smaller than the minimum blade thickness t1 of the first stator blade 42 (the blade thickness at the trailing edge 42b portion).
  • the number of the second stator blades 46 is twice the number of the first stator blades 42, and therefore the arrangement pitch P2 of the second stator blades 46 is half of the arrangement pitch P1 of the first stator blades 42.
  • the number of second stator blades 46 does not have to be an integral multiple of the number of first stator blades 42, but the number of second stator blades 46 may be larger than the number of first stator blades 42.
  • first and second stator blades 42, 46,... are curved in the same direction so that their camber lines continue smoothly.
  • the oil that has exited the turbine runner 14 flows into the stator 15 in the direction of arrow A1 in FIG. 3, that is, along the camber line of the first stator blades 42 of the first stator 40. .
  • the first stator blades 42 generate lift in the direction of arrow B and the first one-way clutch 44 is engaged, and the second stator blades 46 of the second stator 41 generate lift in the direction of arrow C. Since the second one-way clutch 48 is engaged, the first stator 40 and the second stator 41 are both restrained by the torque converter case 38 so as not to rotate.
  • the oil outflow direction from the stator 15 is deflected with respect to the oil inflow direction into the stator 15, and the oil can flow into the pump impeller 12 located on the downstream side at an appropriate angle.
  • the oil that has exited the turbine runner 14 flows into the stator 15 in the direction of arrow A2 in FIG. 3, that is, from the back surface 42d side of the first stator blades 42, so the first stator blades 42.
  • the first one-way clutch 44 is disengaged when the back surface 42d of the first stator blades 42 is pushed by the oil flow.
  • the stator 40 idles in the direction of arrow B ′. As a result, the stall of the first stator blades 42 is suppressed and the oil flows smoothly in the direction along the camber line of the second stator blades 46.
  • the second stator blades 46 of the second stator 41 still generate lift in the direction of arrow C and the second one-way clutch 48 is engaged, and the second stator 41 is restrained to the torque converter case 38 so as not to rotate. Therefore, the oil rectified by the second stator 41 can be introduced into the pump impeller 12 located on the downstream side at an appropriate angle.
  • the first of the first stator 40 is the first.
  • the stator blades 42 have a complete blade shape with a large blade thickness
  • the second stator blades 46 of the second stator 41 have a flat blade shape with a very small blade thickness.
  • a sufficiently large gap ⁇ is ensured between the edges 42b and the front edges 46a of the second stator blades 46, and the smooth flow of oil can be prevented from being hindered.
  • the thickness of the second stator blades 46 is extremely small, the number of the second stator blades 46 can be larger than the number of the first stator blades 42, thereby efficiently rectifying the oil flow direction by the second stator 41. Can be done.
  • FIG. 4 is a graph comparing the performance of the stator 01 of the conventional high torque ratio type torque converter shown in FIG. 14A and the stator 15 of the present embodiment. From this figure, according to the present embodiment, it is possible to ensure a higher torque ratio than the conventional example in all speed ratio regions, and the capacity coefficient slightly decreases compared to the conventional example in the low speed ratio region. However, it can be seen that the capacity coefficient is significantly increased compared to the conventional example, particularly in the middle / high speed ratio region.
  • FIG. 5 is a graph comparing the performance of the stator 01 of the conventional two-stage stator type torque converter shown in FIG. 14 (B) with the stator 15 of the present embodiment. From this figure, it can be seen that according to the present embodiment, the torque ratio increases in comparison with the conventional example, particularly in the low / medium speed ratio range, while ensuring the same capacity coefficient as in the conventional example in all speed ratio ranges. .
  • stator 15 is divided into the first stator 40 and the second stator 41, warpage of the first stator blades 42 made of die-casting is reduced, and the first stator 40 is die-cast. It is possible to simplify the structure of the mold and reduce the manufacturing cost by avoiding the occurrence of undercut portions when integrally formed. Further, the second stator 41 can also be manufactured easily by press molding the second stator blades 46, so that the manufacturing cost can be reduced.
  • the shape of the second stator blades 46 of the second stator 41 is different from that of the first embodiment, and other configurations are the same as those of the first embodiment.
  • the cord length L2 at the radially outer portion is larger than the cord length L1 at the radially inner portion. Accordingly, oil rectification by the second stator blades 46 can be more effectively performed. If the second stator blades 46 having such a shape are to be manufactured by die casting, the mold structure becomes complicated because it is difficult to perform die cutting. However, the second stator blades 46 are easily manufactured by using a sheet metal press. be able to.
  • the first stator blades 42 of the first stator 40 have a complete blade shape with a large blade thickness
  • the second stator blades 46 of the second stator 41 have a flat plate shape with a very small blade thickness.
  • the relationship is reversed in the third embodiment.
  • the first stator 40 is manufactured separately by press-molding a metal plate by the first stator core 43, the first stator boss 45, and the first stator blades 42, and these are integrally assembled by welding. Therefore, the airfoil composed of the front edge 42a, the rear edge 42b, the abdominal surface 42c, and the back surface 42d of the first stator blade 42 is a flat plate having a constant blade thickness equal to the plate thickness of the metal plate.
  • the second stator 41 is a die-cast member, and the second stator core 47, the second stator boss 49, and the second stator blades 46 are integrally formed.
  • the airfoil of the second stator blade 46 includes a front edge 46a having a large radius of curvature, a rear edge 46b having a small radius of curvature, and an abdominal surface 46c and a back surface 46d connecting the front edge 46a and the rear edge 46b.
  • the blade thickness of the airfoil of the present embodiment is It becomes maximum at the rear part of 46a and becomes minimum at the rear edge 46b part.
  • the blade thickness t1 of the first stator blade 42 is set smaller than the minimum blade thickness t2 of the second stator blade 46 (blade thickness at the trailing edge 46b portion).
  • the number of first stator blades 42 is twice the number of second stator blades 46. Therefore, the arrangement pitch P1 of the first stator blades 42 is half of the arrangement pitch P2 of the second stator blades 46.
  • the number of the first stator blades 42 does not need to be an integral multiple of the number of the second stator blades 46.
  • the number of the first stator blades 42 may be larger than the number of the second stator blades 46.
  • first and second stator blades 42, 46,... are curved in the same direction so that their camber lines continue smoothly.
  • FIG. 12 corresponds to FIG. 4 of the first embodiment.
  • the stator 01 of the conventional high torque ratio type torque converter shown in FIG. 14A and the stator 15 of the third embodiment are shown in FIG. It is a graph which compares performance. Also in this embodiment, as in the first embodiment, a higher torque ratio can be ensured in all speed ratio regions than in the conventional example, and a capacity coefficient in the low speed ratio region as compared with the conventional example. It can be seen that the capacity coefficient increases significantly compared to the conventional example, particularly in the middle / high speed ratio range.
  • the increase in the capacity coefficient in the region where the speed ratio is large is even more remarkable than in the first embodiment (see FIG. 4).
  • the reason is that, when the first stator 40 idles in a region where the speed ratio is large, the characteristics of the second stator 41 have a great influence on the performance.
  • FIG. 13 corresponds to FIG. 5 of the first embodiment.
  • the stator 01 of the conventional two-stage stator torque converter shown in FIG. 14B and the stator 15 of the third embodiment are shown in FIG. It is a graph which compares performance. Even in the present embodiment, as in the first embodiment, while maintaining a capacity coefficient equivalent to that of the conventional example in all speed ratio regions, the torque ratio is higher than that of the conventional example, particularly in the low / medium speed ratio region. It can be seen that it increases.
  • the increase in the torque ratio in the region where the speed ratio is large is more conspicuous than in the third embodiment.
  • the reason is that, when the first stator 40 idles in a region where the speed ratio is large, the characteristics of the second stator 41 have a great influence on the performance.
  • the third embodiment can achieve the same effect by the same operation as the first embodiment.
  • first stator blades 42 of the third embodiment have a cord length L2 at the radially outer portion larger than the cord length L1 at the radially inner portion. This makes it possible to more effectively rectify oil by the first stator blades 42.

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  • Iron Core Of Rotating Electric Machines (AREA)

Abstract

それぞれが対応するワンウェイクラッチで固定部に支持されたトルクコンバータの第１、第２ステータ（４０，４１）のうち、オイルの流れ方向下流側の第２ステータ（４１）の第２ステータブレード（４６）の数は上流側の第１ステータ（４０）の第１ステータブレード（４２）の数よりも多く、かつ第２ステータブレード（４６）の翼厚の最大値ｔ２は、第１ステータブレード（４２）の翼厚の最小値ｔ１よりも小さいので、第１ステータブレード（４２）の後縁（４２ｂ）と第２ステータブレード（４６）の前縁（４６ａ）との間の隙間（β）を充分に確保し、前記隙間（β）でオイルの流れが滞るのを防止するとともに、数の多い第２ステータブレード（４６）によってオイルの流れを効果的に整流することで、トルクコンバータのトルク比の向上および容量係数の向上を両立させることができる。

Description

トルクコンバータのステータ構造
　本発明は、駆動源に接続されて軸線まわりに回転するポンプインペラと、トランスミッションの入力軸に接続されて前記軸線まわりに回転するタービンランナと、前記ポンプインペラおよび前記タービンランナ間に配置されたステータとを備え、前記ステータはオイルの循環方向の上流側に位置する第１ステータと前記循環方向の下流側に位置する第２ステータとからなり、前記第１、第２ステータは各々対応するワンウェイクラッチを介して固定部に支持されたトルクコンバータのステータ構造に関する。
　自動車用のトルクコンバータは、エンジンのクランクシャフトに接続されたポンプインペラと、トランスミッションのメインシャフトに接続されたタービンランナと、ケーシングにワンウェイクラッチを介して支持されたステータとを備えており、ポンプインペラにより発生したオイルの流れでタービンランナを駆動し、タービンランナを通過して偏向したオイルの流れをステータで整流することで、ポンプインペラ、タービンランナおよびステータに沿ってオイルを循環させている。
　図１４（Ａ）は従来の高トルク比型のトルクコンバータのステータ０１の翼列を示すもので、そのステータブレード０２は高トルク比を実現するために大きなキャンバーを有している。かかるトルクコンバータは、速度比（出力回転数／入力回転数）が小さい領域では、タービンランナを通過したオイルがステータブレード０２に腹面側から流入してスムーズに流れるが（矢印ａ参照）、速度比が大きい領域では、タービンランナを通過したオイルがステータブレード０２に背面側から流入するため（矢印ｂ参照）、キャンバーの強いステータブレード０２の腹面側でオイルの流れが剥離してしまい、トルク比（出力トルク／入力トルク）が１よりも小さくなったり、容量係数（入力トルク／入力回転数2 ）が大幅に低下したりする問題がある。
　このような場合に、従来はステータ０１をケーシングに支持するワンウェイクラッチが係合解除し、ステータ０１を矢印ｃ方向に空転させてステータブレード０２の失速を抑制することで性能の改善を図っていた。
　図１５は、高トルク比型のトルクコンバータ（実線参照）および高容量型のトルクコンバータ（破線参照）のトルク比および容量係数が、速度比に応じてどのように変化するかを示すものである。高トルク比型のトルクコンバータは、高容量型のトルクコンバータに比べて低速度比域でのトルク比は優れているが、高速度比域での容量係数が依然として低いという問題がある。
　上述した高速度比域での容量係数を更に改善するために、図１４（Ｂ）に示すように、ステータ０１のステータブレード０２をオイルの流れ方向上流側の第１ステータブレード０２ａとオイルの流れ方向下流側の第２ステータブレード０２ｂとに分割し、第１ステータブレード０２ａおよび第２ステータブレード０２ｂを各々独立して空転できるように別個のワンウェイクラッチでケーシングに支持したものが、下記特許文献１により公知である。
　このようにステータブレード０２を第１ステータブレード０２ａおよび第２ステータブレード０２ｂに分割することで、速度比の増加に伴って、先ず第１ステータブレード０２ａを空転させて第２ステータブレード０２ｂにオイルの整流機能を発揮させるとともに、速度比の更なる増加に伴って、第１ステータブレード０２ａおよび第２ステータブレード０２ｂの両方を空転させてオイルの流れの剥離を防止することができる。
日本実開昭６２－１００３６５号公報
　しかしながら、上記特許文献１に記載された発明は、図１４（Ｂ）に示すように、第１ステータブレード０２ａが空転して第２ステータブレード０２ｂが固定されているとき、第１ステータブレード０２ａおよび第２ステータブレード０２ｂの相対位置が翼列のピッチの半分だけずれた状態では、第１ステータブレード０２ａの後縁と第２ステータブレード０２ｂの前縁との間に形成される隙間αが極端に狭くなってしまい、その隙間αの部分でオイルの流れが阻害されて性能が低下してしまう可能性があった。
　本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、トルクコンバータのトルク比の向上および容量係数の向上を両立させることを目的とする。
　上記目的を達成するために、本発明によれば、駆動源に接続されて軸線まわりに回転するポンプインペラと、トランスミッションの入力軸に接続されて前記軸線まわりに回転するタービンランナと、前記ポンプインペラおよび前記タービンランナ間に配置されたステータとを備え、前記ステータはオイルの循環方向の上流側に位置する第１ステータと前記循環方向の下流側に位置する第２ステータとからなり、前記第１、第２ステータは各々対応するワンウェイクラッチを介して固定部に支持されたトルクコンバータのステータ構造において、前記第１、第２ステータのうちの一方のステータのブレードの数は他方のステータのブレードの数よりも多く、かつ前記一方のステータのブレードの翼厚の最大値は、前記他方のステータのブレードの翼厚の最小値よりも小さいことを第１の特徴とするトルクコンバータのステータ構造が提案される。
　また本発明によれば、前記第１の特徴に加えて、前記一方のステータのブレードの径方向外端部の前記軸線方向の長さは、該ブレードの径方向内端部の前記軸線方向の長さよりも大きいことを第２の特徴とするトルクコンバータのステータ構造が提案される。
　また本発明によれば、前記第１または第２の特徴に加えて、前記一方のステータのブレードは板金プレス製であり、前記他方のステータのブレードはダイキャスト製であることを第３の特徴とするトルクコンバータのステータ構造が提案される。
　尚、実施の形態のメインシャフト１３は本発明の入力軸に対応し、実施の形態のトルクコンバータケース３８は本発明の固定部に対応し、実施の形態の第１ステータブレード４２および第２ステータブレード４６は本発明のステータのブレードに対応し、実施の形態の第１ワンウェイクラッチ４４および第２ワンウェイクラッチ４８は本発明のワンウェイクラッチに対応する。
　本発明の第１の特徴によれば、トルクコンバータの速度比が小さい領域では、第１、第２ワンウェイクラッチが共に係合して第１、第２ステータが共に固定部に拘束され、オイルは第１、第２ステータブレードに沿って流れて所望の方向に整流される。速度比が増加するに伴ってステータへのオイルの流入方向が変化すると、第１ワンウェイクラッチが係合解除して第１ステータが空転することで第１ステータブレードが失速するのを防止するため、オイルは第２ステータの第２ステータブレードに沿って流れて所望の方向に整流される。速度比が大きい領域ではステータへのオイルの流入方向が更に変化するため、第１、第２ワンウェイクラッチが共に係合解除して第１、第２ステータが共に空転し、オイルは第１、第２ステータブレードに邪魔されずに所望の方向に流出することができる。
　第１、第２ステータのうちの一方のステータのブレードの数は他方のステータのブレードの数よりも多く、かつ一方のステータのブレードの翼厚の最大値は、他方のステータのブレードの翼厚の最小値よりも小さいので、第１ステータブレードの後縁と第２ステータブレードの前縁との間の隙間を充分に確保し、前記隙間でオイルの流れが滞るのを防止するとともに、数の多い一方のステータのブレードによってオイルの流れを効果的に整流することで、トルクコンバータのトルク比の向上および容量係数の向上を両立させることができる。
　また本発明の第２の特徴によれば、一方のステータのブレードの径方向外端部の軸線方向の長さは、該ブレードの径方向内端部の軸線方向の長さよりも大きいので、そのブレードのコード長を拡大してオイルの流れの整流効果を高めることができる。
　また本発明の第３の特徴によれば、一方のステータのブレードは板金プレス製であるため、低コストで製造可能である。また他方のステータのブレードはダイキャスト製であるが、ステータを２分割したことにより、それを分割しない場合に比べて前記他方のステータのブレードの反りが小さくなるため、金型の構造を簡素化して製造コストを削減することができる。
図１はトルクコンバータの縦断面図である。（第１の実施の形態） 図２は第１、第２ステータの斜視図である。（第１の実施の形態） 図３は図１の３－３線断面図である。（第１の実施の形態） 図４は実施の形態のステータと従来の高トルク比型ステータとの性能を比較するグラフである。（第１の実施の形態） 図５は実施の形態のステータと従来の２段ステータとの性能を比較するグラフである。（第１の実施の形態） 図６はトルクコンバータの縦断面図である。（第２の実施の形態） 図７は第１、第２ステータの斜視図である。（第２の実施の形態） 図８は図６の８－８線断面図である。（第２の実施の形態） 図９はトルクコンバータの縦断面図である。（第３の実施の形態） 図１０は第１、第２ステータの斜視図である。（第３の実施の形態） 図１１は図９の１１－１１線断面図である。（第３の実施の形態） 図１２は実施の形態のステータと従来の高トルク比型ステータとの性能を比較するグラフである。（第３の実施の形態） 図１３は実施の形態のステータと従来の２段ステータとの性能を比較するグラフである。（第３の実施の形態） 図１４は従来のトルクコンバータのステータを示す図である。（従来例） 図１５は従来のトルクコンバータのトルク比および容量係数の特性を示すグラフである。（従来例）
１２　　　　ポンプインペラ
１３　　　　メインシャフト（入力軸）
１４　　　　タービンランナ
１５　　　　ステータ
３８　　　　トルクコンバータケース（固定部）
４０　　　　第１ステータ
４１　　　　第２ステータ
４２　　　　第１ステータブレード（ステータのブレード）
４４　　　　第１ワンウェイクラッチ（ワンウェイクラッチ）
４６　　　　第２ステータブレード（ステータのブレード）
４８　　　　第２ワンウェイクラッチ（ワンウェイクラッチ）
Ｌ　　　　　軸線
　本発明の実施の形態を添付図面に基づいて以下に説明する。
第１の実施の形態
　先ず、図１～図５に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。
　図１に示すように、自動車用のトルクコンバータＴは駆動源であるエンジン（不図示）のクランクシャフト１１に接続されたポンプインペラ１２と、トランスミッション（不図示）のメインシャフト１３に接続されたタービンランナ１４と、ポンプインペラ１２およびタービンランナ１４間に配置されたステータ１５と、ポンプインペラ１２およびタービンランナ１４を結合可能なロックアップクラッチ１６とを備える。クランクシャフト１１およびメインシャフト１３は、お互いの軸端を対向させた状態でトルクコンバータＴの軸線Ｌ上に同軸に配置される。
　クランクシャフト１１の軸端に板状のドライブプレート１７がボルト１８…で固定されており、メインシャフト１３の軸端にプレーンベアリング１９を介して回転自在に支持された皿状のトルクコンバータカバー２０の外周部に、前記ドライブプレート１７の外周部がボルト５３…で固定される。
　ポンプインペラ１２は、トルクコンバータカバー２０の外周部に溶接されたポンプシェル２１と、ポンプシェル２１の内周部に溶接されてメインシャフト１３の外周を囲むポンプボス２２と、ポンプシェル２１の内面に突設された複数のポンプブレード２３…と、ポンプブレード２３…の先端間を接続するポンプコア２４とで構成される。またタービンランナ１４は、メインシャフト１３の軸端部にスプライン結合されたタービンボス２５と、タービンボス２５に溶接されたタービンシェル２６と、タービンシェル２６の内面に突設された複数のタービンブレード２７…と、タービンブレード２７…の先端間を接続するタービンコア２８とで構成される。タービンボス２５とトルクコンバータカバー２０との間にはスラストベアリング２９が配置される。
　ポンプシェル２１およびタービンシェル２６によって囲まれた空間のオイルが充填されており、ポンプインペラ１２の回転に伴って前記空間をオイルが矢印で示す方向に循環する。
　ロックアップクラッチ１６は、タービンボス２５の外周部に軸線Ｌ方向摺動自在に嵌合するクラッチピストン３０を備えており、クラッチピストン３０の外周部はダンパースプリング３１…およびステー３２…を介してタービンシェル２６に接続される。クラッチピストン３０とトルクコンバータカバー２０との間に第１油室３３が区画され、またクラッチピストン３０とタービンシェル２６との間に第２油室３４が区画される。
　従って、第１油室３３に油圧を供給すると、クラッチピストン３０が図中右動して摩擦部材３５がトルクコンバータカバー２０から離間することで、ポンプインペラ１２およびタービンランナ１４が相対回転自在に分離される。逆に第２油室３４に油圧を供給すると、クラッチピストン３０が図中左動して摩擦部材３５がトルクコンバータカバー２０に当接してロックアップクラッチ１６が係合することで、ポンプインペラ１２およびタービンランナ１４が一体に結合され、クランクシャフト１１の回転がメインシャフト１３に直接伝達される。
　メインシャフト１３の外周にニードルベアリング３６，３６を介してスリーブ３７が相対回転自在に嵌合しており、スリーブ３７の一端部がトルクコンバータケース３８に係止され、かつスリーブ３７の外周に筒状のステータ支持部材３９がスプライン結合される。従って、ステータ支持部材３９はスリーブ３７を介してトルクコンバータケース３８に回転不能に拘束される。
　ステータ１５は、矢印で示すオイルの循環方向の上流側に位置する第１ステータ４０と、下流側に位置する第２ステータ４１とで構成されており、第１、第２ステータ４０，４１は軸線Ｌ方向に並置される。第１ステータ４０は、複数の第１ステータブレード４２…の径方向外端にタービンコア２８に連なる第１ステータコア４３を備えるともに、径方向内端に第１ワンウェイクラッチ４４を介してステータ支持部材３９に支持される第１ステータボス４５を備える。また第２ステータ４１は、複数の第２ステータブレード４６…の径方向外端にポンプコア２４に連なる第２ステータコア４７を備えるともに、径方向内端に第２ワンウェイクラッチ４８を介してステータ支持部材３９に支持される第２ステータボス４９を備える。
　タービンボス２５および第１ステータボス４５間にスラストベアリング５０が配置され、第１ステータボス４５および第２ステータボス４９間にスラストベアリング５１が配置され、ポンプボス２２および第２ステータボス４９間にスラストベアリング５２が配置される。
　しかして、エンジンのクランクシャフト１１に接続されたポンプインペラ１２が回転すると、ポンプインペラ１２のポンプブレード２３…から矢印方向に押し出されたオイルがタービンランナ１４のタービンブレード２７…に作用し、タービンランナ１４にトルクを与えてトランスミッションのメインシャフト１３を回転させた後、第１、第２ステータ４０，４１の第１、第２ステータブレード４２…，４６…を通過してポンプインペラ１２に還流することで、クランクシャフト１１の回転がメインシャフト１３に伝達される。
　次に、図２および図３に基づいて第１、第２ステータ４０，４１の具体的な構造を説明する。
　第１ステータ４０はダイキャスト製の部材であって、第１ステータコア４３、第１ステータボス４５および第１ステータブレード４２…が一体に形成される。第１ステータブレード４２の翼型は、曲率半径の大きい前縁４２ａと、曲率半径の小さい後縁４２ｂと、前縁４２ａおよび後縁４２ｂを結ぶ腹面４２ｃおよび背面４２ｄとで構成される。第１ステータブレード４２の翼型の腹面４２ｃおよび背面４２ｄに同時に接する多数の円を描いたとき、その円の直径を翼厚と定義すると、本実施の形態の翼型の翼厚は、前縁４２ａ部分で最大になり、後縁４２ｂ部分で最小になる。
　一方、第２ステータ４１は、第２ステータコア４７、第２ステータボス４９および第２ステータブレード４６…が金属板をプレス成型することで別個に製造され、それらが溶接により一体に組み立てられる。従って、第２ステータブレード４６の前縁４６ａ、後縁４６ｂ、腹面４６ｃおよび背面４６ｄよりなる翼型は、金属板の板厚に等しい一定の翼厚を有する平板状のものとなり、その翼厚ｔ２は第１ステータブレード４２の最小翼厚ｔ１（後縁４２ｂ部分における翼厚）よりも小さく設定されている。
　第２ステータブレード４６…の数は第１ステータブレード４２…の数の２倍であり、従って第２ステータブレード４６…の配列ピッチＰ２は第１ステータブレード４２…の配列ピッチＰ１の半分である。第２ステータブレード４６…の数は第１ステータブレード４２…の数の整数倍である必要はなく、第２ステータブレード４６…の数が第１ステータブレード４２…の数よりも多ければ良い。
　第１ステータブレード４２および第２ステータブレード４６が整列したとき、それらのキャンバーラインが滑らかに連続するように、第１、第２ステータブレード４２…，４６…は同方向に湾曲している。
　次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。
　トルクコンバータＴの速度比が小さい領域では、タービンランナ１４を出たオイルがステータ１５に図３の矢印Ａ１方向、つまり第１ステータ４０の第１ステータブレード４２…のキャンバーラインに沿う方向に流入する。この状態では第１ステータブレード４２…は矢印Ｂ方向の揚力を発生して第１ワンウェイクラッチ４４が係合し、かつ第２ステータ４１の第２ステータブレード４６…は矢印Ｃ方向の揚力を発生して第２ワンウェイクラッチ４８が係合するため、第１ステータ４０および第２ステータ４１は共にトルクコンバータケース３８に回転不能に拘束される。その結果、ステータ１５へのオイルの流入方向に対してステータ１５からのオイルの流出方向が偏向し、その下流側に位置するポンプインペラ１２に適切な角度でオイルを流入させることが可能となる。
　速度比が増加すると、タービンランナ１４を出たオイルがステータ１５に図３の矢印Ａ２方向、つまり第１ステータブレード４２…の背面４２ｄ…側から流入するようになるため、第１ステータブレード４２…の腹面４２ｃ…側でオイルの流れが剥離する虞があるが、オイルの流れに第１ステータブレード４２…の背面４２ｄ…を押されることで、第１ワンウェイクラッチ４４が係合解除して第１ステータ４０は矢印Ｂ′方向に空転する。その結果、第１ステータブレード４２…の失速が抑制されて第２ステータブレード４６…のキャンバーラインに沿う方向にオイルがスムーズに流入する。
　この状態では第２ステータ４１の第２ステータブレード４６…は依然として矢印Ｃ方向の揚力を発生して第２ワンウェイクラッチ４８が係合し、第２ステータ４１はトルクコンバータケース３８に回転不能に拘束されるため、第２ステータ４１により整流されたオイルを下流側に位置するポンプインペラ１２に適切な角度で流入させることができる。
　速度比が更に増加すると、タービンランナ１４を出たオイルがステータ１５に図３の矢印Ａ３方向、つまり第２ステータブレード４６…の背面４６ｄ…側から流入するようになるため、第２ステータブレード４６…の腹面４６ｃ…側でオイルの流れが剥離する虞があるが、オイルの流れに第２ステータブレード４６…の背面４６ｄ…を押されることで、第２ワンウェイクラッチ４８が係合解除して第２ステータ４１は第１ステータ４０と共に矢印Ｃ′方向に空転する。その結果、第１ステータブレード４２…および第２ステータブレード４６…の失速が抑制され、殆ど抵抗を受けることなくステータ１５を通過したオイルは下流側に位置するポンプインペラ１２に適切な角度で流入する。
　以上のように、本実施の形態によれば、第１、第２ワンウェイクラッチ４４，４８で共に空転可能に支持された第１、第２ステータ４０，４１のうち、第１ステータ４０の第１ステータブレード４２…は翼厚が大きい完結した翼型を備え、第２ステータ４１の第２ステータブレード４６…は翼厚が極めて小さい平板状の翼型を備えるので、第１ステータブレード４２…の後縁４２ｂ…と第２ステータブレード４６…の前縁４６ａ…との間に充分に大きい隙間β（図３参照）を確保し、オイルのスムーズな流れが阻害されるのを防止することができる。しかも第２ステータブレード４６…は翼厚が極めて小さいため、その数を第１ステータブレード４２…の数よりも多くすることができ、これにより第２ステータ４１によるオイルの流れ方向の整流を効率的に行うことができる。
　図４は、図１４（Ａ）に示す従来の高トルク比型のトルクコンバータのステータ０１と、本実施の形態のステータ１５との性能を比較するグラフである。同図から、本実施の形態によれば、全ての速度比域で従来例よりも高いトルク比を確保することができ、また低速度比域で従来例に比べて容量係数が僅かに低下するものの、特に中・高速度比域で従来例よりも容量係数が大幅に増加することが分かる。
　図５は、図１４（Ｂ）に示す従来の２段ステータ型のトルクコンバータのステータ０１と、本実施の形態のステータ１５との性能を比較するグラフである。同図から、本実施の形態によれば、全ての速度比域で従来例と同等の容量係数を確保しながら、特に低・中速度比域で従来例よりもトルク比が増加することが分かる。
　また本実施の形態によれば、ステータ１５を第１ステータ４０および第２ステータ４１に分割したために、ダイキャスト製の第１ステータブレード４２…の反りが小さくなり、第１ステータ４０をダイキャストで一体に形成する際にアンダーカット部分が生じないようにして金型の構造を簡素化し、製造コストを削減することができる。また第２ステータ４１も、その第２ステータブレード４６…をプレス成型により簡単に製造可能であるため、その製造コストを削減することができる。
第２の実施の形態
　次に、図６～図８に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。
　第２の実施の形態は、第２ステータ４１の第２ステータブレード４６…の形状が第１の実施の形態と異なるもので、その他の構成は第１の実施の形態と同じである。
　第２の実施の形態の第２ステータブレード４６…は、その径方向内側部分でのコード長Ｌ１に対して、径方向外側部分でのコード長Ｌ２が大きくなっている。これにより、第２ステータブレード４６…によるオイルの整流を更に効果的に行うことが可能となる。このような形状の第２ステータブレード４６…を仮にダイキャストで製造しようとすると、型抜きが困難であるために金型の構造が複雑化するが、板金プレス製とすることで容易に製造することができる。
第３の実施の形態
　次に、図９～図１３に基づいて本発明の第３の実施の形態を説明する。
　第１の実施の形態は、第１ステータ４０の第１ステータブレード４２…が翼厚が大きい完結した翼型を備え、第２ステータ４１の第２ステータブレード４６…が翼厚が極めて小さい平板状の翼型を備えているが、第３の実施の形態はその関係が逆になっている。
　即ち、第１ステータ４０は、第１ステータコア４３、第１ステータボス４５および第１ステータブレード４２…が金属板をプレス成型することで別個に製造され、それらが溶接により一体に組み立てられる。従って、第１ステータブレード４２の前縁４２ａ、後縁４２ｂ、腹面４２ｃおよび背面４２ｄよりなる翼型は、金属板の板厚に等しい一定の翼厚を有する平板状のものとなる。
　一方、第２ステータ４１はダイキャスト製の部材であって、第２ステータコア４７、第２ステータボス４９および第２ステータブレード４６…が一体に形成される。第２ステータブレード４６の翼型は、曲率半径の大きい前縁４６ａと、曲率半径の小さい後縁４６ｂと、前縁４６ａおよび後縁４６ｂを結ぶ腹面４６ｃおよび背面４６ｄとで構成される。第２ステータブレード４６の翼型の腹面４６ｃおよび背面４６ｄに同時に接する多数の円を描いたとき、その円の直径を翼厚と定義すると、本実施の形態の翼型の翼厚は、前縁４６ａの後方部分で最大になり、後縁４６ｂ部分で最小になる。そして第１ステータブレード４２の翼厚ｔ１は、第２ステータブレード４６の最小翼厚ｔ２（後縁４６ｂ部分における翼厚）よりも小さく設定されている。
　第１ステータブレード４２…の数は第２ステータブレード４６…の数の２倍であり、従って第１ステータブレード４２…の配列ピッチＰ１は第２ステータブレード４６…の配列ピッチＰ２の半分である。第１ステータブレード４２…の数は第２ステータブレード４６…の数の整数倍である必要はなく、第１ステータブレード４２…の数が第２ステータブレード４６…の数よりも多ければ良い。
　第１ステータブレード４２および第２ステータブレード４６が整列したとき、それらのキャンバーラインが滑らかに連続するように、第１、第２ステータブレード４２…，４６…は同方向に湾曲している。
　図１２は第１の実施の形態の図４に対応するもので、図１４（Ａ）に示す従来の高トルク比型のトルクコンバータのステータ０１と、第３の実施の形態のステータ１５との性能を比較するグラフである。本実施の形態によっても、第１の実施の形態と同様に、全ての速度比域で従来例よりも高いトルク比を確保することができ、また低速度比域で従来例に比べて容量係数が僅かに低下するものの、特に中・高速度比域で従来例よりも容量係数が大幅に増加することが分かる。
　但し、第３の実施の形態では速度比が大きい領域での容量係数の増加が、第１の実施の形態（図４参照）よりも更に顕著なものとなっている。その理由は、速度比が大きい領域で第１ステータ４０が空転すると第２ステータ４１の特性が性能に大きな影響を及ぼすようになるが、第３の実施の形態は第２ステータブレード４６…の配列ピッチＰ２が大きいため、オイルの流量が増加するからである。
　図１３は第１の実施の形態の図５に対応するもので、図１４（Ｂ）に示す従来の２段ステータ型のトルクコンバータのステータ０１と、第３の実施の形態のステータ１５との性能を比較するグラフである。本実施の形態によっても、第１の実施の形態と同様に、全ての速度比域で従来例と同等の容量係数を確保しながら、特に低・中速度比域で従来例よりもトルク比が増加することが分かる。
　但し、第１の実施の形態（図５参照）では速度比が大きい領域でのトルク比の増加が、第３の実施の形態よりも顕著になっている。その理由は、速度比が大きい領域で第１ステータ４０が空転すると第２ステータ４１の特性が性能に大きな影響を及ぼすようになるが、第１の実施の形態は第１ステータブレード４２…の配列ピッチＰ２が小さいため、オイルの流れ方向が大きく偏向するからである。
　それ以外については、この第３の実施の形態によっても、第１の実施の形態と同様の作用によって同様の効果を達成することができる。
　しかも第３の実施の形態の第１ステータブレード４２…は、その径方向内側部分でのコード長Ｌ１に対して、径方向外側部分でのコード長Ｌ２が大きくなっている。これにより、第１ステータブレード４２…によるオイルの整流を更に効果的に行うことが可能となる。
　以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
　例えば、第１ステータブレード４２…あるいは第２ステータブレード４６…を板金プレスにより製造する代わりに、光造形法により製造することも可能である。

Claims (3)

  1. 　駆動源に接続されて軸線（Ｌ）まわりに回転するポンプインペラ（１２）と、トランスミッションの入力軸（１３）に接続されて前記軸線（Ｌ）まわりに回転するタービンランナ（１４）と、前記ポンプインペラ（１２）および前記タービンランナ（１４）間に配置されたステータ（１５）とを備え、前記ステータ（１５）はオイルの循環方向の上流側に位置する第１ステータ（４０）と前記循環方向の下流側に位置する第２ステータ（４１）とからなり、前記第１、第２ステータ（４０，４１）は各々対応するワンウェイクラッチ（４４，４８）を介して固定部（３８）に支持されたトルクコンバータのステータ構造において、
    　前記第１、第２ステータ（４０，４１）のうちの一方のステータのブレード（４２，４６）の数は他方のステータのブレード（４２，４６）の数よりも多く、かつ前記一方のステータのブレード（４２，４６）の翼厚の最大値は、前記他方のステータのブレード（４２，４６）の翼厚の最小値よりも小さいことを特徴とするトルクコンバータのステータ構造。
  2. 　前記一方のステータのブレード（４２，４６）の径方向外端部の前記軸線（Ｌ）方向の長さは、該ブレード（４２，４６）の径方向内端部の前記軸線（Ｌ）方向の長さよりも大きいことを特徴とする、請求項１に記載のトルクコンバータのステータ構造。
  3. 　前記一方のステータのブレード（４２，４６）は板金プレス製であり、前記他方のステータのブレード（４２，４６）はダイキャスト製であることを特徴とする、請求項１または請求項２に記載のトルクコンバータのステータ構造。
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