带多片式锁止离合器的车用液力变矩器的制作方法

专利名称：带多片式锁止离合器的车用液力变矩器的制作方法
技术领域：
带多片式锁止离合器的车用液力变矩器技术领域[0001]本实用新型涉及搭载在车辆上的自动变速器的带多片式锁止离合器的液力变矩器，属于车用变速器的技术领域。
背景技术：
[0002]液力变矩器组装在自动变速器中，将发动机的输出传递给变速机构。液力变矩器包括泵，与发动机的曲轴一体地旋转；涡轮，与所述泵相向地设置，利用该泵借助流体而被驱动；定子，设置在所述泵与所述涡轮之间，起到增大转矩的作用。此外，为了提高发动机的燃油经济性，除了利用转矩增大作用的起步时等时候，以及除了需要容许泵和涡轮的相对旋转的变速时等时候，有时会接合锁止离合器而直接连接泵与涡轮，在该情况下，为了吸收锁止离合器接合时的冲击，在该锁止离合器的输入侧或输出侧设置锁止缓冲器。[0003]例如，日本专利公开公报特开2002-147563号(以下称作专利文献1)所公开的液力变矩器中，将由泵轮、涡轮及定子构成的循环圆形状的流体工作部的内径D2相对于外径 Dl的比设定在0. 61至0. 77的范围内，换言之，将所述外径Dl与内径D2之比D1/D2设定在1. 298至1. 639的范围内，从而将所述流体工作部的内径D2设定得比以往更大，能够在该流体工作部的内周侧设置指定大小的锁止缓冲器(扭转弹簧(Torsion Spring))，无需增大液力变矩器的轴向尺寸即可提高其性能。[0004]以往的液力变矩器中，已知液力变矩器的容量系数根据供流体循环的所述循环圆的外径Dl与内径D2之比D1/D2而变化。例如，如图3所示，在所述比D1/D2小于一定值的区域中存在如下倾向所述比D1/D2越小，液力变矩器的容量系数Kp越低。因此，当将所述比D1/D2的下限值如专利文献1所记载的那样设定在1. 3左右时，存在以下的问题液力变矩器的容量系数变小，发动机的燃油经济性恶化。[0005]另外，当为了在发动机的低转速区域通过接合锁止离合器来提高燃油经济性时， 有必要在液力变矩器的内周侧设置锁止离合器以便迅速供应油压，并且为了确保离合器的面积而将离合器片设置为多片，从而提高液力变矩器的动作响应性。但是，在循环圆的内径较小的以往的液力变矩器中，当使设置于液力变矩器的内周侧的锁止离合器的离合器片为多片时，不可避免地会导致该锁止离合器与所述循环圆在径向上重叠(轴向的设置位置错开)从而液力变矩器的轴向尺寸增大的情况，特别是在发动机以轴向朝向车身的宽度方向来设置的FF车(前置发动机前轮驱动汽车)的情况下，自动变速器在该车身上的搭载性恶化。对此，若为了防止液力变矩器的轴向尺寸增大而将所述锁止离合器设置于液力变矩器的外周侧时，则会难以迅速地供应油压，从而产生无法维持活塞的响应性的问题。[0006]此外，由于在液力变矩器的内周侧设置有包括单向离合器及推力轴承等的各部件，因此，难以在此情况下沿轴向进一步设置所述锁止离合器。另外，在液力变矩器的循环圆的内径D2设定得比较小以使循环圆的外径Dl与内径D2之比D1/D2设定为所述专利文献1所公开的最大值(1. 639)这样的较大值的情况下，若希望呈大致圆筒形状的锁止离合器不与设置于比循环圆更靠内周侧的各部件干涉，则只能通过增大该锁止离合器的径向尺寸来减小液力变矩器的轴向尺寸。然而，若采用这样的结构，由于锁止离合器增大，因此存在锁止离合器的响应性恶化的问题。实用新型内容[0007]本实用新型的目的在于提供一种具有优异的性能并且能够有效地减小轴向尺寸的带多片式锁止离合器的车用液力变矩器。[0008]为实现上述目的，本实用新型的带多片式锁止离合器的车用液力变矩器包括壳体，与发动机的输出轴连接；循环圆，由设置在所述壳体内的泵、涡轮及定子形成；锁止离合器，直接连接所述涡轮与所述壳体；锁止缓冲器，设置在比锁止离合器更靠外周侧，该带多片式锁止离合器的车用液力变矩器的特征在于所述循环圆的外径Dl设定在MOmm至 270mm的范围内，所述锁止离合器与所述锁止缓冲器以彼此在轴向上重叠的状态设置，所述循环圆的外径Dl与内径D2的比D1/D2设定在1.5至1.6的范围内。[0009]另外，本实用新型中，“外周侧”是指远离液力变矩器的轴心的一侧(径向的外侧)，相反，“内周侧”是指接近液力变矩器的轴心的一侧(径向的内侧)。[0010]根据本实用新型，在连接于发动机输出轴的壳体内具有由泵、涡轮及定子形成的循环圆的液力变矩器中，由于使所述锁止缓冲器与位于其内周侧的锁止离合器彼此在轴向上重叠地设置，因此与使锁止缓冲器与锁止离合器在轴向上错开地设置的情形相比，能够有效地减小液力变矩器的轴向尺寸。[0011]另外，由于锁止缓冲器设置在比锁止离合器更靠外周侧，因此，能够增加沿锁止缓冲器的圆周方向延伸地设置的缓冲弹簧的长度和收缩量，并且能够增大作用于该弹簧的离心力，此外还能增加由该弹簧的侧部与该弹簧的保持部件之间的滑接而产生的摩擦衰减效果。由此，与将该锁止缓冲器设置在内周侧的情形相比，能够增大锁止离合器接合时的冲击吸收作用。[0012]另外，通过将锁止离合器设置在比所述锁止缓冲器更靠内周侧，能够减小摩擦片或活塞的直径而使锁止离合器轻型化。由此，能够提高与液压的增长对应的响应性，因此与将锁止离合器设置在外周侧的情形相比，能够细腻地进行特别是接合动作刚刚开始后的打滑状态的控制。其结果，结合锁止离合器接合时的锁止缓冲器的冲击吸收作用增强的效果， 能够避免接合时的冲击，并且顺畅且响应性良好地接合锁止离合器。[0013]此外，在本实用新型中，将循环圆的外径Dl与内径D2之比D1/D2设定在1.5至1.6 的范围内，由此，当与发动机的额定输出转矩相对应地设定的外径Dl和以往的液力变矩器等同时，与D1/D2大于1. 6的以往的液力变矩器相比，内径D2增大。[0014]由此，液力变矩器的内周部的设计自由度提高，例如能够将所述锁止离合器设置在比循环圆更靠内周侧，或能够使壳体的内周部中发动机相反侧的面靠近发动机侧。特别是，如使壳体的内周部中发动机相反侧的面靠近发动机侧，则能够使位于该面的背部的油泵靠近发动机侧设置，从而有效地缩短自动变速器的全长。[0015]另外，若减小所述比D1/D2、增大循环圆的内径D2，则在循环圆内循环的流体量变少，液力变矩器的容量减小，并且传递效率也会降低，但所产生的差主要体现在液力变矩器的速度比(涡轮转速/泵转速)较大的区域。[0016]因此，如在起步等速度比比较小的区域中开始锁止离合器的接合，则因减小循环圆的所述比D1/D2而导致的容量减小或传递效率降低实际上不会构成问题。[0017]另外，如在速度比小的区域中开始锁止离合器的接合，则与在速度比大的区域中开始接合的情形相比，该离合器接合时的冲击变大，但是，如上所述，通过将锁止离合器设置在内周侧、将锁止缓冲器设置在外周侧能够有效地抑制冲击，因此能够避免在锁止离合器接合时产生较大的冲击的情形。[0018]另外，如减小所述比D1/D2，则与该比值较大时相比，转矩比也减小，但是，自动变速器例如为前进6档等多档型的自动变速器时，由于能够将低变速档的减速比设定得较大，因此能够避免转矩比的减小所导致的起步加速性能降低等问题。[0019]另外，在所述循环圆的外径Dl设定在MOmm至270mm的范围内的液力变矩器中， 如所述比D1/D2小于1. 5，则液力变矩器的容量系数显著降低，难以实际使用，如所述比Dl/ D2超过1. 6，则如上所述，由于循环圆的内径D2减小，无法充分实现自动变速器的全长缩短效果。对此，在如上所述地将循环圆的外径Dl与内径D2之比设定在1. 5至1. 6的范围内的情况下，能够抑制液力变矩器的容量系数降低，并且能够有效地缩短自动变速器的全长。[0020]如上所述，根据本实用新型，能够在实现自动变速器全长缩短的情况下，进行从速度比比较小的区域开始接合锁止离合器的控制，而不会导致接合冲击的增大。另外，通过基于这样的控制来扩大锁止离合器的接合区域，能够避免液力变矩器的容量减小或传递效率的降低的影响，并且能够提高发动机的燃油经济性。另外，还能够通过增加自动变速器的档数来避免加速性能的降低。[0021]因此，如采用本实用新型的液力变矩器，来作为应用于多档型自动变速器中的液力变矩器时，能够减小锁止离合器接合开始时的冲击，并且能够维持良好的起步加速性能等，且能够提高发动机的燃油经济性。而且，由于包含液力变矩器的自动变速箱的全长缩短，因此能够实现特别是在FF车上的搭载性优异的自动变速器。[0022]本实用新型中，较为理想的是，所述壳体的内周部上形成有发动机侧的面与发动机相反侧的面彼此最接近的收束部，当所述收束部的外表面之间的轴向尺寸设为Wi时，以毫米计的所述循环圆的外径Dl和所述轴向尺寸Wl满足以下关系式(1)[0023]28 ^ Wl ^ 0. 05XD1+34(1)。[0024]这样，当形成于壳体的内周部中的收束部的轴向尺寸W1、以及循环圆的外径Dl以满足关系式观< Wl < 0. 05XD1+34的方式来设定时，即使循环圆的外径Dl增大，收束部的轴向尺寸Wl也几乎不增大，因此能够抑制该尺寸Wl的增大率。因此，在应用于额定输出大的发动机中的液力变矩器中，即使将所述循环圆的外径Dl设定为MOmm至270mm的范围内较大的值，所述轴向尺寸Wl也能够被控制为较小的值。[0025]于是，由于所述轴向尺寸Wl缩短，因此自动变速器的全长也缩短。通常，用于将该液力变矩器连接于发动机输出轴的曲轴锁紧螺栓的头部位于液力变矩器的内周部的发动机侧，油泵位于发动机相反侧，但由于所述轴向尺寸Wl被控制得较短，因此能够缩小所述曲轴锁紧螺栓的头部与油泵之间的轴向间隔，结果可实现自动变速器全长的缩短。[0026]由此，本实用新型的效果亦即在能够抑制液力变矩器的轴向尺寸的增大的情况下有效地提高该液力变矩器的性能这一效果，便能够在应用于较宽的额定输出范围的发动机中的自动变速器中得以充分地实现。[0027]本实用新型中，较为理想的是，所述壳体的内周部上形成有发动机侧的面与发动机相反侧的面彼此最接近的收束部，并且在比所述收束部更靠外周侧形成有发动机侧的面与发动机相反侧的面彼此最远离的隆起部，当所述收束部的外表面之间的轴向尺寸设为 Wl、所述隆起部的外表面之间的轴向尺寸设为W2时，这两个轴向尺寸Wl、W2的比W1/W2设定在0.5至0.6的范围内。[0028]这样，当将形成于所述壳体的内周部上的收束部的轴向尺寸Wl与形成于比收束部更靠外周侧的隆起部的轴向尺寸W2之比W1/W2设定在0. 5至0. 6的范围内时，与该比 W1/W2的值为更大时相比，液力变矩器的内周部可以更大程度地收束。由此，能够切实地缩小所述曲轴锁紧螺栓的头部与油泵之间的轴向间隔，更加切实地实现本实用新型的效果。[0029]另外，在所述比W1/W2小于0.5的情况下，存在支撑定子的单向离合器难以被收纳等问题，很难付诸实用，而超过0. 6时，则无法充分得到缩短自动变速器的全长的效果。[0030]本实用新型中，较为理想的是，在比所述定子更靠内周侧设置有单向离合器，所述单向离合器的轴向的设置位置为相对于所述循环圆的中心向发动机侧偏置的位置。[0031]根据该结构，能够使壳体的内周部的发动机相反侧的面切实地靠近发动机侧。[0032]如上所述，根据本实用新型，锁止离合器接合时的响应性或冲击的吸收性良好，而且能够实现紧凑的液力变矩器。因此，本实用新型能够合适地应用在该种液力变矩器或自动变速器、或搭载有该种液力变矩器或自动变速器的车辆的制造技术领域中。


[0033]图1是本实用新型的第1实施方式所涉及的液力变矩器的剖视图。[0034]图2是通过与以往的液力变矩器进行比较来表示第1实施方式的液力变矩器的特性的特性图。[0035]图3是表示循环圆外径与内径之比与容量系数的关系的特性图。[0036]图4是本实用新型的第2实施方式所涉及的液力变矩器的剖视图。[0037]图5是规定基于第1、第2实施方式所设定的尺寸关系的范围的图。[0038]图6是本实用新型的第3实施方式所涉及的液力变矩器的剖视图。
具体实施方式
[0039]以下，对本实用新型的实施方式进行说明。[0040]图1表示本实用新型的第1实施方式所涉及的液力变矩器，该液力变矩器1具有形成其外壳的壳体10。该壳体10具有构成该壳体10的发动机侧的一半部分的前盖11，在该前盖11的外周部上固定设置有多个双头螺栓12。另一方面，在发动机的曲轴B的端部上，利用曲轴锁紧螺栓C安装有驱动板D，双头螺栓12插入该驱动板D的外周部。双头螺栓 12上螺合有螺母A，借助上述双头螺栓12、螺母A和驱动板D，液力变矩器1的整体与曲轴 B连接。当曲轴B在发动机的运转过程中旋转时，前盖11与该曲轴B —体地被旋转驱动。[0041]另外，在以下的说明中，为了方便，以发动机侧(图的右侧)为前方，以与发动机侧相反侧(图的左侧)为后方。[0042]所述液力变矩器1的主要构成要素包括泵20、涡轮30、定子40、单向离合器50、锁止离合器60和锁止缓冲器70。上述要素被收纳在所述壳体10内，并且该壳体10内充满流体。6[0043]所述泵20包括构成壳体10的后侧的一半部分的泵壳21和设置在该泵壳21的外周部的多个叶片(blade)22。泵壳21的外周部形成为向后方隆起的弯曲部21a，在该弯曲部21a的内部在圆周方向上等间隔地排列设置有所述多个叶片22。并且，随着泵壳21及叶片22与前盖11 一体地旋转，充满在壳体10(前盖11和泵壳21)内的流体在所述叶片22 和弯曲部21a的内表面的引导下流动。由此，便产生了以便围绕泵壳21 (壳体10)的轴心旋转以便向外周侧且前方侧流动的流体的液流a。[0044]另外，在所述泵壳21的内周端部设置有向后方延伸的套筒23，该套筒23的远端与设置在液力变矩器1的后方的齿轮式油泵E的内齿轮E’卡合。当曲轴B旋转时，该曲轴B 的旋转经由壳体10和所述套筒23传递给油泵E，从而油泵E被驱动。[0045]另外，所述涡轮30包括涡轮壳31、设置在该壳31的外周部上的多个叶片32以及通过焊接方式与该壳31的内周端部结合的涡轮轮毂33。所述涡轮壳31的外周部形成为向所述泵壳21的弯曲部21a侧的相反侧(前方)弯曲的弯曲部31a，在该弯曲部31a的内部在圆周方向上等间隔地排列设置有所述多个叶片32。该涡轮30 (涡轮壳31、叶片32及涡轮轮毂3 设置在所述泵20的前方，旋转自如地收纳在壳体10内。[0046]并且，设置有所述涡轮壳31的叶片32的弯曲部31a与设置有所述泵壳21的叶片 22的弯曲部21a相向地设置，由此，基于所述泵20的旋转而产生的流体的液流a被引导到涡轮壳31的弯曲部31a内。被导入该弯曲部31a内的流体被该弯曲部31a的内表面和叶片32引导而流动，由此形成流向涡轮壳31的内周侧的液流b。而且，该液流b推压叶片32， 从而涡轮30在圆周方向上受力而与泵20同向地被驱动。该涡轮30的驱动力经由与所述涡轮轮毂33的内周端部花键嵌合的涡轮轴F而向自动变速器的变速机构传递。[0047]另外，所述定子40 —体地具有内圈部41 ；外圈部42，设置在比内圈部41更靠外周侧；多个叶片43，设置在上述内圈部41与外圈部42之间，呈放射状地延伸。多个叶片43 在所述泵20中的叶片22的内周侧的端部与涡轮30中的叶片32的内周侧的端部之间，在圆周方向上等间隔地排列设置。由此，驱动所述涡轮30的流体的液流b自该涡轮30被导向后方，转换成通过各叶片43之间的液流C。[0048]然后，该液流c自内周侧被导入泵壳21的弯曲部21a而转换成液流a，从而形成通过泵20、涡轮30和定子40的各叶片22、32、43之间而循环的流体的液流。即，由泵20、涡轮30和定子40形成用于形成液力变矩器1内的循环流的环状的空间亦即循环圆T。[0049]另外，所述单向离合器50是支撑所述定子40以实现由该定子40产生的转矩增大作用的单向离合器，所述单向离合器50包括外圈51、内圈52以及设于外圈51与内圈52之间的多个楔块53。所述定子40的内圈部41的内周面被压入于外圈51的外周面而与之花键嵌合，并且内圈52的内周面与作为自动变速器的变速器壳的一部分的油泵套筒G的远端花键嵌合，从而固定在变速器壳上。[0050]另外，所述单向离合器50的外圈51的轴向的位置，由设置在该外圈51与位于该外圈51前方的涡轮轮毂33之间的推力轴承M和设置在该外圈51与位于该外圈51后方的泵壳21的内周部之间的推力轴承55所限制，由此，所述定子40在轴向上相对于泵20和涡轮30被定位。[0051]并且，当定子40被所述流体的液流c作用而有推压力作用于叶片43的一侧的面从而受到一个向一方向的旋转力时，定子40基于单向离合器50空转从而自如地旋转，另外，在有推压力作用于叶片43的另一侧的面从而受到一个向另一方向的旋转力时，定子40 基于单向离合器50锁定从而被固定。此时，产生转矩增大作用，自发动机输入到泵20中的转矩增大，并从涡轮30输出到涡轮轴F。[0052]在该情况下，转矩比为1以上的转矩增大作用通常能在速度比为0至0. 8 0. 9 的范围内获得，速度比为0时转矩比(转矩的增大率)达到最大(参照图2)。[0053]另一方面，所述锁止离合器60包括以同心状设置的离合器毂61和离合器鼓62 ； 设置在该毂61与鼓62之间且与它们交替地卡合的多个摩擦片63 ；滑动自如地收纳在与所述离合器毂61 —体地设置的活塞缸64中的活塞65 ；其中，所述离合器毂61和活塞缸64通过焊接方式固定在前盖11的内表面上。[0054]在所述活塞缸64内的活塞65的背部形成有液压室66。工作液压从设置于所述涡轮轴F的油孔F’，经过设置于前盖11与固定在该前盖11的内表面上的板部件67之间的油路67a以及设置于所述活塞缸64上的油孔6 等，导入到该液压室66中。当工作液压如上述那样导入到液压室66中时，所述多个摩擦片63被活塞65推压于保持器68侧，锁止离合器60被接合。[0055]所述锁止缓冲器70包括弹簧保持板71、以及沿该板71在圆周方向上延伸设置的多个缓冲弹簧72。在弹簧保持板71上设置有承接所述各缓冲弹簧72的一端的弹簧支架部 71a,并且在所述涡轮壳31的外周部上，以自涡轮壳31的外表面向前方突出的状态固定有承接各缓冲弹簧72的另一端的弹簧支架部件73。[0056]所述保持板71的内周部与所述锁止离合器60的鼓62结合。当锁止离合器60接合时，前盖11的旋转、即曲轴B的旋转经由该锁止离合器60而输入到锁止缓冲器70的弹簧保持板71，输入至该板71的力压缩缓冲弹簧72，并且经由弹簧支架部件73传递到涡轮 30。[0057]另外，在所述弹簧支架部件73上设置有自固定于涡轮壳31上的基部73a的内周端部向前方突出的止动部73b。并且，该止动部7 突入到设置于所述弹簧保持板71上的在圆周方向上较长的长孔71b中，从而该弹簧支架部件73和弹簧保持板71的相对旋转被限制为指定量，避免了缓冲弹簧72的过度的压缩。[0058]这里，说明本实施方式的液力变矩器1的作用，首先在起步时或变速时等锁止离合器60的非接合时，基于与发动机的曲轴B —体地旋转的泵20，涡轮30借助在循环圆T 内循环的流体而被驱动，动力经由涡轮轴F而传递到变速机构。在该情况下，在速度比约为 0. 8至0. 9以下的变矩器区域，基于定子40的转矩增大作用，发动机的输出转矩被增大后而向变速机构输出。[0059]另外，在起步时或变速时等以外的运转状态下，当工作液压自设置于所述涡轮轴F 的油孔F’经由油路67a和油孔6 等而供应到锁止离合器60的液压室66内后，该锁止离合器60被接合，并且壳体10的前盖11和涡轮30借助锁止缓冲器70而被连接。于是，发动机的输出转矩从曲轴B经由壳体10、锁止离合器60和锁止缓冲器70而直接传递到涡轮 30 (锁止状态)。在该锁止状态下，发动机的输出转矩不借助流体地向变速机构传递，从而与锁止离合器60的非接合时相比转矩传递效率提高，发动机的燃油经济性提高。[0060]另外，在接合锁止离合器60时，为了抑制该离合器60的接合时的冲击，通过对供应到所述液压室66中的液压进行控制，以使该离合器60暂时处于打滑状态，然后将该锁止离合器60完全接合。此时，当锁止离合器60的多个摩擦片63开始接触而开始传递转矩时，锁止缓冲器70的缓冲弹簧72被压缩，从而转矩传递开始时的冲击被吸收，锁止离合器 60得以平顺地接合。[0061]接下来，对液力变矩器1的所述各构成要素的布置以及尺寸关系等以及由此相应地产生的作用效果进行说明。[0062]首先，所述锁止离合器60设置在所述前盖11与涡轮壳31之间的空间中的径向的中间部且比涡轮壳31的弯曲部31a更靠内周侧，亦即设置在涡轮轴F的轴心侧。具体而言， 向前方突出的突出部Ila形成在所述前盖11的径向中间部，并且向后方凹陷的凹陷部31b 形成在比所述涡轮壳31的弯曲部31a更靠内周侧。于是，在该前盖11的突出部Ila与涡轮壳31的凹陷部31b之间确保了用于收纳锁止离合器60的轴向空间。[0063]另外，所述锁止缓冲器70设置于所述前盖11与涡轮壳31之间的空间的最外周部，即设置于比所述锁止离合器60更靠外周侧且与该离合器60在轴向上重叠的位置。在如此将锁止离合器60和锁止缓冲器70以在轴向上重叠的状态收纳在壳体10内时，由于不会如所述锁止离合器60与锁止缓冲器70在轴向上错开地设置时那样增大液力变矩器1的轴向尺寸，因此能够有效地减小该轴向尺寸，缩短自动变速器的全长。[0064]此时，通过将锁止离合器60设置在内周侧，将锁止缓冲器70设置在外周侧，从而如上所述，能够增大锁止离合器60接合时的冲击的吸收效果，并且能够响应性良好地且细腻地进行锁止离合器60的接合动作开始时的打滑控制，该锁止离合器60接合时的冲击得到有效的抑制。[0065]另外，通过在所述前盖11上形成用于收纳锁止离合器60的突出部11a，从而在该突出部Ila的内周侧形成向后方凹陷的凹陷部lib。而且，通过在该凹陷部lib内设置所述曲轴锁紧螺栓C的头部，由此，能够使前盖11以及液力变矩器1整体接近发动机。[0066]此外，所述定子40的内圈部41相对于外圈部42亦即所述循环圆T的中心向前方偏置，从而单向离合器50的轴向设置位置也靠近前方侧。由此，能够在位于单向离合器50 的后方的泵壳21的内周部(弯曲部21a的内周侧的部位)形成向前方凹陷的凹陷部21b， 因此能够使位于其后方的油泵E靠近发动机侧。[0067]而且，在所述前盖11的凹陷部lib内设置有曲轴锁紧螺栓C的头部，并且利用泵壳21的凹陷部21b使油泵E靠近发动机侧，从而能够缩小该曲轴锁紧螺栓C的头部与油泵 E的轴向间隔，自动变速器的全长有效地缩短。[0068]此外，供液力变矩器1内的流体循环的循环圆T的流路的外径(泵20及涡轮30 的各叶片22、32的远端部的位置处的圆周的直径)Dl设定在MOmm至270mm的范围内，并且所述循环圆T的外径Dl与循环圆T的内径D2之比D1/D2设定在1. 5至1. 6的范围内。[0069]例如所述第1实施方式所涉及的液力变矩器1中，循环圆T的外径Dl及内径D2 以及它们的比D1/D2设定为以下的值。[0070]Dl = 246mm[0071]D2 = 158mm[0072]D1/D2 = 1. 56[0073]另外，形成于所述前盖11的内周部中的凹陷部lib的外表面与形成于所述泵壳21 的内周部中的凹陷部21b的外表面之间、亦即壳体10的前后的面彼此最接近的部位(以下称为收束部)的外表面之间的轴向尺寸W1，和所述前盖11的突出部Ila的外表面与所述泵壳21的弯曲部21a的外表面之间、亦即壳体10的前后的面彼此最远离的部位(以下称为隆起部)的外表面之间的轴向尺寸W2，以及上述尺寸之比W1/W2设定为如下。[0074]Wl = 43. 3mm[0075]W2 = 79. Omm[0076]W1/W2 = 0. 55[0077]于是，具有如上尺寸的第1实施方式的液力变矩器1的特性与通常市面上销售的、 具有如下尺寸的对比例所涉及的液力变矩器的特性相比，便为如图2所示那样。[0078]Dl = 236mm[0079]D2 = 99mm[0080]D1/D2 = 2. 38[0081]根据所述尺寸和图2所示的特性，可以认为第1实施方式的液力变矩器1具有如下的特征。[0082]首先，所述循环圆外径Dl是对应于应用了液力变矩器的发动机的额定输出而设定的尺寸，不论是第1实施方式中还是对比例中，均为大致相同的值。与之相对，第1实施方式所涉及的液力变矩器ι中，其循环圆内径D2相对于对比例设定为较大的值，从而所述外径Dl与内径D2的比值相对于对比例设定得较小，循环圆T较细。此时，如图2所示，第 1实施方式所涉及的液力变矩器1的容量系数、传递效率以及转矩比小于对比例。[0083]但是，容量系数和传递效率比对比例小的是速度比约为0. 3以上的区域，因此如在起步时等速度比比较小的区域内开始进行锁止离合器60的接合控制(打滑控制)，则实际上能够回避因容量系数和传递效率小而产生的对起步加速性能等的影响。另外，对于在速度比小的区域内开始进行锁止离合器60的接合控制时冲击变大的这一问题，如上所述， 通过将锁止离合器60设置在内周侧、将锁止缓冲器70设置在外周侧而实现的冲击吸收效果的提高，能够回避该问题。[0084]另外，对于转矩比下降的问题，可以通过使用例如前进6档等多档型自动变速器来解决。也就是说，在使用多档型自动变速器的情况下，能够较大地设定低变速档的减速比，因此通过将该第1实施方式的液力变矩器1用于上述那样的多档型自动变速器以将低变速档的减速比设定得较大，能够避免因转矩比的减小而导致的起步加速性能降低等问题，维持良好的起步加速性能。[0085]如上所述，采用第1实施方式的液力变矩器1，能够有效地缩短自动变速器的全长。另外，不会导致锁止离合器60的接合时的冲击的增大，能够在速度比比较小的发动机低转速区域内开始进行锁止离合器60的接合以形成锁止状态。因此能够避免起步加速性能的降低，并且能够提高发动机的燃油经济性。[0086]此外，在循环圆T的外径Dl设定在MOmm至270mm的范围内的液力变矩器中，如图3所示，在所述比D1/D2为1.5以下的区域，该比D1/D2越小，液力变矩器1的容量系数越低，存在发动机的燃油经济性恶化的倾向，但通过如上所述将所述比D1/D2的下限值设定为1. 5，能够防止因液力变矩器1的容量系数变小而引起的发动机的燃油经济性恶化。[0087]另外，由于将所述循环圆T的外径Dl与内径D2之比D1/D2设定为1. 6以下，因此循环圆T的内径D2不会过小。由此，能够将所述锁止离合器60和锁止缓冲器70以彼此在轴向上重叠的状态收纳在壳体10内，能够有效地缩短自动变速器的全长。[0088]另外，所述第1实施方式中，壳体10的内周部的前后的面彼此最接近的收束部的外表面间的轴向尺寸Wl与该壳体10的前后的面彼此最远离的隆起部的外表面间的轴向尺寸W2的比值设定为较小的值0. 55。S卩，该壳体10的内周部的收束部为相对于外周部的隆起部充分地收束的形状。因此，能够使位于泵壳10的前方的曲轴锁紧螺栓C的头部与位于后方的油泵E充分地接近，由此能够进一步有效地缩短自动变速器的全长。[0089]接下来，对本实用新型的第2实施方式进行说明。[0090]该第2实施方式的构成要素与所述第1实施方式相同，如图4所示，该实施方式所涉及的液力变矩器101也具有形成其外壳的壳体110，该壳体110借助驱动板D与曲轴B的端部连接。另外，液力变矩器101的主要构成要素包括泵120、涡轮130、定子140、单向离合器150、锁止离合器160和锁止缓冲器170，这些要素收纳在所述壳体110内。[0091]所述各要素110 170的各自的结构和布置除下述方面之外，与所述第1实施方式大致相同。即，所述第1实施方式所涉及的液力变矩器1中，缓冲弹簧72的中心设置在与循环圆T的外径Dl相对应的位置，与之相对，第2实施方式所涉及的液力变矩器101中， 缓冲弹簧72的外周部设置在与循环圆T的外径Dl相对应的位置。除这一点之外，所述各要素110 170的结构和布置在第1实施方式中和第2实施方式中大致相同。[0092]因此，该第2实施方式的液力变矩器101中，所述锁止离合器160也设置在前盖 111与涡轮壳131之间的空间中的径向中间部且比涡轮壳131的弯曲部131a更靠内周侧。 另外，为了收纳该锁止离合器160，在所述前盖111的径向中间部形成有向前方突出的突出部111a，并且在比所述涡轮壳131的弯曲部131a更靠内周侧，形成有向后方凹陷的凹陷部 131b。[0093]另外，所述锁止缓冲器170设置于所述前盖111与涡轮壳131之间的空间的最外周部，亦即设置于比所述锁止离合器160更靠外周侧且与该离合器160在轴向上重叠的位置。这样，通过使锁止离合器160和锁止缓冲器170以在轴向上重叠的状态收纳在壳体110 内，液力变矩器101的轴向尺寸以及自动变速器的全长的增大得到抑制。[0094]另外，通过在所述前盖111上形成用于收纳锁止离合器160的突出部111a，从而在比该突出部Illa更靠内周侧形成凹陷部111b，曲轴锁紧螺栓C的头部位于该凹陷部lib 内。[0095]此外，所述定子140的内圈部141相对于外圈部142向前方偏置，并且单向离合器 150的轴向设置位置靠向前方。由此，能够在位于单向离合器150的后方的泵壳121的内周部(比弯曲部121a更靠内周侧的部位)形成向前方凹陷的凹陷部121b，因此能够使位于其后方的油泵E靠向发动机侧。[0096]于是，通过使曲轴锁紧螺栓C的头部位于所述前盖111的凹陷部111b，并且利用泵壳21的凹陷部121b使油泵E靠近发动机侧，从而与所述第1实施方式的液力变矩器1同样，能够切实地缩短自动变速器的轴向尺寸。[0097]此外，该第2实施方式所涉及的液力变矩器101中，循环圆T的外径Dl及内径D2 如下所述地设定，并且它们的比D1/D2设定为与所述第1实施方式的液力变矩器1相同的值。[0098]Dl = 265mm[0099]D2 = 170mm[0100]D1/D2 = 1. 56[0101]另外，壳体110的前后的面彼此最接近的收束部的外表面之间的轴向尺寸Wl与前后的面彼此最远离的隆起部的外表面之间的轴向尺寸W2如下所述地设定，并且这些尺寸的比W1/W2设定为与所述第1实施方式的液力变矩器1相同的值。[0102]Wl = 44. 2mm[0103]W2 = 79. 9mm[0104]W1/W2 = 0. 55[0105]因此，该第2实施方式的液力变矩器101中，也与第1实施方式的液力变矩器1同样，能够切实地缩短自动变速器的全长。另外，不会导致锁止离合器160的接合时的冲击的增大，就能够在速度比比较小的区域内开始进行锁止离合器160的接合。因此能够避免起步加速性能的降低，并且能够提高发动机的燃油经济性。[0106]并且，根据所述第1、第2实施方式的循环圆T的外径Dl和壳体10、110的前后的面彼此最接近的收束部的外表面之间的轴向尺寸Wl的值，可得到下面的关系式。[0107]Wl ^ 0. 047XD1+31. 7[0108]该关系式显示，相对于与应用了该液力变矩器1、101的发动机的额定输出相对应的循环圆外径Dl的增大，壳体10、110的前后的面彼此最接近的收束部的轴向尺寸Wl的增大极其小。因此，第1、第2实施方式所涉及的液力变矩器1、101中，不仅最薄的收束部的厚度Wl原本就设定得薄，而且在循环圆外径Dl对应于额定输出的大小而变化时，其厚度也几乎不变化。[0109]为此，如图5所示，在本实用新型中，根据表示第1、第2实施方式的液力变矩器1、 101的尺寸D1、W1的点X、Y，具一定的幅度地设定如下的关系式，如图5的斜线部所示那样设定相对于循环圆外径Dl的壳体10、110的收束部的轴向尺寸Wl的范围。另外，所述尺寸 Wl不足^mm时，无法确保用于设置壳体10、110的基端部及单向离合器50的内圈52等的空间，没有实现的可能，因此所述范围设为Wl ^观。[0110]Wl ^ 0. 05XD1+34[0111]在该范围内，循环圆外径Dl为180至270的范围，所述尺寸Wl的最大值只在43 至47. 5的范围内变化。[0112]这样，通过规定形成于壳体10、110的内周部的收束部的轴向尺寸Wl的范围，如上所述，不论循环圆τ的外径Dl如何，均能够缩小曲轴锁紧螺栓C的头部与油泵E的间隔，对于应用于较宽的额定输出范围的发动机中的自动变速器，均能有效地缩短全长。[0113]另外，在所述第1实施方式的液力变矩器1 (第2实施方式的液力变矩器101也相同)中，锁止缓冲器70的弹簧保持板71与锁止离合器60的鼓62结合，弹簧支架部件73 与涡轮壳31结合，该锁止缓冲器70设于锁止离合器60与涡轮30之间，但也可以如图6所示的液力变矩器201那样地，将锁止缓冲器270设在前盖211与离合器260之间。[0114]也即是说，在图6所示的第3实施方式所涉及的液力变矩器201中，在前盖211与涡轮壳231之间的空间的径向的中间部设置有锁止离合器沈0，并且在该空间的最外周部设置有锁止缓冲器270。并且，保持所述锁止缓冲器270的缓冲弹簧272的弹簧保持板271 通过焊接方式固定在前盖211的内表面的最外周部，承接缓冲弹簧272的一端的弹簧支架部件273与离合器沈0的鼓262连接。[0115]另外，与该锁止离合器沈0的毂261 —体的活塞缸264通过焊接方式固定在所述涡轮壳231上，在活塞265的背部形成有液压室沈6。在活塞缸沈4的内周侧设置有板部件沈7，在该板部件267与涡轮轮毂233及涡轮壳231之间形成有用于将液压供应到所述液压室沈6内的油路沈7&。[0116]因此，在该液力变矩器201中，也是只要对锁止离合器沈0的液压室201供应工作液压，摩擦片263即被活塞265推压至保持器268侧，该离合器260被接合。由此，前盖211 与涡轮230连接，此时设在该前盖211与锁止离合器260之间的锁止缓冲器270的缓冲弹簧272被压缩，从而接合开始时的冲击被吸收。[0117]另外，该液力变矩器201的除了所述离合器260和缓冲器270以外的构成要素的布置和尺寸关系等与所述第1实施方式所涉及的液力变矩器1相同，因此，采用该液力变矩器201，也能获得与所述第1实施方式相同的作用效果。
权利要求1.一种带多片式锁止离合器的车用液力变矩器，包括 壳体，与发动机的输出轴连接；循环圆，由设置在所述壳体内的泵、涡轮及定子形成；锁止离合器，直接连接所述涡轮与所述壳体；锁止缓冲器，设置在比所述锁止离合器更靠外周侧；所述带多片式锁止离合器的车用液力变矩器的特征在于所述循环圆的外径Dl设定在MOmm至270mm的范围内，所述锁止离合器与所述锁止缓冲器以彼此在轴向上重叠的状态设置，所述循环圆的外径Dl与内径D2的比D1/D2设定在1.5至1.6的范围内。
2.根据权利要求1所述的带多片式锁止离合器的车用液力变矩器，其特征在于所述壳体的内周部上形成有发动机侧的面与发动机相反侧的面彼此最接近的收束部， 当所述收束部的外表面之间的轴向尺寸设为Wl时，以毫米计的所述循环圆的外径Dl 和所述轴向尺寸Wl满足以下关系式(1) 28 ^ Wl ^ 0. 05XD1+34(1)。
3.根据权利要求1或2所述的带多片式锁止离合器的车用液力变矩器，其特征在于 所述壳体的内周部上形成有发动机侧的面与发动机相反侧的面彼此最接近的收束部，并且在比所述收束部更靠外周侧形成有发动机侧的面与发动机相反侧的面彼此最远离的隆起部，当所述收束部的外表面之间的轴向尺寸设为W1、所述隆起部的外表面之间的轴向尺寸设为W2时，这两个轴向尺寸W1、W2的比W1/W2设定在0.5至0.6的范围内。
4.根据权利要求1或2所述的带多片式锁止离合器的车用液力变矩器，其特征在于 在比所述定子更靠内周侧设置有单向离合器，所述单向离合器的轴向的设置位置为相对于所述循环圆的中心向发动机侧偏置的位置。
5.根据权利要求3所述的带多片式锁止离合器的车用液力变矩器，其特征在于 在比所述定子更靠内周侧设置有单向离合器，所述单向离合器的轴向的设置位置为相对于所述循环圆的中心向发动机侧偏置的位
专利摘要本实用新型的带多片式锁止离合器的车用液力变矩器(1)包括壳体(10)，与发动机的输出轴连接；循环圆(T)，由设置在壳体(10)内的泵(20)、涡轮(30)及定子(40)构成；锁止离合器(60)，直接连接涡轮(30)与壳体(10)；锁止缓冲器(70)，设置在比锁止离合器(60)更靠外周侧。循环圆(T)的外径D1设定在240mm至270mm的范围内。锁止离合器(60)和锁止缓冲器(70)以彼此在轴向上重叠的状态设置。循环圆(T)的外径D1与内径D2的比D1/D2设定在1.5至1.6的范围内。根据采用这种结构的液力变矩器，即使在FF车中也能够使自动变速器实现优异的车身上的搭载性。
文档编号F16H45/02GK202251797SQ20112030126
公开日2012年5月30日 申请日期2011年8月18日 优先权日2010年8月20日
发明者丸末敏久, 前田英俊, 土井淳一, 坂时存, 岩下典生, 石山贵士 申请人:马自达汽车株式会社