JP3847468B2

JP3847468B2 - Torque converter

Info

Publication number: JP3847468B2
Application number: JP27988998A
Authority: JP
Inventors: 治郎熊田; 敬一立脇
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1998-10-01
Filing date: 1998-10-01
Publication date: 2006-11-22
Anticipated expiration: 2018-10-01
Also published as: JP2000110914A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、車両の動力伝達機構に用いられるトルクコンバータに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のトルクコンバータとしては、例えば図１２に示すようなものがある（特開平３ー２７７８５７号公報等）。
【０００３】
これは、エンジンクランク軸に連結されるケーシング１と一体に回転するポンプ（ポンプ羽根車）２と、タービンハブ３を介して変速機の入力軸に連結されるタービン（タービン羽根車）４と、ポンプ２の入口とタービン４の出口の間に一方向のみに回転可能なワンウェイクラッチ５を介して配置されるステータ６等から構成される。
【０００４】
ポンプ２はエンジンの回転と同期して回転され、変速機と連結されたタービン４はポンプ２から圧送された流体に応じて駆動され、タービン４を通った流体はステータ６を介してポンプ２に循環する。発進時にはステータ６は固定されており、タービン４からポンプ２に循環する流体の流れの方向を変え、ステータ６が受けたトルク分、トルクの増幅を行う。カップリングポイントを過ぎると、ステータ６は空転し、流体継手となる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
近年、車両に搭載されるトルクコンバータは、寸法の制約が厳しい。このため、両羽根車２，４における羽根部分の最大軸方向寸法Ｅを、羽根車２，４の流路最外径Ｆとステータ６の流路内周径Ｇとの半径差Ｊよりも小さくした偏平型のトルクコンバータを採用している。
【０００６】
しかしながら、このような偏平型のトルクコンバータは、両羽根車２，４の入口部分において流路の曲がりがきつくなっているため、図１３のように剥離、曲がり等の損失を生じて、トルクコンバータの効率を悪化させる懸念がある。
【０００７】
この発明は、羽根車の入口流路部、出口流路部の形状を最適に形成して、このような問題点を解決することを目的としている。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
第１の発明は、入力軸に連結されると共に、ケーシングに固定されたシェルとコアとの間に羽根を介して流路を画成するポンプ羽根車と、ポンプ羽根車と対向配置されて出力軸に連結されると共に、シェルとコアとの間に羽根を介して流路を画成するタービン羽根車と、ポンプ羽根車の入口とタービン羽根車の出口の間に一方向にしか回転を許さないワンウェイクラッチを介して配置されるステータとを備えており、両羽根車における羽根部分の最大軸方向寸法が羽根車の流路最外径とステータの流路内周径との半径差よりも小さい偏平型のトルクコンバータにおいて、前記両羽根車のうち少なくとも一方の羽根車の入口流路部または出口流路部のシェルの断面形状を、径方向を短径Ｒ₁、軸方向を長径Ｒ₂とする楕円弧形状に形成すると共に、その短径Ｒ₁、長径Ｒ₂は、ポンプ羽根車の出口部またはタービン羽根車の入口部における流路外径と流路内径との半径差をＫ、羽根車の羽根部分の厚さをＬとした場合、Ｋ≦Ｒ₁＜Ｌかつ０．７３７＜Ｒ₂／Ｌ≦１の範囲にある。
【００１２】
第１の発明によれば、タービン羽根車の入口部分、ポンプ羽根車の入口部分における剥離、曲がり等の損失を一層減少でき、トルクコンバータの効率が向上する。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を説明するが、始めに前提となる技術等について説明する。
【００１４】
図１に示すように、２０はケーシング２１と一体のシェル２２とポンプコア２３との間に羽根２４を介して流路を画成するポンプ（ポンプ羽根車）で、ケーシング２１を介してエンジン（図示しない）に連結される。
【００１５】
２５はポンプ２０と対向配置されると共に、シェル２６とタービンコア２７との間に羽根２８を介して流路を画成するタービン（タービン羽根車）で、タービンハブ２９を介して変速機の入力軸（図示しない）に連結される。
【００１６】
ポンプ２０の入口とタービン２５の出口との間に配置されるステータ３０は、内リング３１と外リング（コアリング）３２との間に多数の羽根３３が配列され、一方向のみに回転可能なワンウェイクラッチ３４を介して支持される。
【００１７】
ポンプ２０からタービン２５の羽根２４，２８部分の最大軸方向寸法Ｅがポンプ２０、タービン２５の流路最外径Ｆとステータ３０の流路内周径Ｇとの半径差Ｊよりも小さい偏平型に形成される。
【００１８】
そして、タービン２５の入口流路部３５および出口流路部３６のシェル２６の断面形状が円弧形状に形成される。
【００１９】
この場合、図２のようにタービン２５とポンプ２０との境界線Ｓからタービン２５の入口部３７までのクリアランスｃだけタービン２５側に離れた位置を中心として半径Ｒの円弧形状に形成されると共に、その半径Ｒはタービン２５の羽根２８部分の厚さ（軸方向厚さ）をＬとした場合、０．７３７＜Ｒ／Ｌ≦１の範囲の値に設定される。
【００２０】
シェル２６は、タービン２５の入口部３７において、軸方向に一致される。また、タービン２５の出口側においては、途中までの形成となるが、円弧形状は同様に形成される。
【００２１】
図１のものは、入口流路部３５ならびに出口流路部３６において、それぞれＲ／Ｌ＝１としたものある。
【００２２】
図３のものは、入口流路部３５において、Ｒ／Ｌを１よりも小さく（Ｒ／Ｌ＞０．７３７）したもので、この場合入口流路部３５のシェル２６は途中まで円弧形状に形成すると共に、その下流部位が出口流路部３６に滑らかにつながるように形成する。
【００２３】
なお、タービン２５およびポンプ２０の流路断面積は、入口部から出口部まで一定に形成される。
【００２４】
このように構成したため、タービン２５の入口部分の流路の曲がりが小さくなり、流路を流体が流れやすくなる。これにより、タービン２５の入口部分における剥離、曲がり等の損失が減少される。
【００２５】
また、タービン２５の出口部分の曲がりが小さくなり、このためタービン２５からの流体が偏ることなくステータ３０を介してポンプ２０に流入するようになる。これにより、ポンプ２０の入口部分における剥離、曲がり等の損失も減少される。
【００２６】
したがって、トルクコンバータの効率を向上することができる。図４は、図１、図３および従来のタービンの場合のトルクコンバータ性能を示しており、前記Ｒ／Ｌが１（図１のもの）に近いほど、トルク容量、高速度比の伝達効率が向上している。また、従来のタービンのものはほぼＲ／Ｌ＜０．７３７に相当するが、この場合トルク容量、高速度比の伝達効率が低下していることを確認している。
【００２７】
この一方、図５のものは、ポンプ２０の入口流路部３８および出口流路部３９のシェル２２の断面形状を、図１と同様に、それぞれＲ／Ｌ＝１として円弧形状に形成したものである。
【００２８】
また、図６のものは、その出口流路部３９において、図３と同様に、Ｒ／Ｌを１よりも小さく（Ｒ／Ｌ＞０．７３７）したものである。
【００２９】
ただし、ポンプ２０に適用する場合、前述のＬをポンプ２０の羽根２４部分の厚さ（軸方向厚さ）に、クリアランスｃをタービン２５とポンプ２０との境界線Ｓからポンプ２０の出口部４０までのクリアランスに置き換える。
【００３０】
このようにポンプ２０に適用した場合も、ポンプ２０の入口部分、タービン２５の入口部分における剥離、曲がり等の損失が減少され、トルクコンバータの効率を向上することができる。図７は、図５、図６および従来のポンプの場合のトルクコンバータ性能を示しており、図５、図６のものは、トルク容量、伝達効率が向上している。
【００３１】
この他、図１、図３、図５、図６のものは、それぞれタービン２５またはポンプ２０の偏平率（２Ｌ／Ｊ）を小さくしつつ、剥離、曲がり等の損失を減少でき、トルクコンバータの効率を向上できるため、車載上有利である。
【００３２】
なお、図１または図３のタービン２５を、図５または図６のポンプ２０と組み合わせても良い。また、タービン２５の入口流路部３５、出口流路部３６またはポンプ２０の入口流路部３８、出口流路部３９の少なくとも１つのシェルの断面形状のみ、前述の円弧形状に形成しても良い。
【００３３】
図８は第１の実施の形態を示す形状説明図である。これは、タービン２５の入口流路部３５のシェル２６の断面形状を、径方向を短径Ｒ₁、軸方向を長径Ｒ₂とする楕円弧形状に形成したものである。
【００３４】
楕円弧の中心は、タービン２５とポンプ２０との境界線Ｓからタービン２５の入口部３７までのクリアランスｃだけタービン２５側に離れた位置とし、短径Ｒ₁、長径Ｒ₂は、タービン２５の入口部３７における流路外径Ｆと流路内径Ｈとの半径差をＫ、タービン２５の羽根２８部分の厚さ（軸方向厚さ）をＬとした場合、Ｋ≦Ｒ₁＜Ｌかつ０．７３７＜Ｒ₂／Ｌ≦１の範囲の値に設定される。
【００３５】
図８のものは、Ｋ≦Ｒ₁＜Ｌ、Ｒ₂／Ｌ＝１としたもので、入口流路部３５の下流部位は径方向となる。
【００３６】
また、Ｒ₂／Ｌを１よりも小さく（Ｒ₂／Ｌ＞０．７３７）した場合、入口流路部３５のシェル２６を途中まで楕円弧形状に形成すると共に、その下流部位を出口流路部３６に滑らかにつながるようにする。
【００３７】
このように、楕円弧形状にすれば、タービン２５の入口部分の流路の曲がりがより小さくなり、剥離、曲がり等の損失がより減少される。したがって、トルクコンバータの効率が一層向上する。
【００３８】
なお、この楕円弧形状は、もちろんタービン２５の出口流路部３６、ポンプの入口流路部、出口流路部のシェルに適用することができる。
【００３９】
図９は本発明の参考例を示す形状説明図である。これは、タービン２５の入口流路部３５のシェル２６の断面形状を、軸方向を短径Ａ、座標をＸ、径方向を長径Ｂ、座標をＹとして、（Ｘ／Ａ）n＋（Ｙ／Ｂ）n＝１、２≦べき数ｎ≦３．５で定義される疑似楕円弧形状にて形成したものである。疑似楕円弧の中心は、タービン２５とポンプ２０との境界線Ｓからタービン２５の入口部３７までのクリアランスｃだけタービン２５側に離れた位置とする。
【００４０】
この場合、べき数ｎを大きくすると、タービン２５の入口部分の曲がりが小さくなるが、タービン２５の偏平率（Ａ／Ｂ）が小さいと、入口流路部３５の下流部位の曲がりがきつくなるため、図１０のようにタービン２５の偏平率に応じてべき数ｎの範囲を設定する。タービン２５の偏平率が小さい（例えば０．５）場合はべき数ｎはほぼ２、偏平率が大きくなるほどべき数ｎの範囲を大きくして、偏平率が１の場合はべき数ｎは３．５以下とする。
【００４１】
このような疑似楕円弧形状によっても、タービン２５の入口部分の剥離、曲がり等の損失が減少され、トルクコンバータの効率が向上する。
【００４２】
なお、この疑似楕円弧形状は、もちろんタービン２５の出口流路部３６、ポンプの入口流路部、出口流路部のシェルに適用することができる。
【００４３】
なお、疑似楕円弧形状を形成する場合、疑似楕円を近似的に作図する方法として以下の方法を用いることができる。
【００４４】
即ち、座標Ｘ、座標Ｙとして、べき関数Ｙ＝ａ＋ｂＸ＋ｃＸ²＋…により作図することができ、また図１１のように極座標（ｒ，θ）で作図する場合、疑似楕円ではｒ＝｛（ａ・ｃｏｓθ）ⁿ＋（ｂ・ｓｉｎθ）ⁿ｝^-1/nにより作図することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】前提となるコンバータの要部断面図である。
【図２】シェルの形状説明図である。
【図３】タービン入口流路部の円弧半径の異なる要部断面図である。
【図４】トルクコンバータ性能を示す特性図である。
【図５】ポンプのシェルを円弧形状に形成した要部断面図である。
【図６】ポンプ出口流路部の円弧半径の異なる要部断面図である。
【図７】トルクコンバータ性能を示す特性図である。
【図８】第１の実施の形態を示す形状説明図である。
【図９】参考例を示す形状説明図である。
【図１０】偏平率とべき数の関係を示す特性図である。
【図１１】疑似楕円を作図する方法を示す極座標図である。
【図１２】従来例の部分断面図である。
【図１３】その流体の流れの様子を示す説明図である。
【符号の説明】
２０ポンプ（ポンプ羽根車）
２１ケーシング
２２シェル
２３ポンプコア
２４羽根
２５タービン（タービン羽根車）
２６シェル
２７タービンコア
２８羽根
３０ステータ
３５入口流路部
３６出口流路部
３７入口部
３８入口流路部
３９出口流路部
４０出口部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a torque converter used for a power transmission mechanism of a vehicle.
[0002]
[Prior art]
An example of a conventional torque converter is shown in FIG. 12 (Japanese Patent Laid-Open No. 3-277857, etc.).
[0003]
This includes a pump (pump impeller) 2 that rotates integrally with a casing 1 that is connected to the engine crankshaft, a turbine (turbine impeller) 4 that is connected to the input shaft of the transmission via a turbine hub 3, It is composed of a stator 6 or the like disposed via a one-way clutch 5 that can rotate only in one direction between the inlet of the pump 2 and the outlet of the turbine 4.
[0004]
The pump 2 is rotated in synchronization with the rotation of the engine, the turbine 4 connected to the transmission is driven in accordance with the fluid pumped from the pump 2, and the fluid passing through the turbine 4 is transferred to the pump 2 through the stator 6. Circulate. When starting, the stator 6 is fixed, and the direction of the fluid flowing from the turbine 4 to the pump 2 is changed to amplify the torque by the torque received by the stator 6. After passing the coupling point, the stator 6 idles and becomes a fluid coupling.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
In recent years, torque converters mounted on vehicles have severe dimensional constraints. For this reason, the maximum axial direction dimension E of the blade portions in both the impellers 2 and 4 is smaller than the radial difference J between the flow path outermost diameter F of the impellers 2 and 4 and the flow path inner peripheral diameter G of the stator 6. The flat type torque converter is adopted.
[0006]
However, in such a flat type torque converter, since the bending of the flow path is tight at the inlet portions of the two impellers 2 and 4, loss such as peeling and bending occurs as shown in FIG. There is a concern of worsening the efficiency.
[0007]
An object of the present invention is to solve these problems by optimally forming the shapes of the inlet channel portion and the outlet channel portion of the impeller.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, there is provided a pump impeller coupled to an input shaft and defining a flow path between a shell fixed to a casing and a core via a blade, and a pump impeller disposed opposite to the pump impeller. A turbine impeller that is connected to the shaft and defines a flow path between the shell and the core via vanes, and allows rotation in only one direction between the inlet of the pump impeller and the outlet of the turbine impeller. And a stator arranged via a one-way clutch, and the maximum axial dimension of the blade portion in both impellers is larger than the radial difference between the outermost diameter of the flow path of the impeller and the inner diameter of the flow path of the stator. In a small flat type torque converter, the cross-sectional shape of the shell of the inlet flow passage portion or the outlet flow passage portion of at least one of the two impellers is a short diameter R _{1 in the} radial direction and a long diameter R _{2 in the} axial direction. If it is formed into an elliptical arc shape Its minor axis R _1, diameter R ₂ is a radius difference between the flow path outer diameter and the flow path inner diameter at the inlet portion of the outlet portion or the turbine impeller of the pump impeller K, the thickness of the blade portion of the impeller When L is set, K ≦ R ₁ <L and 0.737 <R ₂ / L ≦ 1.
[0012]
According to the first aspect of the present invention, it is possible to further reduce losses such as separation and bending at the inlet portion of the turbine impeller and the inlet portion of the pump impeller, and the efficiency of the torque converter is improved.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
In the following, embodiments of the present invention will be described. First, a prerequisite technique and the like will be described.
[0014]
As shown in FIG. 1, reference numeral 20 denotes a pump (pump impeller) that defines a flow path via a blade 24 between a shell 22 integral with a casing 21 and a pump core 23, and an engine (illustrated) via the casing 21. Not connected).
[0015]
Reference numeral 25 denotes a turbine (turbine impeller) which is disposed opposite to the pump 20 and defines a flow path between the shell 26 and the turbine core 27 via the blades 28, and is input to the transmission via the turbine hub 29. It is connected to a shaft (not shown).
[0016]
The stator 30 disposed between the inlet of the pump 20 and the outlet of the turbine 25 has a large number of blades 33 arranged between an inner ring 31 and an outer ring (core ring) 32, and can rotate only in one direction. It is supported via a one-way clutch 34.
[0017]
A flat type in which the maximum axial direction dimension E of the blades 24 and 28 of the turbine 25 from the pump 20 is smaller than the radial difference J between the outermost channel diameter F of the pump 20 and the turbine 25 and the inner diameter G of the stator 30. Formed.
[0018]
And the cross-sectional shape of the shell 26 of the inlet flow path part 35 of the turbine 25 and the outlet flow path part 36 is formed in circular arc shape.
[0019]
In this case, as shown in FIG. 2, it is formed in a circular arc shape having a radius R with a clearance c from the boundary line S between the turbine 25 and the pump 20 to the inlet portion 37 of the turbine 25 as far as the turbine 25 side. The radius R is set to a value in the range of 0.737 <R / L ≦ 1, where L is the thickness of the blade 28 of the turbine 25 (thickness in the axial direction).
[0020]
The shell 26 is aligned in the axial direction at the inlet 37 of the turbine 25. Further, on the outlet side of the turbine 25, the formation is halfway, but the arc shape is similarly formed.
[0021]
In FIG. 1, R / L = 1 is set in each of the inlet channel portion 35 and the outlet channel portion 36.
[0022]
3 has an R / L smaller than 1 (R / L> 0.737) in the inlet channel portion 35. In this case, the shell 26 of the inlet channel portion 35 has an arc shape halfway. It forms so that the downstream site | part may connect to the exit flow path part 36 smoothly.
[0023]
In addition, the flow path cross-sectional areas of the turbine 25 and the pump 20 are uniformly formed from the inlet portion to the outlet portion.
[0024]
Since it comprised in this way, the curvature of the flow path of the inlet part of the turbine 25 becomes small, and it becomes easy for a fluid to flow through a flow path. As a result, losses such as peeling and bending at the inlet portion of the turbine 25 are reduced.
[0025]
Further, the bending of the outlet portion of the turbine 25 is reduced, and therefore, the fluid from the turbine 25 flows into the pump 20 via the stator 30 without being biased. Thereby, losses such as peeling and bending at the inlet portion of the pump 20 are also reduced.
[0026]
Therefore, the efficiency of the torque converter can be improved. FIG. 4 shows the torque converter performance in the case of FIG. 1, FIG. 3 and the conventional turbine. The closer the R / L is to 1 (the one in FIG. It has improved. Moreover, although the thing of the conventional turbine is substantially equivalent to R / L <0.737, it has confirmed that the transmission efficiency of torque capacity and a high speed ratio is falling in this case.
[0027]
On the other hand, in FIG. 5, the cross-sectional shape of the shell 22 of the inlet flow passage portion 38 and the outlet flow passage portion 39 of the pump 20 is formed in an arc shape with R / L = 1 as in FIG. It is.
[0028]
Further, in FIG. 6, in the outlet flow path portion 39, R / L is smaller than 1 (R / L> 0.737) as in FIG.
[0029]
However, when applied to the pump 20, the aforementioned L is the thickness of the blade 24 portion (axial thickness) of the pump 20, and the clearance c is from the boundary line S between the turbine 25 and the pump 20 to the outlet portion 40 of the pump 20. Replace with clearance until.
[0030]
Even when applied to the pump 20 in this way, losses such as separation and bending at the inlet portion of the pump 20 and the inlet portion of the turbine 25 are reduced, and the efficiency of the torque converter can be improved. FIG. 7 shows the torque converter performance in the case of FIG. 5 and FIG. 6 and the conventional pump, and the torque capacity and transmission efficiency of FIG. 5 and FIG. 6 are improved.
[0031]
1, 3, 5, and 6 can reduce the loss such as peeling and bending while reducing the flatness ratio (2 L / J) of the turbine 25 or the pump 20, respectively. Since the efficiency can be improved, it is advantageous in the vehicle.
[0032]
1 or 3 may be combined with the pump 20 of FIG. 5 or FIG. Further, only the cross-sectional shape of at least one shell of the inlet channel portion 35, the outlet channel portion 36 of the turbine 25 or the inlet channel portion 38 of the pump 20 and the outlet channel portion 39 may be formed in the aforementioned arc shape. good.
[0033]
FIG. 8 is an explanatory view of the shape showing the first embodiment. In this configuration, the cross-sectional shape of the shell 26 of the inlet flow passage portion 35 of the turbine 25 is formed in an elliptical arc shape in which the radial direction is the minor axis R ₁ and the axial direction is the major axis R ₂ .
[0034]
The center of the elliptical arc is positioned away from the boundary line S between the turbine 25 and the pump 20 to the turbine 25 side by a clearance c from the boundary line S of the turbine 25, and the short diameter R ₁ and the long diameter R ₂ are the inlets of the turbine 25. When the radius difference between the flow path outer diameter F and the flow path inner diameter H in the section 37 is K, and the thickness (axial thickness) of the blade 28 portion of the turbine 25 is L, K ≦ R ₁ <L and 0. It is set to a value in the range of 737 <R ₂ / L ≦ 1.
[0035]
Those in FIG. 8, K ≦ R ₁ <L, which was the R ₂ / L = 1, the downstream portion of the inlet flow passage portion 35 is the radial direction.
[0036]
In addition, when R ₂ / L is smaller than 1 (R ₂ /L>0.737), the shell 26 of the inlet channel portion 35 is formed in an elliptical arc shape halfway, and the downstream portion thereof is defined as the outlet channel portion. Connect to 36 smoothly.
[0037]
In this way, when the elliptical arc shape is used, the bending of the flow path at the inlet portion of the turbine 25 becomes smaller, and the loss such as separation and bending is further reduced. Therefore, the efficiency of the torque converter is further improved.
[0038]
This elliptical arc shape can of course be applied to the outlet flow path portion 36 of the turbine 25, the inlet flow path portion of the pump, and the shell of the outlet flow path portion.
[0039]
FIG. 9 is an explanatory diagram of a shape showing a reference example of the present invention . This is because the cross-sectional shape of the shell 26 of the inlet passage portion 35 of the turbine 25 is defined as (X / A) n + (Y /) where the axial direction is the minor axis A, the coordinate is X, the radial direction is the major axis B and the coordinate is Y. B) It is formed in a pseudo elliptical arc shape defined by n = 1, 2 ≦ power number n ≦ 3.5. The center of the pseudo-elliptical arc is a position separated toward the turbine 25 by a clearance c from the boundary line S between the turbine 25 and the pump 20 to the inlet portion 37 of the turbine 25.
[0040]
In this case, when the power number n is increased, the bending of the inlet portion of the turbine 25 is reduced. However, when the flatness ratio (A / B) of the turbine 25 is small, the bending of the downstream portion of the inlet flow passage portion 35 becomes tight. As shown in FIG. 10, a range of a number n is set according to the flatness ratio of the turbine 25. When the flattening rate of the turbine 25 is small (for example, 0.5), the power number n is approximately 2, and as the flattening rate increases, the range of the power number n is increased, and when the flattening rate is 1, the power number n is 3. 5 or less.
[0041]
Even with such a pseudo elliptical arc shape, loss such as separation and bending of the inlet portion of the turbine 25 is reduced, and the efficiency of the torque converter is improved.
[0042]
This pseudo elliptical arc shape can of course be applied to the outlet flow channel portion 36 of the turbine 25, the inlet flow channel portion of the pump, and the shell of the outlet flow channel portion.
[0043]
In addition, when forming a pseudo-elliptical arc shape, the following method can be used as a method of approximating a pseudo-ellipse.
[0044]
That is, the coordinate X and the coordinate Y can be drawn by a power function Y = a + bX + cX ² +... When drawing with polar coordinates (r, θ) as shown in FIG. cos θ) ⁿ + (b · sin θ) ⁿ } ^{−1 / n} .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a main part of a preconditioning converter .
FIG. 2 is an explanatory diagram of a shape of a shell.
FIG. 3 is a cross-sectional view of a main part with different arc radii of a turbine inlet channel portion.
FIG. 4 is a characteristic diagram showing torque converter performance.
FIG. 5 is a cross-sectional view of a main part in which a pump shell is formed in an arc shape.
FIG. 6 is a cross-sectional view of a main part with a different arc radius of a pump outlet flow path part.
FIG. 7 is a characteristic diagram showing torque converter performance.
FIG. 8 is a shape explanatory diagram showing the first embodiment;
FIG. 9 is an explanatory diagram of a shape showing a reference example .
FIG. 10 is a characteristic diagram showing the relationship between the flatness ratio and the power number.
FIG. 11 is a polar coordinate diagram showing a method of drawing a pseudo ellipse.
FIG. 12 is a partial cross-sectional view of a conventional example.
FIG. 13 is an explanatory diagram showing the state of the fluid flow.
[Explanation of symbols]
20 Pump (pump impeller)
21 Casing 22 Shell 23 Pump core 24 Blade 25 Turbine (turbine impeller)
26 Shell 27 Turbine core 28 Blade 30 Stator 35 Inlet channel portion 36 Outlet channel portion 37 Inlet portion 38 Inlet channel portion 39 Outlet channel portion 40 Outlet portion

Claims

入力軸に連結されると共に、ケーシングに固定されたシェルとコアとの間に羽根を介して流路を画成するポンプ羽根車と、ポンプ羽根車と対向配置されて出力軸に連結されると共に、シェルとコアとの間に羽根を介して流路を画成するタービン羽根車と、ポンプ羽根車の入口とタービン羽根車の出口の間に一方向にしか回転を許さないワンウェイクラッチを介して配置されるステータとを備えており、両羽根車における羽根部分の最大軸方向寸法が羽根車の流路最外径とステータの流路内周径との半径差よりも小さい偏平型のトルクコンバータにおいて、
前記両羽根車のうち少なくとも一方の羽根車の入口流路部または出口流路部のシェルの断面形状を、径方向を短径Ｒ 1 、軸方向を長径Ｒ 2 とする楕円弧形状に形成すると共に、
その短径Ｒ 1 、長径Ｒ 2 は、ポンプ羽根車の出口部またはタービン羽根車の入口部における流路外径と流路内径との半径差をＫ、羽根車の羽根部分の厚さをＬとした場合、Ｋ≦Ｒ 1 ＜Ｌかつ０．７３７＜Ｒ 2 ／Ｌ≦１の範囲にあることを特徴とするトルクコンバータ。A pump impeller that is connected to the input shaft and defines a flow path between the shell and the core fixed to the casing via the blades, and is opposed to the pump impeller and connected to the output shaft. Through a turbine impeller that defines a flow path between the shell and the core via vanes, and a one-way clutch that allows rotation in only one direction between the inlet of the pump impeller and the outlet of the turbine impeller A flat type torque converter in which the maximum axial dimension of the blade portions of both impellers is smaller than the radial difference between the outermost diameter of the flow path of the impeller and the inner diameter of the flow path of the stator. In
The cross-sectional shape of the shell of the inlet channel portion or the outlet channel portion of at least one impeller of the two impellers is formed in an elliptical arc shape having a minor axis R 1 in the radial direction and a major axis R 2 in the axial direction. ,
The short diameter R 1 and the long diameter R 2 are the difference in radius between the outer diameter of the flow path and the inner diameter of the flow path at the outlet of the pump impeller or the inlet of the turbine impeller, and the thickness of the impeller blade is L. In this case, the torque converter is in a range of K ≦ R 1 <L and 0.737 <R 2 / L ≦ 1 .