专利名称：液力偶合器的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种用于传递原动机的转矩的液力偶合器(fluidoupling)的改进技术。
背景技术：
液力偶合器(fluid coupling)作为船舶用、工业机械用、汽车用的动力传递联轴器以往一直在使用。液力偶合器由具有环状的泵壳体和放射状地设置在该泵壳体内的多个叶轮的泵、具有环状的涡轮体和放射状地设置在该涡轮体内的多个转子且与上述泵相对面地设置的涡轮构成，在泵及涡轮内填充着工作流体。这种结构的液力偶合器将泵连接在作为原动机的、例如柴油发动机的曲轴(作为液力偶合器的输入轴)上，将涡轮安装在与输入轴同一轴线上设置的输出轴上。
此外，也使用在上述泵壳体及涡轮体中设置了用于对工作流体进行整流的环状内环(导油环)的液力偶合器。
图9示出了一般的液力偶合器的特性，横轴为泵与涡轮的速度比(e)、纵轴为液力偶合器的输入容量系数(τ)。从图9可知，液力偶合器在泵与涡轮的速度比(e)为零(0)即泵旋转、涡轮停止的状态下，输入容量系数(τ)为最大。在将具有这种特性的液力偶合器装配在车辆的驱动装置中的情况下，在车辆停止状态下驱动发动机、投入变速器的变速齿轮的状态，即输入轴旋转、输出轴停止的状态下，其特性上反应为有牵引扭矩。牵引扭矩通常指发动机在以怠速转数(例如500rpm)运行的状态下的传递扭矩。牵引扭矩大时，发动机的怠速运行明显不稳定，同时这种不稳定的旋转成为驱动系统发生异常振动的原因。此外，由于牵引扭矩大，也成为怠速运行时的燃料消耗恶化的原因。
作为用于降低上述的牵引扭矩的对策，已知有在泵与涡轮之间设置挡板的技术。
参照图10和图11说明设置了档板的制动力矩降低对策。图10所示的液力偶合器在泵P与涡轮T之间设置有安装在输出轴OS上的环状的档板BP。另一方面，图11所示的液力偶合器在泵P的外周部上设置有环状的档板BP。
由于图10及图11所示的液力偶合器中为固定的档板，虽然具有改变同泵与涡轮的速度比(e)相对应的输入容量系数(τ)的特性的效果，但不能相对于输入转数改变τ特性。即，为了进行牵引扭矩的对策而降低τ(e＝0)时，怠速时的牵引扭矩比没有档板的相比较要降低，但起步时的传递扭矩自身也同样地被降低，不将发动机转数上升到需要以上不能起步，有导致燃料消耗恶化的问题。另一方面，为了提高起步时的传递力矩而提高τ(e＝0)时，虽然得到了起步扭矩，但怠速时的牵引扭矩加大，有怠速时的燃料消耗恶化的问题。因此，使用固定档板的液力偶合器，怠速时的牵引扭矩与燃料消耗为交替的关系，不能将其解决。
此外，作为用于降低怠速扭矩的对策，也提出了在泵壳体的内环或涡轮体的内环的内周或外周安装环状的档板的液力偶合器。(例如参照专利文献1)专利文献1日本专利特开2001-50309号公报在将液力偶合器装备在车辆的驱动装置中的场合，作为其特性，希望不牺牲发动机旋转速度、即泵的旋转速度高的起步时等的传递扭矩，不降低泵与涡轮的速度比(e)为零(0)、即泵旋转、涡轮停止的怠速时的传递扭矩。可是，在上述日本专利特愿2001-50309公报中公开的液力偶合器中，能够有效地降低怠速时的传递扭矩、即牵引扭矩，但由于档板是固定的，不能避免发动机旋转速度、即泵的旋转速度高的起步时等的传递扭矩的降低，未必能满足需要。
发明内容
本发明解决了上述问题，其主要的技术目的是提供一种能够不牺牲传递扭矩、可有效地降低牵引扭矩的液力偶合器。
根据本发明，为了解决上述主要技术问题提供了一种液力偶合器，具有泵，所述泵设有具备安装在泵衬套上的环状内环的环状泵壳体和放射状地被设置在该泵壳体内的多个叶轮；以及涡轮，所述涡轮与该泵相向设置，设有具备被安装在可相对该泵衬套旋转的涡轮衬套上的环状的内环的环状的涡轮壳体和放射状地被设置在该涡轮壳体内的多个转子；而且，该涡轮壳体被构成为可在该涡轮衬套上沿轴向滑动，并具有将该涡轮向该泵侧推压的弹性推动装置。
此外，在本发明中提供了另一种液力偶合器，具有泵，所述泵设有安装在泵衬套上的环状泵壳体和放射状地设置在该泵壳体内的多个叶轮；涡轮，所述涡轮与该泵相向设置，具有被安装在可相对该泵衬套旋转的涡轮衬套上的环状的涡轮壳体和放射状地设置在该涡轮壳体内的多个转子；以及箱体，其包围该涡轮并与该泵连接；该涡轮壳体在内周部具有连通孔、并可在该涡轮衬套上沿轴向滑动地构成，并具有将该涡轮向该泵侧推压的弹性推动装置。
该泵壳体及该涡轮壳体分别具有环状的内环，该两内环的外周缘及内周缘分别相互重合地构成。
图1为表示装备了根据本发明构成的液力偶合器的驱动装置的一图2为表示根据本发明构成的液力偶合器的一实施例的剖面图。
图3为表示图2所示的液力偶合器的泵与涡轮的速度比(e)为零状态的剖面图。
图4为表示根据本发明构成的液力偶合器的另一实施例的剖面图。
图5为表示图4所示的液力偶合器的泵与涡轮的速度比(e)为零状态的剖面图。
图6为表示根据本发明构成的液力偶合器的再一实施例的剖面图。
图7为表示图6所示的液力偶合器的泵与涡轮的速度比(e)为零状态的剖面图。
图8为根据本发明构成的液力偶合器的特性曲线图。
图9为以往使用的液力偶合器的特性曲线图。
图10为以往使用的液力偶合器的一例的液力偶合器内部的工作流体的流动说明图。
图11为以往使用的液力偶合器的另一例的液力偶合器内部的工作流体的流动说明图。
具体实施例方式
以下，参照附图对根据本发明构成的液力偶合器的最佳实施例更详细地说明。
在图1中，示出了将根据本发明构成的液力偶合器设置在汽车用发动机与磨擦离合器之间的驱动装置的一实施例。图示的实施例中的驱动装置由作为原动机的内燃机2、根据本发明构成的液力偶合器4、以及磨擦离合器7构成。内燃机2在图示的实施例中由柴油发动机构成，在曲轴21的端部安装有液力偶合器4的后述的泵侧。
液力偶合器4设置在通过螺栓23等连接装置安装在柴油发动机2中的罩体22内的液力偶合器罩体40内。图示的实施例的液力偶合器4具有泵41、与该泵41相对面地设置的涡轮42以及包围该涡轮42并与上述泵41连接的箱体43。以下，参照图1、图2及图3对液力偶合器4进行说明。
构成液力偶合器4的泵41包括具有环状的内环411的环状泵壳体412、以及放射状地设置在该泵壳体412内的多个叶轮413，泵壳体412通过焊接等固定方法安装在上述箱体43上。再者，箱体43通过螺栓441、螺母442等连接机构安装在通过螺栓24将内周部安装在上述曲轴21上的传动板44的外周部上。这样，泵41的泵壳体412通过箱体43及传动板44连接在曲轴21上。因此，曲轴21具有作为液力偶合器4的输入轴的功能。通过焊接等固定方法将这种结构的泵41的泵壳体412的内周部安装在泵衬套45上。
上述涡轮42包括具有与上述泵41的泵壳体412相对面地设置的环状内环421的环状涡轮体422，以及放射状地设置于该涡轮体422内的多个转子423。在涡轮421的内周部上，安装有在内周面具有内花键461的环状轮毂46，该轮毂46在轴向可滑动地设置在涡轮衬套48上，该涡轮衬套48与作为上述输入轴的曲轴21设置在同一轴线上的输出轴47花键嵌合。即，通过在涡轮衬套48的外周面上形成外花键481，在该外花键481上花键嵌合轮毂46的内花键，将轮毂46即涡轮体421可在轴向滑动地安装在涡轮衬套48上。此外，在涡轮衬套48与上述泵衬套45之间设有轴承49。因此，泵衬套45与涡轮衬套48相互可相对旋转地构成。
图示的实施例的液液力偶合器4具有将涡轮42向泵41侧推压的弹性推动装置5。弹性推动装置5由通过焊接等固定方法安装在涡轮衬套48的图1至图3中左端部上的弹簧固定件51、设置在该弹簧固定件51与涡轮体421之间的压缩螺旋弹簧52构成，以规定的压力将涡轮42向图1至图3中左方即泵41侧推压。此外，在涡轮衬套48的外周、外花键481的图中右端上安装有弹性挡环53，限制涡轮42的向图中右方、即泵41侧的移动。
参照图1继续进行说明。图示实施例的液力偶合器4具有油压泵60。该油压泵60设置在通过螺栓61等固定机构安装在磨擦离合器7的后述的离合器罩体70上的泵罩体62上，上述磨擦离合器7安装在上述液力偶合器罩体40上。该油压泵60可由上述泵衬套45旋转驱动地构成，通过未图示的流体通路将工作流体向上述泵41及涡轮42内供给。
以下，对于上述磨擦离合器7进行说明。
磨擦离合器7设置在通过螺栓71安装在上述液力偶合器罩体40上的离合器罩体70内。图示实施例的的磨擦离合器7具有安装在上述液力偶合器4的输出轴47上的离合器传动板72，与输出轴47在同一轴线上设置的传动轴73(在图示的实施例中未图示的变速器的输入轴)；安装在花键嵌合于该传动轴73上的离合器套74上且在外周部上安装有离合器磨擦片75的从动板76，将该从动板76向离合器传动板72推压的加压板77，将该加压板77朝向离合器传动板72施加弹性力的膜片簧78，结合在该膜片簧78的内端部上、将膜片簧78的中间部作为支点781动作的分离轴承79，可使该分离轴承79向轴向动作的离合器分离叉80。这样构成的磨擦离合器7在图示的状态中由膜片弹簧78的弹性力将加压板朝向离合器传动板72推压，从而，将安装在从动板76上的离合器磨擦片75推压向离合器传动板72，将传递到液力偶合器4的输出轴47上的动力通过离合器传动板72及从动板76传递到传动轴73。在切断该动力传递的场合，在向未图示的从动油缸中供给油压使离合器分离叉80动作，以使分离轴承79向图1中左方移动时，膜片簧78如图中双点划线所示动作，通过解除向加压板77的推压力，从离合器传动板72开始切断向从动板76的动力传递。
装备了图示实施例的液力偶合器的驱动装置如上所述地构成，以下对其动作进行说明。
柴油发动机2的曲轴21(输入轴)产生的驱动力，通过传动板44向液力偶合器4的箱体43中传递。由于箱体43与泵41的泵壳体412一体地构成，通过上述驱动力使泵41旋转。泵41旋转时，泵41内的工作流体由于离心力沿叶轮413向外周流动，如箭头所示向涡轮42侧流入。向涡轮42侧流入的工作流体朝向内周侧流动，如箭头所示地返回到泵41中。这样，通过泵41及涡轮42内的工作流体在泵41和涡轮42内循环，将泵41侧的驱动扭矩通过工作流体向涡轮42侧传递。传递到涡轮42侧的的驱动力通过涡轮体422、轮毂45及涡轮衬套48传递到输出轴47，再通过上述磨擦离合器6向未图示的变速器传递。
以下，对上述的液力偶合器4的扭矩传递特性进行说明。
在泵41与涡轮42的速度比(e)为零(0)，即泵41旋转、涡轮42停止状态的发动机的怠速运行时，液力偶合器4内的工作流体的循环力为最大。从而，涡轮42由于循环的工作流体的作用如图3所示地克服构成弹性推动装置5的压缩螺旋弹簧52的弹簧力，向图3中左方移动。其结果，泵41的内环411与涡轮42的内环421的外周侧间隙S1及内周侧间隙S2增大，如图3中箭头所示地循环的工作流体的一部分从上述外周侧间隙S1通过由泵41的内环411与涡轮42的内环421形成的室及上述内周侧间隙S2返回泵41侧。从而，由于减小了从泵41侧向涡轮42侧循环的工作流体量，所以降低了从泵41向涡轮42传递的扭矩。
如上所述，在泵41和涡轮42的速度比(e)为零(0)的状态下，液力偶合器4内的工作流体的循环力为最大，但随着该速度比(e)接近1.0，即使旋转速度加快，液力偶合器4内的工作流体的循环力也会减弱。因而，由于通过工作流体的循环力将涡轮42向左方推压的力减小，如图2所示，涡轮42由于构成弹性推动装置5的压缩螺旋弹簧52的弹簧力而向右方即泵41侧移动，直到轮毂46与弹性挡环53接触。其结果，泵41的内环411与涡轮42的内环421的间隙S1、S2逐渐减小，由于通过由泵41的内环411与涡轮42的内环421形成的室返回泵41侧的工作流体量逐渐减少，传递扭矩得到增加。
参照图8所示的特性曲线图对上述的液力偶合器4的特性进行说明。图8中的横轴为泵与涡轮的速度比(e)、纵轴为液力偶合器的输入容量系数(τ)。在图8中，实线为将涡轮42固定在图2所示位置上的以往的液力偶合器的特性，虚线为上述的液力偶合器4的特性。如图8中虚线所示，图示实施例的液力偶合器4在泵41与涡轮42的速度比(e)为零(0)的状态下，由于如上所述地从泵41侧向涡轮42侧循环的工作流体减少，所以输入容量系数(τ)与实线所示的以往的液力偶合器相比较被大幅度地降低。从而，能够大幅度地降低在泵41旋转、涡轮42停止的状态下的发动机的怠速运行时的牵引扭矩。另一方面，由于随着泵41与涡轮42的速度比(e)接近1.0，即使旋转速度加快，液力偶合器4内的工作流体的循环力也会减弱，图示实施例的液力偶合器4的泵41的内环411与涡轮42的内环421之间的间隙S1、S2逐渐减小，通过由泵41的内环411与涡轮42的内环421形成的室向泵41侧返回的工作流体量逐渐减少，因此输入容量系数(τ)如图8中虚线所示地逐渐与实线所示的涡轮42固定的液力偶合器的特性相一致。从而，在泵41与涡轮42的速度比(e)接近1.0状态下的传递扭矩不会降低。
以下，参照图4及图5对根据本发明构成的液力偶合器的其他实施例进行说明。在图4及图5所示的实施例中对与上述图2及图3所示的实施例的各部件相同的部件被注以相同符号，并省略对其说明。
图4及图5所示的实施例，在泵41的内环411a的外周缘及内周缘与涡轮42的内环421a的外周缘及内周缘相互重合而构成的液力偶合器4a中使用了本发明。并且，在图4及图5所示的实施例中，在构成涡轮42的涡轮体422的内周部形成多个流通孔422a。这样构成的液力偶合器4a在泵41与涡轮42的速度比(e)为零(0)，即泵41旋转、涡轮42停止状态的发动机的怠速运行时，与上述的图2及图3所示的实施例同样地，液力偶合器4a内的工作流体的循环力为最大。从而，涡轮42由于循环的工作流体的作用如图5所示地克服构成弹性推动装置5的压缩螺旋弹簧52的弹簧力，向图5中左方移动。其结果，泵壳体412与涡轮体422的间隙增大。但是，由于泵41的内环411a的外周缘及内周缘与涡轮42的内环421a的外周缘及内周缘相互重合地构成，两内环之间不产生间隙，因此液力偶合器4a内循环的工作流体不通过由两内环形成的室。从而，液力偶合器4a内循环的工作流体的一部分如图5中箭头所示地从泵壳体412与涡轮体422的外周缘之间的间隙S3向由涡轮体422与箱体43形成的室流出，通过形成于涡轮体422的内周部的流通孔422a流入到联轴器4a内并返回到泵41侧。从而，由于从泵41侧向涡轮42侧循环的工作流体量减少，从泵41向涡轮42的传递扭矩降低。
另一方面，随着泵41与涡轮42的速度比(e)接近1.0，即使旋转速度加快，液力偶合器4内的工作流体的循环力减弱。因而，与上述的图2及图3所示的实施例同样，由于通过工作流体的循环力将涡轮42向左方推压的力减小，如图4所示，涡轮42由于构成弹性推动装置5的压缩螺旋弹簧52的弹簧力向右方即泵41侧移动，直到轮毂46与弹性挡环53接触。其结果，由于泵壳体412与涡轮体422的间隙逐渐减小，从泵壳体412与涡轮体422的外周缘之间的间隙S3流出的工作流体量逐渐减少，传递扭矩增加。由于图4及图5所示的实施例的液力偶合器4a如上所述地动作，与上述的图2及图3所示的实施例同样地具有图8中虚线所示的特性。从而，图4及图5所示的实施例的液力偶合器4a不会降低传递扭矩，能够有效地降低牵引扭矩。
以下，参照图6及图7对根据本发明构成的液力偶合器的再一实施例进行说明。在图6及图7所示的实施例中对与上述各实施例的各部件相同的部件注以相同符号，并省略对其说明。
图6及图7所示的实施例在由没有内环的泵41与涡轮42构成的液力偶合器4b中使用了本发明，与图4及图6所示的实施例同样地，在构成涡轮42的涡轮体422的内周部上设置了多个流通孔422a。
这样构成的液力偶合器4b，在泵41与涡轮42的速度比(e)为零(0)，即泵41旋转、涡轮42停止状态的发动机的怠速运行时，与上述各实施例同样地，液力偶合器4b内的工作流体的循环力为最大。从而，涡轮42由于循环的工作流体的作用，如图7所示地克服构成弹性推动装置5的压缩螺旋弹簧52的弹簧力，向图7中左方移动。其结果，泵壳体412与涡轮体422的间隙增大。结果，液力偶合器4b内循环的工作流体的一部分如图7中箭头所示，从泵壳体412与涡轮体422的外周缘之间的间隙S3向由涡轮体422和箱体43形成的室内流出，通过形成于涡轮体422的内周部上的流通孔422a流入联轴器4b内并返回到泵41侧。从而，由于从泵41侧向涡轮42侧循环的工作流体量减少，降低了从泵41向涡轮42的传递力矩。
另一方面，随着泵41与涡轮42的速度比(e)接近1.0，即使旋转速度加快，液力偶合器4a内的工作流体的循环力减弱。因而，与上述各实施例同样，由于通过工作流体的循环力将涡轮42向左方推压的力减小，如图6所示地，涡轮42由于构成弹性推动装置5的压缩螺旋弹簧52的弹簧力向右方即泵41侧移动，直到轮毂46与弹性挡环53接触。其结果，泵壳体412与涡轮体422的间隙逐渐减小，从泵壳体412与涡轮体422的外周缘之间的间隙S3流出的工作流体量逐渐减少。由于图6及图7所示的实施例的液力偶合器4b如上所述地动作，与上述的各实施例同样地具有图8中虚线所示的特性。从而，图6及图7所示的实施例的液力偶合器4也不会降低传递扭矩，能够有效地降低牵引扭矩。
发明效果由于根据本发明的液力偶合器如上所述地构成，不会牺牲在泵与涡轮的速度比(e)接近1.0的状态下的传递扭矩，在泵与涡轮的速度比(e)为零(0)即泵旋转、涡轮停止的状态下的从泵向涡轮的传递扭矩降低，能够有效地降低制动力矩。
权利要求
1.一种液力偶合器，具有泵，所述泵设有具备安装在泵衬套上的环状内环的环状泵壳体和放射状地被设置在该泵壳体内的多个叶轮；以及涡轮，所述涡轮与该泵相向设置，设有具备被安装在可相对该泵衬套旋转的涡轮衬套上的环状的内环的环状的涡轮壳体和放射状地被设置在该涡轮壳体内的多个转子；其特征在于，该涡轮壳体被构成为可在该涡轮衬套上沿轴向滑动，并具有将该涡轮向该泵侧推压的弹性推动装置。
2.一种液力偶合器，具有泵，所述泵设有安装在泵衬套上的环状泵壳体和放射状地设置在该泵壳体内的多个叶轮；涡轮，所述涡轮与该泵相向设置，具有被安装在可相对该泵衬套旋转的涡轮衬套上的环状的涡轮壳体和放射状地设置在该涡轮壳体内的多个转子；以及箱体，其包围该涡轮并与该泵连接；其特征在于，该涡轮壳体在内周部具有连通孔、并可在该涡轮衬套上沿轴向滑动地构成，并具有将该涡轮向该泵侧推压的弹性推动装置。
3.按照权利要求2所述的液力偶合器，其特征在于，该泵壳体及该涡轮壳体分别具有环状的内环，该两内环的外周缘及内周缘分别相互重合地构成。
全文摘要
一种能够不牺牲传递扭矩、有效地降低牵引扭矩的液力偶合器。该液力偶合器，具有泵，所述泵设有具备安装在泵衬套上的环状内环的环状泵壳体和放射状地被设置在该泵壳体内的多个叶轮；以及涡轮，所述涡轮与该泵相向设置，设有具备被安装在可相对该泵衬套旋转的涡轮衬套上的环状的内环的环状的涡轮壳体和放射状地被设置在该涡轮壳体内的多个转子；而且，该涡轮壳体被构成为可在该涡轮衬套上沿轴向滑动，并具有将该涡轮向该泵侧推压的弹性推动装置。
文档编号F16D33/14GK1519485SQ20041000403
公开日2004年8月11日 申请日期2004年2月4日 优先权日2003年2月7日
发明者岩男信幸, 山本康 申请人:五十铃自动车株式会社