流體式扭矩傳遞裝置的制作方法

專利名稱：流體式扭矩傳遞裝置的制作方法
技術領域：
本發明涉及一種具有泵輪、渦輪和導輪的流體式扭矩傳遞裝置，其中，泵輪具有泵輪殼、泵輪葉片和泵輪芯，渦輪具有渦輪殼、渦輪葉片和渦輪芯，導輪具有導輪葉片，并且用于對從渦輪向泵輪流動的工作流體的液流進行整流。
背景技術：
以往，作為這種流體式扭矩傳遞裝置，已知具有前蓋、固定在前蓋上的環狀的葉輪即泵輪(泵葉輪)、具有與葉輪的葉片彼此相向的葉片的環狀葉輪即渦輪、能夠旋轉地設置在葉輪和渦輪之間的導輪的液力變矩器。這種液力變矩器的泵輪及渦輪的外輪廓形狀通常形成為相互對稱，但也有泵輪及渦輪的外輪廓形狀彼此不對稱的液力變矩器(例如，參照專利文獻1)。另外，以往作為扁平截面液力變矩器的內部流路的設計方法，公知有如下方法， 即，以使扁平率OL/H)及循環圓(torus)內外周徑比(r/R)分別滿足0.55 < (2L/H) < 0.75及0.35 < (r/R) < 0. 40的方式來形成液力變矩器，并且，在以旋轉軸上的中央位置作為原點，將軸向作為X方向，將徑向作為Y方向時，以具有45度的傾角的直線與形成渦輪流路的外周面的曲線相切的切點位置位于被用Y= (R/L)XX+(6/4)XR及Y= (R/ L) XX+(7/4) XR表示的兩條直線包圍的區域內的方式，來對渦輪的規定內部流路的外周面形狀進行設定(例如，參照專利文獻幻。并且，在該專利文獻2所記載的技術中，這樣設定渦輪的外周面形狀，并且以使流路截面積在任意的截面位置都相等，即流路內部中的循環油的速度成分在任意的位置都相等的方式，設定內周面形狀，由此來設定最終的渦輪的內部流路形狀。現有技術文獻專利文獻專利文獻1 日本特開2007-132459號公報；專利文獻2 日本特開2001-141026號公報。

發明內容
在此，若為了使液力變矩器這樣的流體式扭矩傳遞裝置小型化，而簡單地縮小泵輪及渦輪的外輪廓形狀對稱的流體式扭矩傳遞裝置，則導致流體式扭矩傳遞裝置的扭矩容量會降低。另外，在泵輪及渦輪的外輪廓形狀對稱的情況下，與渦輪的流路入口處相比，在渦輪的流路出口處的流路截面積變小，可能發生液流剝離現象，如果縮小泵輪及渦輪的外輪廓形狀對稱的流體式扭矩傳遞裝置，則會導致產生這樣的剝離問題的可能性增加，而使得扭矩容量進一步降低。另一方面，如上述專利文獻1所記載的液力變矩器，泵輪及渦輪的外輪廓形狀好像彼此不對稱，但專利文獻1未公開任何外輪廓形狀的設計方法，根據專利文獻1的記載內容，無法確定泵輪及渦輪不對稱是否能夠有助于流體式扭矩傳遞裝置小型化和確保扭矩容量，即使假如能夠有助于流體式扭矩傳遞裝置小型化和確保扭矩容量，也未公開具體的設計方法，而不能得到滿足實用性的流體傳動裝置。另一方面，若如專利文獻 2所記載那樣以流路截面積在任意的截面位置都相等的方式設定渦輪的內部流路形狀，則能夠抑制液力變矩器的扭矩容量降低。但是，渦輪葉片的數量、安裝角度有多種變化，以流路截面積在任意的截面位置都相等的方式設定渦輪的內部流路實際上是不可能的。因而， 在如液力變矩器那樣的流體式扭矩傳遞裝置中，同時確保扭矩容量和扭矩放大性能并使裝置小型化是不容易的。因此，本發明的主要目的在于能夠抑制扭矩容量降低，并且使流體式扭矩傳遞裝
置小型化。本發明的流體式扭矩傳遞裝置采用如下的手段來達到上述的主要目的。本發明的流體式扭矩傳遞裝置具有泵輪、渦輪和導輪，所述泵輪具有泵輪殼、安裝在該泵輪殼上的泵輪葉片、安裝在該泵輪葉片上的泵輪芯，所述渦輪具有渦輪殼、安裝在該渦輪殼上的渦輪葉片、安裝在該渦輪葉片上的渦輪芯，所述導輪具有導輪葉片，用于對從所述渦輪向所述泵輪流動的工作流體的液流進行整流，其特征在于，在將與泵輪流路的中心線垂直的該泵輪流路的截面積中的最大值與最小值的平均值設為基準面積Sref時，所述渦輪的與渦輪流路的中心線垂直的該渦輪流路的截面積 St滿足I St-Sref I /Sref < 0. 2，其中，所述泵輪流路是在所述泵輪的所述泵輪殼、相互相鄰的所述泵輪葉片及所述泵輪芯之間劃出的流路，所述渦輪流路是在所述渦輪殼、相互相鄰的所述渦輪葉片及所述渦輪芯之間劃出的流路。為了使流體式扭矩傳遞裝置小型化，考慮盡可能使由泵輪和渦輪劃出的循環圓扁平化，但在渦輪葉片在流體出口處的安裝角度小于流體入口處的安裝角度的情況下，若例如簡單地使對稱的循環圓扁平化，則在渦輪殼、相互相鄰的渦輪葉片及渦輪芯間劃出的渦輪流路的容積，尤其在從中央附近到渦輪出口之間會減小，使流體式扭矩傳遞裝置的扭矩容量降低，其中，所述中央附近是指渦輪入口至渦輪出口的中央附近。另外，在具有導輪的流體式扭矩傳遞裝置中，為了提高扭矩放大性能，優選使渦輪葉片的安裝角度在渦輪的流體出口處比在流體入口處小，但若簡單地減小在渦輪的流體出口處的渦輪葉片的安裝角度，則會在渦輪的流體出口附近，使渦輪流路的截面積變小，導致扭矩容量降低，或者在流體出口附近產生液流剝離的情況。因此，本發明的發明人為了一邊考慮上述渦輪流路中的流體的液流方向一邊更適當地使循環圓扁平化，以泵輪流路的截面積作為基準，對在良好地確保扭矩容量和扭矩放大性能的前提下而允許的渦輪流路的截面積的變動范圍進行分析，其中，該泵輪流路為，因泵輪葉片的安裝角、扭轉程度，伴隨著循環圓的扁平化產生的從泵輪入口到泵輪出口的流路容積變化比渦輪流路小的泵輪流路。并且，根據分析結果，本發明的發明人獲知在將與在泵輪的泵輪殼、相互相鄰的泵輪葉片及泵輪芯之間劃出的泵輪流路的中心線垂直的該泵輪流路的截面積中的最大值與最小值的平均值設為基準面積 Sref時，與在渦輪殼、相互相鄰的渦輪葉片及渦輪芯間劃定的渦輪流路的中心線垂直的該渦輪流路的截面積^滿足I St-Sref I /Sref ( 0. 2的條件，若如此來使渦輪與泵輪不對稱， 則獲得在實用上良好的結果。即，若以渦輪流路的截面積M滿足I St-Sref I/Sref <0.2 的條件的方式構成渦輪，則確保與循環圓的外徑相對應的實用上充分的扭矩容量，并且提高扭矩放大性能，通過使循環圓扁平化能夠使流體式扭矩傳遞裝置小型化。另外，可以使所述渦輪的所述渦輪流路的截面積M滿足ISt-Sref I/Sref ^ 0. 15的條件。由此，能夠使循環圓扁平化，并且確保與循環圓的外徑相對應的實用上非常良好的
扭矩容量。而且，可以使在所述渦輪的所述流體出口處與所述渦輪葉片的所述渦輪殼側的外輪廓線和該渦輪葉片的所述渦輪芯側的內輪廓線內切的內切圓的半徑，大于在該渦輪的流體入口處與所述外輪廓線和所述內輪廓線內切的內切圓的半徑，可以在所述渦輪的所述流體出口側，所述渦輪葉片的所述外輪廓線與所述泵輪葉片的所述泵輪殼側的外輪廓線相比，在所述泵輪及所述渦輪的旋轉軸線的延伸方向上更凸出。由此，即使減小渦輪的流體出口處的渦輪葉片的安裝角度并且使循環圓扁平化，也能夠充分地確保在渦輪的流體出口側的區域在在相互相鄰的渦輪葉片間劃出的流路的截面積，減小渦輪的流體入口到流體出口的流路截面積的變化幅度。結果，在該流體式扭矩傳遞裝置中，能夠抑制扭矩容量降低，并且抑制在渦輪的流體出口附近處的液流剝離，提高扭矩放大性能，并且能夠使流體式扭矩傳遞裝置小型化。另外，所述流體式扭矩傳遞裝置，可以使從裝置中心線到該渦輪葉片上的在所述旋轉軸線的延伸方向上最遠的最遠部的長度，大于從所述裝置中心線到該泵輪葉片上的在所述旋轉軸線的延伸方向上最遠的最遠部的長度，其中，所述裝置中心線是通過彼此相向的所述泵輪葉片的流體出口外周端和所述渦輪葉片的流體入口外周端之間的中央與所述泵輪及所述渦輪的旋轉軸線，且垂直于該旋轉軸線的中心線。這樣，關于一對泵輪葉片和渦輪葉片，若使從裝置中心線到渦輪葉片上的在旋轉軸線的延伸方向上最遠的最遠部的長度大于從裝置中心線到泵輪葉片上的在旋轉軸線的延伸方向最遠的最遠部的長度，則在渦輪的流體出口側的區域，渦輪葉片的外輪廓線與泵輪葉片的外輪廓線相比，在旋轉軸線的延伸方向更適當地凸出，從而能夠盡可能地減小從渦輪的流體入口到流體出口的流路截面積的變化幅度。結果，在將渦輪流路的截面積的變動范圍設定為上述范圍內時，能夠確保與循環圓的外徑相對應的扭矩容量，并且通過使循環圓扁平化而能夠使流體式扭矩傳遞裝置小型化。而且，可以使所述渦輪葉片的所述外輪廓線包括與所述泵輪葉片的所述外輪廓線對稱的對稱區域和與該泵輪葉片的該外輪廓線不對稱的非對稱區域，所述對稱區域包括所述渦輪葉片的流體入口外周端，所述非對稱區域包括所述渦輪葉片的流體出口內周端。由此，使工作流體從泵輪向渦輪的流入順暢，能夠減小扭矩的傳遞損失。


圖1是作為本發明的實施例的流體式扭矩傳遞裝置的液力變矩器1的概略結構圖。圖2是說明渦輪葉片的安裝角度的說明圖。圖3是用于說明液力變矩器1的結構的示意圖。圖4是例示泵輪流路的示意圖。圖5是用于說明泵輪流路的泵輪入口處的截面、渦輪流路的渦輪入口處的截面的示意圖。圖6是表示與液力變矩器1所具有的泵輪3的泵輪流路中心線Lpfc垂直的泵輪流路的截面的面積的說明圖。
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圖7是例示渦輪流路的示意圖。圖8是用于說明在分析在確保扭矩容量的前提下而允許的渦輪流路的截面積的變動范圍時使用的多個渦輪模型Ml M7的說明圖。圖9是表示渦輪流路的截面積相對于基準面積的偏移量與包括泵輪3、模型Ml M7中的任一個渦輪的液力變矩器的容量系數C之間的關系的說明圖。圖10是用于說明液力變矩器1的結構的示意圖。
具體實施例方式下面，使用實施例說明用于實施本發明的方式。圖1是作為本發明的實施例的流體式扭矩傳遞裝置的液力變矩器1的概略結構圖。該圖所示的液力變矩器1是安裝在具有發動機的車輛上的液力變速器，如圖1所示，包括前蓋(輸入構件)2、泵輪(流體傳動構件)3、渦輪(流體傳動構件)4、渦輪輪轂(輸出構件)5、導輪6、阻尼單元7及鎖止離合器機構8。在前蓋2上固定有未圖示的發動機的曲軸 (輸出軸)。另外，在渦輪輪轂5上固定(花鍵嵌合)有未圖示的自動變速器(AT)或無級變速器(CVT)的輸入軸(省略圖示)。泵輪3具有泵輪殼30、安裝(固定)在泵輪殼30的內表面上的多個泵輪葉片31、 安裝(固定)在泵輪葉片31的內緣的泵輪芯32，泵輪殼30緊密地固定在前蓋2上。渦輪 4具有渦輪殼40、安裝(固定)在渦輪殼40d的內表面上的多個渦輪葉片41、安裝(固定) 在渦輪葉片41的內緣的渦輪芯42，渦輪殼40固定在渦輪輪轂5上。前蓋2側的泵輪3和渦輪輪轂5側的渦輪4彼此相對，在兩者之間配置有導輪6，導輪6能夠與前蓋2同軸旋轉并具有多個導輪葉片61。導輪6具有將其旋轉方向設定為僅一個方向的單向離合器60。上述的泵輪3、渦輪4及導輪6形成使工作油(工作流體)循環的循環圓(環狀流路)，導輪 6對從作為渦輪4的流體出口的渦輪出口向作為泵輪的流體入口的泵輪入口流動的工作油的液流進行整流。阻尼單元7分別具有多個彈簧71、72，與渦輪殼40 —起固定在渦輪輪轂 5上。鎖止離合器機構8包括鎖止活塞80和安裝在在鎖止活塞80的表面上的摩擦板81。在這樣構成的液力變矩器1中，當前蓋2及泵輪3伴隨著未圖示的發動機的動作而進行旋轉時，通過從泵輪3的外周側的泵輪出口向渦輪4的外周側的渦輪入口流動的工作油的液流，渦輪4被帶動而開始旋轉，來自發動機的動力經由渦輪4 (工作油)從前蓋2 傳遞至渦輪輪轂5。另外，在泵輪3和渦輪4間的轉速差大時，導輪6將工作油的液流變化為有助于泵輪3旋轉的方向。由此，在泵輪3和渦輪4間的轉速差大時，液力變矩器1作為扭矩放大器進行動作，在兩者的轉速差小時，通過單向離合器60使導輪6空轉，從而液力變矩器1作為流體接頭進行動作。并且，車輛起步后，當滿足了規定的條件時(例如，車速達到規定值時)，鎖止離合器機構8進行動作，從發動機傳遞至前蓋2的動力直接傳遞至作為輸出構件的渦輪輪轂5，由此，發動機和變速器的輸入軸直接機械連接。另外，從前蓋2傳遞至渦輪輪轂5的扭矩的變動被阻尼單元7吸收。在此，在實施例的液力變矩器1中，為了抑制產生預期外的共振，使泵輪3的泵輪葉片31的數量與渦輪4的渦輪葉片41的數量不同(例如，為了增加工作油的汲出量，泵輪葉片31的數量設定為比渦輪葉片41的數量稍多)。另外，各渦輪葉片41安裝在渦輪殼40 上的安裝角度(剛流入葉片后的液流的角度)設定為小于各泵輪葉片31安裝在泵輪殼30上的安裝角度(稍微尖銳)，對各渦輪葉片41進行扭曲。另外，在實施例中，泵輪入口處的泵輪葉片31的安裝角度與泵輪出口處的泵輪葉片31的安裝角度之差設定得小于渦輪入口處的渦輪葉片41的安裝角度與渦輪出口處的渦輪葉片41的安裝角度之差。而且，泵輪3 的泵輪葉片31的安裝角度的平均值(從泵輪入口到出口的平均值)設定得大于渦輪4的渦輪葉片41的安裝角度的平均值(從泵輪入口到出口的平均值)。此外，渦輪葉片的安裝角度能夠如圖2所示那樣求出。S卩，渦輪入口(流體入口)處的安裝角度(θ in)表示為θ in = ( θ inl+ θ in2)/2。其中，θ inl是渦輪葉片入口端點的切線與Y方向的垂直線所成的角度，θ in2為在描繪出了與渦輪葉片入口端點和相鄰的葉片外輪廓線相切的內切圓時，相鄰的葉片和該內切圓的切點處的切線與Y方向的垂直線所成的角。另外，渦輪出口(流體出口)的安裝角度(90Ut)表示為θ out = (θ outl+ θ out2)/2。其中，θ outl是渦輪葉片出口端點處的切線與Y方向的垂直線所成的角度，θ out2是在描繪出了與渦輪葉片出口端點和相鄰的葉片外輪廓線相切的內切圓時， 相鄰的葉片和所述內切圓的切點處的切線與Y方向的垂直線所成的角。并且，渦輪出口處的渦輪葉片的安裝角度小于渦輪入口處的渦輪葉片的安裝角度的意思是指，θ out的絕對值小于θ in的絕對值。而且，在實施例中，為了使從渦輪4的流體出口流出的工作油易于到達導輪6的導輪葉片61，作為渦輪4的流體出口的渦輪出口處的各渦輪葉片41的安裝角度設定得小于作為渦輪4的流體入口的渦輪入口處的各渦輪葉片41的安裝角度。并且，泵輪3和渦輪4的直徑比以往的液力變矩器稍小，并且構成比以往的液力變矩器扁平的循環圓，由此，實施例的液力變矩器1整體上小型化，并且具有足夠的安裝阻尼單元7的空間。但是，若這樣減小渦輪出口處的各渦輪葉片41的安裝角度，并且使泵輪3及渦輪4扁平化、減小直徑，則使得在渦輪出口附近在相互相鄰的渦輪葉片41之間劃出的渦輪流路的截面積變小，不僅導致扭矩容量降低，而且可能根據情況的不同而在渦輪出口附近產生液流剝離的現象。因此，如圖3所示，構成實施例的液力變矩器1的渦輪4，在渦輪出口(流體出口) 處與渦輪葉片41的渦輪殼40側的外輪廓線41co和渦輪芯42側的內輪廓線41ci (內輪廓線41ci的內周端)內切的內切圓ICo的半徑ro，大于在渦輪入口(流體入口)處與外輪廓線41co和內輪廓線41ci (內輪廓線41ci的外周端)內切的內切圓ICi的半徑ri，并且，在渦輪出口側，渦輪葉片41的外輪廓線41co與泵輪葉片31的泵輪殼30側的外輪廓線31co 相比，在泵輪3及渦輪4的旋轉軸線AC的延伸方向上更凸出。即，實施例的液力變矩器1 具有泵輪3和渦輪4不對稱的非對稱結構，通過泵輪3、渦輪4及導輪6形成不對稱的循環圓(環狀流路)。另外，如圖3所示，在某個泵輪葉片31的出口外周端31ο和某個渦輪葉片41的入口外周端41i相向時，將通過出口外周端310和入口外周端41i之間的中點(中央)與旋轉軸線AC且垂直于該旋轉軸線AC的直線，規定為“裝置中心線CC”。若這樣規定裝置中心線CC，則渦輪葉片41的外輪廓線41co為，在出口外周端31ο和入口外周端41i相向的狀態下，將渦輪葉片41投影到包括裝置中心線CC和旋轉軸線AC的平面上時的渦輪葉片41的投影像上的渦輪殼40側的外緣。另外，渦輪葉片的內輪廓線41ci為，將渦輪葉片41投影到包括裝置中心線CC和旋轉軸線AC的平面上時的渦輪葉片41的投影像上的渦輪芯42側的內緣。而且，泵輪葉片31的外輪廓線31co為，在將泵輪葉片31投影到包括裝置中心線CC和旋轉軸線AC的平面上時的泵輪葉片31的投影像上的泵輪殼30側的外緣。在實施例中，如圖3所示，通過使從裝置中心線CC到與之相對應的渦輪葉片41 上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點(最遠部)41x的長度dt，大于從裝置中心線CC到與之相對應的泵輪葉片31上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點(最遠部)31x的長度dp，來在渦輪出口側使渦輪葉片41的外輪廓線41co與泵輪葉片31的泵輪殼30側的外輪廓線31co相比，在旋轉軸線AC的延伸方向上更凸出。另外，若將包括出口外周端31ο與入口外周端41i間的中點并且垂直于旋轉軸線AC的平面規定為裝置中心面 PC,則從裝置中心面PC到各渦輪葉片41的最遠點41x的距離(=dt)大于從裝置中心面 PC到各泵輪葉片31的最遠點31x的距離(=dp)，從裝置中心面PC到渦輪殼40的內表面的最深部的距離(=dt)大于從裝置中心面PC到泵輪殼30的內表面的最深部的距離(= dp)。即，實施例的液力變矩器1所包括的渦輪4，與大致和泵輪3對稱的渦輪(參照圖3中的雙點劃線)相比，從渦輪入口與渦輪出口之間的中央部附近到渦輪出口，在旋轉軸線AC 的延伸方向且向外方擴大(延伸)，由此，液力變矩器1具有關于裝置中心線CC(裝置中心面PC)不對稱的循環圓。而且，在此，為了一邊考慮上述渦輪流路中的流體的液流方向一邊使循環圓(渦輪4)更適當地扁平化，以如下的泵輪流路的截面積為基準，對在良好地確保扭矩容量的前提下允許的渦輪流路的截面積的變動范圍進行了分析，其中，泵輪流路為，因泵輪葉片31 的安裝角和扭轉程度，伴隨著循環圓扁平化產生的從泵輪入口到泵輪出口的流路容積變化比渦輪流路小的泵輪流路。并且，根據分析結果，就實施例的液力變矩器1的渦輪4而言， 以與在泵輪3的泵輪殼30、相互相鄰的泵輪葉片31及泵輪芯32之間劃出的泵輪流路的中心線垂直的該泵輪流路的截面積的、最大值與最小值的平均值為基準面積Sref時，與在渦輪殼40、相互相鄰的渦輪葉片41及渦輪芯42之間劃出的渦輪流路的中心線垂直的該渦輪流路的截面積M滿足ISt-Sref I/Sref ^ 0. 1的條件。說明對渦輪流路的截面積的變動范圍的分析，首先，將固定在泵輪殼30及泵輪芯 32上的一個泵輪葉片31的內周緣(泵輪葉片31和泵輪芯32的邊界)在三維空間內J等分而得到的J+1個點設為Ppi (j)(其中，“J”為2以上的整數，“ j”是滿足1彡j彡J+1的條件的整數)，并且，將該一個泵輪葉片31的外周緣(泵輪殼30和泵輪葉片31的邊界)在三維空間內J等分而得到的J+1個點設為Ppo (j)，由將連接j = 1 J+1的點Ppi (j)和點Ppo(j)的線段的中點構成的三維曲線規定為泵輪葉片中心線。并且，將泵輪葉片31的泵輪葉片中心線K等分而得到的K+1個點設為Ppc (k)(其中，“K”為2以上的整數，“k”為滿足1彡k彡K+1的條件的整數)，并且，將由連接相互相鄰的泵輪葉片31各自的k = 1 K+1的點Ppc (k)而成的線段的中點構成的三維曲線規定為，在泵輪3的泵輪殼30、相互相鄰的泵輪葉片31及泵輪芯32之間劃出的泵輪流路的中心線即泵輪流路中心線Lpfc (參照圖4)。此外，泵輪流路中心線Lpfc只要準確地表示泵輪流路的中心即泵輪流路中的工作油液流的中心即可，可以通過與上述的順序(稍微)不同的順序來確定。另外，從圖5可知，將既是在泵輪入口附近垂直于泵輪流路中心線Lpfc并且與相互相鄰的泵輪葉片31雙方都相交的面，又是最靠近渦輪4 一側的面(在圖5的例子中，為在泵輪流路的泵輪入口附近，垂直于泵輪流路中心線Lpfc，并且包括相互相鄰的泵輪葉片31 中的一個的側緣且與另一個完全相交的面)，規定為泵輪流路的泵輪入口處的截面CSpi。
8而且，將既是在泵輪出口附近垂直于泵輪流路中心線Lpfc并且與相互相鄰的泵輪葉片31 雙方都相交的面，又是最靠近渦輪4 一側的面(例如，為在泵輪流路的泵輪出口附近，垂直于泵輪流路中心線Lpfc，并且包含相互相鄰的泵輪葉片31中的一個的側緣且與另一個完全相交的面)，規定為泵輪流路的泵輪出口處的截面CSpo (參照圖4)。并且，對于具有規定參數的泵輪3，如圖6所示，對從泵輪流路的泵輪入口處的截面CSpi與泵輪流路中心線Lpfc的交點到泵輪出口處的截面CSpo與泵輪流路中心線Lpfc 的交點之間，對泵輪流路中心線Lpfc進行M等分(其中，“M”為2以上的整數，在圖6的例中，M = 8)而得到的M+1個點Pfc (m)，計算在該M+1個點Pfc (m)垂直于該泵輪流路中心線 Lpfc的泵輪流路的截面的面積，將所算出的泵輪流路的截面積中的最大值與最小值的平均值確定為基準面積Sref(其中，“m”是滿足1彡m彡M+1的條件的整數)。如圖6所示，通常，在泵輪的相互相鄰的泵輪葉片之間劃出的流路的截面積從泵輪入口到泵輪出口大致恒定，在圖6的例子中，點Pfc(I)處的截面即泵輪入口處的截面CSpi的面積最小，點Pfc (9) 處的截面即泵輪出口處的截面CSpo的面積最大。另外，將固定在渦輪殼40及渦輪芯42上的一個渦輪葉片41的內周緣(渦輪葉片 41和渦輪芯42的邊界)在三維空間內J等分而得到的J+1個點設為Pti (j)，并且將該一個渦輪葉片41的外周緣(渦輪殼40和渦輪葉片41的邊界)在三維空間內J等分而得到的J+1個點設為Pto(j)，將由連接J = 1 J+1的點Pti (j)和點Pto (j)的線段的中點構成的三維曲線規定為渦輪葉片中心線。然后，將渦輪葉片41的渦輪葉片中心線K等分而得到的K+1個點設為Ptc (k)，并且將由連接相互相鄰的渦輪葉片41各自的k = 1 K+1的點 Ptc (k)的線段的中點構成的三維曲線規定為，在渦輪4的渦輪殼40、相互相鄰的渦輪葉片 41及渦輪芯42之間劃出的渦輪流路的中心線，即渦輪流路中心線Ltfc (參照圖7)。此外， 渦輪流路中心線Ltfc只要準確地表示渦輪流路的中心即渦輪流路中的工作油的液流的中心即可，可以通過與上述的順序(稍微)不同的順序來確定。而且，根據圖5可知，將既是在渦輪入口附近垂直于渦輪流路中心線Ltfc并且與相互相鄰的渦輪葉片41的雙方完全相交的面，又是最靠近泵輪3 —側的面(在圖5的例子中，為在渦輪流路的渦輪入口附近，垂直于渦輪流路中心線Ltfc并且包括相互相鄰的渦輪葉片41中的一個的側緣，并且與另一個完全相交的面)，規定為渦輪流路的渦輪入口處的截面CMi。另外，將既是在渦輪出口附近垂直于渦輪流路中心線Ltfc并且與相互相鄰的渦輪葉片41的雙方完全相交的面，又是最靠近泵輪3 —側的面(例如，為在渦輪流路的渦輪出口附近，垂直于渦輪流路中心線Ltfc，并且包括相互相鄰的渦輪葉片41中的一個的側緣且與另一個完全相交的面)，規定為渦輪流路的渦輪出口處的截面C^to (參照圖7)。然后，為了對在良好地確保了扭矩容量的前提下所允許的渦輪流路的截面積的變動范圍進行分析，準備能夠與上述泵輪3 —起使用并且具有不同的渦輪殼形狀(扁平度)的多個渦輪(外徑、芯尺寸、渦輪出口角度、渦輪入口角度、葉片扭轉角等通用)的模型 Ml M7，通過CFD (計算流體力學)，求出包括泵輪3和模型Ml M7中任一個渦輪的液力變矩器的容量系數C。就模型Ml M7而言，如圖8所示，在從渦輪流路的渦輪入口處的截面CSti與渦輪流路中心線Ltfc的交點到渦輪出口的截面CSto與渦輪流路中心線Ltfc的交點之間，對渦輪流路中心線Ltfc進行M等分(在圖8的例子中，M = 8)而得到的M+1個點Pfc (m)，將在該M+1個點Pfc (m)垂直于該渦輪流路中心線Ltfc的渦輪流路的截面的面積設為M (m)時，截面積M (m)相對于基準面積Sref的偏移量| St (m) -Sref | /Sref的范圍分別不同。圖8所示的模型Ml是實施例的液力變矩器1所具有的渦輪4，設計為渦輪流路的截面積滿足IM(Hi)-Sref I/Sref ( 0. 1的條件。模型M2設計為渦輪流路的截面積 St (m)滿足-0. 15 ( (St (m)-Sref)/Sref ( 0. 1的條件。模型M3設計為渦輪流路的截面積M (m)滿足-0. 05彡(St (m) -Sref) /Sref彡0. 15的條件。模型M4設計為渦輪流路的截面積M (m)滿足-0. 2彡(St (m) -Sref) /Sref彡0. 1的條件。模型M5設計為渦輪流路的截面積M (m)滿足0彡( (m) -Sref) /Sref ^ 0. 2的條件。模型M6設計為渦輪流路的截面積M (m)滿足-0. 3彡(St (m) -Sref) /Sref彡0. 05的條件。模型M7設計為渦輪流路的截面積St (m)滿足0. 05彡(St (m) -Sref) /Sref彡0. 3的條件。并且，圖8中的雙點劃線(參考例)表示針對通常的渦輪(以大致與泵輪對稱的方式構成的渦輪)求出的渦輪流路的截面積相對于針對與該渦輪對應的泵輪求出的基準面積的偏移量。此外，在圖8的各例中，點Pfc (1)處的截面為渦輪入口處的截面CMi，點Pfc (9)處的截面為渦輪出口處的截面 CSto0圖9是表示渦輪流路的截面積M (m)相對于基準面積Sref的偏移量 M(Hi)-Sref I/Sref與包括泵輪3、上述模型Ml M7中任一個渦輪的液力變矩器的容量系
數C之間的關系的說明圖。從該圖可知，在包括模型Ml M7里的模型Ml M3中的任一個渦輪、即渦輪流路的截面積^ (m)相對于基準面積Sref的偏移量在士 15%以下的范圍的渦輪的液力變矩器中，能夠使容量系數C形成為在實用上非常良好的值。另外，在包括模型 M4或模型M5的渦輪、即渦輪流路的截面積M (m)相對于基準面積Sref的偏移量在士20% 以下的范圍內的渦輪的液力變矩器中，也能夠使容量系數C形成為在實用上充分的值，但是，在包括模型M6或模型M7的渦輪、即渦輪流路的截面積相對于基準面積Sref的偏移量在士30%以下的范圍的渦輪的液力變矩器中，難以將容量系數C形成為實用上充分的值。因而，根據圖9所示的分析結果可知，若以使與在渦輪殼40、相互相鄰的渦輪葉片 41及渦輪芯42之間劃出的渦輪流路的中心線即渦輪流路中心線Ltfc垂直的該渦輪流路的截面積滿足|M(m)-Sref I/Sref ^ 0. 2的條件的方式構成渦輪4，更優選以滿足
St-Sref I /Sref ( 0. 15的條件的方式構成渦輪4，則能夠確保與循環圓的外徑對應的實用上充分的扭矩容量，并且使循環圓扁平化而使液力變矩器1小型化。另外，如實施例的液力變矩器1的渦輪4那樣，若與渦輪流路中心線Ltfc垂直的渦輪流路的截面積M(Iii)滿足 St (m) -Sref | /Sref ^0.2(更優選0. 15)的條件，則渦輪流路的截面積從渦輪入口到渦輪出口的變化幅度比較小，因而能夠抑制在從渦輪入口到渦輪出口的流路的中央部(在圖3 中用虛線包圍的區域)發生液流剝離的情況，并且能夠抑制該流路的渦輪出口側的液流剝離的情況，從而能夠降低扭矩的傳遞損失。接著，參照圖10更詳細說明實施例的液力變矩器1。如圖10所示，在將出口外周端31ο和入口外周端41i相向的一對泵輪葉片31和渦輪葉片41投影到包括裝置中心線CC 和泵輪3及渦輪4的旋轉軸線AC的平面上時，實施例的泵輪葉片31的投影像在泵輪殼30 側的外緣部包括3個曲率變化點Cpl、Cp2及Cp3，實施例的渦輪葉片41的投影像在渦輪殼 40側的外緣部包括2個曲率變化點Ctl及Ct2。因而，利用包括旋轉軸線AC的平面剖切泵輪殼30時的泵輪殼30的截面(殼內周)包括與上述曲率變化點Cpl、Cp2及Cp3相對應的 3個曲率變化點，利用包括旋轉軸線AC的平面剖切了渦輪殼40時的渦輪殼40的截面(殼內周)包括與上述曲率變化點Ctl及Ct2相對應的2個曲率變化點。并且，在實施例的液力變矩器1中，渦輪葉片41的投影像上的從入口外周端41i 到最外周側的曲率變化點Ctl為止的渦輪殼40側的外緣部即第0投影渦輪外緣部EtO的曲率半徑rtO，與泵輪葉片31的投影像上的從出口外周端31ο到最外周側的曲率變化點Cpl 為止的泵輪殼30側的外緣部即第O投影泵輪外緣部EpO的曲率半徑rpO，形成為相同的值， 兩者的曲率中心OtO、OpO也一致。因而，從利用包括旋轉軸線AC的平面剖切了渦輪殼40 時的渦輪殼40的截面的從與上述入口外周端41i對應的點到與上述曲率變化點Ctl相對應的點為止的殼內周的曲率半徑，和從利用包括旋轉軸線AC的平面剖切了泵輪殼30時的泵輪殼30的截面的從與上述出口外周端31ο相對應的點到與上述曲率變化點Cpl相對應的點為止的殼內周的曲率半徑，彼此相等。即，如圖3所示，渦輪葉片41的外輪廓線41co 具有與泵輪葉片31的外輪廓線31co對稱的對稱區域和與泵輪葉片31的外輪廓線31co不對稱的非對稱區域，對稱區域包括渦輪葉片41的入口外周端41i，非對稱區域包括渦輪葉片41的出口內周端41ο。由此，使工作油順暢地從泵輪3流入渦輪4，從而能夠減少扭矩的傳遞損失。此外，本發明中的“最外周側的曲率變化點”不包括例如從使葉片和殼相互(緊密)接合的角度設定的曲率變化點。另外，渦輪葉片41的投影像上的從最外周側的曲率變化點Ctl到從外周側數第2 個曲率變化點Ct2為止的渦輪殼40側的外緣部即第1投影渦輪外緣部肚1的曲率半徑rtl， 小于泵輪葉片31的投影像上的從最外周側的曲率變化點Cpl到從外周側數第2個曲率變化點Cp2為止的泵輪殼30側的外緣部即第1投影泵輪外緣部Epl的曲率半徑rpl，第1投影渦輪外緣部的曲率中心Otl比第1投影泵輪外緣部Epl的曲率中心Opl更靠旋轉軸線AC —側。由此，從裝置中心線CC到渦輪葉片41上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點41x的長度dt，大于從裝置中心線CC到泵輪葉片31上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點31x的長度dp，從而能夠在渦輪入口與渦輪出口之間的中央部充分地確保渦輪4的在相互相鄰的渦輪葉片41之間劃出的流路的截面積，因而，能夠抑制在該流路的中央部產生液流剝離的情況，能夠減小扭矩的傳遞損失。此外，第1投影泵輪外緣部Epl 的曲率半徑rpl與第1投影渦輪外緣部肚1的曲率半徑rtl之差(rpl-rtl)例如優選設定為 30 40mm。而且，渦輪葉片41的投影像上的從外周側數第2個曲率變化點Ct2到該投影像上的出口內周端41ο為止的殼側的外緣部即第2投影渦輪外緣部Et2的曲率半徑rt2，小于泵輪葉片31的投影像上的從外周側數第2個曲率變化點Cp2到第3個曲率變化點Cp3為止的殼側的外緣部即第2投影泵輪外緣部Ep2的曲率半徑rp2，第2投影渦輪外緣部Et2的曲率中心0t2比第2投影泵輪外緣部Ep2的曲率中心0p2更靠旋轉軸線AC—側。由此，能夠抑制渦輪4的在相互相鄰的渦輪葉片41之間劃出的流路的截面積越向渦輪出口越小的情況(使減小幅度變小)，因而能夠抑制在該流路的渦輪出口側產生液流剝離的情況，減小扭矩的傳遞損失。另外，在實施例的液力變矩器1中，渦輪葉片41的投影像上的從外周側數第2個 (最內周側)曲率變化點Ct2到該投影像上的出口內周端41ο為止的殼側的外緣部即第2投影渦輪外緣部肚2的曲率半徑rt2，小于泵輪葉片31的投影像上的從外周側數第3個(最內周側)曲率變化點Cp3到該投影像上的入口內周端31i為止的殼側的外緣部即第3投影泵輪外緣部Ep3的曲率半徑rp3，第2投影渦輪外緣部Et2的曲率中心0t2比第3投影泵輪外緣部Ep3的曲率中心0p3更靠旋轉軸線AC—側。由此，能夠進一步增大在渦輪4的相互相鄰的渦輪葉片41之間劃出的流路的渦輪出口側的截面積。而且，在實施例的液力變矩器1中，以使泵輪葉片31及渦輪葉片41的旋轉半徑 Rtp與導輪葉片61的外周端的旋轉半徑Rso之差(Rtp-Rso)，小于泵輪葉片31及渦輪葉片 41的旋轉半徑Rtp與導輪葉片61的內周端的旋轉半徑Rsi之差(Rtp-Rsi)的二分之一的方式，設定泵輪3、渦輪4及導輪6的尺寸等(參照圖3)。由此，能夠進一步增大渦輪4的在相互相鄰的渦輪葉片41之間劃定的流路的渦輪出口側的截面積，抑制在該流路的渦輪出口側發生液流剝離的情況，從而能夠減小扭矩的傳遞損失。如以上所說明那樣，在實施例的液力變矩器1中，渦輪4的流體出口即渦輪出口處的渦輪葉片41的安裝角度小于該渦輪4的流體入口即渦輪入口處的渦輪葉片41的安裝角度。并且，就渦輪4而言，將與在泵輪3的泵輪殼30、相互相鄰的泵輪葉片31及泵輪芯32 之間劃定的泵輪流路的中心線即泵輪流路中心線LPFc垂直的該泵輪流路的截面積中的最大值與最小值的平均值設為基準面積Sref時，與在渦輪殼40、相互相鄰的渦輪葉片41及渦輪芯42之間劃定的渦輪流路的中心線即渦輪流路中心線Ltfc垂直的該渦輪流路的截面積 St滿足I St-Sref I /Sref ^ 0. 2的條件，更優選滿足| St-Sref | /Sref ( 0. 15的條件。由此，能夠確保與循環圓的外徑相對應的實用上充分的扭矩容量，并且提高扭矩放大性能，而且通過使循環圓扁平化而使液力變矩器1小型化。并且，上述實施例的液力變矩器1非常適用于在例如車速低到大約10km/h的速度下通過鎖止離合器機構8進行鎖止的車輛。即，若在這樣的車輛中安裝有能夠抑制扭矩容量降低并且提高扭矩放大性能的液力變矩器1，則所要求的扭矩容量變小，從而在能夠確保扭矩放大性能的范圍內，使泵輪葉片31及渦輪葉片41的旋轉半徑Rtp相對于阻尼單元7 的旋轉半徑Rdp大幅變小(參照圖1)，由此能夠使液力變矩器1整體進而使傳動裝置整體更小型化。另外，在上述實施例的液力變矩器1中，在渦輪出口與渦輪葉片41的渦輪殼40側的外輪廓線41co和渦輪芯42側的內輪廓線41ci內切的內切圓ICo的半徑ro，大于在渦輪入口處與外輪廓線41co和內輪廓線41ci內切的內切圓ICi的半徑ri，在渦輪出口側，渦輪葉片41的外輪廓線41co與泵輪葉片31的泵輪殼30側的外輪廓線31co相比，在旋轉軸線AC的延伸方向更凸出。由此，即使減小渦輪出口處的渦輪葉片41的安裝角度并使循環圓扁平化，也能夠充分確保在渦輪出口側的區域在相互相鄰的渦輪葉片41之間劃出的渦輪流路的截面積，能夠減小渦輪入口到渦輪出口的流路截面積的變化幅度。結果，在液力變矩器1中，能夠抑制扭矩容量降低，并且能夠抑制在渦輪出口附近發生液流剝離的情況，還能夠提高扭矩放大性能，使裝置整體小型化。而且，因為泵輪3汲取來自渦輪4的工作油并將其再次供給至渦輪4，所以不需要如渦輪葉片41的安裝角度那樣減小泵輪葉片31的安裝角度。因而，如果使泵輪入口處的泵輪葉片31的安裝角度與泵輪出口處的泵輪葉片31的安裝角度之差小于渦輪入口處的渦輪葉片41的安裝角度與渦輪出口處的渦輪葉片41的安裝角度之差，就能夠進一步減小在相互相鄰的泵輪葉片31之間劃出的流路的截面積的變化幅度，因而不需要如渦輪4那樣使泵輪3凸出，由此能夠使液力變矩器1更加小型化。另外，實施例的液力變矩器1，在將通過彼此相向的泵輪葉片31的出口外周端31ο 和渦輪葉片41的入口外周端41i之間的中點(中央)與泵輪3及渦輪4的旋轉軸線AC且垂直于該旋轉軸線AC的直線，規定為裝置中心線CC時，從裝置中心線CC到該渦輪葉片41 上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點41x的長度dt大于從裝置中心線CC到該泵輪葉片31上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點31x的長度dp，液力變矩器1 具有關于裝置中心線CC非對稱的循環圓(環狀流路)。這樣，關于一對泵輪葉片31和渦輪葉片41，只要使從裝置中心線CC到渦輪葉片41上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點41x的長度dt大于從裝置中心線CC到泵輪葉片31上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點31x的長度dp，就能夠在渦輪出口側的區域使渦輪葉片41的外輪廓線 41co與泵輪葉片31的外輪廓線31co相比，在旋轉軸線AC的延伸方向更適當地凸出，盡可能地減小從渦輪入口到渦輪出口的流路截面積的變化幅度。結果，在使渦輪流路的截面積 St (m)的變動范圍在上述范圍內時，確保與循環圓的外徑相對應的扭矩容量，并且通過使循環圓扁平化而能夠使液力變矩器1小型化。而且，在實施例的液力變矩器1中，渦輪葉片41的投影像上的從外周側數第η個 (其中，“η”為1以上的任意整數)的曲率變化點Ctn到第η+1個曲率變化點Ctn+Ι或渦輪葉片41的投影像上的出口內周端41ο為止的殼側的外緣部即第η投影渦輪外緣部Κη，與泵輪葉片31的投影像上的從外周側數第η個曲率變化點Cpn到第η+1個曲率變化點Cpn+1 或泵輪葉片31的投影像上的入口內周端31i為止的殼側的外緣部即第η投影泵輪外緣部 Epn相比，曲率半徑小，第η投影渦輪外緣部Etn的曲率中心Otn比第η投影泵輪外緣部Epn 的曲率中心Opn更靠旋轉軸線AC —側。而且，利用包括旋轉軸線AC的平面剖切了渦輪殼 40時的渦輪殼40的截面的從與上述第η個曲率變化點Ctn相對應的點到與第η+1個曲率變化點Ctn+Ι或渦輪葉片41的投影像上的出口內周端41ο相對應的點為止的殼內周的曲率半徑，小于利用包括旋轉軸線AC的平面剖切了泵輪殼30時的泵輪殼30的截面的從與上述第η個曲率變化點Cpn相對應的點到與第η+1個曲率變化點Cpn+Ι或泵輪葉片31的投影像上的入口內周端31i相對應的點為止的殼內周的曲率半徑。另外，利用包括旋轉軸線 AC的平面剖切了渦輪殼40時的渦輪殼40的截面的從與曲率變化點Ctn相對應的點到與第 η+1個曲率變化點Ctn+Ι或出口內周端41ο相對應的點為止的殼內周的曲率中心，比通過包括旋轉軸線AC的平面剖切了泵輪殼30時的泵輪殼30的截面的與曲率變化點Cpn相對應的點到與第η+1個曲率變化點Cpn+Ι或出口內周端41ο相對應的點為止的殼內周的曲率中心，更靠旋轉軸線AC —側。由此，能夠使從裝置中心線CC到與之相對應的渦輪葉片41上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點41χ的長度dt，大于從裝置中心線CC到與之相對應的泵輪葉片31上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點31x的長度dp。此外，在實施例的液力變矩器1中，為了提高扭矩容量和使裝置小型化，將從裝置中心線CC到渦輪葉片41上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點41x的長度dt與從裝置中心線CC到泵輪葉片31上的在旋轉軸線AC的延伸方向上最遠的最遠點31x的長度dp之比dt/dp，設定在例如1. 05 ( dt/dp ( 1. 20的范圍內即可。另外，在將液力變矩器1的扁平率Λ表示為Λ = (dt+dp)/(Rtp-Rsi)的情況下，優選液力變矩器1滿足例如0. 5 ^ A ^ 0. 7的條件。而且，上述實施例的泵輪葉片31的投影像在泵輪殼30側的外緣部包括3個曲率變化點Cpl、Cp2及Cp3，上述實施例的渦輪葉片41的投影像在渦輪殼40側的外緣部包括2個曲率變化點Ctl及Ct2，但泵輪葉片31及渦輪葉片41的投影像上的曲率變化點的數量不限于此，可以任意設定。以上，使用實施例說明了本發明的實施方式，本發明不受上述實施例限定，能夠在不脫離本發明的宗旨的范圍內進行各種變更。產業上的可利用性本發明能夠在如液力變矩器那樣的流體式扭矩傳遞裝置的制造領域中應用。
權利要求
1.一種流體式扭矩傳遞裝置，具有泵輪、渦輪和導輪，所述泵輪具有泵輪殼、安裝在該泵輪殼上的泵輪葉片、安裝在該泵輪葉片上的泵輪芯，所述渦輪具有渦輪殼、安裝在該渦輪殼上的渦輪葉片、安裝在該渦輪葉片上的渦輪芯，所述導輪具有導輪葉片，用于對從所述渦輪向所述泵輪流動的工作流體的液流進行整流，其特征在于，所述渦輪的流體出口處的所述渦輪葉片的安裝角度小于該渦輪的流體入口處的該渦輪葉片的安裝角度，在將與泵輪流路的中心線垂直的該泵輪流路的截面積中的最大值與最小值的平均值設為基準面積Sref時，所述渦輪的與渦輪流路的中心線垂直的該渦輪流路的截面積^滿足ISt-Sref I/Sref ^ 0. 2，其中，所述泵輪流路是在所述泵輪的所述泵輪殼、相互相鄰的所述泵輪葉片及所述泵輪芯之間劃出的流路，所述渦輪流路是在所述渦輪殼、相互相鄰的所述渦輪葉片及所述渦輪芯之間劃出的流路。
2.如權利要求1所述的流體式扭矩傳遞裝置，其特征在于，所述渦輪的所述渦輪流路的截面積 St 滿足 St-Sref I/Sref < 0. 15。
3.如權利要求1或2所述的流體式扭矩傳遞裝置，其特征在于，在所述渦輪的所述流體出口處與所述渦輪葉片的所述渦輪殼側的外輪廓線和該渦輪葉片的所述渦輪芯側的內輪廓線內切的內切圓的半徑，大于在該渦輪的流體入口處與所述外輪廓線和所述內輪廓線內切的內切圓的半徑，在所述渦輪的所述流體出口側，所述渦輪葉片的所述外輪廓線與所述泵輪葉片的所述泵輪殼側的外輪廓線相比，在所述泵輪及所述渦輪的旋轉軸線的延伸方向上更凸出。
4.如權利要求3所述的流體式扭矩傳遞裝置，其特征在于，從裝置中心線到該渦輪葉片上的在所述旋轉軸線的延伸方向上最遠的最遠部的長度， 大于從所述裝置中心線到該泵輪葉片上的在所述旋轉軸線的延伸方向上最遠的最遠部的長度，其中，所述裝置中心線是指，通過彼此相向的所述泵輪葉片的流體出口外周端和所述渦輪葉片的流體入口外周端之間的中央與所述泵輪及所述渦輪的旋轉軸線，且垂直于該旋轉軸線的線。
5.如權利要求3或4所述的流體式扭矩傳遞裝置，其特征在于，所述渦輪葉片的所述外輪廓線包括與所述泵輪葉片的所述外輪廓線對稱的對稱區域和與該泵輪葉片的該外輪廓線不對稱的非對稱區域，所述對稱區域包括所述渦輪葉片的流體入口外周端，所述非對稱區域包括所述渦輪葉片的流體出口內周端。
全文摘要
在液力變矩器1中，作為渦輪4的流體出口的渦輪出口處的渦輪葉片41的安裝角度小于作為該渦輪4的流體入口的渦輪入口處的渦輪葉片41的安裝角度，在將與泵輪流路的中心線垂直的該泵輪流路的截面積中的最大值與最小值的平均值設為基準面積Sref時，渦輪4的與渦輪流路的中心線垂直的該渦輪流路的截面積St滿足|St-Sref|/Sref≤0.1，其中，所述泵輪流路是在泵輪3的泵輪殼30、相互相鄰的泵輪葉片31及泵輪芯32間劃出的流路，所述渦輪流路是在渦輪殼40、相互相鄰的渦輪葉片41及渦輪芯42之間劃定的流路。
文檔編號F16H41/26GK102510959SQ20108004155
公開日2012年6月20日 申請日期2010年11月19日 優先權日2009年11月19日
發明者伊藤一能, 前田浩司, 森義英, 橿村純也, 長江章裕 申請人:愛信艾達株式會社