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流体式扭矩传递装置
    【技术领域】
     本发明涉及一种具有泵轮、 涡轮和导轮的流体式扭矩传递装置， 其中， 泵轮具有泵 轮壳、 泵轮叶片和泵轮芯， 涡轮具有涡轮壳、 涡轮叶片和涡轮芯， 导轮具有导轮叶片， 并且用 于对从涡轮向泵轮流动的工作流体的液流进行整流。背景技术
     以往， 作为这种流体式扭矩传递装置， 已知具有前盖、 固定在前盖上的环状的叶轮 即泵轮 ( 泵叶轮 )、 具有与叶轮的叶片彼此相向的叶片的环状叶轮即涡轮、 能够旋转地设置 在叶轮和涡轮之间的导轮的液力变矩器。 这种液力变矩器的泵轮及涡轮的外轮廓形状通常 形成为相互对称， 但也有泵轮及涡轮的外轮廓形状彼此不对称的液力变矩器 ( 例如， 参照 专利文献 1)。
     现有技术文献
     专利文献
     专利文献 1 ： 日本特开 2007-132459 号公报。 发明内容 在此， 若为了使液力变矩器这样的流体式扭矩传递装置小型化， 而简单地缩小泵 轮及涡轮的外轮廓形状对称的流体式扭矩传递装置， 则导致流体式扭矩传递装置的扭矩容 量会降低。另外， 在泵轮及涡轮的外轮廓形状对称的情况下， 与涡轮的流路入口处相比， 在 涡轮的流路出口处的流路截面积变小， 可能发生液流剥离现象， 如果缩小泵轮及涡轮的外 轮廓形状对称的流体式扭矩传递装置， 则会导致产生这样的剥离问题的可能性增加， 而使 得扭矩容量进一步降低。另一方面， 如上述专利文献 1 所记载的液力变矩器， 泵轮及涡轮的 外轮廓形状好像彼此不对称， 但专利文献 1 未公开任何外轮廓形状的设计方法， 根据专利 文献 1 的记载内容， 无法确定泵轮及涡轮不对称是否能够有助于流体式扭矩传递装置小型 化和确保扭矩容量， 即使假如能够有助于流体式扭矩传递装置小型化和确保扭矩容量， 也 未公开具体的设计方法， 而不能得到满足实用性的流体传动装置。 因而， 在液力变矩器那样 的流体式扭矩传递装置中， 确保扭矩容量和扭矩放大性能并使装置小型化是不容易的。
     因此， 本发明的主要目的在于能够抑制扭矩容量降低， 并且使流体式扭矩传递装 置小型化。
     本发明的流体式扭矩传递装置采用如下的手段来达到上述的主要目的。
     本发明的流体式扭矩传递装置具有泵轮、 涡轮和导轮， 所述泵轮具有泵轮壳、 安装 在该泵轮壳上的泵轮叶片、 安装在该泵轮叶片上的泵轮芯， 所述涡轮具有涡轮壳、 安装在该 涡轮壳上的涡轮叶片、 安装在该涡轮叶片上的涡轮芯， 所述导轮具有导轮叶片， 用于对从所 述涡轮向所述泵轮流动的工作流体的液流进行整流， 其特征在于， 所述涡轮的流体出口处 的所述涡轮叶片的安装角度小于该涡轮的流体入口处的该涡轮叶片的安装角度， 在所述涡 轮的所述流体出口处与所述涡轮叶片的所述涡轮壳侧的外轮廓线和该涡轮叶片的所述涡
     轮芯侧的内轮廓线内切的内切圆的半径， 大于在该涡轮的流体入口处与所述外轮廓线和所 述内轮廓线内切的内切圆的半径， 在所述涡轮的所述流体出口侧， 所述涡轮叶片的所述外 轮廓线与所述泵轮叶片的所述泵轮壳侧的外轮廓线相比， 在所述泵轮及所述涡轮的旋转轴 线的延伸方向上更凸出。
     在该流体式扭矩传递装置中， 通过减小涡轮的流体出口处的涡轮叶片的安装角度 而使从涡轮的流体出口流出的工作流体易于到达导轮的导轮叶片， 来提高液力变矩器的扭 矩放大性能， 尤其提高车辆起步时的扭矩放大性能。并且， 在该流体式扭矩传递装置中， 使 在涡轮的流体出口处与涡轮叶片的涡轮壳侧的外轮廓线和涡轮芯侧的内轮廓线内切的内 切圆的半径， 大于在涡轮的流体入口处与外轮廓线和内轮廓线内切的内切圆的半径， 并且 在涡轮的流体出口侧， 使涡轮叶片的外轮廓线与泵轮叶片的泵轮壳侧的外轮廓线相比， 在 泵轮及涡轮的旋转轴线的延伸方向上更凸出， 由此， 该流体式扭矩传递装置具有泵轮和涡 轮不对称的非对称结构， 由泵轮、 涡轮及导轮形成非对称的循环圆 ( 环状流路 )。通过这样 构成， 能够在涡轮的流体出口侧的区域充分确保在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的 截面积， 使从涡轮的流体入口到流体出口的流路截面积的变化幅度减小。因而， 能够抑制 伴随着涡轮的流体出口处的涡轮叶片的安装角度减小而引起的在涡轮的流体出口附近在 相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面积减小， 抑制在涡轮的流体出口附近发生液流 剥离的现象， 抑制扭矩容量降低， 避免过度地使涡轮凸出， 能够使流体式扭矩传递装置小型 化。 另外， 在所述流体式扭矩传递装置中可以构成为， 从装置中心线到该涡轮叶片上 的在所述旋转轴线的延伸方向上最远的最远部的长度， 大于从所述装置中心线到该泵轮叶 片上的在所述旋转轴线的延伸方向上最远的最远部的长度， 所述装置中心线是指， 通过彼 此相向的所述泵轮叶片的流体出口外周端与所述涡轮叶片的流体入口外周端之间的中央 与所述泵轮及所述涡轮的旋转轴线， 且垂直于该旋转轴线的中心线。 由此， 在涡轮的流体出 口侧的区域使涡轮叶片的外轮廓线与泵轮叶片的外轮廓线相比， 在旋转轴线的延伸方向上 更适当地凸出， 从而能够使涡轮的从流体入口到流体出口的流路截面积的变化幅度尽可能 地小。
     而且， 可以使所述涡轮叶片的所述外轮廓线为， 在所述流体出口外周端和所述流 体入口外周端相向的状态下， 将所述涡轮叶片投影到包括所述装置中心线和所述旋转轴线 的平面上时的该涡轮叶片的投影像上的所述涡轮壳侧的外缘， 所述涡轮叶片的所述内轮廓 线为， 在将该涡轮叶片投影到所述平面上时的所述投影像上的所述涡轮芯侧的内缘， 所述 泵轮叶片的所述外轮廓线为， 在将该泵轮叶片投影到所述平面上时的该泵轮叶片的投影像 上的所述泵轮壳侧的外缘。
     另外， 可以使所述泵轮的流体入口处的所述泵轮叶片的安装角度与该泵轮的流体 出口处的该泵轮叶片的安装角度之差， 小于所述涡轮的流体入口处的所述涡轮叶片的安装 角度与该涡轮的流体出口处的该涡轮叶片的安装角度之差。即， 泵轮是汲取来自涡轮的工 作流体并将其再次供给至涡轮， 所以不需要如涡轮叶片的安装角度那样减小泵轮叶片的安 装角度。因而， 只要使泵轮的流体入口处的泵轮叶片的安装角度与流体出口处的泵轮叶片 的安装角度之差小于涡轮的流体入口处的涡轮叶片的安装角度与流体出口处的涡轮叶片 的安装角度之差， 就能够减小在相互相邻的泵轮叶片之间划出的流路的截面积的变化幅
     度， 因而不需要如涡轮那样使泵轮凸出， 由此能够使流体式扭矩传递装置更加小型化。
     而且， 优选所述涡轮叶片的所述外轮廓线包括与所述泵轮叶片的所述外轮廓线对 称的对称区域和与该泵轮叶片的该外轮廓线不对称的非对称区域， 所述对称区域包括所述 涡轮叶片的流体入口外周端， 所述非对称区域包括所述涡轮叶片的流体出口内周端。 由此， 使工作流体从泵轮向涡轮的流入顺畅， 能够减小扭矩的传递损失。
     另外， 优选在所述出口外周端和所述入口外周端相向的状态下， 将所述泵轮叶片 及所述涡轮叶片投影到包括所述装置中心线和所述泵轮及所述涡轮的所述旋转轴线的平 面上时， 所述泵轮叶片的投影像和所述涡轮叶片的投影像分别在所述泵轮壳侧和所述涡轮 壳侧的外缘部具有至少一个曲率变化点， 所述涡轮叶片的投影像上的从最外周侧的曲率变 化点起以恒定曲率延伸的所述涡轮壳侧的外缘部即投影涡轮外缘部， 与所述泵轮叶片的投 影像上的从最外周侧的曲率变化点起以恒定曲率延伸的所述泵轮壳侧的外缘部即投影泵 轮外缘部相比， 曲率半径小， 并且， 所述投影涡轮外缘部的曲率中心比所述投影泵轮外缘部 的曲率中心更靠所述旋转轴线一侧。由此， 能够使从装置中心线到涡轮叶片上的在旋转轴 线的延伸方向上最远的最远部的长度， 大于从装置中心线到泵轮叶片上的在旋转轴线的延 伸方向上最远的最远部的长度。并且， 能够在涡轮入口与涡轮出口之间的中央部充分确保 涡轮的在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面积， 因而能够抑制在该流路的中央部 产生液流剥离的情况， 能够减少扭矩的传递损失。
     而且， 优选所述涡轮叶片的投影像上的从外周侧数第 n 个 ( 其中， “n” 为 2 以上的 整数 ) 的曲率变化点到第 n+1 个曲率变化点或所述涡轮叶片的投影像上的流体出口内周端 为止的所述涡轮壳侧的外缘部即第 n 投影涡轮外缘部， 与所述泵轮叶片的投影像上的从外 周侧数第 n 个曲率变化点到第 n+1 个曲率变化点或所述泵轮叶片的投影像上的入口内周端 为止的所述泵轮壳侧的外缘部即第 n 投影泵轮外缘部相比， 曲率半径小， 并且， 所述第 n 投 影涡轮外缘部的曲率中心比所述第 n 投影泵轮外缘部的曲率中心更靠所述旋转轴线一侧。 由此， 能够抑制涡轮的在相互相邻的涡轮叶片之间划定的流路的截面积随着朝向涡轮出口 变小的情况， 因而能够抑制在该流路的涡轮出口侧产生液流剥离的情况， 能够减少扭矩的 传递损失。
     并且， 优选在流体式扭矩传递装置中， 所述泵轮叶片及所述涡轮叶片的旋转半径 与所述导轮叶片的外周端的旋转半径之差， 小于所述泵轮叶片及所述涡轮叶片的旋转半径 与所述导轮叶片的内周端的旋转半径之差的二分之一。由此， 能够进一步增大涡轮的在相 互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的涡轮出口侧的截面积。 附图说明
     图 1 是作为本发明的实施例的流体式扭矩传递装置的液力变矩器 1 的概略结构图。 图 2 是说明涡轮叶片的安装角度的说明图。
     图 3 是用于说明液力变矩器 1 的结构的示意图。
     图 4 是用于说明液力变矩器 1 的结构的示意图。
     图 5 表示实施例的液力变矩器 1、 现有例的液力变矩器及比较例的液力变矩器所 具有的泵轮的在相互相邻的泵轮叶片之间划出的流路的截面积的曲线图。
     图 6 是表示实施例的液力变矩器 1、 现有例的液力变矩器及比较例的液力变矩器 所具有的涡轮的在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面积的曲线图。
     图 7 是表示泵轮与涡轮的速度比 e 与实施例的液力变矩器 1、 现有例的液力变矩器 及比较例的液力变矩器的容量系数 C 之间的关系的曲线图。 具体实施方式
     下面， 使用实施例说明用于实施本发明的方式。
     图 1 是作为本发明的实施例的流体式扭矩传递装置的液力变矩器 1 的概略结构 图。该图所示的液力变矩器 1 是应用于具有发动机的车辆上， 如图 1 所示， 包括前盖 ( 输入 构件 )2、 泵轮 ( 流体传动构件 )3、 涡轮 ( 流体传动构件 )4、 涡轮轮毂 ( 输出构件 )5、 导轮 6、 阻尼单元 7 及锁止离合器机构 8。在前盖 2 上固定有未图示的发动机的曲轴 ( 输出轴 )。 另外， 在涡轮轮毂 5 上固定 ( 花键嵌合 ) 有未图示的自动变速器 (AT) 或无级变速器 (CVT) 的输入轴 ( 省略图示 )。
     泵轮 3 具有泵轮壳 30、 安装 ( 固定 ) 在泵轮壳 30 的内表面上的多个泵轮叶片 31、 安装 ( 固定 ) 在泵轮叶片 31 的内缘的泵轮芯 32， 泵轮壳 30 紧密地固定在前盖 2 上。涡轮 4 具有涡轮壳 40、 安装 ( 固定 ) 在涡轮壳 40d 的内表面上的多个涡轮叶片 41、 安装 ( 固定 ) 在涡轮叶片 41 的内缘的涡轮芯 42， 涡轮壳 40 固定在涡轮轮毂 5 上。前盖 2 侧的泵轮 3 和 涡轮轮毂 5 侧的涡轮 4 彼此相对， 在两者之间配置有导轮 6， 导轮 6 能够与前盖 2 同轴旋转 并具有多个导轮叶片 61。 导轮 6 具有将其旋转方向设定为仅一个方向的单向离合器 60。 上 述的泵轮 3、 涡轮 4 及导轮 6 形成使工作油 ( 工作流体 ) 循环的循环圆 ( 环状流路 )， 导轮 6 对从作为涡轮 4 的流体出口的涡轮出口向作为泵轮的流体入口的泵轮入口流动的工作油 的液流进行整流。阻尼单元 7 分别具有多个弹簧 71、 72， 与涡轮壳 40 一起固定在涡轮轮毂 5 上。锁止离合器机构 8 包括锁止活塞 80 和安装在锁止活塞 80 的表面上的摩擦板 81。 在这样构成的液力变矩器 1 中， 当前盖 2 及泵轮 3 伴随着未图示的发动机的动作 而进行旋转时， 通过从泵轮 3 的外周侧的泵轮出口向涡轮 4 的外周侧的涡轮入口流动的工 作油的液流， 涡轮 4 被带动而开始旋转， 来自发动机的动力经由涡轮 4( 工作油 ) 从前盖 2 传递至涡轮轮毂 5。另外， 在泵轮 3 和涡轮 4 间的转速差大时， 导轮 6 将工作油的液流变化 为有助于泵轮 3 旋转的方向。由此， 在泵轮 3 和涡轮 4 间的转速差大时， 液力变矩器 1 作为 扭矩放大器进行动作， 在两者的转速差小时， 通过单向离合器 60 使导轮 6 空转， 从而液力变 矩器 1 作为流体接头进行动作。并且， 车辆起步后， 当满足了规定的条件时 ( 例如， 车速达 到规定值时 )， 锁止离合器机构 8 进行动作， 从发动机传递至前盖 2 的动力直接传递至作为 输出构件的涡轮轮毂 5， 由此， 发动机和变速器的输入轴直接机械连接。 另外， 从前盖 2 传递 至涡轮轮毂 5 的扭矩的变动被阻尼单元 7 吸收。
     在此， 在实施例的液力变矩器 1 中， 为了抑制产生预期外的共振， 使泵轮 3 的泵轮 叶片 31 的数量与涡轮 4 的涡轮叶片 41 的数量不同 ( 例如， 为了增加工作油的汲出量， 泵轮 叶片 31 的数量设定为比涡轮叶片 41 的数量稍多 )。另外， 各涡轮叶片 41 安装在涡轮壳 40 上的安装角度 ( 刚流入叶片后的液流的角度 ) 设定为小于各泵轮叶片 31 安装在泵轮壳 30 上的安装角度 ( 稍微尖锐 )， 对各涡轮叶片 41 进行扭曲。另外， 在实施例中， 泵轮入口处的 泵轮叶片 31 的安装角度与泵轮出口处的泵轮叶片 31 的安装角度之差设定得小于涡轮入口
     处的涡轮叶片 41 的安装角度与涡轮出口处的涡轮叶片 41 的安装角度之差。而且， 泵轮 3 的泵轮叶片 31 的安装角度的平均值 ( 从泵轮入口到出口的平均值 ) 设定得大于涡轮 4 的 涡轮叶片 41 的安装角度的平均值 ( 从泵轮入口到出口的平均值 )。
     此外， 涡轮叶片的安装角度能够如图 2 所示那样求出。即， 涡轮入口 ( 流体入 口 ) 处的安装角度 (θin) 表示为 θin ＝ (θin1+θin2)/2。其中， θin1 是涡轮叶片入 口端点处的切线与 Y 方向的垂直线所成的角度， θin2 为在描绘出了与涡轮叶片入口端点 和相邻的叶片外轮廓线相切的内切圆时， 相邻的叶片和该内切圆的切点处的切线与 Y 方向 的垂直线所成的角。另外， 涡轮出口 ( 流体出口 ) 的安装角度 (θout) 表示为 θout ＝ (θout1+θout2)/2。 其中， θout1 是涡轮叶片出口端点处的切线与 Y 方向的垂直线所成的 角度， θout2 是在描绘出了与涡轮叶片出口端点和相邻的叶片外轮廓线相切的内切圆时， 相邻的叶片和所述内切圆的切点处的切线与 Y 方向的垂直线所成的角。并且， 涡轮出口处 的涡轮叶片的安装角度小于涡轮入口处的涡轮叶片的安装角度的意思是指， θout 的绝对 值小于 θin 的绝对值。
     而且， 在实施例中， 为了使从涡轮 4 的流体出口流出的工作油易于到达导轮 6 的导 轮叶片 61， 作为涡轮 4 的流体出口的涡轮出口处的各涡轮叶片 41 的安装角度设定得小于作 为涡轮 4 的流体入口的涡轮入口处的各涡轮叶片 41 的安装角度。并且， 泵轮 3 和涡轮 4 的 直径比以往的液力变矩器稍小， 并且构成为比以往的液力变矩器扁平的循环圆， 由此， 实施 例的液力变矩器 1 整体上小型化， 并且具有足够的安装阻尼单元 7 的空间。但是， 若这样减 小涡轮出口处的各涡轮叶片 41 的安装角度并且使泵轮 3 及涡轮 4 扁平化、 减小直径， 则使 得在涡轮出口附近在相互相邻的涡轮叶片 41 之间划出的涡轮流路的截面积变小， 不仅会 导致扭矩容量降低， 还可能根据情况的不同而在涡轮出口附近产生液流剥离的现象。 因此， 如图 3 所示， 构成实施例的液力变矩器 1 的涡轮 4， 在涡轮出口 ( 流体出口 ) 处与涡轮叶片 41 的涡轮壳 40 侧的外轮廓线 41co 和涡轮芯 42 侧的内轮廓线 41ci( 内轮廓 线 41ci 的内周端 ) 内切的内切圆 ICo 的半径 ro， 大于在涡轮入口 ( 流体入口 ) 处与外轮廓 线 41co 和内轮廓线 41ci( 内轮廓线 41ci 的外周端 ) 内切的内切圆 ICi 的半径 ri， 并且， 在 涡轮出口侧， 涡轮叶片 41 的外轮廓线 41co 与泵轮叶片 31 的泵轮壳 30 侧的外轮廓线 31co 相比， 在泵轮 3 及涡轮 4 的旋转轴线 AC 的延伸方向上更凸出。即， 实施例的液力变矩器 1 具有泵轮 3 和涡轮 4 不对称的非对称结构。
     另外， 如图 3 所示， 在某个泵轮叶片 31 的出口外周端 31o 和某个涡轮叶片 41 的入 口外周端 41i 相向时， 将通过出口外周端 31o 与入口外周端 41i 间的中点 ( 中央 ) 与旋转 轴线 AC 且垂直于该旋转轴线 AC 的直线， 规定为 “装置中心线 CC” 。若这样规定装置中心线 CC， 则涡轮叶片 41 的外轮廓线 41co 为， 在出口外周端 31o 和入口外周端 41i 相向的状态下， 将涡轮叶片 41 投影到包括装置中心线 CC 和旋转轴线 AC 的平面上时的涡轮叶片 41 的投影 像上的涡轮壳 40 侧的外缘。另外， 涡轮叶片的内轮廓线 41ci 为， 将涡轮叶片 41 投影到包 括装置中心线 CC 和旋转轴线 AC 的平面上时的涡轮叶片 41 的投影像上的涡轮芯 42 侧的内 缘。而且， 泵轮叶片 31 的外轮廓线 31co 为， 在将泵轮叶片 31 投影到包括装置中心线 CC 和 旋转轴线 AC 的平面上时的泵轮叶片 31 的投影像上的泵轮壳 30 侧的外缘。
     在实施例中， 如图 3 所示， 通过使从装置中心线 CC 到与之相对应的涡轮叶片 41 上的在旋转轴线 AC 的延伸方向上最远的最远点 ( 最远部 )41x 的长度 dt， 大于从装置中心
     线 CC 到与之相对应的泵轮叶片 31 上的在旋转轴线 AC 的延伸方向上最远的最远点 ( 最远 部 )31x 的长度 dp， 来在涡轮出口侧， 使涡轮叶片 41 的外轮廓线 41co 与泵轮叶片 31 的泵轮 壳 30 侧的外轮廓线 31co 相比， 在旋转轴线 AC 的延伸方向上更凸出。另外， 若将包括出口 外周端 31o 与入口外周端 41i 间的中点并且垂直于旋转轴线 AC 的平面规定为装置中心面 PC， 则从装置中心面 PC 到各涡轮叶片 41 的最远点 41x 的距离 ( ＝ dt) 大于从装置中心面 PC 到各泵轮叶片 31 的最远点 31x 的距离 ( ＝ dp)， 从装置中心面 PC 到涡轮壳 40 的内表面 的最深部的距离 ( ＝ dt) 大于从装置中心面 PC 到泵轮壳 30 的内表面的最深部的距离 ( ＝ dp)。
     即， 实施例的液力变矩器 1 所包括的涡轮 4， 与大致和泵轮 3 对称的涡轮 ( 参照图 3 中的双点划线 ) 相比， 从涡轮入口与涡轮出口之间的中央部附近到涡轮出口， 在旋转轴线 AC 的延伸方向且向外方扩大 ( 延伸 )， 由此， 液力变矩器 1 具有关于装置中心线 CC( 装置中 心面 PC) 不对称的循环圆。而且， 在实施例的液力变矩器 1 中， 如图 3 所示， 以使泵轮叶片 31 及涡轮叶片 41 的旋转半径 Rtp 与导轮叶片 61 的外周端的旋转半径 Rso 之差 (Rtp-Rso)， 比泵轮叶片 31 及涡轮叶片 41 的旋转半径 Rtp 与导轮叶片 61 的内周端的旋转半径 Rsi 之 差 (Rtp-Rsi) 的二分之一小的方式， 设定泵轮 3、 涡轮 4 及导轮 6 的尺寸等。 参照图 4 更详细说明实施例的液力变矩器 1， 如该图所示， 在将出口外周端 31o 和 入口外周端 41i 相向的一对泵轮叶片 31 和涡轮叶片 41 投影到包括装置中心线 CC 和泵轮 3 及涡轮 4 的旋转轴线 AC 的平面上时， 实施例的泵轮叶片 31 的投影像在泵轮壳 30 侧的外 缘部包括 3 个曲率变化点 Cp1、 Cp2 及 Cp3， 实施例的涡轮叶片 41 的投影像在涡轮壳 40 侧 的外缘部包括 2 个曲率变化点 Ct1 及 Ct2。因而， 利用包括旋转轴线 AC 的平面剖切了泵轮 壳 30 时的泵轮壳 30 的截面 ( 壳内周 ) 包括与上述曲率变化点 Cp1、 Cp2 及 Cp3 相对应的 3 个曲率变化点， 利用包括旋转轴线 AC 的平面剖切了涡轮壳 40 时的涡轮壳 40 的截面 ( 壳内 周 ) 包括与上述曲率变化点 Ct1 及 Ct2 相对应的 2 个曲率变化点。
     并且， 在实施例的液力变矩器 1 中， 涡轮叶片 41 的投影像上的从入口外周端 41i 到最外周侧的曲率变化点 Ct1 为止的涡轮壳 40 侧的外缘部即第 0 投影涡轮外缘部 Et0 的曲 率半径 rt0， 和泵轮叶片 31 的投影像上的从出口外周端 31o 到最外周侧的曲率变化点 Cp1 为止的泵轮壳 30 侧的外缘部即第 0 投影泵轮外缘部 Ep0 的曲率半径 rp0， 形成为相同的值， 两者的曲率中心 Ot0、 Op0 也一致。因而， 利用包括旋转轴线 AC 的平面剖切了涡轮壳 40 时 的涡轮壳 40 的截面的从与上述入口外周端 41i 对应的点到与上述曲率变化点 Ct1 相对应 的点为止的壳内周的曲率半径， 和利用包括旋转轴线 AC 的平面剖切了泵轮壳 30 时的泵轮 壳 30 的截面的从与上述出口外周端 31o 相对应的点到与上述曲率变化点 Cp1 相对应的点 为止的壳内周的曲率半径， 彼此相等。即， 如图 3 所示， 涡轮叶片 41 的外轮廓线 41co 具有 与泵轮叶片 31 的外轮廓线 31co 对称的对称区域和与泵轮叶片 31 的外轮廓线 31co 不对称 的非对称区域， 对称区域包括涡轮叶片 41 的入口外周端 41i， 非对称区域包括涡轮叶片 41 的出口内周端 41o。此外， 本发明中的 “最外周侧的曲率变化点” 不包括例如从使叶片和壳 相互 ( 紧密 ) 接合的角度设定的曲率变化点。
     另外， 涡轮叶片 41 的投影像上的从最外周侧的曲率变化点 Ct1 到从外周侧数第 2 个曲率变化点 Ct2 为止的涡轮壳 40 侧的外缘部即第 1 投影涡轮外缘部 Et1 的曲率半径 rt1， 比泵轮叶片 31 的投影像上的从最外周侧的曲率变化点 Cp1 到从外周侧数第 2 个曲率变化
     点 Cp2 为止的泵轮壳 30 侧的外缘部即第 1 投影泵轮外缘部 Ep1 的曲率半径 rp1 小， 第1投 影涡轮外缘部 Et1 的曲率中心 Ot1 比第 1 投影泵轮外缘部 Ep1 的曲率中心 Op1 更靠旋转轴 线 AC 一侧。而且， 涡轮叶片 41 的投影像上的从外周侧数第 2 个曲率变化点 Ct2 到该投影 像上的出口内周端 41o 为止的壳侧的外缘部即第 2 投影涡轮外缘部 Et2 的曲率半径 rt2， 比 泵轮叶片 31 的投影像上的从外周侧数第 2 个曲率变化点 Cp2 到第 3 个曲率变化点 Cp3 为 止的壳侧的外缘部即第 2 投影泵轮外缘部 Ep2 的曲率半径 rp2 小， 第 2 投影涡轮外缘部 Et2 的曲率中心 Ot2 第 2 投影泵轮外缘部 Ep2 的曲率中心 Op2 更靠旋转轴线 AC 一侧。
     即， 在实施例的液力变矩器 1 中， 涡轮叶片 41 的投影像上的从外周侧数第 n 个 ( 其 中， “n” 为 1 以上的整数 ) 的曲率变化点 Ctn 到第 n+1 个曲率变化点 Ctn+1 或涡轮叶片 41 的投影像上的出口内周端 41o 为止的壳侧的外缘部即第 n 投影涡轮外缘部 Etn， 与泵轮叶片 31 的投影像上的从外周侧数第 n 个曲率变化点 Cpn 到第 n+1 个曲率变化点 Cpn+1 或泵轮叶 片 31 的投影像上的入口内周端 31i 为止的壳侧的外缘部即第 n 投影泵轮外缘部 Epn 相比， 曲率半径小， 第 n 投影涡轮外缘部 Etn 的曲率中心 Otn 比第 n 投影泵轮外缘部 Epn 的曲率 中心 Opn 更靠旋转轴线 AC 一侧。由此， 能够使从装置中心线 CC 到与之相对应的涡轮叶片 41 上的在旋转轴线 AC 的延伸方向上最远的最远点 41x 的长度 dt， 大于从装置中心线 CC 到 与之相对应的泵轮叶片 31 上的在旋转轴线 AC 的延伸方向上最远的最远点 31x 的长度 dp。 另外， 利用包括旋转轴线 AC 的平面剖切了涡轮壳 40 时的涡轮壳 40 的截面的从与上述第 n 个曲率变化点 Ctn 相对应的点到与第 n+1 个曲率变化点 Ctn+1 或涡轮叶片 41 的投影像上 的出口内周端 41o 相对应的点为止的壳内周的曲率半径， 小于利用包括旋转轴线 AC 的平面 剖切了泵轮壳 30 时的泵轮壳 30 的截面的从与上述第 n 个曲率变化点 Cpn 相对应的点到与 第 n+1 个曲率变化点 Cpn+1 或泵轮叶片 31 的投影像上的入口内周端 31i 相对应的点为止的 壳内周的曲率半径。而且， 利用包括旋转轴线 AC 的平面剖切了涡轮壳 40 时的涡轮壳 40 的 截面的从与曲率变化点 Ctn 相对应的点到与第 n+1 个曲率变化点 Ctn+1 或出口内周端 41o 相对应的点为止的壳内周的曲率中心， 比通过包括旋转轴线 AC 的平面剖切了泵轮壳 30 时 的泵轮壳 30 的截面的从与曲率变化点 Cpn 相对应的点到与第 n+1 个曲率变化点 Cpn+1 或 出口内周端 41o 相对应的点为止的壳内周的曲率中心， 更靠旋转轴线 AC 一侧。
     此外， 在实施例的液力变矩器 1 中， 涡轮叶片 41 的投影像上的从外周侧数第 2 个 ( 最内周侧 ) 曲率变化点 Ct2 到该投影像上的出口内周端 41o 为止的壳侧的外缘部即第 2 投影涡轮外缘部 Et2 的曲率半径 rt2， 比泵轮叶片 31 的投影像上的从外周侧数第 3 个 ( 最 内周侧 ) 曲率变化点 Cp3 到该投影像上的入口内周端 31i 为止的壳侧的外缘部即第 3 投影 泵轮外缘部 Ep3 的曲率半径 rp3 小， 第 2 投影涡轮外缘部 Et2 的曲率中心 Ot2 比第 3 投影 泵轮外缘部 Ep3 的曲率中心 Op3 更靠旋转轴线 AC 一侧。由此， 能够进一步增大涡轮 4 的在 相互相邻的涡轮叶片 41 之间划出的流路的涡轮出口侧的截面积。
     图 5 是表示上述那样构成的实施例的液力变矩器 1、 现有例的液力变矩器及比较 例的液力变矩器所具有的泵轮的在相互相邻的泵轮叶片之间划出的流路的截面积的曲线 图， 图 6 是表示实施例的液力变矩器 1、 现有例的液力变矩器及比较例的液力变矩器所具有 的涡轮的在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面积的曲线图。此外， 图 5 的横轴表 示从泵轮入口起的流路长度 Lp 与从泵轮入口到泵轮出口为止的总流路长度 Lp0 之比 Lp/ Lp0， 图 6 的横轴表示从涡轮入口起的流路长度 Lt 与从涡轮入口为涡轮出口为止的总流路长度 Lt0 之比 Lt/Lt0。 在此， 现有例的液力变矩器， 具有外径稍大于上述泵轮 3 并且扁平度 小的泵轮和以与该泵轮大致对称的方式构成的涡轮。另外， 比较例的液力变矩器具有与上 述泵轮 3 相同的泵轮和以与该泵轮大致对称的方式构成的涡轮。
     从图 5 可知， 现有例的液力变矩器所具有的泵轮， 外径稍大并且扁平度小， 所以与 实施例、 比较例的液力变矩器所具有的泵轮相比， 在相互相邻的泵轮叶片之间划出的流路 的截面积从泵轮入口到泵轮出口的整个区域都大。并且， 在实施例的液力变矩器 1、 现有例 的液力变矩器及比较例的液力变矩器任一个中， 泵轮的在相互相邻的泵轮叶片之间划出的 流路的截面积从泵轮入口到泵轮出口大致恒定。
     相对于此， 根据图 6 可知， 在按照以前的设计方法制造的现有例、 比较例的涡轮 中， 基本上随着从涡轮入口朝向涡轮出口， 在相互相邻的涡轮叶片之间划出的流路的截面 积变小。而在实施例的液力变矩器 1 所具有的涡轮中， 在相互相邻的涡轮叶片之间划定的 流路的截面积从涡轮入口到涡轮出口的变化幅度与另外的变矩器相比变小， 在从涡轮入口 和涡轮出口的中央附近到涡轮出口的区域， 确保与现有例大致同样的流路截面积。 因而， 在 实施例的液力变矩器 1 中， 能够抑制从涡轮入口到涡轮出口的流路的中央部 ( 在图 3 中用 虚线包围的区域 ) 产生液流剥离的现象， 并且抑制在该流路的涡轮出口侧产生液流剥离的 现象， 从而降低扭矩的传递损失。 图 7 示出了泵轮和涡轮的速度比 e 与实施例的液力变矩器 1、 现有例的液力变矩器 及比较例的液力变矩器的容量系数 C 之间的关系。在该图中， 实施例及比较例的液力变矩 器的容量系数 C 表示为在将现有例的液力变矩器的容量系数 C 设为值 1 时的换算值。从该 图可知， 若仅简单地使泵轮及涡轮扁平化 ( 及小径化 )， 不能避免扭矩容量降低 ( 参照比较 例 )， 但如上述实施例那样， 使涡轮的尤其从涡轮入口与涡轮出口之间的中央部附近到涡轮 出口的区域在液力变矩器的旋转轴线的延伸方向上且向外方地扩大 ( 延出 )， 而使循环圆 不对称， 从而能够获得超过现有的液力变矩的性能 ( 扭矩容量 )。
     如以上说明， 在实施例的液力变矩器 1 中， 涡轮 4 的流体出口即涡轮出口处的涡轮 叶片 41 的安装角度小于该涡轮 4 的流体入口即涡轮入口处的涡轮叶片 41 的安装角度。并 且， 在涡轮出口处与涡轮叶片 41 的涡轮壳 40 侧的外轮廓线 41co 和涡轮芯 42 侧的内轮廓 线 41ci 内切的内切圆 ICo 的半径 ro， 大于在涡轮入口处与外轮廓线 41co 和内轮廓线 41ci 内切的内切圆 ICi 的半径 ri， 在涡轮出口侧， 涡轮叶片 41 的外轮廓线 41co 与泵轮叶片 31 的泵轮壳 30 侧的外轮廓线 31co 相比， 在旋转轴线 AC 的延伸方向更凸出。
     这样， 通过使涡轮出口处的涡轮叶片 41 的安装角度小于涡轮入口处的涡轮叶片 41 的安装角度， 由此使从涡轮 4 流出的工作油易于到达导轮 6 的导轮叶片 61， 从而能够提 高扭矩放大性能。并且， 通过使在涡轮出口处与涡轮叶片 41 的外轮廓线 41co 和内轮廓线 41ci 内切的内切圆 ICo 的半径 ro 大于在涡轮入口处与外轮廓线 41co 和内轮廓线 41ci 内 切的内切圆 ICi 的半径 ri， 并且在涡轮出口侧， 使涡轮叶片 41 的外轮廓线 41co 与泵轮叶片 31 的泵轮壳 30 侧的外轮廓线 31co 相比， 在旋转轴线 AC 的延伸方向更凸出， 从而即使减小 涡轮出口处的涡轮叶片 41 的安装角度并使循环圆扁平化， 也能够在涡轮出口侧充分确保 区域在相互相邻的涡轮叶片 41 之间划出的涡轮流路的截面积， 能够减小涡轮入口到涡轮 出口的流路截面积的变化幅度。由此， 在， 实施例的液力变矩器 1 中， 能够抑制扭矩容量降 低， 并且能够抑制在涡轮出口附近发生液流剥离的情况， 还能够提高扭矩放大性能， 使装置
     整体小型化。
     并且， 上述实施例的液力变矩器 1 非常适用于在例如车速低到大约 10km/h 的速度 下通过锁止离合器机构 8 进行锁止的车辆。即， 在这样的车辆中安装有能够抑制扭矩容量 降低并且提高扭矩放大性能的液力变矩器 1 时， 则所要求的扭矩容量变小， 从而在能够确 保扭矩放大性能的范围内， 使泵轮叶片 31 及涡轮叶片 41 的旋转半径 Rtp 相对于阻尼单元 7 的旋转半径 Rdp 大幅变小 ( 参照图 1)， 由此能够使液力变矩器 1 整体进而使传动装置整 体更小型化。
     另外， 关于一对泵轮叶片 31 和涡轮叶片 41， 如果使从装置中心线 CC 到涡轮叶片 41 上的在旋转轴线 AC 的延伸方向上最远的最远点 41x 的长度 dt， 大于从装置中心线 CC 到 泵轮叶片 31 上的在旋转轴线 AC 的延伸方向上最远的最远点 31x 的长度 dp， 则使循环圆即 泵轮 3、 涡轮 4 扁平化、 小径化， 即使涡轮叶片 41 的安装角度小于泵轮叶片 31， 在涡轮出口 侧的区域使涡轮叶片 41 的外轮廓线 41co 与泵轮叶片 31 的外轮廓线 31co 相比， 在旋转轴线 AC 的延伸方向更适当地凸出， 从而能够尽可能地减小从涡轮入口到涡轮出口的流路截面积 的变化幅度。
     而且， 因为泵轮 3 汲取来自涡轮 4 的工作油并将其再次供给至涡轮 4， 所以不需要 如涡轮叶片 41 的安装角度那样减小泵轮叶片 31 的安装角度。因而， 如果使泵轮入口处的 泵轮叶片 31 的安装角度与泵轮出口处的泵轮叶片 31 的安装角度之差小于涡轮入口处的涡 轮叶片 41 的安装角度与涡轮出口处的涡轮叶片 41 的安装角度之差， 就能够进一步减小在 相互相邻的泵轮叶片 31 之间划出的流路的截面积的变化幅度， 因而不需要如涡轮 4 那样使 泵轮 3 凸出， 由此能够使液力变矩器 1 更加小型化。 另外， 在实施例的液力变矩器 1 中， 在泵轮叶片 31 的出口外周端 31o 和涡轮叶片 41 的入口外周端 41i 相向的状态下， 将该泵轮叶片 31 及该涡轮叶片 41 投影到包括装置中 心线 CC 和泵轮 3 及涡轮 4 的旋转轴线 AC 的平面上时， 涡轮叶片 41 的投影像上的从最外周 侧的曲率变化点 Ct1 开始以恒定曲率延伸的涡轮壳 40 侧的外缘部即第 1 投影涡轮外缘部 Et1， 与泵轮叶片 31 的投影像上的从最外周侧的曲率变化点 Cp1 开始以恒定曲率延伸的泵 轮壳 30 侧的外缘部即第 1 投影泵轮外缘部 Ep1 相比， 曲率半径小 (rt1 ＜ rp1)， 第 1 投影涡 轮外缘部 Et1 的曲率中心 Ot1 比第 1 投影泵轮外缘部 Ep1 的曲率中心 Op1 更靠旋转轴线 AC 一侧。由此， 使得从装置中心线 CC 到涡轮叶片 41 上的在旋转轴线 AC 的延伸方向上最远的 最远点 41x 的长度 dt 大于从装置中心线 CC 到泵轮叶片 31 上的在旋转轴线 AC 的延伸方向 上最远的最远点 31x 的长度 dp。并且， 因为能够在涡轮入口和涡轮出口之间的中央部充分 确保涡轮 4 的在相互相邻的涡轮叶片 41 之间划定的流路的截面积， 所以能够抑制在该流路 的中央部发生液流剥离的现象， 从而能够减少扭矩的传递损失。此外， 优选第 1 投影泵轮外 缘部 Ep1 的曲率半径 rp1 与第 1 投影涡轮外缘部 Et1 的曲率半径 rt1 之差 (rp1-rt1) 设定 为例如 30 ～ 40mm。
     而且， 在实施例的液力变矩器 1 中， 涡轮叶片 41 的投影像上的从外周侧数第 2 个 曲率变化点 Ct2 到该投影像上的出口内周端 41o 为止的涡轮壳 40 侧的外缘部即第 2 投影 涡轮外缘部 Et2， 与泵轮叶片 31 的投影像上的从外周侧数第 2 个曲率变化点 Cp2 到第 3 个 曲率变化点 Cp3 为止的泵轮壳 30 侧的外缘部即第 2 投影泵轮外缘部 Ep2 相比， 曲率半径小 (rt2 ＜ rp2)， 第 2 投影涡轮外缘部 Et2 的曲率中心 Ot2 比第 2 投影泵轮外缘部 Ep2 的曲率
     中心 Op2 更靠旋转轴线 AC 一侧。由此， 能够抑制涡轮 4 的在相互相邻的涡轮叶片 41 之间 划定的流路的截面积随着朝向涡轮出口而变小 ( 使减小幅度变小 )， 因而能够抑制在该流 路的涡轮出口侧产生液流剥离的情况， 从而减少扭矩的传递损失。
     而且， 在实施例的液力变矩器 1 中， 涡轮叶片 41 的投影像上的从入口外周端 41i 到最外周侧的曲率变化点 Ct1 为止的壳侧的外缘部即第 0 投影涡轮外缘部 Et0 的曲率半径 rt0， 和泵轮叶片 31 的投影像上的从出口外周端 31o 到最外周侧的曲率变化点 Cp1 为止的 泵轮壳 30 侧的外缘部即第 0 投影泵轮外缘部 Ep0 的曲率半径 rp0， 是同一值。即， 涡轮叶片 41 的外轮廓线 41co 具有与泵轮叶片 31 的外轮廓线 31co 对称的对称区域和与泵轮叶片 31 的外轮廓线 31co 不对称的非对称区域， 对称区域包括涡轮叶片 41 的入口外周端 41i， 非对 称区域包括涡轮叶片 41 的出口内周端 41o。由此， 使工作油顺畅地从泵轮 3 流入涡轮 4， 从 而能够减少扭矩的传递损失。
     而且， 在实施例的液力变矩器 1 中， 以使泵轮叶片 31 及涡轮叶片 41 的旋转半径 Rtp 与导轮叶片 61 的外周端的旋转半径 Rso 之差 (Rtp-Rso)， 比泵轮叶片 31 及涡轮叶片 41 的旋转半径 Rtp 与导轮叶片 61 的内周端的旋转半径 Rsi 之差 (Rtp-Rsi) 的二分之一小的 方式， 设定泵轮 3、 涡轮 4 及导轮 6 的尺寸等。由此， 能够进一步增大涡轮 4 的在相互相邻的 涡轮叶片 41 之间划定的流路的涡轮出口侧的截面积， 抑制在该流路的涡轮出口侧发生液 流剥离的情况， 从而能够减小扭矩的传递损失。 此外， 在实施例的液力变矩器 1 中， 为了提高扭矩容量和使装置小型化， 将从装置 中心线 CC 到涡轮叶片 41 上的在旋转轴线 AC 的延伸方向上最远的最远点 41x 的长度 dt 与 从装置中心线 CC 到泵轮叶片 31 上的在旋转轴线 AC 的延伸方向上最远的最远点 31x 的长 度 dp 之比 dt/dp， 设定在例如 1.05 ≤ dt/dp ≤ 1.20 的范围内即可。另外， 在将液力变矩 器 1 的扁平率 Λ 表示为 Λ ＝ (dt+dp)/(Rtp-Rsi) 的情况下， 优选液力变矩器 1 满足例如 0.5 ≤ Λ ≤ 0.7 的条件。而且， 上述实施例的泵轮叶片 31 的投影像在泵轮壳 30 侧的外缘 部包括 3 个曲率变化点 Cp1、 Cp2 及 Cp3， 上述实施例的涡轮叶片 41 的投影像在涡轮壳 40 侧 的外缘部包括 2 个曲率变化点 Ct1 及 Ct2， 但泵轮叶片 31 及涡轮叶片 41 的投影像上的曲率 变化点的数量不限于此， 可以任意设定。
     以上， 使用实施例说明了本发明的实施方式， 本发明不受上述实施例限定， 能够在 不脱离本发明的宗旨的范围内进行各种变更。
     产业上的可利用性
     本发明能够在如液力变矩器那样的流体式扭矩传递装置的制造领域中应用。