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TECHNISCHES GEBIET
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Die
vorliegende Erfindung betrifft eine Fluidkupplung zum Übertragen
eines Moments von einer stromaufwärtigen Seite zu einer
stromabwärtigen Seite eines Momentübertragungsweges
und eine Startvorrichtung, die mit der Fluidkupplung versehen ist.
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STAND DER TECHNIK
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Im
Allgemeinen hat eine Fluidkupplung ein Pumpenlaufrad, auf das von
einer Antriebsquelle ein Moment übertragen wird, und ein
Turbinenlaufrad, das dem Pumpenlaufrad zugewandt angeordnet ist. Ein
Fluid befindet sich zwischen dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad.
Wenn sich das Pumpenlaufrad aufgrund der Übertragung eines
Moments von der Antriebsquelle dreht, zirkuliert das Fluid zwischen
dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad so, dass sich das Turbinenlaufrad
dreht. Fluidkupplungen dieser Art, die ein Moment von einer stromaufwärtigen
Seite zu einer stromabwärtigen Seite eines Drehmomentübertragungswegs übertragen, wurden
in Schiffen und Fahrzeugen verwendet.
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Beispielsweise
offenbart Patentdokument 1 eine Startvorrichtung für ein
Fahrzeug, die eine Fluidkupplung aufweist. Diese Startvorrichtung
hat ein Gehäuse, das durch eine vordere Abdeckung und eine
Pumpenabdeckung gebildet ist. Die vordere Abdeckung ist mit einer
Ausgangswelle einer Maschine verbunden, die als eine Antriebsquelle
dient, und hat eine im Allgemeinen zylindrische Form mit einem Boden,
wobei die Pumpenabdeckung mit der vorderen Abdeckung verbunden ist.
Die Fluidkupplung ist in dem Gehäuse vorgesehen.
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Das
heißt, das Pumpenlaufrad der Fluidkupplung ist durch die
Pumpenabdeckung gestützt, während ein Turbinenlaufrad über
ein Verbindungsbauteil mit einem Abschnitt einer Eingangswelle eines
Drehzahländerungsmechanismus verbunden ist, der sich in
dem Gehäuse befindet. Bei solch einer Fluidkupplung hat
das Pumpenlaufrad eine Vielzahl von Pumpenschaufeln, die sich von
der Eingangswelle radial erstrecken, und sind die Pumpenschaufeln
mit gleichmäßigen Abständen entlang einer
Umfangsrichtung um die Eingangswelle herum angeordnet. Das Turbinenlaufrad
hat ein ringförmiges Turbinengehäuse, das mit
dem Verbindungsbauteil verbunden ist, und eine Vielzahl von Turbinenschaufeln, die
an dem Turbinengehäuse befestigt sind und sich von der
Eingangswelle radial erstrecken. Die Turbinenschaufeln sind mit
gleichmäßigen Abständen entlang der Umfangsrichtung
angeordnet.
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Wenn
sich das Gehäuse aufgrund der Übertragung eines
Moments von der Maschine dreht, dreht sich das Pumpenlaufrad in
einer vorbestimmten Drehrichtung um die Eingangswelle des Drehzahländerungsmechanismus
herum. Folglich zirkuliert ein Hydrauliköl zwischen dem
Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad. Im Speziellen strömt
das Hydrauliköl von Pumpenlaufradauslässen, die
an der in der radialen Richtung äußeren Seite
der Pumpenschaufeln positioniert sind, in Richtung von Turbinelaufradeinlässen,
die an der in der radialen Richtung äußeren Seite
der Turbinenschaufeln positioniert sind. Das Hydrauliköl
strömt innerhalb jeweiliger Räume zwischen zwei
Turbinenschaufeln, die zueinander in der Umfangsrichtung benachbart
sind, von der Außenseite zu der Innenseite in der radialen Richtung.
Zu dieser Zeit wird eine Drückkraft in der Drehrichtung,
die durch das Hydrauliköl erzeugt wird, das von der Pumpenlaufradseite
zirkuliert, auf jeweilige Seitenflächen auf der stromaufwärtigen
Seite in der Drehrichtung der Turbinenschaufeln aufgebracht. Das
Hydrauliköl, das eine Drückkraft an die Turbinenschaufeln
anlegt, strömt von Turbinenlaufradauslässen, die
an der in der radialen Richtung inneren Seite der Turbinenschaufeln
positioniert sind, in Richtung der Pumpenlaufradeinlässe,
die auf der in der radialen Richtung inneren Seite der Pumpenschaufeln
positioniert sind. Dann strömt das Hydrauliköl
innerhalb der Räume zwischen zwei Pumpenschaufeln, die einander
in der Umfangsrichtung benachbart sind, und zwar in der radialen
Richtung von der Innenseite zu der Außenseite. Dadurch
dreht sich das Turbinenlaufrad in der gleichen Drehrichtung wie
das Pumpenlaufrad, und zwar aufgrund der Übertragung eines
Moments von dem Pumpenlaufrad über das zirkulierende Hydrauliköl.
Anders gesagt wird die Eingangswelle des Drehzahländerungsmechanismus durch
ein Übertragen der Drehung des Pumpenlaufrads zu dem Turbinenlaufrad über
das Hydrauliköl gedreht.
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Es
ist wünschenswert, dass ein Leistungskoeffizient der Fluidkupplung
(ein Koeffizient, der erhalten wird, indem das zu den Pumpenlaufrad übertragene
Moment durch das Quadrat der Drehzahl der Eingangswelle geteilt
wird) sich in Übereinstimmung mit einem Drehzahlverhältnis
zwischen dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad nicht signifikant verändert,
und zwar für die Reduzierung eines Schaltstoßes
während eines Gleitschaltens und zum Bewegen während
eines Defekts, wenn die Kupplungen ausgerückt sind. Beispielsweise
ist in einem Drehmomentwandler, der typischerweise in Automatikgetrieben
vorgesehen ist, ein Stator zwischen dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad
vorgesehen. Deshalb ist in einem Bereich mit niedrigem Drehzahlverhältnis,
in dem das Drehzahlverhältnis zwischen dem Pumpenlaufrad
und dem Turbinenlaufrad gering ist, der Leistungskoeffizient des
Drehmomentwandlers kleiner als derjenige der Fluidkupplung, die
in Patentdokument 1 beschrieben ist.
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Jedoch
nimmt bei der in Patentdokument 1 beschriebenen Fluidkupplung ein
Leistungskoeffizient C zu, wenn ein Drehzahlverhältnis
Sr, welches ein Verhältnis der Drehzahl des Turbinenlaufrads
in Bezug zu der Drehzahl des Pumpenlaufrads ist, abnimmt, wie es
in 10 gezeigt ist. Das heißt, der Leistungskoeffizient
C ist während eines Leerlaufs des Fahrzeugs am größten
(d. h., wenn sich das Pumpenlaufrad dreht, während das
Turbinenlaufrad stationär ist).
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Die
nachfolgenden beiden Lösungen sind denkbare Techniken zum
Lösen eines derartigen Problems. Die erste Lösung
besteht darin, zwischen dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad
eine ringförmige Zwischenplatte vorzusehen, deren axiale Mitte
mit der Eingangswelle zusammenfällt. Mit diesem Aufbau
erzeugt dann, wenn die Strömungsrate des Hydrauliköls,
das zwischen dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad zirkuliert,
zunimmt, während das Fahrzeug gestoppt ist (auch bezeichnet
als „wenn das Fahrzeug zum Stillstand gebracht ist”),
die Zwischenplatte einen großen Widerstand gegen die Strömung
des Hydrauliköls. Dies unterdrückt eine Zunahme
des Leistungskoeffizienten C, wenn das Fahrzeug zum Stillstand gebracht
ist.
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Die
zweite Lösung besteht darin, in dem Turbinenlaufrad eine
Reservoirkammer vorzusehen, die das Hydrauliköl vorläufig
an einer zu dem Pumpenlaufrad entgegengesetzten Position halten
kann. Mit diesem Aufbau wird die Menge an Hydrauliköl,
die sich zwischen dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad in dem
Gehäuse befindet, in Übereinstimmung mit einer
Zunahme/Abnahme bei dem Moment von der Maschine eingestellt. Infolgedessen
wird die Zunahme des Leistungskoeffizienten C unterdrückt, wenn
das Fahrzeug zum Stillstand gebracht wird.
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Jedoch
ist es bei den vorstehenden zwei Lösungen notwendig, die
Zwischenplatte oder die Reservoirkammer zusätzlich zu dem
Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad vorzusehen, was zu einer Zunahme
der Größe der Fluidkupplung führt. Dies führt
zu einer Zunahme der Größe der Startvorrichtung,
die mit der Fluidkupplung versehen ist.
- [Patent Dokument
1] Japanische Patentanmeldungsoffenlegungsschrift Nr. JP-A-2000-283188
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OFFENBARUNG DER ERFINDUNG
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Es
ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Fluidkupplung
und eine Startvorrichtung vorzusehen, die eine Veränderung
eines Leistungskoeffizienten in Übereinstimmung mit einem
Drehzahlverhältnis zwischen einem Pumpenlaufrad und einem
Turbinenlaufrad reduzieren kann, während eine Zunahme der
Abmessungen von diesen unterdrückt wird.
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Um
die vorstehende Aufgabe zu lösen hat eine Fluidkupplung
gemäß der vorliegenden Erfindung: ein Pumpenlaufrad,
das auf einem Drehmomentübertragungsweg angeordnet ist,
um eine vorbestimmte Drehachse drehbar ist und eine Vielzahl von
Pumpenschaufeln aufweist, die entlang einer Umfangsrichtung um die
Drehachse herum angeordnet sind; und ein Turbinenlaufrad, das auf
einer stromabwärtigen Seite des Pumpenlaufrads in dem Drehmomentübertragungsweg
angeordnet ist und eine Vielzahl von Turbinenschaufeln aufweist,
die entlang der Umfangsrichtung um die Drehachse herum angeordnet
sind. Wenn sich das Pumpenlaufrad in einer vorbestimmten Drehrichtung
aufgrund eines übertragenen Moments dreht, zirkuliert ein
Fluid zwischen dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad derart,
dass sich das Turbinenlaufrad in der Drehrichtung um die Drehachse
dreht. Die Turbinenschaufeln haben jeweils in Bezug auf eine radiale
Richtung um die Drehachse einen mittleren Teil, einen äußeren Teil,
der weiter außerhalb als der mittlere Teil positioniert
ist, und einen inneren Teil, der weiter innen als der mittlere Teil
positioniert ist. Bei zumindest einem von der Vielzahl von Turbinenschaufeln
ist der äußere Teil so ausgeformt, dass er in
der Drehrichtung auf der stromabwärtigen Seite des mittleren
Teils positioniert ist.
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Mit
dem vorstehenden Aufbau strömt das Fluid, das basierend
auf der Drehung des Pumpenlaufrads von der Seite des Pumpenlaufrads
zu der Seite des Turbinenlaufrads strömt, in jeweilige
Räume zwischen zwei radial äußeren Teilen
der Turbinenschaufeln, die in der Umfangsrichtung benachbart zueinander
sind. Zu dieser Zeit bringt das Fluid eine Drückkraft in
der Drehrichtung auf die Turbinenschaufeln auf, die auf der stromabwärtigen
Seite in der Drehrichtung der Pumpenschaufeln positioniert sind,
die das Fluid zu der Seite des Turbinenlaufrads herausgedrückt
haben. Infolgedessen dreht sich das Turbinenlaufrad um die Drehachse.
Hier ist zumindest bei einer von den Turbinenschaufeln der äußere Teil
ausgeformt, um auf der stromabwärtigen Seite des mittleren
Teils positioniert zu sein. Turbinenlaufradeinlässe, die
an Positionen vorgesehen sind, die zu den äußeren
Teilen korrespondieren, die derartige Formen aufweisen, hindern
das Fluid daran, gleichmäßig in die jeweiligen
Räume zwischen zwei Turbinenlaufradeinlässen zu
strömen, die in der Umfangsrichtung benachbart zueinander
sind. Das heißt, eine Turbulenz tritt bei der Zirkulation
des Fluids in den jeweiligen Räumen zwischen zwei Turbinenlaufradeinlässen
auf, die in der Umfangsrichtung benachbart zueinander sind. Eine
aufgrund einer derartigen Turbulenz erzeugte Konvektion in der Fluidzirkulation beeinflusst
eine Drehung der Turbinenschaufeln, was zu einer Reduzierung eines
Leistungskoeffizienten führt. Darüber hinaus,
wenn das Drehzahlverhältnis des Turbinenlaufrads in Bezug
auf das Pumpenlaufrad abnimmt, wird die Konvektion der Fluidzirkulation in
den jeweiligen Räumen zwischen zwei Turbinenlaufradeinlässen,
die einander in der Umfangsrichtung benachbart sind, größer
und deshalb wird die Reduzierung des Leistungskoeffizienten auffallender. Deshalb
ist es möglich, Zunahmen bei der Größenordnung
und Veränderung des Leistungskoeffizienten in Übereinstimmung
mit dem Drehzahlverhältnis zwischen dem Pumpenlaufrad und
dem Turbinelaufrad zu unterdrücken.
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Bei
der Fluidkupplung gemäß der vorliegenden Erfindung
ist bei zumindest einer von der Vielzahl von Turbinenschaufeln der
innere Teil so ausgeformt, dass er in der Drehrichtung auf einer
stromaufwärtigen Seite (stromaufwärts) des mittleren
Teils positioniert ist.
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Bei
diesem Aufbau ermöglichen es Turbinenlaufradauslässe,
die bei Positionen vorgesehen sind, die zu den inneren Teilen der
Turbinenschaufeln korrespondieren, die derartige Formen aufweisen,
dem Fluid, auf der Seite des Pumpenlaufrads gleichmäßig aus
jeweiligen Räumen zwischen zwei Turbinenlaufradauslässen,
die in der Umfangsrichtung zueinander benachbart sind, herauszuströmen.
Das heißt, die Zirkulationseffizienz des Fluids nimmt zwischen dem
Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad zu. Deshalb ist die Drückkraft,
die durch das Fluid, das basierend auf der Drehung des Pumpenlaufrads
zirkuliert, auf die in der Drehrichtung auf der stromaufwärtigen
Seite befindlichen Seitenflächen der Turbinenschaufeln
aufgebracht wird, verglichen mit einer Fluidkupplung, die herkömmliche
Turbinenschaufeln verwendet, bei denen sich deren radial innerer
Teil und radial äußerer Teil in der Drehrichtung
an der gleichen Position befinden, größer. Anders
gesagt nimmt die Momentübertragungseffizienz von dem Pumpenlaufrad
zu dem Turbinenlaufrad insgesamt zu, und zwar ohne Rücksicht
auf das Drehzahlverhältnis von Turbinenlaufrad zu Pumpenlaufrad.
Deshalb ist es möglich, den Leistungskoeffizienten insgesamt
zu erhöhen, und zwar ungeachtet des Drehzahlverhältnisses
des Turbinenlaufrads in Bezug auf das Pumpenlaufrad.
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Bei
der Fluidkupplung gemäß der vorliegenden Erfindung
hat jede der Pumpenschaufeln einen mittleren Teil und einen äußeren
Teil, der in Bezug auf die radiale Richtung um die Drehachse weiter
außen positioniert ist als der mittlere Teil und bei zumindest
einer von der Vielzahl von Pumpenschaufeln ist der äußere
Teil so ausgeformt, dass er in der Drehrichtung auf der stromabwärtigen
Seite des mittleren Teils positioniert ist.
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Bei
diesem Aufbau ermöglichen es Pumpenlaufradauslässe,
die bei Positionen vorgesehen sind, die zu den äußeren
Teilen der Pumpenschaufeln korrespondieren, die derartige Formen
aufweisen, dem Fluid, gleichmäßig aus den jeweiligen
Räumen zwischen zwei Pumpenlaufradauslässen, die
in der Umfangsrichtung benachbart zueinander sind, zu der Seite
des Turbinenlaufrads herauszuströmen. Das heißt,
die Zirkulationseffizienz des Fluids nimmt zwischen dem Pumpenlaufrad
und dem Turbinenlaufrad zu. Deshalb nimmt die Momentübertragungseffizienz von
dem Pumpenlaufrad zu dem Turbinenlaufrad insgesamt in Übereinstimmung
mit der Zunahme bei der Zirkulationseffizienz des Fluids zwischen
dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad zu. Daher ist es möglich,
den Leistungskoeffizienten insgesamt zu erhöhen, und zwar
ohne Rücksicht auf das Drehzahlverhältnis von
dem Turbinenlaufrad in Bezug auf das Pumpenlaufrad.
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Bei
der Fluidkupplung gemäß der vorliegenden Erfindung
hat jede der Pumpenschaufeln einen mittleren Teil und einen inneren
Teil, der in Bezug auf die radiale Richtung um die Drehachse weiter
einwärts positioniert ist als der mittlere Teil und ist
bei zumindest einer von der Vielzahl von Pumpenschaufeln der innere
Teil so ausgeformt, dass er in der Drehrichtung auf der stromabwärtigen
Seite des mittleren Teils positioniert ist.
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Bei
diesem Aufbau ermöglichen es Pumpenlaufradeinlässe,
die an Positionen vorgesehen sind, die zu den inneren Teilen der
Pumpenschaufeln korrespondieren, die derartige Formen aufweisen,
dem Fluid, gleichmäßig von der Turbinenlaufradseite
in jeweilige Räume zwischen zwei Pumpenlaufradeinlässen
zu strömen, die in der Umfangsrichtung benachbart zueinander
sind. Das heißt, die Zirkulationseffizienz des Fluids nimmt
zwischen dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenlaufrad zu. Deshalb nimmt
die Momentübertragungseffizienz von dem Pumpenlaufrad zu
dem Turbinenlaufrad insgesamt in Übereinstimmung mit der
Zunahme der Zirkulationseffizienz des Fluids zwischen dem Pumpenlaufrad
und dem Turbinenlaufrad zu. Dadurch ist es möglich, den
Leistungskoeffizienten insgesamt zu erhöhen, und zwar ohne
Rücksicht auf das Drehzahlverhältnis von dem Turbinenlaufrad
in Bezug auf das Pumpenlaufrad.
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Gemäß einem
Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung ist eine Startvorrichtung
zum Übertragen eines Moments von einer Antriebsquelle zu
einem Eingangsbauteil eines Drehzahländerungsmechanismus
vorgesehen. Die Startvorrichtung hat ein Gehäuse, auf das
das Moment von der Antriebsquelle übertragen wird und das
mit einem Fluid gefüllt ist, und hat auch die vorstehend
beschriebene Fluidkupplung. Die Fluidkupplung ist in dem Gehäuse
angeordnet. Das Pumpenlaufrad ist an dem Gehäuse befestigt
und das Turbinenlaufrad ist mit dem Eingangsbauteil des Drehzahländerungsmechanismus verbunden.
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Mit
diesem Aufbau wird eine Veränderung bei dem Leistungskoeffizienten
in Übereinstimmung mit Änderungen bei dem Drehzahlverhältnis
von dem Turbinenlaufrad in Bezug auf das Pumpenlaufrad unterdrückt.
Deshalb wird eine Änderung der Effizienz der Momentübertragung
von der Maschinenseite zu der Drehzahländerungsmechanismusseite
basierend auf einem Bewegungszustand des Fahrzeugs unterdrückt.
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KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
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1 ist
eine Seitenansicht im Querschnitt, die einen Teil einer Startvorrichtung
gemäß einem Ausführungsbeispiel der Erfindung
zeigt.
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2A ist
eine perspektivische Ansicht eines Pumpenlaufrads und 2B ist
eine perspektivische Ansicht einer Pumpenschaufel.
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3A ist
eine perspektivische Ansicht eines Turbinenlaufrads und 3B ist
eine perspektivische Ansicht einer Turbinenschaufel.
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4 ist
eine perspektivische Ansicht, die sowohl die Pumpenschaufel als
auch die Turbinenschaufel zeigt.
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5 ist
eine schematische Draufsicht der Schaufeln gesehen in der Richtung
eines Pfeils A in 4.
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6 ist
eine schematische Draufsicht der Schaufeln gesehen in Richtung eines
Pfeils B in 4.
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Die 7A, 7B, 7C und 7D sind
Betriebsdarstellungen, die die Strömung eines Hydrauliköls
zeigen, wenn eine Fluidkupplung betätigt wird.
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8 ist
eine graphische Darstellung, die eine Beziehung zwischen einem Drehzahlverhältnis und
einem Leistungskoeffizienten zeigt.
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9 ist
eine graphische Darstellung, die eine Beziehung zwischen dem Grad
eines dritten Biegewinkels und einer Veränderung des Leistungskoeffizienten
zeigt.
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10 ist
eine graphische Darstellung, die eine Beziehung zwischen einem Drehzahlverhältnis und
einem Leistungskoeffizienten in einer Fluidkupplung des Stands der
Technik zeigt.
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BESTE WEGE ZUM AUSFÜHREN DER
ERFINDUNG
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Ein
Ausführungsbeispiel, das die vorliegende Erfindung als
eine Startvorrichtung realisiert, die in einem Fahrzeug vorgesehen
ist, wird unter Bezugnahme auf die 1 bis 9 beschrieben.
Es ist zu beachten, dass in der nachstehenden Beschreibung eine
Vorderseite eine rechte Seite in 1 darstellt und
eine Rückseite eine linke Seite in 1 darstellt.
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Wie
es in 1 gezeigt ist, ist eine Startvorrichtung 11 gemäß dem
vorliegenden Ausführungsbeispiel eine Vorrichtung zum Übertragen
eines Moments, das durch eine Maschine 12 erzeugt wird,
die als eine Antriebsquelle dient und auf einer stromaufwärtigen
Seite eines Momentübertragungsweges positioniert ist; zu
einer Eingangswelle (einem Eingangsbauteil) 13 eines Drehzahländerungsmechanismus
(nicht gezeigt), der auf einer stromabwärtigen Seite des
Momentübertragungswegs positioniert ist. Im Speziellen
hat die Startvorrichtung 11 ein Gehäuse 16,
das durch eine vordere Abdeckung 14 und eine Pumpenabdeckung 15 gebildet
ist. Die vordere Abdeckung 14 ist mit einer Ausgangsseite
der Maschine 12 verbunden und hat eine im Allgemeinen zylindrische
Form mit einem Boden und die Pumpenabdeckung 15 ist durch
Schweißen an einem Endabschnitt auf einer Außenumfangsseite
der vorderen Abdeckung 14 befestigt. Das Gehäuse 16 ist
mit einem Zirkulationshydrauliköl gefüllt. In
dem Gehäuse 16 untergebracht sind ein Kupplungsmechanismus 17,
der Kupplungen betätigt, um das Moment von der Maschine 12 direkt
zu der Eingangswelle 13 des Drehzahländerungsmechanismus
zu übertragen, eine Dämpfungsvorrichtung 18,
die eine Vibrationskomponente absorbieren kann, die in dem Moment
enthalten ist, das über den Kupplungsmechanismus 17 übertragen
wird, und eine Fluidkupplung 19, die das Moment durch Verwenden
des Hydrauliköls in dem Gehäuse 16 überträgt.
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Die
vordere Abdeckung 14 ist einstückig aus einem
Bodenabschnitt 14a, der gesehen in Draufsicht eine Scheibenform
hat, und einem zylindrischen Abschnitt 14b ausgeformt.
Der zylindrische Abschnitt 14b ist zentriert auf einer
vorbestimmten Drehachse S (in 1 durch
eine gestrichelte Linie angezeigt), die in der Vorne-Hinten-Richtung
durch eine radiale Mitte des Bodenabschnitts 14a läuft,
ausgeformt. Eine Öffnung 14c ist bei einer radialen
Mitte des Bodenabschnitts 14a der vorderen Abdeckung 14 ausgeformt
und ist mit einem Mittelstück 20 verschlossen.
Wenn das Moment von der Maschine 12 übertragen
wird, dreht sich die vordere Abdeckung 14 in einer vorbestimmten
Drehrichtung R (siehe 2) um die Drehachse
S. Es ist zu beachten, dass die vorbestimmte Drehrichtung R eine
Richtung ist, in der sich die vordere Abdeckung 14 basierend
auf dem Moment von der Maschine 12 dreht.
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Die
Pumpenabdeckung 15 hat eine im Allgemeinen ringförmige
Form, die eine Öffnung auf der hinteren Seite des zylindrischen
Abschnitts 14b der vorderen Abdeckung 14 verschließen
kann. Eine Pumpenantriebswelle 21 zum Übertragen
einer Antriebskraft zu einer Ölpumpe eines Getriebes (nicht gezeigt)
ist an einem Mittelabschnitt der Pumpenabdeckung 15 befestigt.
Die Pumpenantriebswelle 21 hat einen Zylinderabschnitt 21a,
der sich entlang der Vorne-Hinten-Richtung erstreckt, und einen
Flanschabschnitt 21b, der an einem vorderen Ende des Zylinderabschnitts 21a vorgesehen
ist. Ein hinteres Ende des Zylinderabschnitts 21a ist mit
der Ölpumpe verbunden, während ein äußerer
Rand des Flanschabschnitts 21b an die Pumpenabdeckung 15 geklebt
ist. Ein Zwischenteil der Eingangswelle 13 des Drehzahländerungsmechanismus
ist innerhalb des Zylinderabschnitts 21a der Pumpenantriebswelle 21 positioniert.
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Eine
Buchse 22, die eine zylindrische Form besitzt und sich
in der Vorne-Hinten-Richtung erstreckt, ist zwischen einer Innenumfangsfläche
des Zylinderabschnitts 21a der Pumpenantriebswelle 21 und
einer Außenumfangsfläche der Einganswelle 13 vorgesehen.
Die Buchse 22 ist derart aufgebaut, dass in der Vorne-Hinten-Richtung
ihr vorderes Ende im Wesentlichen an der gleichen Position wie ein
vorderes Ende der Pumpenantriebswelle 21 positioniert ist
und ihr hinteres Ende innerhalb des Drehzahländerungsmechanismus
positioniert ist. Ein Teil des Hydrauliköls, das in dem
Gehäuse 16 zirkuliert, strömt aus dem
Gehäuse 16 (d. h., zu der Ölpumpenseite)
durch einen Zirkulationsströmungsweg 23, der zwischen
einer Außenumfangsfläche der Buchse 22 und
der Innenumfangsfläche des Zylinderabschnitts 21a der
Pumpenantriebswelle 21 ausgeformt ist.
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Ein
Zufuhrströmungsweg 24 ist in der Eingangswelle 13 des
Drehzahländerungsmechanismus ausgebildet und erstreckt
sich in der Vorne-Hinten-Richtung. Der Zufuhrströmungsweg 24 ist
an dem vorderen Endabschnitt der Eingangswelle 13 offen.
Das Hydrauliköl, das in dem Zufuhrströmungsweg 24 vorwärts
strömt, strömt aus einer Ausströmöffnung 24a,
die an dem vorderen Endabschnitt der Eingangswelle 13 ausgeformt
ist, in das Gehäuse 16.
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Die
Eingangswelle 13 des Drehzahländerungsmechanismus
stützt an ihrem vorderen Ende einen Kolben 26 über
ein Stützbauteil 25 und der Kolben ist in der
Vorne-Hinten-Richtung frei beweglich. Der Kolben 26 hat
in Draufsicht gesehen eine Ringform und ist dem Bodenabschnitt 14a der
vorderen Abdeckung 14 zugewandt angeordnet. Der Kolben 26 bewegt
sich in der Vorne-Hinten-Richtung in Übereinstimmung mit
einem Druckunterschied zwischen dem Hydrauliköl in einem
ersten Raum 27, der zwischen dem Kolben 26 und
dem Bodenabschnitt 14a der vorderen Abdeckung 14 ausgeformt
ist, und dem Hydrauliköl in einem zweiten Raum 28,
der auf der hinteren Seite des Kolbens 26 ausgebildet ist.
Es ist zu beachten, dass das Hydrauliköl, das aus dem Zufuhrströmungsweg 24 dem
Gehäuse 16 zugeführt wird, in den ersten
Raum 27 strömt.
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Als
nächstes wird der Kupplungsmechanismus 17 beschrieben.
Der Kupplungsmechanismus 17 hat eine Kupplungstrommel 30,
die mit dem Bodenabschnitt 14a der vorderen Abdeckung 14 verbunden
ist und die eine im Allgemeinen zylindrische Form aufweist. Die
Kupplungstrommel 30 hat einen fixierten Abschnitt 30a,
der an dem Bodenabschnitt 14a der vorderen Abdeckung 14 befestigt
ist und eine Ringform aufweist; und einen Stützabschnitt 30b,
der auf der in der radialen Richtung äußeren Seite
des Kolbens 26 positioniert ist, und zwar auf der Drehachse
S zentriert ist, und der eine im Allgemeinen zylindrische Form besitzt.
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Eine
Vielzahl von ersten Kupplungsplatten 31 (drei bei dem vorliegenden
Ausführungsbeispiel), die entlang der Vorne-Hinten-Richtung
angeordnet sind, ist an der Innenumfangsseite des Stützabschnitts 30b der
Kupplungstrommel 30 gestützt, um in der Vorne-Hinten-Richtung
beweglich zu sein. Zweite Kupplungsplatten 32 sind jeweils
zwischen zwei ersten Kupplungsplatten 31 vorgesehen, die
in der Vorne-Hinten-Richtung benachbart zueinander sind. Die zweiten
Kupplungsplatten 32 sind durch eine Antriebsplatte 35 der
Dämpfungsvorrichtung 18 (die nachstehend beschrieben
wird) gestützt, um in der Vorne-Hinten-Richtung beweglich
zu sein. Daher, wenn sich der Kolben 26 nach hinten bewegt,
werden die ersten Kupplungsplatten 31 und die zweiten Kupplungsplatten 32,
die einander in der Vorne-Hinten-Richtung benachbart sind, in Eingriff
gebracht, wodurch die Übertragung eines Moments von der Maschine 12 zu
der Dämpfungsvorrichtung 18 (d. h., zu der Drehzahländerungsmechanismusseite) über den
Kupplungsmechanismus 17 ermöglicht wird. Andererseits,
wenn sich der Kolben 26 nach vorne bewegt, werden die ersten
Kupplungsplatten 31 und die zweiten Kupplungsplatten 32,
die einander in der Vorne-Hinten-Richtung benachbart sind, ausgerückt, wodurch
die Momentübertragung über den Kupplungsmechanismus 17 reguliert
wird.
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Als
nächstes wird die Dämpfungsvorrichtung 18 beschrieben.
Die Dämpfungsvorrichtung 18 ist mit der Antriebsplatte 35 versehen,
die einen Plattenhauptkörper 35a aufweist, der
im Allgemeinen ringförmig ist. Die Antriebsplatte 35 hat
eine Stützeinrichtung 36, die von der in der radialen
Richtung äußeren Seite des Plattenhauptkörpers 35a nach
vorn hervorragt. Die zweiten Kupplungsplatten 32 sind durch
die Stützeinrichtung 36 gestützt, um
in der Vorne-Hinten-Richtung beweglich zu sein. Die Antriebsplatte 35 hat
eine Vielzahl von ersten Momentübertragungsabschnitten 37 (von
denen nur einer in 1 gezeigt ist), die von dem
Plattenhauptkörper 35a radial nach innen vorstehen.
Die ersten Momentübertragungsabschnitte 37 sind
mit gleichmäßigen Abständen in der Umfangsrichtung
um die Drehachse S herum angeordnet.
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In
der Dämpfungsvorrichtung 18 sind eine erst angetriebene
Platte 38 und eine zweite angetriebene Platte 39,
die im Allgemeinen ringförmig sind, in der Vorne-Hinten-Richtung
auf beiden Seiten des Plattenhauptkörpers 35a der
Antriebsplatte 35 vorgesehen. Die angetriebenen Platten 38, 39 sind
beide über eine Turbinennabe 40 mit der Eingangswelle 13 verbunden.
Die angetriebenen Platten 38, 39 haben jeweils
eine Vielzahl von zweiten Momentübertragungsabschnitten 41, 42 (von
denen nur jeweils einer in 1 gezeigt
ist). Die zweiten Momentübertragungsabschnitte 41, 42 sind
an Positionen angeordnet, die identisch zu denjenigen der ersten
Momentübertragungsabschnitte 37 in der radialen
Richtung um die Drehachse S sind.
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Darüber
hinaus sind in der Dämpfungsvorrichtung 18 Dämpfungsfedern 43 an
Positionen zwischen zwei ersten Momentübertragungsabschnitten 37,
die zueinander in der Umfangsrichtung benachbart sind, und zwischen
den zweiten Momentübertragungsabschnitten 41, 42 vorgesehen.
Das über den Kupplungsmechanismus 17 zu der Dämpfungsvorrichtung 18 übertragene
Moment wird über die Antriebsplatte 35 (die ersten
Momentübertragungsabschnitte 37), die Dämpfungsfedern 43,
die angetriebenen Platten 38, 39 (die zweiten
Momentübertragungsabschnitte 41, 42)
und die Turbinennabe 40 zu der Eingangswelle 13 des
Drehzahländerungsmechanismus übertragen. Es ist
zu beachten, dass die Dämpfungsvorrichtung 18 einen
Aufbau aufweisen kann, der mit einem Zwischenbauteil versehen ist, das
dritte Momentübertragungsabschnitte aufweist, die in der
Umfangsrichtung zwischen dem ersten Momentübertragungsabschnitt 37 und
den zweiten Momentübertragungsabschnitten 41, 42 angeordnet sind;
und mit Dämpfungsfedern 43 versehen sind, von
denen eine jede zwischen zwei Momentübertragungsabschnitten
angeordnet ist, die zueinander in der Umfangsrichtung benachbart
sind.
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Als
nächstes wird die Fluidkupplung 19 unter Bezugnahme
auf die 1 bis 3 beschrieben.
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Die
Fluidkupplung 19 hat ein Pumpenlaufrad 45, das
an der Pumpenabdeckung 15 befestigt ist, und ein Turbinenlaufrad 46,
das dem Pumpenlaufrad 45 zugewandt angeordnet ist und das
mit der Eingangswelle 13 des Drehzahländerungsmechanismus verbunden
ist. Das Pumpenlaufrad 45 ist mit einer Vielzahl von Pumpenschaufeln 47 (31 bei
dem vorliegenden Ausführungsbeispiel) versehen, die an
der Pumpenabdeckung 15 befestigt sind, wie es in den 2A und 2B gezeigt
ist. Die Pumpenschaufeln 47 sind mit regelmäßigen
Abständen in der Umfangsrichtung um die Drehachse S herum
angeordnet. Zwei Pumpenschaufeln 47, die in der Umfangsrichtung
benachbart zueinander sind, sind derart angeordnet, dass deren Seitenflächen
einander zugewandt sind. Die Pumpenschaufeln 47 haben jeweils eine
erste Seitenfläche 47a, die auf der stromaufwärtigen
Seite in der Drehrichtung R positioniert ist, und eine zweite Seitenfläche 47b,
die bezüglich der Drehrichtung R auf der stromabwärtigen
Seite positioniert ist. Anders gesagt haben die Pumpenschaufeln 47 jeweils
die erste Seitenfläche 47a auf der hinteren Seite
in der Drehrichtung R und die zweite Seitenfläche 47b auf
der vorderen Seite in der Drehrichtung R.
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Das
Turbinenlaufrad 46 ist mit einem Turbinengehäuse 48 versehen,
das über die erste angetriebene Platte 38 der
Dämpfungsvorrichtung 18 an der Turbinenabe 40 befestigt
ist, und hat eine im Allgemeinen ringförmige Form; und
ist mit einer Vielzahl von Turbinenschaufeln 49 (29 bei
dem vorliegenden Ausführungsbeispiel) versehen, die an
dem Turbinengehäuse 48 befestigt sind, wie es
in den 1, 3A und 3B gezeigt
ist. Die Turbinenschaufeln 49 sind mit gleichmäßigen
Abständen in der Umfangsrichtung um die Drehachse S herum
angeordnet. Zwei Turbinenschaufeln 49, die einander in
der Umfangsrichtung benachbart sind, sind jeweils derart angeordnet,
dass deren Seitenflächen einander zugewandt sind. Die Turbinenschaufeln 49 haben
jeweils eine erste Seitenfläche 49a, die auf der
stromaufwärtigen Seite in der Drehrichtung R positioniert ist,
und eine zweite Seitenfläche 49b, die auf der stromabwärtigen
Seite in der Drehrichtung R positioniert ist. Anders gesagt hat
jede Turbinenschaufel 49 die erste Seitenfläche 49a auf
der hinteren Seite in der Drehrichtung R und die zweite Seitenfläche 49b auf
der vorderen Seite in der Drehrichtung R.
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Wenn
sich das Gehäuse 16 in der Drehrichtung R basierend
auf dem Moment von der Maschine 12 dreht, zirkuliert das
Hydrauliköl zwischen dem Pumpenlaufrad 45 und
dem Turbinenlaufrad 46, wodurch die Drehung des Pumpenlaufrads 45 über
das Hydrauliköl zu dem Turbinenlaufrad 46 übertragen wird.
Somit wird bei dem vorliegenden Ausführungsbeispiel selbst
dann, wenn der Kupplungsmechanismus 17 nicht betätigt
wird, das Moment von der Maschine 12 durch Antreiben der
Fluidkupplung 19 zu der Eingangswelle 13 des Drehzahländerungsmechanismus übertragen.
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Als
nächstes werden die Schaufeln 47, 49 unter
Bezugnahme auf die 2 bis 6 beschrieben.
Es ist zu beachten, dass 5 eine schematische Draufsicht
der Schaufeln 47, 49 gesehen in Richtung eines
Pfeils A ist, der in 4 gezeigt ist. 6 ist
eine schematische Draufsicht der Schaufeln 47, 49 gesehen
in der Richtung eines Pfeils B, der in 4 gezeigt
ist. Außerdem, um das Verständnis der Beschreibung
zu erleichtern, ist ein zweiter turbinenseitiger Vorsprung 55 (der
nachstehend beschrieben wird) in 5 nicht
gezeigt und ist ein erster turbinenseitiger Vorsprung 54 (der
nachstehend beschrieben wird) in 6 nicht
gezeigt.
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Die
Pumpenschaufel 47 ist aus einer Metallplatte hergestellt
und ausgeformt, um in der Seitenansicht eine allgemein U-förmige
Form zu haben, wie es in den 2A, 2B und 4 gezeigt
ist. Im Speziellen hat die Pumpenschaufel 47 einen Pumpenhauptkörper 50,
der sich von der Drehachse S in der radialen Richtung erstreckt,
einen ersten pumpenseitigen Vorsprung 51, der von einem
radial äußeren Abschnitt des Schaufelhauptkörpers 50 nach vorne
hervorsteht und einen zweiten pumpenseitigen Vorsprung 52,
der von einem radial inneren Abschnitt des Schaufelhauptkörpers 50 nach
vorne hervorsteht.
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Wie
es in den 4 und 5 gezeigt
ist, ist der erste pumpenseitige Vorsprung 51 durch Biegen derart
ausgebildet, dass ein distales Ende von diesem in der Drehrichtung
R auf der stromabwärtigen Seite (nämlich auf der
vorderen Seite) von einem Basisende von diesem positioniert ist.
Im Speziellen ist der erste pumpenseitige Vorsprung 51 in
Richtung der Drehrichtung R derart gebogen, dass ein erster Biegewinkel θPout
relativ zu dem Schaufelhauptkörper 50 ein vorbestimmter
Winkel ist, der in einem Bereich von 0° bis 90° ist
(beispielsweise 45° ist). Das heißt, bei dem vorliegenden
Ausführungsbeispiel ist ein äußerer Teil,
der radial außerhalb eines radial mittleren Teils der Pumpenschaufel 47 positioniert
ist, derart ausgeformt, das dessen distales Ende auf der stromabwärtigen
Seite des Basisendes von diesem in der Drehrichtung R positioniert
ist. Anders gesagt ist bei der Pumpenschaufel 47 der äußere
Teil von dieser ausgeformt, um auf der stromabwärtigen
Seite des mittleren Teils in der Drehrichtung R positioniert zu
sein. Ein Pumpenlaufradauslass ist an einer Position ausgebildet,
die zu dem äußeren Teil der Pumpenschaufel 47 korrespondiert.
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Wie
es in den 4 und 6 gezeigt
ist, ist der zweite pumpenseitige Vorsprung 52 derart durch Biegen
ausgebildet, dass dessen distales Ende in der Drehrichtung R auf
der stromabwärtigen Seite (nämlich auf der vorderen
Seite) von einem Basisende von diesem positioniert ist. Im Speziellen ist
der zweite pumpenseitige Vorsprung 52 in Richtung der Drehrichtung
R derart gebogen, dass ein zweiter Biegewinkel θPin relativ
zu dem Schaufelhauptkörper 50 ein vorbestimmter
Winkel ist, der in einem Bereich von 0° bis 90° liegt
(beispielsweise 45° ist). Das heißt, bei dem vorliegenden
Ausführungsbeispiel ist ein innerer Teil, der radial innerhalb
des radial mittleren Teils der Pumpenschaufel 47 positioniert
ist, derart ausgebildet, dass dessen distales Ende in der Drehrichtung
R auf der stromabwärtigen Seite des Basisendes von diesem
positioniert ist. Anders gesagt ist bei der Pumpenschaufel 47 der
innere Teil von diesem ausgebildet, um in der Drehrichtung R auf
der stromabwärtigen Seite des Zwischenteils positioniert zu
sein. Ein Pumpenlaufradeinlass ist bei einer Position ausgebildet,
die zu dem inneren Teil der Pumpenschaufel 47 korrespondiert.
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Die
Turbinenschaufel 49 ist aus einer Metallplatte hergestellt
und ausgebildet, um in der Seitenansicht eine im Allgemeinen U-förmige
Form zu haben, wie es in den 3A, 3B und 4 gezeigt
ist. Im Speziellen hat die Turbinenschaufel 49 einen Schaufelhauptkörper 53,
der sich von der Drehachse S in der radialen Richtung erstreckt,
den ersten turbinenseitigen Vorsprung 54, der von einem radial äußeren
Abschnitt des Schaufelhauptkörpers 53 nach hinten
hervorsteht, und einen zweiten turbinenseitigen Vorsprung 55,
der von einem radial inneren Abschnitt des Schaufelhauptkörpers 50 nach
hinten hervorsteht.
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Wie
es in den 4 und 5 gezeigt
ist, ist der erste turbinenseitige Vorsprung 54 durch Biegen derart
ausgebildet, dass dessen distales Ende in der Drehrichtung R auf
der stromabwärtigen Seite (nämlich auf der vorderen
Seite) eines Basisendes von diesem positioniert ist. Im Speziellen
ist der erste turbinenseitige Vorsprung 54 in Richtung
der Drehrichtung R derart gebogen, dass ein dritter Biegewinkel θTin
relativ zu dem Schaufelhauptkörper 53 ein vorbestimmter
Winkel ist, der in einem Bereich von 0° bis 90° liegt
(beispielsweise 50° ist). Das heißt, bei dem vorliegenden
Ausführungsbeispiel ist ein äußerer Teil,
der radial außerhalb eines radial mittleren Teils der Turbinenschaufel 49 positioniert
ist, derart ausgebildet, dass dessen distales Ende in der Drehrichtung
R auf der stromabwärtigen Seite von dem Basisende von diesem
positioniert ist. Anders gesagt ist bei der Turbinenschaufel 49 ihr äußerer
Teil ausgebildet, um in der Drehrichtung R auf der stromabwärtigen
Seite des mittleren Teils positioniert zu sein. Ein Turbinenlaufradeinlass
ist an einer Position ausgebildet, die zu dem äußeren
Teil der Turbinenschaufel 49 korrespondiert.
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Wie
es in den 4 und 6 gezeigt
ist, ist der zweite turbinenseitige Vorsprung 55 durch
Biegen derart ausgebildet, dass ein distales Ende von diesem in
der Drehrichtung R auf der stromabwärtigen Seite (nämlich
auf der hinteren Seite) von einem Basisende von diesem positioniert
ist. Im Speziellen ist der zweite turbinenseitige Vorsprung 55 in
der entgegengesetzten Richtung zu der Drehrichtung R derart gebogen,
dass ein vierter Biegewinkel θTout relativ zu dem Schaufelhauptkörper 53 ein
vorbestimmter Winkel ist, der in einem Bereich von 0° bis
90° liegt (beispielsweise 45° ist). Das heißt,
bei dem vorliegenden Ausführungsbeispiel ist ein innerer
Teil, der radial innerhalb des radial mittleren Teils der Turbinenschaufel 49 positioniert
ist, derart ausgebildet, dass dessen distales Ende in der Drehrichtung
R auf der stromaufwärtigen Seite des Basisendes positioniert
ist. Anders gesagt ist bei der Turbinenschaufel 49 der
innere Teil von dieser ausgebildet, um in der Drehrichtung R auf
der stromaufwärtigen Seite von dem mittleren Teil positioniert
zu sein. Ein Turbinenlaufradauslass ist an einer Position ausgebildet,
die zu dem inneren Teil der Turbinenschaufel 49 korrespondiert.
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Als
nächstes wird ein Betrieb, wenn basierend auf der Antriebskraft
der Fluidkupplung 19 das Moment von der Maschine 12 zu
der Eingangswelle 13 des Drehzahländerungsmechanismus übertragen wird,
unter Bezugnahme auf die 7 und 8 beschrieben.
Es ist zu beachten, dass angenommen wird, dass der Kupplungsmechanismus 17 hier
nicht betätigt wird.
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Wenn
das Gehäuse 16 beginnt, sich in der Drehrichtung
R basierend auf dem Moment von der Maschine 12 zu drehen,
beginnt auch das Pumpenlaufrad 45 der Fluidkupplung 19,
die an dem Gehäuse 16 befestigt ist, sich ebenfalls
in der Drehrichtung R zu drehen. Das heißt, die Pumpenschaufeln 47 beginnen
sich um die Drehachse S herum zu drehen. Dann strömt das
Hydrauliköl, dass sich in dem Raum zwischen zwei Pumpenschaufeln 47 befindet,
die zueinander in der Umfangsrichtung benachbart sind, von der Seite
des zweiten pumpenseitigen Vorsprungs 52 zu der Seite des
ersten pumpenseitigen Vorsprungs 51, derart, dass das Hydrauliköl
von der zweiten Seitenfläche 47b der Pumpenschaufel 47 herausgedrückt
wird, die in der Drehrichtung R auf der stromaufwärtigen
Seite ist. Aus dem Raum zwischen zwei ersten pumpenseitigen Vorsprüngen 51, die
zueinander in der Umfangsrichtung benachbart sind, wird aufgrund
der Drehung der Pumpenschaufeln 47 das Hydrauliköl
zu der Seite des Turbinenlaufrads 46 herausgedrückt.
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Der
erste pumpenseitige Vorsprung 51 des vorliegenden Ausführungsbeispiels
ist durch Biegen derart geformt, dass das distale Ende von diesem
in die Drehrichtung R zeigt. Deshalb, verglichen mit einer herkömmlichen
nicht gebogenen Turbinenschaufel, kann der erste pumpenseitige Vorsprung 51 das Hydrauliköl
leichter in Richtung der Seite des ersten turbinenseitigen Vorsprungs 54 der
Turbinenschaufel 49 leiten, die auf der stromabwärtigen
Seite in der Drehrichtung R positioniert ist. Infolgedessen, wie
es in 7A gezeigt ist, wird das Hydrauliköl,
das sich zwischen zwei Pumpenschaufeln 47 befindet, die
zueinander in der Umfangsrichtung benachbart sind, geeignet in Richtung
oben rechts in den 5 und 7 durch
den ersten pumpenseitigen Vorsprung 51 herausgedrückt,
der auf der stromaufwärtigen Seite in der Drehrichtung
R positioniert ist.
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Das
durch den ersten pumpenseitigen Vorsprung 51 herausgedrückte
Hydrauliköl bringt eine Druckkraft in der Drehrichtung
R an den ersten turbinenseitigen Vorsprung 54 der Turbinenschaufel 49 auf,
der in der Drehrichtung R auf der stromabwärtigen Seite
von dem ersten pumpenseitigen Vorsprung 51 positioniert
ist, der das Hydrauliköl herausgedrückt hat. Gleichzeitig
strömt das Hydrauliköl in den Raum zwischen zwei
ersten turbinenseitigen Vorsprüngen 54, die einander
in der Umfangsrichtung benachbart sind. Infolgedessen drehen sich
die Turbinenschaufeln 49 um die Rotationsachse S, d. h., das
Turbinenlaufrad 46 dreht sich in der Rotationsrichtung
R.
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Hier,
bei der herkömmlichen Fluidkupplung, bei der die ersten
turbinenseitigen Vorsprünge 54 nicht gebogen sind,
ist eine Konvektion, die eine Auswirkung auf das Drehen des ersten
turbinenseitigen Vorsprungs 54 hat, auf der stromabwärtigen
Seite in der Drehrichtung R des ersten turbinenseitigen Vorsprungs 54 sehr
klein, wie es in 7B gezeigt ist. Deshalb, wie
es in 8 gezeigt ist, wenn ein Drehzahlverhältnis
Sr der Drehzahl des Turbinenlaufrads 46 in Bezug auf die
Drehzahl des Pumpenlaufrads 45 abnimmt, nimmt ein Leistungskoeffizient
C zu. Wenn der erste turbinenseitige Vorsprung 54 derart
gebogen ist, das dessen distales Ende in eine Richtung zeigt, die
entgegengesetzt zu der Drehrichtung R ist, im Gegensatz zu dem vorliegenden
Ausführungsbeispiel, strömt das Hydrauliköl
leicht in den Raum zwischen zwei ersten turbinenseitigen Vorsprüngen 54, die
in der Umfangsrichtung einander benachbart sind, wie es in 7C gezeigt
ist. Das heißt, eine Konvektion, die sich auf das Drehen
des ersten turbinenseitigen Vorsprungs 54 auswirkt, wird
nicht auf der stromabwärtigen Seite in der Drehrichtung
R von dem ersten turbinenseitigen 54 erzeugt. Deshalb,
wie es in 8 gezeigt ist, gibt es eine
größere Veränderung bei dem Leistungskoeffizienten
C in Übereinstimmung mit Änderungen bei dem Drehzahlverhältnis
Sr, das vorstehend beschrieben ist, verglichen mit der herkömmlichen
Fluidkupplung.
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In
dieser Hinsicht wird der erste turbinenseitige Vorsprung 54 des
vorliegenden Ausführungsbeispiels durch Biegen derart geformt,
dass dessen distales Ende in die Drehrichtung R zeigt. Das heißt,
der erste turbinenseitige Vorsprung 54 hat eine Form, um auf
die Strömung des Hydrauliköls von der Seite des ersten
pumpenseitigen Vorsprungs 51 eine stärkere Auswirkung
zu haben, verglichen mit der herkömmlichen nicht gebogenen
Turbinenschaufel. Deshalb kann eine gleichmäßige
Strömung des Hydrauliköls effektiv zwischen zwei
ersten turbinenseitigen Vorsprüngen 54 beeinflusst
werden, die einander in der Umfangsrichtung benachbart sind. Anders
gesagt wird eine starke Konvektion des Hydrauliköls zwischen
zwei ersten turbinenseitigen Vorsprüngen 54 erzeugt,
die einander in der Umfangsrichtung benachbart sind, wie es in 7A gezeigt
ist. Diese Konvektion hat eine Auswirkung auf das Drehen des ersten turbinenseitigen
Vorsprungs 54. Auch wird eine derartige Konvektion größer,
wenn das Drehzahlverhältnis Sr abnimmt. Das heißt,
nur das Pumpenlaufrad 45, das sich dreht, während
das Turbinenlaufrad 46 stationär verbleibt, erzeugt
die größte Konvektion. Dies liegt daran, weil
sich die Turbinenschaufeln 49 nicht drehen und dadurch
deren erste turbinenseitige Vorsprünge 54 die
gleichmäßige Zirkulation des Hydrauliköls
stark beeinflussen. Deshalb drehen sich die ersten turbinenseitigen
Vorsprünge 54, d. h., die Turbinenschaufeln 49 weniger einfach,
wenn die Konvektion größer wird. Anders gesagt,
gemäß dem vorliegenden Ausführungsbeispiel,
nimmt selbst dann, wenn das Drehzahlverhältnis Sr abnimmt,
der Leistungskoeffizient C nicht in dem Ausmaß der herkömmlichen
Turbinenschaufeln zu, wie es in 8 gezeigt
ist, weil die distalen Enden der ersten turbinenseitigen Vorsprünge 54 in
die Drehrichtung R zeigen.
-
Darüber
hinaus, wenn die Drehung des Pumpenlaufrads 45 über
das Hydrauliköl zu dem Turbinenlaufrad 46 übertragen
wird, drehen sich die Turbinenschaufeln 49. Dann strömt
das Hydrauliköl, das sich in dem Raum zwischen zwei Turbinenschaufeln 49 befindet,
die einander in der Umfangsrichtung benachbart sind, von der Seite
des ersten turbinenseitigen Vorsprungs 54 zu der Seite
des zweiten turbinenseitigen Vorsprungs 55, derart, dass
das Hydrauliköl von der zweiten Seitenfläche 49b der
Turbinenschaufel 49 herausgedrückt wird, die in
der Drehrichtung R auf der stromaufwärtigen Seite positioniert
ist. Aus dem Raum zwischen zwei zweiten turbinenseitigen Vorsprüngen 55,
die zueinander in der Umfangsrichtung benachbart sind, wird das
Hydrauliköl auf die Seite des Pumpenlaufrads 45 herausgedrückt,
und zwar aufgrund des Drehens der Turbinenschaufel 49.
-
Der
zweite turbinenseitige Vorsprung 55 des vorliegenden Ausführungsbeispiels
ist durch Biegen derart ausgeformt, dass dessen distales Ende in
eine Richtung zeigt, die zu der Drehrichtung R entgegengesetzt ist.
Deshalb, im Vergleich zu der herkömmlichen Fluidkupplung,
in der die zweiten turbinenseitigen Vorsprünge 55 nicht
gebogen sind, bringt der zweite turbinenseitige Vorsprung 55 eine
Drückkraft in Richtung unten links in 6 und 7D auf
das Hydrauliköl auf, das sich auf der Seite der zweiten Seitenfläche 49b des
zweiten turbinenseitigen Vorsprungs 55 befindet. Infolgedessen
strömt das Hydrauliköl, das durch den zweiten
turbinenseitigen Vorsprung 55 herausgedrückt wird,
gleichmäßig in Richtung des zweiten pumpenseitigen
Vorsprungs 52, der in der Drehrichtung R auf der stromabwärtigen
Seite des zweiten turbinenseitigen Vorsprungs 55 positioniert
ist, wie es in 7D gezeigt ist.
-
Das
durch den zweiten turbinenseitigen Vorsprung 55 herausgedrückte
Hydrauliköl bringt eine Drückkraft in der Drehrichtung
R auf den zweiten pumpenseitigen Vorsprung 52 der Pumpenschaufel 47 auf,
der in der Drehrichtung R auf der stromabwärtigen Seite
des zweiten turbinenseitigen Vorsprungs 55 ist, der das
Hydrauliköl herausgedrückt hat. Gleichzeitig strömt
das Hydrauliköl zwischen die zweiten pumpenseitigen Vorsprünge 52,
die in der Umfangsrichtung zueinander benachbart sind. Der zweite
pumpenseitige Vorsprung 52 des vorliegenden Ausführungsbeispiels
ist durch Biegen derart geformt, dass dessen distales Ende in die
Drehrichtung R zeigt. Deshalb, verglichen mit der herkömmlichen Fluidkupplung,
in der die zweiten pumpenseitigen Vorsprünge 52 nicht
gebogen sind, strömt das Hydrauliköl, das durch
den zweiten turbinenseitigen Vorsprung 55 herausgedrückt
wird, leichter in den Raum zwischen zwei zweiten pumpenseitigen
Vorsprüngen 52, die einander in der Umfangsrichtung benachbart
sind. Infolgedessen wird eine Konvektion in dem Raum zwischen zwei
zweiten pumpenseitigen Vorsprüngen 52, die einander
in der Umfangsrichtung benachbart sind, nicht erzeugt und deshalb
zirkuliert das Hydrauliköl gleichmäßig.
Daher strömt das Hydrauliköl innerhalb des Raums
zwischen zwei Pumpenschaufeln 47, die einander in der Umfangsrichtung
benachbart sind, in Richtung des ersten pumpenseitigen Vorsprungs 51,
und zwar aufgrund der Druckkraft von der zweiten Seitenfläche 47b der sich
drehenden Pumpenschaufel 47.
-
Als
nächstes wird eine Veränderung des Leistungskoeffizienten
C, wenn der dritte Biegewinkel θTin geändert wird,
unter Bezugnahme auf 9 beschrieben.
-
9 zeigt
eine Veränderung bei dem Leistungskoeffizienten C, wenn
der dritte Biegewinkel θTin auf 42,5° eingestellt
wird, eine Veränderung bei dem Leistungskoeffizienten C,
wenn der dritte Biegewinkel auf 50° eingestellt wird, und
eine Veränderung bei dem Leistungskoeffizienten C, wenn
der dritte Biegewinkel auf 55° eingestellt wird. Wie es
in 9 gezeigt ist, nimmt der Betrag einer Änderung
des Leistungskoeffizienten C in Übereinstimmung mit dem
Drehzahlverhältnis Sr ab, wenn der dritte Biegewinkel θTin
zunimmt. Das heißt, der Leistungskoeffizient C, wenn die
Drehzahl Sr 0 ist (das bedeutet, wenn sich das Pumpenlaufrad 45 dreht,
während das Turbinenlaufrad 46 stationär
verbleibt, was auch als Leerlaufzustand bezeichnet wird) nimmt ab,
wenn der dritte Biegewinkel θTin zunimmt.
-
Deshalb
können bei dem vorliegenden Ausführungsbeispiel
die folgenden Wirkungen erzielt werden.
- (1)
Der erste turbinenseitige Vorsprung 54 jeder Turbinenschaufel 49 ist
derart ausgeformt, dass dessen distales Ende in der Drehrichtung
R auf der stromabwärtigen Seite des Basisendes von diesem
positioniert ist. Deshalb, wenn sich das Pumpenlaufrad 45 in
der Drehrichtung R dreht, wird eine Konvektion, die sich auf die
gleichmäßige Strömung des Hydrauliköls
auswirkt, in dem Raum zwischen den zwei ersten turbinenseitigen Vorsprüngen 54 erzeugt,
die in der Umfangsrichtung zueinander benachbart sind. Eine derartige Konvektion
hindert die Turbinenschaufel 49 daran, sich zu drehen,
was zu einer Reduzierung des Leistungskoeffizienten C führt.
Darüber hinaus, wenn das Drehzahlverhältnis Sr
des Turbinenlaufrads 46 in Bezug auf das Pumpenlaufrad 45 abnimmt,
wird eine Konvektion, die zwischen zwei ersten turbinenseitigen
Vorsprüngen 54, die zueinander in der Umfangsrichtung
benachbart sind, erzeugt wird, größer und deshalb
wird die Reduzierung des Leistungskoeffizienten C in größerem Umfang
bemerkbar. Des Weiteren ist es nicht erforderlich, eine Ablenkplatte,
eine Reservoirkammer oder dergleichen zusätzlich zu dem
Pumpenlaufrad 45 und dem Turbinenlaufrad vorzusehen und
daher kann eine Zunahme der Abmessungen der Fluidkupplung 19 und
der Startvorrichtung 11 vermieden werden. Deshalb ist es
möglich, Zunahmen bei der Abmessung und eine Veränderung
des Leistungskoeffizienten C in Übereinstimmung mit dem
Drehzahlverhältnis Sr zu vermeiden.
- (2) Jeder zweite turbinenseitige Vorsprung 55 ist derart
ausgeformt, dass dessen distales Ende in der Drehrichtung R auf
der stromaufwärtigen Seite des Basisendes von diesem positioniert
ist. Deshalb kann das Hydrauliköl problemlos aus dem Raum
zwischen zwei zweiten turbinenseitigen Vorsprüngen 55,
die in der Umfangsrichtung benachbart zueinander sind, zu der Seite
des zweiten pumpenseitigen Vorsprungs 52 herausströmen.
Das heißt, die Zirkulationseffizienz des Hydrauliköls
zwischen dem Pumpenlaufrad 45 und dem Turbinenlaufrad 46 nimmt
zu. Daher nimmt die Momentübertragungseffizienz von dem Pumpenlaufrad 45 zu
dem Turbinenlaufrad 46 insgesamt in Übereinstimmung
mit der Zunahme der Zirkulationseffizienz des Hydrauliköls
zwischen dem Pumpenlaufrad 45 und dem Turbinenlaufrad 46 zu,
und zwar unabhängig von der Größe des Drehzahlverhältnisses
Sr. Infolgedessen kann der Leistungskoeffizient C im Allgemeinen
hoch gehalten werden, und zwar unabhängig von der Größe
des Drehzahlverhältnisses Sr.
- (3) Jeder erste pumpenseitige Vorsprung 51 ist derart
ausgeformt, dass dessen distales Ende in der Drehrichtung R auf
der stromabwärtigen Seite des Basisendes von diesem positioniert
ist. Deshalb kann das Hydrauliköl problemlos aus dem Raum
zwischen zwei ersten pumpenseitigen Vorsprüngen 51,
die in der Umfangsrichtung benachbart zueinander sind, zu der Seite
des ersten turbinenseitigen Vorsprungs 54 herausströmen.
Das heißt, die Zirkulationseffizienz des Hydrauliköls zwischen
dem Pumpenlaufrad 45 und dem Turbinenlaufrad 46 nimmt
zu. Somit nimmt die Momentübertragungseffizienz von dem
Pumpenlaufrad 45 zu dem Turbinenlaufrad 46 insgesamt
in Übereinstimmung mit der Zunahme bei der Zirkulationseffizienz
des Hydrauliköls zwischen dem Pumpenlaufrad 45 und
dem Turbinenlaufrad 46 zu, und zwar unabhängig
von dem Drehzahlverhältnis Sr. Infolgedessen kann der Leistungskoeffizient
C im Allgemeinen hoch gehalten werden, und zwar unabhängig
von der Größe des Drehzahlverhältnisses
Sr.
- (4) Jeder zweite pumpenseitige Vorsprung 52 ist derart
ausgeformt, dass dessen distales Ende in der Drehrichtung R auf
der stromaufwärtigen Seite des Basisendes von diesem positioniert
ist. Deshalb strömt das Hydrauliköl problemlos
in den Raum zwischen zwei pumpenseitigen Vorsprüngen 52,
die zueinander in der Umfangsrichtung benachbart sind, und zwar
von der Seite des zweiten turbinenseitigen Vorsprungs 55.
Das heißt, die Zirkulationseffizienz des Hydrauliköls zwischen
dem Pumpenlaufrad 45 und dem Turbinenlaufrad 46 nimmt
zu. Daher nimmt die Momentübertragungseffizienz von dem
Pumpenlaufrad 45 zu dem Turbinenlaufrad 46 insgesamt
in Übereinstimmung mit der Zunahme der Zirkulationseffizienz
des Hydrauliköls zwischen dem Pumpenlaufrad 45 und
dem Turbinenlaufrad 46 unabhängig von dem Drehzahlverhältnis
Sr zu. Infolgedessen kann der Leistungskoeffizient C im Allgemeinen
hoch beibehalten werden, und zwar unabhängig von der Größe
des Drehzahlverhältnisses Sr.
- (5) Eine Veränderung bei dem Leistungskoeffizienten
C in Abhängigkeit mit Änderungen bei dem Drehzahlverhältnis
Sr des Turbinenlaufrads 46 in Bezug auf das Pumpenlaufrad 45 wird
unterdrückt. Deshalb ist es möglich, eine Veränderung bei
der Effizienz der Momentübertragung von der Seite der Maschine 12 zu
der Seite des Drehzahländerungsmechanismus über
die Fluidkupplung 19 basierend auf einem Bewegungszustand
des Fahrzeugs zu unterdrücken.
-
Es
ist zu beachten, dass das vorliegende Ausführungsbeispiel
im Sinne der folgenden Ausführungsbeispiele abgewandelt
werden kann.
-
Das
Pumpenlaufrad 45 kann einen ringförmigen Pumpenkern
aufweisen, der durch die Pumpenabdeckung 15 über
radial mittlere Teile (Teile zwischen den Vorsprüngen 51, 52)
der Pumpenschaufeln 47 gestützt ist, um die Festigkeit
des Pumpenlaufrads 45 zu erhöhen.
-
Das
Turbinenlaufrad 46 kann einen ringförmigen Turbinenkern
aufweisen, der durch das Turbinengehäuse 48 über
die radial mittleren Teile (Teile zwischen den Vorsprüngen 54, 55)
der Turbinenschaufeln 49 gestützt ist, um die
Festigkeit des Turbinenlaufrads 46 zu erhöhen.
-
Der
zweite turbinenseitige Vorsprung 55 jeder Turbinenschaufel 49 kann
einen nicht gebogenen Aufbau aufweisen, d. h., einen Aufbau, bei
dem das distale Ende und das Basisende in der Drehrichtung R an
der gleichen Position angeordnet sind. Mit diesem Aufbau wird der
Leistungskoeffizient C insgesamt ein kleiner Wert, während
die Veränderung bei dem Leistungskoeffizienten C in Abhängigkeit
von Änderungen bei dem Drehzahlverhältnis Sr reduziert werden
kann, und zwar im Vergleich zu der herkömmlichen Fluidkupplung.
-
Der
erste pumpenseitige Vorsprung 51 jeder Pumpenschaufel 47 kann
einen nicht gebogenen Aufbau aufweisen, d. h., einen Aufbau, bei
dem das distale Ende und das Basisende bei der gleichen Position
in der Drehrichtung R angeordnet sind. Mit diesem Aufbau wird der
Leistungskoeffizient C insgesamt ein kleiner Wert, während
die Veränderung bei dem Leistungskoeffizienten C in Überseinstimmung mit Änderungen
bei dem Drehzahlverhältnis Sr verglichen mit der herkömmlichen
Fluidkupplung reduziert werden kann.
-
Der
zweite pumpenseitige Vorsprung 52 jeder Pumpenschaufel 47 kann
einen nicht gebogenen Aufbau aufweisen, d. h., einen Aufbau, bei
dem das distale Ende und das Basisende in der Drehrichtung R an
der gleichen Position angeordnet sind. Mit diesem Aufbau wird der
Leistungskoeffizient C insgesamt ein kleiner Wert, während
die Veränderung bei dem Leistungskoeffizienten C in Übereinstimmung mit Änderungen bei
dem Drehzahlverhältnis Sr im Vergleich zu der herkömmlichen
Fluidkupplung reduziert werden kann.
-
Jede
der Pumpenschaufeln 47 kann einen Aufbau aufweisen, der
den ersten pumpenseitigen Vorsprung 51 oder den zweiten
pumpenseitigen Vorsprung 52 auf der Innenseite oder der
Außenseite von diesem in der radialen Richtung nicht aufweist.
-
Jede
der Turbinenschaufeln 49 kann einen Aufbau aufweisen, der
den ersten turbinenseitigen Vorsprung 54 oder den zweiten
pumpenseitigen Vorsprung 55 auf der Innenseite oder Außenseite
von diesem in der radialen Richtung nicht aufweist.
-
Der
Schaufelhauptkörper 50 jeder Pumpenschaufel 47 kann
derart gebogen sein, dass in dem radial äußeren
Teil der Pumpenschaufel 47 ein Abschnitt auf der äußeren
Seite in der radialen Richtung weiter stromabwärts in der
Drehrichtung R positioniert ist als ein Abschnitt auf der inneren
Seite in der radialen Richtung.
-
Der
Schaufelhauptkörper 50 jeder Pumpenschaufel 47 kann
derart gebogen sein, dass bei dem radial inneren Teil der Pumpenschaufel 47 ein
Abschnitt auf der inneren Seite in der radialen Richtung weiter
stromabwärts in der Drehrichtung R positioniert ist als
ein Abschnitt auf der äußeren Seite in der radialen
Richtung.
-
Der
Schaufelhauptkörper 53 jeder Turbinenschaufel 49 kann
derart gebogen sein, dass bei dem radial äußeren
Teil der Turbinenschaufel 49 ein Abschnitt auf der äußeren
Seite in der radialen Richtung weiter stromabwärts in der
Drehrichtung R positioniert ist als ein Abschnitt auf der inneren
Seite in der radialen Richtung.
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Der
Schaufelhauptkörper 53 jeder Turbinenschaufel 49 kann
derart gebogen sein, dass bei dem radial inneren Teil der Turbinenschaufel 49 ein
Abschnitt auf der inneren Seite in der radialen Richtung weiter
stromaufwärts in der Drehrichtung R positioniert ist als
ein Abschnitt auf der äußeren Seite in der radialen
Richtung.
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Bei
den Ausführungsbeispielen können die Biegewinkel θPin, θPout, θTin
und θTout individuell auf gewünschte Winkel eingestellt
werden, die von 0° bis 90° reichen (beispielsweise
60°).
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Bei
den Ausführungsbeispielen kann die Startvorrichtung 11 einen
Aufbau aufweisen, der den Kupplungsmechanismus 17 nicht
aufweist.
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Bei
den Ausführungsbeispielen kann die Fluidkupplung als eine
Fluidkupplung ausgeführt werden, die in anderen Geräten
als Fahrzeugen (beispielsweise in dem Leistungsübertragungsweg
eines Schiffes) vorgesehen ist.
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Zusammenfassung
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Eine
Fluidkupplung hat ein Pumpenlaufrad, das auf einem Momentübertragungsweg
angeordnet ist, und ein Turbinenlaufrad, das auf dem Drehmomentübertragungsweg
auf einer stromabwärtigen Seite des Pumpenlaufrads angeordnet
ist. Das Pumpenlaufrad hat eine Vielzahl von Pumpenschaufeln 47,
die mit regelmäßigen Abständen in der
Umfangsrichtung um eine Drehachse S herum angeordnet sind. Das Turbinenlaufrad
hat eine Vielzahl von Turbinenschaufeln 49, die mit regelmäßigen
Abständen in der Umfangsrichtung um die Drehachse S herum angeordnet
sind. Bei jeder der Turbinenschaufeln 49 ist ein erster
turbinenseitiger Vorsprung 54, der auf einer Außenseite
in der radialen Richtung positioniert ist, derart ausgeformt, dass
dessen distales Ende in der Drehrichtung R auf der stromabwärtigen
Seite eines Basisendes von diesem positioniert ist, und ist ein
zweiter turbinenseitiger Vorsprung 55, der auf einer Innenseite
in der radialen Richtung positioniert ist, derart ausgeformt, dass
dessen distales Ende in der Drehrichtung R auf der stromaufwärtigen
Seite eines Basisendes von diesem positioniert ist.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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- - JP 2000-283188
A [0010]