液力变矩器
阅读：596发布：2020-05-11
专利汇可以提供液力变矩器专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 所提供的 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)和 定子 (40)构成；多片式 锁 止 离合器 (60)，直接连接涡轮(30)和壳体(10)；锁止 缓冲器 (70)，吸收锁止离合器(60)接合时的冲击。锁止离合器(60)和锁止缓冲器(70)以在轴向上重叠的状态设置在循环圆(T)与壳体(10)的发动机侧的面之间的空间。锁止离合器(60)设置在比循环圆T的宽度部位(T1)更靠径向内侧，锁止缓冲器(70)设置在比宽度部位(T1)更靠径向外侧。由此，能够以良好的响应性接合锁止离合器(60)且抑制冲击，并且缩短自动 变速器 全长。，下面是液力变矩器专利的具体信息内容。
1.一种液力变矩器，其特征在于包括：
壳体，与发动机的输出轴连接；
泵，设置在所述壳体内，并且与该壳体一体地旋转；
涡轮，在比所述泵更靠所述发动机侧与所述泵相向地设置；
定子，设置在所述泵与所述涡轮之间；
多片式锁止离合器，直接连接所述涡轮与所述壳体；
锁止缓冲器，吸收所述锁止离合器接合时的冲击；其中，
所述泵、所述涡轮和所述定子规定供所述壳体内的流体循环的作为流体工作部的循环圆，
所述锁止离合器和所述锁止缓冲器以在轴向上重叠的状态设置在所述循环圆与所述壳体的所述发动机侧的面之间的空间，
所述锁止离合器设置在比所述循环圆的轴向尺寸为最大的最大宽度部位更靠径向内侧，且所述锁止缓冲器设置在比所述最大宽度部位更靠径向外侧。
液力变矩器
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。该液力变矩器包括：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。为了提高发动机的燃油经济性，所述液力变矩器还会包括锁止离合器，以便在除了利用转矩增大作用的车辆起步时等时候，以及除了需要容许泵和涡轮的相对旋转的变速时等时候，通过接合锁止离合器而直接连接所述泵和所述涡轮，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] 作为具有如上所述结构的液力变矩器，有下面的专利文献PTL1所公开的液力变矩器。该液力变矩器中，在构成壳体的发动机侧的面的前盖与壳体内所具备的涡轮之间设置有锁止离合器，并且在锁止离合器的最外周部的背面侧设置有锁止缓冲器。并且，通过将该锁止缓冲器的缓冲弹簧设置在涡轮的外周侧，由此，与在轴向上并列地设置锁止缓冲器、涡轮等的情形相比，能够抑制液力变矩器的轴向尺寸的增大。
[0004] 但是，所述专利文献PTL1所公开的液力变矩器中，所述锁止离合器为单片式，因此存在以下问题：转矩传递容量有限，或离合器板的直径增大而使控制性变差等。对此，近年来，如下面的专利文献PTL2所公开的那样，使用了多片式锁止离合器的液力变矩器已付诸实用。
[0005] 所述专利文献PTL2所公开的液力变矩器中，在前盖与涡轮之间的空间的最外周部设置有锁止缓冲器，并且在比该锁止缓冲器更内周侧的空间设置有多片式锁止离合器。并且，该锁止缓冲器和锁止离合器以在轴向上重叠的状态设置，由此，即使采用了轴向尺寸比单片式锁止离合器长的多片式锁止离合器，但仍能抑制液力变矩器的轴向尺寸。
[0006] 引用列表
[0007] 专利文献
[0008] PTL1：JP2003-021219A
[0009] PTL2：JP2008-175338A
发明内容
[0010] 要解决的技术问题
[0011] 然而，所述专利文献PTL2所公开的液力变矩器中，由于轴向尺寸较长的多片式锁止离合器与壳体内的循环圆(torus(供流体循环的环状的流体工作部))中的轴向尺寸最长的部位(最大宽度部位)相邻地设置，因此它们的尺寸叠加，从而难以避免液力变矩器的外周部中的轴向尺寸的增大。在该情况下，自动变速器的全长也变长，因此，特别是在发动机的轴向朝向车身的宽度方向设置的FF车(前置发动机前轮驱动的汽车)的情况下，产生该自动变速器在车身上的搭载性变差的问题。
[0012] 本发明的目的在于提供一种能够使自动变速器实现在车身上的搭载性优异的具备多片式锁止离合器的液力变矩器。
[0013] 问题的解决方案
[0014] 为达到所述目的，本发明以如下的结构为特征。
[0015] 本发明的液力变矩器包括：壳体，与发动机的输出轴连接；泵，设置在所述壳体内，并且与该壳体一体地旋转；涡轮，在比所述泵更靠所述发动机侧与所述泵相向地设置；定子，设置在所述泵与所述涡轮之间；多片式锁止离合器，直接连接所述涡轮与所述壳体；
锁止缓冲器，吸收所述锁止离合器接合时的冲击；其中，所述泵、所述涡轮和所述定子规定供所述壳体内的流体循环的作为流体工作部的循环圆，所述锁止离合器和所述锁止缓冲器以在轴向上重叠的状态设置在所述循环圆与所述壳体的所述发动机侧的面之间的空间，所述锁止离合器设置在比所述循环圆的轴向尺寸最大的最大宽度部位更靠径向内侧，且所述锁止缓冲器设置在比所述最大宽度部位更靠径向外侧。
附图说明
锁止缓冲器，吸收所述锁止离合器接合时的冲击；其中，所述泵、所述涡轮和所述定子规定供所述壳体内的流体循环的作为流体工作部的循环圆，所述锁止离合器和所述锁止缓冲器以在轴向上重叠的状态设置在所述循环圆与所述壳体的所述发动机侧的面之间的空间，所述锁止离合器设置在比所述循环圆的轴向尺寸最大的最大宽度部位更靠径向内侧，且所述锁止缓冲器设置在比所述最大宽度部位更靠径向外侧。
附图说明
[0016] 图1是本发明的第1实施方式所涉及的液力变矩器的剖视图。
[0017] 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。
[0018] 图3是本发明的第2实施方式所涉及的液力变矩器的剖视图。
[0019] 图4是本发明的第3实施方式所涉及的液力变矩器的剖视图。
[0020] 图5是表示本发明的特征结构的液力变矩器的示意图。
具体实施方式
[0021] 以下，根据本发明的实施方式说明本发明。
[0022] 图1表示本发明的第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一体地被旋转驱动。
[0023] 在以下的说明中，为了方便，以靠近发动机的一侧(图的右侧)为“前”或“前方”，以远离发动机的一侧(图的左侧)为“后”或“后方”。
[0024] 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。
[0025] 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22。具体而言，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，便产生了一边围绕泵壳21(壳体10)的轴心旋转一边向外周侧且前方侧流动的流体的液流“a”。
[0026] 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。
[0027] 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。具体而言，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)呈凸状弯曲的弯曲部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和涡轮轮毂33)设置在所述泵20的前方，旋转自如地收纳在壳体10内。
[0028] 所述涡轮壳31的设置有叶片32的弯曲部31a与所述泵壳21的设置有叶片22的弯曲部21a相向地设置，由此，基于所述泵20的旋转而产生的液流“a”被引导到涡轮壳31的弯曲部31a内。被导入到该弯曲部31a内的流体被该弯曲部31a的内表面和叶片32转换成向内周侧(径向内侧)流动的液流“b”。在此过程中，该液流“b”推压叶片32，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而向该自动变速器的变速机构传递。
[0029] 所述定子40一体地具有：内圈部41；外圈部42，设置在内圈部41的外周侧；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”。
[0030] 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规定供液力变矩器1内的流体循环的环状的流体工作部、亦即循环圆T。
[0031] 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的内周面花键嵌合于外圈51的外周面，并且内圈52的内周面与该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。
[0032] 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54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。
[0033] 因此，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，从发动机输入到泵20中的转矩增大，并从涡轮30输出到涡轮轴F。
[0034] 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)。
[0035] 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61一体地设置的活塞缸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。
[0036] 在所述活塞缸64内的活塞65的背侧规定有液压室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中的油孔64a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。
[0037] 所述锁止缓冲器70包括弹簧保持板71、以及沿该弹簧保持板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。
[0038] 所述弹簧保持板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，输入至该弹簧保持板71的力压缩缓冲弹簧72，并且自弹簧支架部件73传递到涡轮30。
[0039] 所述弹簧支架部件73具有自固定于涡轮壳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73b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。
[0040] 下面说明第1实施方式的液力变矩器1的作用。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一体地旋转的泵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。在该过程中，在速度比约为0.8～
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。
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。
[0041] 另一方面，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64a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。
[0042] 为了抑制该锁止离合器60的接合时的冲击，在接合锁止离合器60时，通过对供应到所述液压室66中的液压进行控制，以使该锁止离合器60暂时处于打滑状态，然后将该锁止离合器60完全接合。此情况下，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得以顺滑地接合。
[0043] 接下来，对本实施方式的液力变矩器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有益效果进行说明。
[0044] 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更靠径向内侧。锁止缓冲器70设置在所述空间的外周部且比涡轮壳31的弯曲部31a更靠径向外侧。
[0045] 即，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，分别设置在循环圆T的最大宽度部位T1的径向内侧和外侧。这里，循环圆T的“最大宽度部位T1”是指：循环圆T中涡轮壳31的弯曲部31a和与该弯曲部31a相向的泵壳21的弯曲部21a之间的轴向尺寸(前后宽度)为最大的部位。
[0046] 由此，与锁止离合器60和锁止缓冲器70以在轴向上不重叠的状态设置的情形相比，能够缩短液力变矩器1的轴向尺寸，并且能够使该锁止离合器60和锁止缓冲器70分别与循环圆T在轴向上接近。此外，如图1所示，通过使离合器毂61的后端部突入到形成在涡轮壳31的弯曲部31a内周侧的凹陷部31b，或者将缓冲弹簧72设置在涡轮壳31的弯曲部31a的斜向外侧，能够使锁止离合器60和锁止缓冲器70与循环圆T局部重叠，能够进一步有效地缩短该液力变矩器1的轴向尺寸以及自动变速器的全长。
[0047] 特别是在第1实施方式中，由于在循环圆T的最大宽度部位T1的径向内侧设置锁止离合器60，在最大宽度部位T1的径向外侧设置锁止缓冲器70，由此将锁止离合器60和锁止缓冲器70的设置位置分配在内外。因此，如上所述能够增大锁止离合器60的接合时的冲击的吸收效果，并且能够以良好的响应性细腻地进行锁止离合器60的接合动作开始时的打滑控制，从而有效地抑制该锁止离合器接合时的冲击。
[0048] 根据该第1实施方式所涉及的液力变矩器1的设计上的尺寸来说明其特征。当将供该液力变矩器1的流体循环的循环圆T的流路的外径(泵20和涡轮30的各叶片22、32的远端部所处的圆周的直径)设定为D1、将循环圆T的流路的内径(定子40的叶片43的基端部所处的圆周的直径)设定为D2时，该液力变矩器1中，内径D1和外径D2之间的尺寸关系按如下那样来设定。
[0049] D1＝246mm
[0050] D2＝158mm
[0051] D1/D2＝1.56
[0052] 循环圆T的外径D1相对于内径D2的比D1/D2，在以往的液力变矩器中设定为2左右或2以上。因此，第1实施方式的液力变矩器1中，与以往的液力变矩器相比D1/D2被设定为较小的値。
[0053] 具体而言，由于所述循环圆T的外径D1对应于应用了液力变矩器的发动机的额定输出而设定，因此第1实施方式的液力变矩器1与应用于同等的额定输出的发动机中的以往的液力变矩器(也就是外径D1大致相等的以往的液力变矩器)相比，循环圆T的内径D2较大，亦即循环圆T较细。
[0054] 由此，该液力变矩器1中，在比循环圆T更靠径向内侧的设计的自由度提高，而且如上所述，能够使位于比该循环圆T的最大宽度部位T1更靠径向内侧的锁止离合器60与循环圆T在轴向上局部重叠，或能够在泵壳21的内周部设置向前方凹陷的凹陷部21b。
[0055] 通过在泵壳21的内周部形成凹陷部21b，能够使位于凹陷部21b的后方的油泵E靠近发动机侧，由此也能缩短自动变速器的全长。
[0056] 另外，当减小循环圆T的内外径的比D1/D2时，在该循环圆T内循环的流体量变少，从而会如图2所示那样，与以往的液力变矩器相比，容量系数、传递效率和转矩比等特性下降。
[0057] 图2所示的以往的液力变矩器的循环圆T的内外径设定为如下那样的尺寸关系。
[0058] D1＝236mm
[0059] D2＝99mm
[0060] D1/D2＝2.38
[0061] 但是，根据图2可清楚得知，容量系数和传递效率比以往的液力变矩器小的是速度比约为0.3以上的区域。因此，如在起步时等速度比比较小的运转区域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较小而产生的对起步加速性能等的影响。
[0062] 另外，对于在速度比小的运转区域开始进行锁止离合器60的接合控制而造成冲击变大的这一问题，如上所述，可以通过将锁止离合器60设置在径向内侧、将锁止缓冲器70设置在径向外侧而实现的冲击吸收效果的提高，来回避该问题。
[0063] 对于转矩比的下降，可以通过使用例如前进6档等的多档型自动变速器来解决。具体而言，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设置为这样的多档型自动变速器，能够维持良好的起步加速性能。
[0064] 如上所述，根据第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，不会引发锁止离合器60的接合时的冲击的增大便能够在速度比比较小的运转区域开始进行锁止离合器60的接合，因此能够避免起步加速性能的下降，并且能够提高发动机的燃油经济性。
[0065] 接下来，对本发明的第2实施方式进行说明。
[0066] 该第2实施方式的构成要素与所述第1实施方式同样。具体而言，如图3所示，该第2实施方式所涉及的液力变矩器101具有形成液力变矩器101的外壳的壳体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。
[0067] 第2实施方式的所述各要素110～170的各自的结构和布置也与所述第1实施方式同样。
[0068] 具体而言，在该第2实施方式的液力变矩器101中，锁止离合器160和锁止缓冲器170也是以彼此在轴向上重叠的状态，分别设置在循环圆T的最大宽度部位T1的径向内侧和外侧。由此，与所述第1实施方式的液力变矩器1同样，能够有效地缩短该液力变矩器
101的轴向尺寸以及自动变速器的全长。
101的轴向尺寸以及自动变速器的全长。
[0069] 另外，由于在循环圆T的最大宽度部位T1的径向内侧设置锁止离合器160，在径向外侧设置锁止缓冲器170，由此能够将锁止离合器160和锁止缓冲器170的设置位置分配在内外侧，因此，与所述第1实施方式同样，能够增大锁止离合器160接合时的吸收冲击的吸收效果，并且能够以良好的响应性细腻地进行锁止离合器160的接合动作开始时的打滑控制，从而有效地抑制该锁止离合器接合时的冲击。
[0070] 该第2实施方式所涉及的液力变矩器101中，循环圆T的内径D1和外径D2之间的尺寸关系如下述那样设定。
[0071] D1＝265mm
[0072] D2＝170mm
[0073] D1/D2＝1.56
[0074] 具体而言，该第2实施方式的液力变矩器101应用于额定输出比第1实施方式的液力变矩器1大的发动机中。因此，循环圆T的外径D1比第1实施方式的液力变矩器1大，相应地内径D2也变大。结果，外径D1与内径D2的比与第1实施方式的液力变矩器1相同。
[0075] 因此，该第2实施方式所涉及的液力变矩器101，能进一步有效地缩短自动变速器的全长。另外，不会导致锁止离合器160接合时的冲击的增大便能够在速度比比较小的运转区域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下降，并且能够提高发动机的燃油经济性。
[0076] 所述第1实施方式的液力变矩器1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介于锁止离合器60与涡轮30之间(第2实施方式的液力变矩器101也具有同样结构)。但也可以像图4所示的液力变矩器201那样，将锁止缓冲器270设在前盖211与锁止离合器260之间。
[0077] 具体而言，在图4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锁止离合器260，并且在该空间的最外周部设置锁止缓冲器270。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，而且承接缓冲弹簧272的一端的弹簧支架部件273与锁止离合器260的鼓262连接。
[0078] 并且，与该锁止离合器260的毂261成一体的活塞缸264通过焊接方式固定在所述涡轮壳231上。在该缸体264内的活塞265的背侧规定有液压室266。在比活塞缸264更靠内周侧设置有板部件267，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266内的油路267a。
[0079] 因此，在该液力变矩器201中，若将工作液压供应到锁止离合器260的液压室266内，则通过活塞265，多个摩擦片263被推压于保持器268侧，从而接合该锁止离合器260，由此，前盖211和涡轮230连接，在此过程中，设置在该前盖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，从而将锁止离合器260接合开始时的冲击予以吸收。
[0080] 该液力变矩器201的除了所述锁止离合器260和锁止缓冲器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，该液力变矩器201能获得与所述第1实施方式同样的效果。
[0081] 参照图5对依据上述各实施方式的内容的特征和有益效果进行概述。
[0082] 液力变矩器TC包括：壳体C，与发动机的输出轴连接；泵，设置在所述壳体C内，并且与该壳体C一体地旋转；涡轮，在比所述泵更靠所述发动机侧与所述泵相向地设置；定子，设置在所述泵与所述涡轮之间；多片式锁止离合器LC，直接连接所述涡轮与所述壳体C；锁止缓冲器LD，吸收所述锁止离合器LC接合时的冲击。在所述壳体C内，所述泵、所述涡轮和所述定子规定供所述壳体C内的流体循环的作为流体工作部的循环圆T。所述锁止离合器LC和所述锁止缓冲器LD以在轴向上重叠的状态设置在所述循环圆T与所述壳体C的所述发动机侧的面之间的空间。所述锁止离合器LC设置在比所述循环圆T的轴向尺寸为最大的最大宽度部位T1更靠径向内侧，且所述锁止缓冲器LD设置在比所述最大宽度部位T1更靠径向外侧。
[0083] 根据上述结构，在壳体C内具有被规定的循环圆T的液力变矩器TC中，所述锁止离合器LC和锁止缓冲器LD以在轴向上重叠的状态设置在循环圆T与壳体C的发动机侧的面之间的空间。因此，与使该锁止离合器LC和锁止缓冲器LD以在轴向上不重叠的状态设置的情形相比，能够缩短液力变矩器TC的轴向尺寸。
[0084] 在该情况下，通过在循环圆T的最大宽度部位T1的径向内侧和外侧分别设置所述锁止离合器LC和锁止缓冲器LD，从而能够使该锁止离合器LC和锁止缓冲器LD与循环圆T在轴向上接近地设置、或者与循环圆T局部重叠地设置。
[0085] 由此，尽管配备了轴向尺寸较长的多片式锁止离合器LC，也能有效地缩短液力变矩器TC的轴向尺寸，进而能够缩短自动变速器的全长以提高自动变速器在车身上的搭载性。
[0086] 上述结构中，锁止缓冲器LD设置在循环圆T的最大宽度部位T1的径向外侧。因此能够使沿圆周方向设置的缓冲弹簧的长度及收缩量增大，并且能够使作用于该缓冲弹簧的离心力增大。此外还能够使由该弹簧与保持该弹簧的弹簧保持部之间的滑接而产生的摩擦衰减效果增大。由此，与将锁止缓冲器LD设置在径向内侧的情形相比，能够增大在锁止离合器LC接合时的锁止缓冲器LD的冲击吸收作用。
[0087] 另外，锁止离合器LC设置在比所述循环圆T的最大宽度部位T1更靠径向内侧，从而能够减小摩擦片及活塞的直径从而使锁止离合器LC易于轻型化。由此，能够提高对液压建立时的响应性，因此，与将锁止离合器LC设置在径向外侧的情形相比，能够细腻地进行特别是在接合动作刚刚开始后的打滑状态的控制。
[0088] 因此，根据上述结构，能够实现自动变速器全长的缩短以及在车身上的搭载性的提高，并且能够在抑制锁止离合器LC接合时的冲击的状态下顺滑地且以良好的响应性进行锁止离合器LC的接合控制。
[0089] 较为理想的是，所述液力变矩器TC设定为满足下述关系：D1/D2＝1.5～1.6，其中，D1为与所述发动机的额定输出转矩相对应的所述循环圆T的外径，D2为由所述定子的叶片基端部的位置所定义的所述循环圆T的内径。
[0090] 在将所述循环圆T的外径D1与内径D2的比D1/D2设定为1.5～1.6的范围的情况下，当对应于发动机的额定输出而设定的外径D1为一定值时，与D1/D2为较大的(例如为2以上的)以往的液力变矩器相比，内径D2增大。
[0091] 此情况下，在比循环圆T更靠径向内侧的部位的设计的自由度提高。因此，例如能够易于使设置在比循环圆T的最大宽度部位T1更靠径向内侧的锁止离合器LC与该循环圆T重叠。另外，能够使壳体C的远离发动机的壳壁的内周部靠近发动机侧，以使位于该内周部背部的油泵靠近发动机侧设置。由此能够进一步有效地缩短自动变速器的全长。
[0092] 当所述的比D1/D2小于1.5时，由于在循环圆T内循环的流体量变少，因此，液力变矩器TC的容量及传递效率等特性减小，难以付诸实用。另外，当所述的比D1/D2大于1.6时，则不能充分地获得所述的缩短自动变速器全长的效果。基于这样的观点，将所述的比D1/D2设定为1.5～1.6的范围。
[0093] 如上所述，本发明能够使液力变矩器在锁止离合器接合时具有良好的响应性和冲击吸收性，而且能够实现紧凑的液力变矩器。因此，本发明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。
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