液力耦合器及起步装置的利记博彩app

专利名称：液力耦合器及起步装置的利记博彩app
技术领域：
本发明涉及用于从扭矩传递路径的上游侧向下游侧传递扭矩的液力耦合器和具 有该液力耦合器的起步装置。
背景技术：
通常，液力耦合器具有从驱动源被传递扭矩的泵叶轮和与该泵叶轮相向配置的 涡轮，在泵叶轮和涡轮之间具有流体。并且，在泵叶轮被传递了驱动源的扭矩进行旋转 的情况下，流体在泵叶轮与涡轮之间循环，从而涡轮进行旋转。这样将扭矩从扭矩传递 路径的上游侧传递至下游侧的液力耦合器应用于船舶和车辆等中。作为一个例子，在专利文献1中公开了具有液力耦合器的车辆的起步装置。该 起步装置具有壳体，在该壳体内填充有作为流体的工作油，其中，壳体包括与作为驱动 源的发动机的输出轴连接的带底大致圆筒形状的前盖和连接在该前盖上的泵盖。液力耦 合器就设置在这样的壳体内。S卩，液力耦合器的泵叶轮支撑在泵盖上，并且液力耦合器的涡轮经由连接构件 连接在变速机构的输入轴的位于壳体内的部分上。这样的液力耦合器中，泵叶轮具有以 输入轴为中心放射状地延伸的多个泵叶片，该各泵叶片分别沿着以输入轴为中心的周向 等间隔地配置。另外，涡轮具有连接在连接构件上的圆环状的涡轮壳和固定在该涡轮壳 上并且以输入轴为中心放射状地延伸的多个涡轮叶片，该涡轮叶片分别沿着所述周向等 间隔地配置。并且，当壳体被传递了来自发动机的扭矩而进行旋转时，泵叶轮以变速机构的 输入轴为中心向规定的旋转方向旋转。于是，工作油在泵叶轮和涡轮之间循环。具体地 说，工作油从位于各泵叶片的径向外侧的泵叶轮出口部朝向位于各涡轮叶片的径向外侧 的涡轮入口部流动，该工作油在周向上相互相邻的涡轮叶片彼此之间的空间内从径向外 侧向径向内侧流动。此时，从泵叶轮侧循环来的工作油对各涡轮叶片的所述旋转方向上 的上游侧的侧面施加朝向所述旋转方向的按压力。这样对各涡轮叶片施加所述按压力的 工作油从位于各涡轮叶片的径向内侧的涡轮出口部侧朝向位于各泵叶片的径向内侧的泵 叶轮入口部流动，然后，在周向上相互相邻的泵叶片彼此之间的空间内从径向内侧朝向 径向外侧流动。泵叶轮的扭矩经由这样循环的工作油传递，从而涡轮向与泵叶轮相同的 旋转方向旋转。即，泵叶轮的旋转经由工作油传递至涡轮，从而变速机构的输入轴进行 旋转。现有技术文献专利文献专利文献1 JP特开2000-283188号公报。

发明内容
发明要解决的问题
但是，以滑行变速时的变速冲击缓和、离合器未接合时的失效行驶等为目的， 优选所述液力耦合器的容量系数(传递至泵叶轮的扭矩除以输入轴转速的平方得到的系 数)对应泵叶轮与涡轮的速度比的大小产生的变动小。例如，通常设置在自动变速器中 的液力变矩器，在泵叶轮与涡轮之间配置有导叶。因此，在泵叶轮与涡轮的速度比小 的低速度比区域，液力变矩器的容量系数小于专利文献1所记载的液力耦合器的容量系 数。但是，专利文献1所记载的液力耦合器，如图10所示，作为涡轮旋转速度与泵 叶轮旋转速度的比的速度比Sr越小，则容量系数C越大。即，在车辆怠速运转时(即， 泵叶轮旋转，但涡轮停止的情况)形成容量系数C最大的状态。作为解决这种问题的方法考虑如下的两种方法。即，第一解决方法为在泵叶轮 与涡轮之间配置以输入轴为轴中心的圆环状的干涉板的方法。若形成这样的结构，则在 车辆停止时(也称为“熄火时”)泵叶轮与涡轮之间循环的工作油的流量增大的情况下， 干涉板对工作油的流动产生大的阻力，抑制车辆熄火时容量系数C变大。另外，第二解决方法是在涡轮中与泵叶轮相反一侧的位置设置能够暂时贮存工 作油的贮存室的方法。若形成这样的结构，则能够对应来自发动机的扭矩的增减调整 壳体内处于泵叶轮与涡轮之间的工作油的油量，结果能够抑制车辆熄火时容量系数C变 大。但是，在上述两种解决方法中，除了泵叶轮和涡轮以外还需要另外设置干涉板 和贮存室，使液力耦合器相应的大型化，结果存在具有液力耦合器的起步装置大型化的 问题。本发明的目的在于提供能够抑制大型化并且能够抑制相应于泵叶轮与涡轮的速 度比的容量系数的变动的液力耦合器及起步装置。用于解决问题的手段为了实现上述目的，本发明的液力耦合器，具有泵叶轮，其配置在扭矩传递 路径上，并且能够以规定的旋转轴线为中心进行旋转，具有沿着以所述旋转轴线为中心 的周向排列的多个泵叶片；涡轮，其配置在比该泵叶轮更靠所述扭矩传递路径的下游 侧，具有沿着以所述旋转轴线为中心的周向排列的多个涡轮叶片。在通过传递来的扭矩 使所述泵叶轮向规定的旋转方向旋转时，流体在所述泵叶轮与所述涡轮之间循环，由此 所述涡轮以所述旋转轴线为中心向所述旋转方向旋转。各所述涡轮叶片在以所述旋转轴 线为中心的径向上具有中间部位、位于所述中间部位外侧的外侧部位和位于所述中间部 位的内侧的内侧部位。在多个所述涡轮叶片中的至少一个涡轮叶片中，所述外侧部位位 于比所述中间部位更靠所述旋转方向上的下游侧的位置处。根据上述结构，基于泵叶轮的旋转从该泵叶轮侧向涡轮侧流动的流体，在流入 在周向上相互相邻的涡轮叶片中的径向的外侧部位彼此之间的空间内时，向比位于将流 体压出至涡轮侧的泵叶片更靠旋转方向的下游侧的涡轮叶片施加朝向旋转方向的按压 力。结果，涡轮以旋转轴线为中心进行旋转。在此，在至少一个涡轮叶片中，外侧部 位形成为比中间部位更靠旋转方向的下游侧。在与这种形状的外侧部位对应的位置所设 置的涡轮入口部阻碍在周向上相互相邻的涡轮入口部彼此之间的空间内的流体顺畅地流 动。即，周向上相互相邻的涡轮入口部彼此之间的空间内，流体的循环产生混乱。由这样的流体循环的混乱产生的对流阻碍涡轮叶片转动，结果容量系数减小。另外，因为涡 轮与泵叶轮的速度比越小，周向上相互相邻的涡轮入口部彼此之间的空间内的流体循环 的混乱越严重，所以这样的容量系数减小更显著。因而，能够抑制大型化，并且能够抑 制对应于泵叶轮与涡轮的速度比的容量系数的变动。本发 明的液力耦合器，在所述多个涡轮叶片中的至少一个涡轮叶片中，所述内 侧部位位于比所述中间部位更靠所述旋转方向上的上游侧的位置处。根据上述结构，设置在与具有这种形状的涡轮叶片的内侧部位对应的位置上的 涡轮出口部能够使流体从周向上相互相邻的涡轮出口部彼此之间的空间顺畅地流出至泵 叶轮侧。即，提高了泵叶轮与涡轮之间的流体的循环效率。因此，与使用径向上的内侧 部位和外侧部位在旋转方向上配置在同一位置的以往的涡轮叶片的情况相比，基于泵叶 轮的旋转进行循环的流体施加在涡轮叶片中的旋转方向上的上游侧的侧面上的按压力变 大。换言之，从泵叶轮至涡轮叶片的扭矩传递效率，和涡轮叶片与泵叶轮的速度比的大 小无关而整体提高。因而，能够使容量系数和涡轮叶片与泵叶轮的速度比的大小无关地 整体提高。本发明的液力耦合器，各所述泵叶片在以所述旋转轴线为中心的径向上具有中 间部位、位于所述中间部位外侧的外侧部位，在所述多个泵叶片中的至少一个泵叶片 中，所述外侧部位位于比所述中间部位更靠所述旋转方向上的下游侧的位置处。根据上述结构，设置在与具有这种形状的泵叶片的外侧部位对应的位置上的泵 叶轮出口部能够使流体从周向上相互相邻的泵叶轮出口部彼此之间的空间内顺畅地流出 至涡轮侧。即，提高了泵叶轮与涡轮之间流体的循环效率。因此，从泵叶轮至涡轮的扭 矩传递效率整体提高，提高量相当于泵叶轮与涡轮之间的流体的循环效率提高的量。因 而，能够使容量系数和涡轮叶片与泵叶轮的速度比的大小无关地整体提高。本发明的液力耦合器，各所述泵叶片在以所述旋转轴线为中心的径向上具有中 间部位、位于所述中间部位的内侧的内侧部位，在所述多个泵叶片中的至少一个泵叶片 中，所述内侧部位位于比所述中间部位更靠所述旋转方向上的下游侧的位置处。根据上述结构，设置在与形成这种形状的泵叶片的内侧部位对应的位置上的泵 叶轮入口部能够使流体从涡轮侧顺畅地流入周向上相互相邻的泵叶轮入口部彼此之间的 空间内。即，提高了流体在泵叶轮与涡轮之间的循环效率。因此，从泵叶轮至涡轮的扭 矩传递效率整体提高，提高量相当于流体在泵叶轮与涡轮之间的循环效率提高的量。因 而，能够使容量系数和涡轮叶片与泵叶轮的速度比的大小无关地整体提高。另外，本发明的一个方式提供用于将驱动源的扭矩传递至变速机构的输入构件 的起步装置。该起步装置具有壳体，被传递所述驱动源的扭矩，并且壳体的内部被流 体填充；前述的液力耦合器。该液力耦合器配置在所述壳体内，所述泵叶轮固定在所述 壳体上，所述涡轮与所述变速机构的输入构件连接。根据上述结构，能够抑制液力耦合器的对应于涡轮与泵叶轮的速度比变化的容 量系数的变动。因此，能够抑制从发动机侧至变速机构侧的扭矩的传递效率基于车辆的 行驶状态而变动。


图1是表示本发明的一个实施方式的起步装置的一部分的侧剖视图。图2中(a)是泵叶轮的立体图，(b)是泵叶片的立体图。图3中(a)是涡轮的立体图，(b)是涡轮叶片的立体图。 图4是同时示出泵叶片和涡轮叶片的立体图。图5是从图4中的箭头A方向观察各叶片时的概略俯视图。图6是从图4中的箭头B方向观察各叶片时的概略俯视图。图7中(a)、(b)、(C)、(d)是示意地表示液力耦合器进行驱动时的工作油流动 的作用图。图8是表示速度比与容量系数的关系的曲线图。图9是第三弯曲角度的大小与容量系数的变动情况的关系的曲线图。图10是表示以往情况下速度比和容量系数的关系的曲线图。
具体实施例方式按照图1 图9，对将本发明具体化为安装在车辆上的起步装置的一个实施方式 进行说明。此外，在下面的本说明书中的说明中，“前侧”表示图1中的右侧，“后侧” 表示图1中的左侧。如图1所示，本实施方式的起步装置11是用于将位于扭矩传递路径上的上游侧 的作为驱动源的发动机12产生的扭矩(旋转力)传递至位于扭矩传递路径上的下游侧的 变速机构(省略图示)的输入轴(输入构件)13的装置。具体地说，起步装置11具有 包括带底大致圆筒形状的前盖14和泵盖15的壳体16，在该壳体16内填充的作为流体的 工作油进行循环，其中，所述前盖14与发动机12的输出侧连接，泵盖15通过焊接固定 在前盖14的外周侧端部上。另外，在壳体16内容置有离合器机构17，其通过离合动 作，将发动机12的扭矩直接传递至变速机构的输入轴13;减振装置18，其能够吸收经由 该离合器机构17传递的扭矩中所包含的振动成分；液力耦合器19，其使用壳体16内的 工作油进行扭矩传递。前盖14将俯视大致圆盘状的底部14a和筒状部14b形成为一体，所述筒状部14b 以在前后方向上贯通该底部14a在径向上的中心的规定的旋转轴线S(图1中用点划线表 示)为中心而形成。另外，在前盖14的底部14a的径向中央部分形成有开口 14c，该开 口 14c被中心构件20堵塞。并且，前盖14在被传递了发动机12的扭矩时，以旋转轴线 S为中心向规定的旋转方向R(参照图2)旋转。此外，所说的规定的旋转方向R是指前 盖14基于来自发动机12的扭矩进行旋转的方向。泵盖15形成为能够堵塞前盖14的筒状部14b后侧的开口的大致圆环状。在这样 的泵盖15的中心部固定有用于向未图示的自动变速器的油泵传递驱动力的泵驱动轴21。 该泵驱动轴21具有圆筒部分21a，其沿着前后方向延伸；凸缘部分21b，其设置在该圆 筒部分21a的前端。并且，圆筒部分21a的后端与所述油泵连接，并且凸缘部分21b的 外边缘部固定在泵盖15上。另外，变速机构的输入轴13在前后方向上的中途部位位于 泵驱动轴21的圆筒部分21a内。此外，在泵驱动轴21的圆筒部分21a的内周面与输入轴13的外周面之间设置有沿着前后方向延伸的圆筒形状的套筒22，该套筒22的前端在前后方向上与泵驱动轴21的前端位于大致同一位置，并且该套筒22的后端位于变速机构内。并且，在壳体16内循 环的工作油的一部分经由形成在套筒22的外周面与泵驱动轴21的圆筒部分21a的内周面 之间的循环流路23流出至壳体16外(即油泵侧)。在变速机构的输入轴13内形成有在前后方向上延伸的供给用流路24，该供给用 流路24在输入轴13的前端部形成开口。并且，在供给用流路24内向前方流动的工作油 从形成在输入轴13的前端部上的流出口 24a流出至壳体16内。另外，变速机构的输入轴13在前端经由支撑构件25支撑着活塞26，该活塞26 能够在前后方向上自由移动。另外，活塞26俯视为圆环状，配置为与前盖14的底部14a 相向。并且，活塞26对应于形成在该活塞26与前盖14的底部14a之间的第一空间27 内的工作油压与形成在活塞26后侧的第二空间28内的工作油压的压力差而在前后方向上 移动。此外，从供给用流路24供给至壳体16内的工作油流入第一空间27内。接着，说明离合器机构17。离合器机构17具有连接在前盖14的底部14a上的大致圆筒形状的离合器鼓30。 该离合器鼓30具有圆环状的固定部分30a，其固定在前盖14的底部14a上；大致圆筒 形状的支撑部分30b，其比活塞26更靠以旋转轴线S为中心的径向上的外侧。在离合器鼓30的支撑部分30b的内周侧支撑有沿着前后方向配置的多个(在本 实施方式中为3个)第一离合器板31，该多个第一离合器板31呈能够在前后方向上移动 的状态。另外，在前后方向上相互相邻的第一离合器板31彼此之间分别配设有第二离合 器板32，该各第二离合器板32以能够在前后方向上移动的状态分别支撑在后述的减振装 置18的驱动板35上。因此，在活塞26移动至后方时，在前后方向上相邻的第一离合器板31 和第二离合器板32处于接合状态，能够经由离合器机构17从发动机12向减振装置18(即， 变速机构侧)传递扭矩。另一方面，在活塞26移动至前方时，在前后方向上相邻的第一离 合器板31和第二离合器板32的接合状态解除，限制经由离合器机构17的扭矩传递。接着，说明减振装置18。减振装置18具有驱动板35，该驱动板35具有形成为大致圆环状的板主体35a。 该驱动板35具有从板主体35a的径向外侧向前方突出的支撑部36，该支撑部36将各所述 第二离合器板32支撑为能够在前后方向上移动的状态。另外，驱动板35具有从板主体 35a向径向内侧突出的多个(在图1中仅图示了一个)第一扭矩传递部37，该各第一扭矩 传递部37分别等间隔地配置在以旋转轴线S为中心的周向上。另外，在减振装置18中设置有大致圆环状的第一从动板38和第二从动板39，该 第一从动板38和第二从动板39配置在驱动板35的板主体35a的前后方向上的两侧。上 述的各从动板38、39分别经由涡轮轮毂40与输入轴13连接。另外，各从动板38、39 分别具有在以旋转轴线S为中心的径向上与第一扭矩传递部37配置在同一位置上的多个 (在图1仅各图示了一个)第二扭矩传递部41、42。而且，在减振装置18中设置有减振弹簧43，减振弹簧43配置在周向上相邻的第 一扭矩传递部37与第二扭矩传递部41、42之间的各位置。并且，经由离合器机构17传 递至减振装置18的扭矩经由驱动板35 (第一扭矩传递部37)、减振弹簧43、从动板38、 39(第二扭矩传递部41、42)和涡轮轮毂40传递至变速机构的输入轴13。此外，减振装置18也可以是如下的结构，即，设置有中间构件，该中间构件具有配置在周向上的第一 扭矩传递部37与第二扭矩传递部41、42之间的第三扭矩传递部，周向上相互相邻的扭矩 传递部彼此之间设置有减振弹簧43。接着，基于图1 图3说明液力耦合器19。液力耦合器19具有泵叶轮45，其固定在泵盖15上；涡轮46，其与该泵叶轮 45相向配置，并且与变速机构的输入轴13连接。如图2中的(a)、(b)所示，在泵叶轮 45上设置有固定在泵盖15上的多个(在本实施方式中为31个)泵叶片47，这些泵叶片 47分别等间隔地配置在以旋转轴线S为中心的周向上。另外，周向上相互相邻的泵叶片 47彼此分别配置为它们的侧面彼此相互相向。各泵叶片47具有位于旋转方向R上的上 游侧的第一侧面47a和位于旋转方向R上的下游侧的第二侧面47b。换言之，各泵叶片 47具有位于旋转方向R上的后侧的第一侧面47a和位于旋转方向R上的前侧的第二侧面 47b。如图1和图3中的(a)、(b)所示，在涡轮46上设置有大致圆环状的涡轮壳 48，其经由减振装置18的第一从动板38固定在涡轮轮毂40上；多个(在本实施方式中 为29个)涡轮叶片49，其固定在该涡轮壳48上。这些涡轮叶片49分别等间隔地配置在 以旋转轴线S为中心的周向上。另外，周向上相互相邻的涡轮叶片49彼此分别配置为它 们的侧面彼此相互相向。各涡轮叶片49具有第一侧面49a，其位于旋转方向R上的上 游侧；第二侧面49b，位于旋转方向R上的下游侧。换言之，各涡轮叶片49具有第一 侧面49a，其位于旋转方向R上的后侧；第二侧面49b，位于旋转方向R上的前侧。并且，在壳体16基于来自发动机12的扭矩向旋转方向R旋转时，工作油在泵叶 轮45与涡轮46之间循环，由此泵叶轮45的旋转经由工作油传递至涡轮46。因而，在本 实施方式中，即使在离合器机构17未进行离合动作的情况下，也能够通过液力耦合器19 进行驱动，使发动机12的扭矩传递至变速机构的输入轴13。接着，基于图2 图6说明各叶片47、49。此外，图5是从图4所示的箭头 A方向观察各叶片47、49时的概略俯视图，图6是从图4所示的箭头B方向观察各叶片 47、49时的概略俯视图。另外，为了便于理解说明书的说明，在图5中省略了后述的第 二涡轮侧突出部55的图示，并且在图6中省略了后述的第一涡轮侧突出部54的图示。如图2的(a)、(b)和图4所示，泵叶片47是由金属板构成的，侧面观察大致呈 “U”字状。具体地说，泵叶片47具有叶片主体50，其以旋转轴线S为中心放射状
地延伸；第一泵侧突出部51，其从叶片主体50的径向外侧向前侧突出；第二泵侧突出部 52，其从叶片主体50的径向内侧向前侧突出。如图4和图5所示，第一泵侧突出部51通过进行弯曲加工形成为其前端比基端 更靠旋转方向R上的下游侧(即前侧)。具体地说，第一泵侧突出部51向旋转方向R弯 折，使得第一泵侧突出部51相对于叶片主体50的第一弯曲角度θ P0ut为“0 90°，， 的范围内的规定角度(例如“45°，，)。S卩，在本实施方式中，泵叶片47的位于比径向 中间部位更靠径向外侧的位置处的外侧部位形成为其前端位于比基端更靠旋转方向R上 的下游侧的位置处。换言之，在各泵叶片47中，所述外侧部位形成为位于比所述中间部 位更靠旋转方向R上的下游侧的位置处。在该泵叶片47的与外侧部位对应的部位形成泵 叶轮出口部。
另外，如图4和图6所示，第二泵侧突出部52通过进行弯曲加工形成为其前端 位于比基端更靠旋转方向R上的下游侧(即前侧)的位置处。具体地说，第二泵侧突出 部52向旋转方向R弯折，使得第二泵侧突出部52相对于叶片主体50的第二弯曲角度 θΡ η为“0-90°，，的范围内的规定角度(例如“45°，，)。S卩，在本实施方式中，泵 叶片47的位于比径向中间部位更靠径向内侧的位置处的内侧部位形成为其前端位于比基 端更靠旋转方向R上的下游侧的位置处。换言之，在各泵叶片47中，所述内侧部位形成 为位于比所述中间部位更靠旋转方向R上的下游侧的位置处。在该泵叶片47的与内侧部 位对应的部位形成泵叶轮入口部。如图3的(a)、(b)和图4所示，涡轮叶片49是由金属板构成的，侧面观察大致 呈“U”字状。具体地说，涡轮叶片49具有叶片主体53，其以旋转轴线S为中心放 射状地延伸；第一涡轮侧突出部54，其从叶片主体53的径向外侧向后侧突出；第二涡轮侧突出部55，其从叶片主体53的径向内侧向后侧突出。如图4和图5所示，第一涡轮侧突出部54通过弯曲加工形成为其前端位于比基 端更靠旋转方向R上的下游侧(即前侧)的位置处。具体地说，第一涡轮侧突出部54向 旋转方向R弯折，使得第一涡轮侧突出部54相对于叶片主体53的第三弯曲角度θΤ η为
“0 90°，，的范围内的规定角度(例如“50°，，)。S卩，在本实施方式中，涡轮叶片 49的位于比径向中间部位更靠径向外侧的位置处的外侧部位形成为其前端位于比基端更 靠旋转方向R上的下游侧的位置处。换言之，在各涡轮叶片49中，所述外侧部位形成为 位于比所述中间部位更靠旋转方向R上的下游侧。在该涡轮叶片49的与外侧部位对应的 部位形成涡轮入口部。另外，如图4和图6所示，第二涡轮侧突出部55通过进行弯曲加工形成为其前 端位于比基端更靠旋转方向R上的上游侧(即后侧)的位置处。具体地说，第二涡轮侧 突出部55向旋转方向R弯折，使得第二涡轮侧突出部55相对于叶片主体53的第四弯曲 角度θΤσ 为“0 90°，，的范围内的规定角度(例如“45°，，)。 S卩，在本实施方 式中，涡轮叶片49的位于比径向中间部位更靠径向内侧的位置处的内侧部位形成为其前 端位于比基端更靠旋转方向R上的上游侧。换言之，在各涡轮叶片49中，所述内侧部位 形成为位于比所述中间部位更靠旋转方向R上的上游侧。在该涡轮叶片49的与内侧部位 对应的部位形成涡轮出口部。接着，基于图7和图8，对发动机12的扭矩基于液力耦合器19的驱动传递至变 速机构的输入轴13时的作用进行说明。此外，在此离合器机构17不进行离合动作。当壳体16基于发动机12的扭矩开始向旋转方向R旋转时，固定在该壳体16上 的液力耦合器19的泵叶轮45也开始向旋转方向R旋转。S卩，各泵叶片47分别以旋转轴 线S为中心开始转动。于是，处于周向上相互相邻的泵叶片47彼此之间的空间内的工作 油以被从旋转方向R上的上游侧的泵叶片47的第二侧面47b压出的方式从第二泵侧突出 部52侧向第一泵侧突出部51侧流动。然后，通过泵叶片47的转动，工作油从周向上相 互相邻的第一泵侧突出部51彼此之间压出至涡轮46侧。本实施方式的第一泵侧突出部51是弯曲加工为前端指向旋转方向R的形状。因 此，与以往的未进行弯曲加工的情况相比，第一泵侧突出部51易于将工作油引导至位于 旋转方向R上的下游侧的涡轮叶片49的第一涡轮侧突出部54侧。其结果是，如图7的(a)所示，处于周向上相互相邻的泵叶片47彼此之间的空间内的工作油被位于旋转方向R 上的上游侧的第一泵侧突出部51适当地压出至图5和图7所示的右斜上方侧。然后，被第一泵侧突出部51压出的工作油向比压出该工作油的第一泵侧突出部 51更靠旋转方向R上的下游侧的涡轮叶片49的第一涡轮侧突出部54施加朝向旋转方向 R的按压力，并且流入周向上相互相邻的第一涡轮侧突出部54彼此之间的空间内。其结 果是，涡轮叶片49以旋转轴线S为中心转动，即涡轮46在旋转方向R上旋转。在此，如图7的(b)所示，在第一涡轮侧突出部54未进行弯曲加工的以往的情 况下，在第一涡轮侧突出部54的旋转方向R上的下游侧阻碍第一涡轮侧突出部54转动的 对流非常小。因此，如图8所示，涡轮46的转速与泵叶轮45的转速的速度比Sr变小， 因而容量系数C变大。另外，本实施方式的情况相反，在将第一涡轮侧突出部54弯曲加 工为其前端指向旋转方向R的相反侧的情况下，如图7的(c)所示，工作油易于流入周向 上相互相邻的第一涡轮侧突出部54彼此之间的空间内。即，在第一涡轮侧突出部54的 旋转方向R上的下游侧，不会产生阻碍第一涡轮侧突出部54转动的对流。因此，如图8 所示，随着所述速度比&变化的容量系数C的变动量比以往更大。这一点是因为本实施方式的第一涡轮侧突出部54是弯曲加工为其前端指向旋转 方向R的形状。即，第一涡轮侧突出部54与以往的未进行弯曲加工的情况相比，形成为 强有力地阻碍来自第一泵侧突出部51侧的工作油流动的形状。因此，在周向上相互相邻 的第一涡轮侧突出部54彼此之间有效阻碍工作油顺畅地流动。换言之，如图7的(a)所 示，在周向上相互相邻的第一涡轮侧突出部54彼此之间产生工作油的大对流。于是，通 过这样的对流，阻碍第一涡轮侧突出部54的转动。另外，所述速度比Sr越小，这样的 对流越大。即，在涡轮46已停止的状态下仅泵叶轮45旋转的情况下，所述对流最大。 这是因为，各涡轮叶片49不转动从而它们的第一涡轮侧突出部54强有力地阻碍工作油顺 畅地循环。因而，第一涡轮侧突出部54即涡轮叶片49形成所述对流越大越难以转动的 状态。换言之，在本实施方式中，因为第一涡轮侧突出部54的前端指向旋转方向R，所 以如图8所示，即使所述速度比Sr变小，容量系数C也不会像以往那样变大。另外，当泵叶轮45的旋转经由工作油传递至涡轮46时，涡轮叶片49转动。于 是，处于周向上相互相邻的涡轮叶片49彼此之间的空间内的工作油从旋转方向R上的上 游侧的涡轮叶片49的第二侧面49b压出，从第一涡轮侧突出部54侧向第二涡轮侧突出部 55侧流动。然后，通过涡轮叶片49的转动，工作油从周向上相互相邻的第二涡轮侧突出 部55彼此之间的空间内被压出至泵叶轮45侧。本实施方式的第二涡轮侧突出部55是弯曲加工为其前端指向旋转方向R的相反 侧的形状。因此，与以往的第二涡轮侧突出部55未进行弯曲加工的情况相比，处于第二 涡轮侧突出部55的第二侧面49b侧的工作油被第二涡轮侧突出部55适当地施加朝向图6 和图7的(d)的左斜下方侧的按压力。其结果是，如图7的(d)所示，被第二涡轮侧突 出部55压出的工作油朝向位于比该第二涡轮侧突出部55更靠旋转方向R上的下游侧的位 置处的第二泵侧突出部52顺畅地流动。然后，被第二涡轮侧突出部55压出的工作油向位于比压出该工作油的第二涡轮 侧突出部55更靠旋转方向R上的下游侧的位置处的泵叶片47的第二泵侧突出部52施加 朝向旋转方向R的按压力，并且流入周向上相互相邻的第二泵侧突出部52彼此之间。本实施方式的第二泵侧突出部52是弯曲加工为其前端指向旋转方向R的形状。因此，与以 往的第二泵侧突出部52未进行弯曲加工的情况相比，被第二涡轮侧突出部55压出的工作 油易于流入周向上相互相邻的第二泵侧突出部52彼此之间的空间内。其结果是，在周向 上相互相邻的第二泵侧突出部52彼此之间的空间内也不会产生对流，因而工作油能够顺 畅地循环。然后，这样的工作油借助来自转动的泵叶片47的第二侧面47b的按压力在周 向上相互相邻的泵叶片47彼此之间的空间内朝向第一泵侧突出部51流动。接着，基于图9，对在改变第三弯曲角度θ Tin的大小时容量系数C的变动情况 进行说明。在图9的曲线图中分别示出了将第三弯曲角度θΤ η设定为“42.5°，，时容量 系数C的变动情况、将第三弯曲角度θ Tin设定为“50°，，时容量系数C的变动情况和 将第三弯曲角度θ Tin设定为“55°，，时容量系数C的变动情况。如图9所示，第三弯 曲角度θ Tin为越大的角度，与所述速度比Sr的变化对应的容量系数C的变动量越小。 艮口，第三弯曲角度ΘΤ η越大，所述速度比Sr为“0(零)”时(即，泵叶轮45旋转而涡 轮46停止时，也称为“怠速运转状态”)的容量系数C为越小的值。因而，在本实施方式中，能够获得如下的效果。(1)各涡轮叶片49的第一涡轮侧突出部54形成为其前端位于比基端更靠旋转方 向R上的下游侧的位置处。因此，当泵叶轮45向旋转方向R旋转时，在周向上相互相邻 的第一涡轮侧突出部54彼此之间的空间内产生阻碍工作油顺畅地流动的对流。这样的对 流阻碍涡轮叶片49转动，结果容量系数C减小。另外，因为涡轮46相对于泵叶轮45的 速度比Sr越小，周向上相互相邻的第一涡轮侧突出部54彼此之间产生的对流越大，所以 这样的容量系数C减小更显著。并且，能够抑制液力耦合器19和起步装置11大型化， 抑制量相当于除了泵叶轮45和涡轮46之外不需要另外设置干涉板和贮存室等而节省的空 间。因而，能够抑制大型化，并且能够抑制容量系数C相应于速度比Sr而变动。(2)另外，各第二涡轮侧突出部55形成为其前端位于比基端更靠旋转方向R上 的上游侧的位置处。因此，能够使工作油从周向上相互相邻的第二涡轮侧突出部55彼此 之间的空间内顺畅地向第二泵侧突出部52侧流出。即，提高了泵叶轮45与涡轮46之 间的工作油的循环效率。因此，从泵叶轮45至涡轮46的扭矩传递效率与所述速度比& 的大小无关地整体提高，提高量相当于泵叶轮45与涡轮46之间的工作油的循环效率提高 量。因而，能够与速度比Sr的大小无关地将容量系数C维持为整体上大的状态。(3)另外，各第一泵侧突出部51形成为其前端位于比基端更靠旋转方向R上的 下游侧的位置处。因此，能够使工作油从周向上相互相邻的第一泵侧突出部51彼此之间 的空间内顺畅地向第一涡轮侧突出部54侧流出。即，提高了泵叶轮45与涡轮46之间的 工作油的循环效率。因此，从泵叶轮45至涡轮46的扭矩传递效率与所述速度比Sr无关 地整体提高，提高量相当于泵叶轮45与涡轮46之间的工作油的循环效率提高量。因而， 能够与速度比Sr的大小无关地将容量系数C维持为整体上大的状态。(4)而且，各第二泵侧突出部52形成为其前端位于比基端更靠旋转方向R上的 上游侧的位置处。因此，工作油能够从第二涡轮侧突出部55侧顺畅地流入周向上相互相 邻的第二泵侧突出部52彼此之间的空间内。即，提高了泵叶轮45与涡轮46之间的工作 油的循环效率。因此，从泵叶轮45至涡轮46的扭矩传递效率与所述速度比Sr无关地整体提高，提高量相当于泵叶轮45与涡轮46之间的工作油的循环效率提高量。因而，能 够与速度比Sr的大小无关地将容量系数C维持为整体上大的状态。(5)能够抑制液力耦合器19的与涡轮46相对于泵叶轮45的速度比Sr的变化相 应的容量系数C的变动。因此，能够抑制从发动机12侧至变速机构侧的经由液力耦合器 19的扭矩传递效率基于车辆的行驶状态进行变动。此外，本实施方式还可以变更为下面的其他实施方式。 泵叶轮45也可以形成如下的结构，即，为了提高该泵叶轮45的强度，设置经 由各泵叶片47的径向上的中间部位(各突出部51、52之间的部位)支撑在泵盖15上的 圆环状的泵用铁心。 涡轮46也可以形成如下的结构，即，为了提高该涡轮46的强度，设置经由各 涡轮叶片49的径向上的中间部位(各突出部54、55之间的部位)支撑在涡轮壳48上的 圆环状的涡轮用铁心。·各涡轮叶片49的第二涡轮侧突出部55也可以是未进行弯曲加工的结构，艮口， 其前端与基端配置在旋转方向R上的同一位置。若形成这样的结构，则虽然容量系数C 整体为小的值，但与以往相比，能够减小与速度比Sr的变化相应的容量系数C的变动。 各泵叶片47的第一泵侧突出部51也可以是未进行弯曲加工的结构，S卩，其前 端与基端配置在旋转方向R上的同一位置。若形成这样的结构，则虽然容量系数C整体 为小的值，但与以往相比，能够减小与速度比Sr的变化相应的容量系数C的变动。·各泵叶片47的第二泵侧突出部52可以是未进行弯曲加工的结构，即其前端与 基端配置在旋转方向R上的同一位置上。若形成这样的结构，则虽然容量系数C整体为 小的值，但与以往相比，能够减小与速度比Sr的变化相应的容量系数C的变动。·各泵叶片47中的任一个泵叶片可以是在其径向上的外侧和内侧都不具有第一 泵侧突出部51和第二泵侧突出部52的结构。·各涡轮叶片49中的任一个涡轮叶片可以是在其径向上的外侧和内侧都不具有 第一涡轮侧突出部54和第二涡轮侧突出部55的结构。 关于各泵叶片47的径向外侧部位，可以对叶片主体50进行弯曲加工，使得径 向上的外侧位于比径向上的内侧更靠旋转方向R上的下游侧的位置处。 关于各泵叶片47的径向内侧部位，可以对叶片主体50进行弯曲加工，使得径 向上的内侧位于比径向上的外侧更靠旋转方向R上的下游侧的位置处。 关于各涡轮叶片49的径向外侧部位，可以对叶片主体53进行弯曲加工，使得 径向上的外侧位于比径向上的内侧更靠旋转方向R上的下游侧的位置处。 关于各涡轮叶片49的径向内侧部位，可以对叶片主体53进行弯曲加工，使得 径向上的内侧位于比径向上的外侧更靠旋转方向R上的上游侧的位置处。·在实施方式中，可以将各弯曲角度θ Pin、θ Pout、θ Tin、θ Tout分别设定 为任意的角度(例如60° )，只要在“0 90° ”范围内即可。·在实施方式中，起步装置11也可以是没有离合器机构17的结构。·在实施方式中，可以将液力耦合器具体化为安装在除了车辆以外的其他装置 (例如，船舶的动力传递路径)上的液力耦合器。
权利要求
1.一种液力耦合器，具有泵叶轮，其配置在扭矩传递路径上，并且能够以规定的旋转轴线为中心进行旋转， 具有沿着以所述旋转轴线为中心的周向排列的多个泵叶片；涡轮，其配置在比所述泵叶轮更靠所述扭矩传递路径上的下游侧的位置处，具有沿 着以所述旋转轴线为中心的周向排列的多个涡轮叶片；在通过传递来的扭矩使所述泵叶轮向规定的旋转方向旋转时，流体在所述泵叶轮与 所述涡轮之间循环，由此所述涡轮以所述旋转轴线为中心向所述旋转方向旋转，其特征 在于，各所述涡轮叶片在以所述旋转轴线为中心的径向上具有中间部位、位于所述中间部 位的外侧的外侧部位和位于所述中间部位的内侧的内侧部位，在所述多个涡轮叶片中的 至少一个涡轮叶片中，所述外侧部位形成为位于比所述中间部位更靠所述旋转方向上的 下游侧的位置处。
2.如权利要求1所述的液力耦合器，其特征在于，在所述多个涡轮叶片中的至少一个涡轮叶片中，所述内侧部位形成为位于比所述中 间部位更靠所述旋转方向上的上游侧的位置处。
3.如权利要求1或2所述的液力耦合器，其特征在于，各所述泵叶片在以所述旋转轴线为中心的径向上具有中间部位、位于所述中间部位 的外侧的外侧部位，在所述多个泵叶片中的至少一个泵叶片中，所述外侧部位形成为位 于比所述中间部位更靠所述旋转方向上的下游侧的位置处。
4.如权利要求1 3中任一项所述的液力耦合器，其特征在于，各所述泵叶片在以所述旋转轴线为中心的径向上具有中间部位、位于所述中间部位 的内侧的内侧部位，在所述多个泵叶片中的至少一个泵叶片中，所述内侧部位形成为位 于比所述中间部位更靠所述旋转方向上的下游侧的位置处。
5.—种起步装置，用于将驱动源的扭矩传递至变速机构的输入构件，其特征在于，具有壳体，其被传递所述驱动源的扭矩，并且壳体的内部被流体填充；权利要求1 4中任一项所述的液力耦合器；该液力耦合器配置在所述壳体内，所述泵叶轮固定在所述壳体上，所述涡轮与所述变速机构的输入构件连接。
全文摘要
液力耦合器具有配置在扭矩传递路径上的泵叶轮和配置在比该泵叶轮更靠扭矩传递路径上的下游侧的位置处的涡轮。泵叶轮具有在以旋转轴线(S)为中心的周向上等间隔排列的多个泵叶片(47)，涡轮具有在以旋转轴线(S)为中心的周向上等间隔排列的多个涡轮叶片(49)。在各涡轮叶片(49)中，位于径向外侧的第一涡轮侧突出部(54)形成为其前端位于比基端更靠旋转方向(R)上的下游侧的位置处，位于径向内侧的第二涡轮侧突出部(55)形成为其前端位于比基端更靠旋转方向(R)上的上游侧的位置处。
文档编号F16H41/26GK102016356SQ200980114370
公开日2011年4月13日 申请日期2009年8月10日 优先权日2008年9月30日
发明者森义英, 荒木敬造 申请人:爱信艾达株式会社