液力变矩器

本发明涉及液力变矩器的改进，液力变矩器包括一个连接于主动轴的泵叶轮、一个连接于透平轴的透平叶轮、一个设置在泵叶轮和透平叶轮之间的定子叶轮和一个夹置在定子叶轮和固定结构之间的自由轮，该自由轮用于锁紧定子叶轮，以便使定子叶轮能够承受泵叶轮和透平叶轮之间的转矩放大产生的反作用力。

例如，在日本专利公告第7-33861号中所述。在这种传统的液力变矩器中，一根圆筒形轴设置在透平轴的外周上，并由定子叶轮的轮毂包围，一个自由轮夹置在固定轴和定子叶轮的轮毂之间。

在包括夹置在定子叶轮的轮毂和由该轮毂包围的圆筒形固定轴之间的自由轮的液力变矩器中，存在下述问题：由于定子叶轮和自由轮和同心设置，定子叶轮直径以及整个液力变矩器的直径的尺寸必须加大。

因此，本发明的目的在于提供一种上述类型的液力变矩器，其中，尽管设置了自由轮，整个液力变矩器的直径可以减小。

为了实现上述目的，按照本发明的第一方面和特征，提供一种液力变矩器，它包括一个连接于主动轴的泵叶轮、一个连接于透平轴的透平叶轮、一个设置在所述泵叶轮和所述透平叶轮之间的定子叶轮和一个夹置在所述定子叶轮和一个固定结构之间的自由轮，该自由轮可用来锁定所述定子叶轮，以便使所述定子叶轮承受所述泵叶轮和透平叶轮之间的转矩放大而产生的反作用力，其中，一根连接于所述定子叶轮和定子轴设置得使其末端穿过所述透平轴以便伸出所述透平轴，所述定子轴的末端通过所述自由轮连接于所述固定结构。

固定结构和主动轴在本发明的每个实施例中分别相当于曲轴箱1和曲轴2，这将在下文中描述。

由于具有第一特征，穿过透平轴伸出透平轴外的定子轴末端连接于固定结构。因此，定子轴只可以连接于定子叶轮，因而尽管设有自由轮，仍可以减小定子叶轮直径，从而减小整个液力变矩器的直径。另外，在定子叶轮随泵叶轮和透平叶轮转动的连接状态中，连接于定子叶轮的定子轴基本按照与主动轴和透平轴相同的速度转动。因此，主动轴、透平轴和定子轴中相邻者之间相对转速差极小，因而减轻了上述轴的每个轴承的负荷，因此可以提高其耐用度。

按照本发明的第二方面和特征，除了第一特征以外，透平叶轮设置在一个从泵叶轮向着一个承载主动轴的壳体错开的位置上；伸向壳体的透平轴固定在透平叶轮上；自由轮夹置在穿过透平轴的定子轴末端和壳体之间；透平轴设有主减速装置的一个主动齿轮，其使透平轴和变速箱的一输入轴在透平叶轮和自由轮之间彼此相连。

由于具有第二特征，主减速装置的主动齿轮可以设置得尽可能靠近壳体，同时避免与自由轮产生干涉。因此，在主减速装置工作期间，可以将主动齿轮作用在主动轴上的弯矩抑制在一个低的水平上，从而提高主动轴的耐用度。

按照本发明的第三方面和物征，除了第一和第二特征以外，定子轴可相对转动地装在主动轴上，自由轮包括一个在定子轴末端上形成的一个外座圈、一个可相对转动地装在主动轴上且不可转动地连接于壳体的内座圈和一个夹置在两座圈之间的挡圈。

由于具有第三特征，外座圈和内座圈都装在主动轴上。因此，可以对外、内座圈提供高精度的同心度，使自由轮可以保持稳定工作。

按照本发明的第四方面和特征，除了第一特征以外，泵叶轮具有一个装在主动轴上的轮毂，其间设有第一轴承；伸至定子叶轮的轮毂的定子轴围绕主动轴的外周同心地设置；透平叶轮具有一个装在定子轴上的轮毂，其间设有第二轴承，工作机油通过第一和第二轴承之间送入在泵叶轮和透平叶轮之间限定的一个油腔；第一和第二轴承设有双向密封装置，其用于限制流体如空气从轴承的内侧及外侧中的任何一侧通过。

由于具有第四特征，双向密封装置限制流体如空气从每个轴承的内、外侧中的任一侧流至每个轴承。因此，当供至液力变矩器的液压低时，尽管泵叶轮转动加速，仍可限制外界空气通过第一和第二轴承进入液力变矩器内部，因而可防止空气进入工作机油而造成的传动效率的下降。当供至液力变矩器的液压增高时，所述液压可避免通过第一和第二轴承外漏，从而可将液力变矩器内的液压保持在高的水平上，从而可提高传动效率。因此，不管所提供的液压水平如何都可保证高的传动效率。

按照本发明的第五方面和特征，除了第一特征以外，泵叶轮和透平叶轮具有可相对转动地搭接在定子叶轮的一个芯环上的芯环，相邻的芯环之间的间隙g和定子叶轮的芯环的内周半径R被设定得具有g/R≤1.0％的关系。

由于具有第五特征，在转矩放大期间，当液力变矩器内的机油通过定子叶轮从透平叶轮流向泵叶轮时，在定子叶轮的进口和出口之间产生相对较大的压力差。但是，相邻芯环间的搭接间隙在确立g/R≤1.0％的情况下表现出大的节流阻力，因而可以有效地限制机油从透平叶轮流出而流入芯内油腔，及机油从芯内油腔流入泵叶轮，从而有效地防止传动效率及液力变矩器内转矩比的下降。

按照本发明的第六方面和特征，除了第一特征以外，泵叶轮和透平叶轮具有可相对转动地搭接在定子叶轮的芯环上的芯环，相邻芯环间的搭接量A和定子叶轮的轴向最大宽度W被设定得具有A/W≥7.5％的关系。

由于具有第六特征，在确立A/W≥7.5％的情况下，相邻芯环间的搭接间隙可形成大的节流阻力，因而可以有效地限制机油的流出和流入，从而有效地防止液力变矩器中传动效率和转矩比的下降。

按照本发明的第七方面和特征，除了第一特征以外，泵叶轮和透平叶轮具有可相对转动地搭接在定子叶轮的一个芯环上的芯环，一个环形密封件夹置在相邻芯环的相对表面之间。

由于具有第七特征，相邻芯环之间的搭接间隙被环形密封件密封。因此，可以可靠地防止机油通过所述间隙的流出和流入，从而可以可靠地防止液力变矩器中传动效率和转矩比的下降。

按照本发明的第八方面和特征，除了第一特征以外，泵叶轮和透平叶轮具有对着定子叶轮的轮毂的相对两侧的轮毂；设有一条通至油泵的供油通道，以便与定子叶轮的轮毂连通；一个机油出口设置在透平叶轮后面限定的一个油腔中，以便在泵叶轮和透平叶轮之间连通；在透平叶轮和定子叶轮的轮毂之间的间隙基本被封闭；一个机油进口设置在泵叶轮和定子叶轮的轮毂中的至少一个中，使定子叶轮的轮毂的内周可与定子叶轮的出口连通。

由于具有第八特征，当定子叶轮的进口和出口之间产生有大的压力差时，即使油泵排放压力显著下降，油泵排放的全部油量也通过机油进口送至定子叶轮的出口。因此，可以有效地限制在所述出口中的压力下降，并防止在机油中产生气泡。另一方面，流出透平叶轮的机油不能在透平叶轮和定子叶轮的轮毂之间流出，上述机油全部可流过定子叶轮。因此，可限制转矩比和传动效率的下降。

按照本发明的第九方面和特征，除了第八特征以外，机油出口由泵叶轮和定子叶轮的轮毂之间的间隙构成，该间隙大于透平叶轮和定子叶轮的轮毂之间的节流间隙。

由于具有第九特征，可以通过一种简单的布置有助于防止转矩比和传动效率的下降。

按照本发明的第十方面和特征，除了第八特征以外，机油进口由泵叶轮和定于叶轮的轮毂的相对表面中的至少一个中限定的径向槽构成。

甚至由于具有第十特征，也可以简化布置并防止转矩比和传动效率的下降。

按照本发明的第十一方面和特征，除了第八特征以外，机油进口由设置在泵叶轮的轮毂中的通孔构成。

甚至由于具有第十一特征，也可以简化布置，并有效地防止转矩比和传动效率的下降。

按照本发明的第十二方面和特征，除了第八至第十一特征中的任一特征以外，一个环形密封件夹置在透平叶轮和定子叶轮的轮毂的相对表面之间。

由于第十二特征，透平叶轮和定子叶轮的轮毂之间的间隙被密封件密封。因此，可以可靠地限制机油通过上述间隙流入和流出，从而有助于防止转矩比和传动效率的下降。

现在参阅以下附图阅读对推荐实施例的描述，可以进一步理解本发明的上述的和其它的目的、特征和优点。

图1至3表示本发明的第一实施例，其中：图1是摩托车动力装置的垂向剖视图；图2是动力装置中的换档离合器、液力变矩器和周围部分的放大垂向剖视图；图3是图2中关键部分的放大图；图4是按照本发明第二实施例的液力变矩器的垂向剖视图；图5是图4中数字5标出的部分的放大图；图6是按照本发明的第三实施例的类似于图5的放大图；图7是按照本发明的第四实施例的类似于图5的放大图；图8是按照本发明的第五实施例的类似于图5的放大图；图9是按照本发明的第二实施例的液力变矩器的第一特征曲线图；图10是液力变矩器的第二特征曲线图；图11是按照本发明的第六实施例的类似于图5的放大图；图12是按照本发明的第七实施例的类似于图5的放大图；图13是按照本发明的第八实施例的类似于图5的放大图；图14是按照本发明的第九实施例的类似于图5的放大图；图15是按照本发明的第六实施例的液力变矩器的特征曲线图。

现在对照图1至3描述本发明的第一实施例。现在参照图1，摩托车的动力装置P由发动机E和多级变速箱M构成，它们彼此连为整体。发动机E包括一根曲轴2，该曲轴装在曲轴箱1中上的一对左、右滚珠轴承3和3’上，这与传统方式一样，以及一个活塞7可滑动地装在气缸体5内的缸孔5a中，并通过一根连杆6连接于曲轴2。曲轴2沿摩托车的侧向设置。

变速箱壳体8整体地连接于曲轴箱1，多级变速箱M的输入轴10和输出轴11平行于曲轴2设置并通过设在其间的滚珠轴承12，12’；13，13’装在变速箱壳体8的左、右侧壁上。第一档齿轮系G1、第二档齿轮系G2、第三档齿轮系G3和第四档齿轮系G4在图1中从左侧看去顺序安装在输入轴10和输出轴11上。第二齿轮系G2的从动齿轮G2b和第三档齿轮系G3的主动齿轮分别用作换档齿轮。当换档齿轮G2b和G3a都处于空档时，变速箱M处于空档状态。当换档系统G2b在图1中看去向左或向右移动时，第一档齿轮系G1或第三档齿轮系G3被确立。当换档齿轮G3a向左或向右移动时，第二档齿轮系G2或第四档齿轮系G4被确立。换档齿轮G2b和G3a是借助未画出的公知的踏板操纵或手动操纵的变化装置操纵的。

曲轴2的右端和变速箱M的输入轴10的右端通过在曲轴箱1和变速箱壳体8外彼此串列连接的换档离合器Cc、液力变矩器T和主减速装置14彼此连接。具体来说，在这种情形中，换档离合器Cc、液力变矩器T和主减速装置14的主动齿轮14a安装在曲轴2上，从曲轴箱1的右侧壁那一侧向着外侧，其顺序为主动齿轮14a、液力变矩器T和换档离合器Cc。一个右侧罩15a连接于曲轴箱1和变速器壳体8的右端面，以便覆盖主动齿轮14a、液力变矩器T和换档离合器Cc。

一个发电机16的转子17固定在曲轴2的左端上，发电机16的定子18安装在左侧罩15b上，左侧罩连接于曲轴箱1的左端面以覆盖发电机16。

用于驱动摩托车后轮(未画出)的链式最终减速装置19在变速箱壳体8外连接于变速箱M的输出轴11的左端。

如图1和2所示，换档离合器Cc包括一个由花键连接于曲轴2上的传动板25，以及一个可滑动地承载在支承管26上的带底的圆筒形离合器外构件27，支承管26整体地设置在传动板25的外表面上，从其突出。传动板25邻近于离合器外构件27的端壁设置，并具有由花键连接于离合器外构件27的内周上的外周。离合器内构件28共轴地设置在离合器外构件27内。多个环形主动摩擦板29通过花键可滑动地与离合器外构件27的一个圆筒形部分的内周接合，多个环形从动摩擦板30可滑动地与离合器内构件28的外周接合，环形主动摩擦板29和环形从动摩擦板30以交错叠放的关系设置。在本例中，两个主动摩擦板29分别设置在摩擦板29和30的组的内、外侧，一个与最外侧主动摩擦板29的外表面相对的接收环31锁紧在离合器外构件27的圆筒形部分的内周上。

一个隔离弹簧32在压缩下安装在相反侧主动摩擦板29之间，以便使这些摩擦板彼此偏压开来。一个突出地设置在离合器内构件28的外周上的凸缘28a对着最内侧的从动摩擦板30。

多个离心配重33通过枢轴34可摆动地安装在传动板25上，因而每个离心配重33的一条加力臂33a可推动最内的主动摩擦板29。传动板25的支承管26设有一个止动器35，它限定离合器外构件27的滑动的外侧(图2中的左侧)极限，一离合器弹簧36安装在传动板25和离合器外构件27之间，以便将离合器外构件27压向止动器35。

一个环形传递件38通过一个公知的逆向载荷传递螺旋机构37连接于离合器内构件28，并且通过花键连接于液力变矩器T的泵叶轮50的轮毂50a的外周。

离合器外构件27具有在其外表面突出的轮毂27a，一个分离凸轮40安装在轮毂27a上，其间有一分离轴承39。一个通过调节螺栓41安装在右侧罩15a上的静止凸轮42对着分离凸轮40，一个安装在静止凸轮42上的球体43接合在分离凸轮40上的凹部40a中。

分离凸轮40借助在换档前被操作的一条离合器臂(未画出)被转动。

同样如图1和2所示，液力变矩器T包括一个泵叶轮50和一个透平叶轮51，它们以传统方式彼此相对设置，以及一个定子叶轮52，其夹置在叶轮50和51之间。泵叶轮50可转动地设置，其轮毂50a的外周通过花键连接于传递件38，轮毂50a的内周通过滚珠轴承53可转动地装在曲轴2的外周面上。

透平叶轮51设置在一个从泵叶轮50向着曲轴箱1错开的位置上，一个圆筒形透平轴60固定在透平叶轮51的轮毂51a上，向着曲轴箱1突出，并且围绕曲轴箱2的外周同心地设置。

定子叶轮52具有一个轮毂52a，其通过滚珠轴承54可转动地装在曲轴2的外周面上。轮毂52a通过花键连接于定子轴55的一端，定子轴55围绕曲轴2的外周同心地设置。定子轴55的另一端在曲轴箱1的右侧壁附近延伸，借助滚珠轴承56可转动地装在曲轴2上，并且通过一个自由轮57连接于曲轴箱1。

透平轴60在其内、外端借助滚珠轴承58和滚针轴承59可转动地装在定子轴55的外周面上。

自由轮57由一个外座圈85、一个内座圈87和一个挡圈88构成，所述外座圈85在定子轴55的外端形成，直径大于定子轴55的外径，所述内座圈87借助轴承套86可相对转动地装在外座圈85内曲轴2上，所述挡圈装在座圈85和87之间。内座圈87具有一条静止臂87a，该静止臂突出地设置在其一端以固定内座圈87并接在一条接合槽89内，所述接合槽在邻近于静止臂87a的位置上在曲轴箱1的外臂内形成。挡圈88设置得在外座圈85即将沿与泵叶轮50转向相反的方向转动时使挡圈将外座圈85锁定于内座圈87，但是允许外座圈85沿与泵叶轮50转向相同的方向转动。

一个油泵驱动齿轮90在静止臂87a径向内侧的位置上键接于曲轴2，使齿轮90驱动下文将描述的油泵67。

液力变矩器侧罩61油密地与连接于泵叶轮50的泵延伸部50b相连接以包围透平叶轮51，并且覆盖透平叶轮51的外部。一个单向离合器62设置在液力变矩器侧罩61和透平轴60之间，只将逆向载荷转矩从透平轴60传至液力变矩器侧罩61。

一个主动齿轮14a整体地形成在透平轴60的外端上，一个与主动齿轮啮合的从动齿轮14b通过花键连接于变速箱M的输入轴10。以上述方式形成的主减速装置14设置在自由轮57和液力变矩器T之间。

在曲轴2内设有一条通入曲轴2右端面的上游供油通道65a，以及一条与围绕一曲轴销外周的滚针轴承49连通，所述曲轴销支承连杆6的较大端。油泵驱动齿轮90驱动的油泵67从油箱68泵送的机油通过右侧罩15a中形成的机油通道65送至上游供油通道65a。油箱68是在曲轴箱1、变速箱壳体8和右侧罩15a的底部限定的。

曲轴2设有一个隔壁69，使上游和下游供油通道65a和65b彼此隔开，一个隔塞70装入上游供油通道65a内，从而将上游供油通道65a分成一个上游部分和一个下游部分。

在换档离合器Cc中，通过一个盖44封闭支承管26的开口表面，从而在支承管26中形成一个油腔45，该油腔通过一个通孔71与离合器内构件28的内周连通。油腔45通过曲轴2内设置的进口孔72和出口孔73与上游供油通道65a的上游部分和下游部分连通。

如图3所示，第一和第二小油腔75和76分别设置在定子叶轮52的轮毂52a的左、右。第一小油腔75与泵叶轮50和透平叶轮51之间形成的一个油腔连通，也通过曲轴2内设置的进口孔77与上游供油通道65a的下游部分连通。第二小油腔76与透平叶轮51和定子叶轮52之间形成的一个油腔连通，也通过轮毂52a内的通孔74和曲轴2内设置的出口孔78与下游供油通道65b连通。

支承泵叶轮50的轮毂50a的滚珠轴承(下文中将称为第一轴承)53贴近第一小油腔75，支承透平叶轮51的轮毂51a的滚珠轴承(下文将称为第二轴承)58贴近第二小油腔76。内部密封件79和80分别装在第一和第二轴承53和58内部以便限制从第一和第二轴承53和58的内部至外部的流体通路，外部密封件81和82分别装在第一和第二轴承53和58外部，以便限制从第一和第二轴承53和58的外部至内部的流体如空气的通路。内部和外部密封件79和81；80和82分别构成本实施例的双向密封装置83和84。

另外，支承定子叶轮52的轮毂52a的滚珠轴承54具有面对第一小油腔75的右端面和通过通孔74与第二小油腔76连通的另一端面。

下面描述本实施例的操作。

首先描述换档离合器Cc的操作。在发动机E怠速期间，随曲轴2转动的传动板25的转速低，离心配重33的配重部分的离心力小，因而加力臂33a对主动摩擦板29的推动力也小。因此，相反侧的主动摩擦板29在隔离弹簧32的偏压力的作用下彼此间隔开来，使从动摩擦板30分离，因而换档离合器Cc处于脱开状态。因此，处于脱开状态的换档离合器Cc切断从曲轴2向液力变矩器T的动力传动，因而可以防止未操纵车轮制动器时由于液力变矩器T的蠕动现象造成的车辆的低速前行。

当发动机E的转速增加至一个等于或高于一个预定值的水平时，离心配重33的配重部分的离心力随着发动机E的转速的增加而增加，因而加力臂33a有力地将主动和从动摩擦板29和30的组压在接收环31上，使主动和从动摩擦板29和30进入彼此摩擦接合的状态。因此，换档离合器Cc自动地进入接通状态，使曲轴2的动力从离合器内构件28通过传递件38传至液力变矩器T。

当离心配重33对主动和从动摩擦板29和30的压迫力超过离合器弹簧36的设定载荷时，离合器外构件27沿在图2中看去向左的方向位移，同时使离合器弹簧36挠曲。另外，离心配重33被装在离合器外构件27上的止动圈47接纳，使其进一步的向外摆动受到限制。主动和从动摩擦板29和30彼此的压力接触的力不增加至一个等于或大于离合器弹簧36的载荷的水平。

在变换变速器M时，在这种变换之前通过一根离合器杆(未画出)转动分离凸轮40时，分离凸轮40将静止凸轮42上的球体43压出凹部40a，所形成的反作用力通过分离轴承39，反抗离合器弹簧36的载荷沿图2中向左的方向推动离合器外构件27，因而使接收环31与主动和从动摩擦板29和30分开。另一方面，止动圈47如上所述限制离心配重33向外摆动，因而加力臂33a在为主动和从动摩擦板29和30迄今所假定的推动位置上被停止。因此，主动和从动摩擦板29和30彼此可靠地分隔开来，使换档离合器Cc脱开。

在这种状态中，变速箱M的变换可以轻便地进行，而不受曲轴2的传动转矩的影响。

如果在变速箱M变换后离合器臂使分离凸轮40返回其原来位置，那么，离合器弹簧36的偏压力与离心配重33的持续的离心力共同使换档离合器Cc恢复其接通状态，将曲轴2的传动转矩传至液力变矩器T。

下面将描述液力变矩器T的操作。

当发动机E驱动的油泵67通过机油通道65向上游供油通道65a供油时，使油可通过进口孔72流入油腔45，然后流入通孔71和出口孔73。流过通孔71的机油送至换档离合器Cc的摩擦部分和滑动部分，使其冷却和润滑。

另一方面，流过出口孔73的机油流过上游供油通道65a的下游部分，然后通过第一小油腔75流过进口孔流至泵叶轮50和透平叶轮51之间形成的油腔以注满该油腔。然后，机油通过第二小油腔76、通孔74和出口孔78流至下游供油通道65b，从而润滑发动机E的各个部分。

因此，当来自曲轴2的输出转矩通过处于接通状态的换档离合器Cc传至泵叶轮50时，该转矩借助液力变矩器T内的机油的作用以液力方式传至透平叶轮51。如果此时在叶轮50和51之间已经产生转矩放大作用，那么定子叶轮52产生反作用力，定子叶轮52借助自由轮57的锁定作用固定地支承在曲轴箱1上。当透平叶轮51的转速趋近泵叶轮50的转速而达到连接状态时，定子叶轮52在自由轮57的空转作用下随泵叶轮50和透平叶轮51转动，因而提高了在连接状态中的传动效率。

从泵叶轮50传至透平叶轮51的转矩通过主减速装置14传至变速箱M的输入轴10，然后顺序地通过选择建立的换档齿轮系G1，G2，G3，G4、输出轴11和最终减速装置19传至后轮(未画出)，以便驱动后轮。

车辆行驶期间当发动机制动时，逆向载荷转矩施加在透平轴60上，使单向离合器62进入连接状态，因而逆向载荷转矩从泵延伸部50b传至泵叶轮50和传递件38。当逆向载荷转矩已经传至传递件38时，换档离合器Cc中的离合器内构件28被螺旋机构38的操作沿图2中看去向左的方向被推动，因而其凸缘28a将成组的主动和从动摩擦板29和30推在接收环31上，使最内的主动摩擦板29，因而使换档离合器Cc进入接通状态。因此，逆向载荷转矩被传至曲轴2，因而提供良好的发动机制动作用。

将定子叶轮52连接于静止结构的曲轴箱1的自由轮57设置在定子轴55的通过透平轴60伸至透平轴60的外侧的外端和曲轴箱1贴近该外端的一个部分之间。因此，定子轴55的内端只可连接于定子叶轮52的轮毂52a，因而可以减小定子叶轮52的直径，因此，尽管设有自由轮57，也可以减小整个液力变矩器T的直径。尽管设有自由轮57，定子叶轮52的轮毂52a也可以通过轴承54稳定地装在曲轴2上。另外，轴承54的相对两端面面对在轮毂52a两相反侧的第一和第二小油腔75和76，因而轴承54总是处于良好的润滑状态。

当连接于定子叶轮52的定子轴55处于其连接状态，定子叶轮52随泵叶轮50和透平叶轮51转动时，它基本上按照与曲轴2和透平轴60相同的速度转动。因此，在三根轴2，55和60之间的相对转速差极小，减轻了上述轴之间的轴承54，56，58和59的载荷，因而可以提高其耐用度。

向着曲轴箱1伸出的透平轴60固定在透平叶轮51上，透平叶轮51设置在从泵叶轮50向着曲轴箱1错开的位置上，主减速装置14的位于透平叶轮51和自由轮57之间的主动齿轮14a在透平轴60的外端上形成。因此，主动齿轮14a可以尽可能靠近曲轴箱1设置，同时避免与自由轮57发生干涉，因而在主减速装置14工作中可以将主动齿轮14a作用在曲轴2上的弯矩抑制在一个低的水平上，从而提高曲轴2的耐用度。

另外，自由轮57由外座圈85、内座圈87和挡圈88构成，外座圈85在定子轴55的外端上形成，定子轴55借助轴承56装在曲轴2上，内座圈87可相对转动地装在曲轴2上，并且不可转动地连接于曲轴箱1，挡圈88设在座圈85和87之间。因此，外座圈85和内座圈87都承载在曲轴2上，可以对外座圈85和内座圈87提供高的精度的同心度，以便保证自由轮57的稳定工作。

定子叶轮52的轮毂52a借助轴承54装在曲轴2上，因而可以保证稳定地工作。另外，轴承54的相对的两个端面在轮毂52a两侧面对第一和第二小油腔75和76，因而轴承54总是处于良好的润滑状态。

另外，考虑到发动机E在低速转动区域工作，发动机驱动的油泵67排出的压力低，因而从上游供油通道65a送至液力变矩器T的机油的压力低。在这种情形中，当泵叶轮50的转动随着发动机E的加速而加速时，泵叶轮50会将大量机油吸入叶轮本身中，但是，从上游供油通道65a向第一小油腔75的机油供应并不被超过，第一和第二小油腔75和76在某些情形中可被减压。但是，由于贴近小油腔75和76的第一和第二轴承75和76具有用于限制流体如空气从外界进入的外部密封件81和82，因而右侧罩15a内的空气可被阻止通过轴承53和58进入第一和第二小油腔75和76。因此，可以防止由于空气进入在液力变矩器T中的工作机油而造成的传动效率的下降。

另一方面，当在发动机E的高速工作区域中形成从油泵67排放的足够压力时，第一和第二小油腔75和76中的压力也增高。但是，由于贴近小油腔75和76的第一和第二轴承53和58具有用于限制流体从内侧进入的内部密封件79和80，因而在每个小油腔75和76中的液压可防止通过轴承53和58外漏。因此，能够可靠地保持液力变矩器T内的高压状态，并保证高的传动效率。

上游供油通道65a和曲轴2内的下游供油通道65b之间的直接连通被进口孔77和出口孔78之间的隔壁69切断，因而从油泵67送至上游供油通道65a的机油被迫通过进口孔77和出口孔78流过液力变矩器T内部。因此，即使油泵67功率相对较小，也可以防止液力变矩器T中工作机油的极度短缺，这对于小型车辆是有效的。

在第一实施例中，在每个部分中使用的轴承的类型可以根据需要选择，例如，可以使用任何滚珠轴承、滚针轴承、滑动轴承等。另外，在曲轴2中可设置孔，以便在上游和下游供油通道65a和65b之间可以连通，从而使一部分上游供油通道65a中的机油可通过所述孔转移至下游供油通道65b。

下面描述图4和5中所示的本发明的第二实施例。

现在参阅图4，从曲轴箱101右外表面侧按照下述顺序，主减速装置104的一个主动齿轮104a、一个液力变矩器T和一个换档离合器Cc安装在一个曲轴102上，曲轴102借助轴承103装在发动机曲轴箱101中，因而曲轴102的输出通过换档离合器Cc、液力变矩器T和主减速装置104传至多级变速箱(未画出)的输入轴。

如图4和5所示，液力变矩器T由一个泵叶轮110、一个透平叶轮111和一个定子叶轮112构成。泵叶轮110邻近换档离合器Cc设置，并具有一个借助滚针轴承113装在曲轴2上的轮毂110a。一个与换档离合器Cc的输出部分接合的传动板115固定在泵叶轮110的外表面上。因此，从换档离合器Cc的输出转矩通过传动板115传至泵叶轮110。在变换多级变速箱(未画出)时，换档离合器Cc被控制在其脱开状态中以避免换档震动。

一个圆筒形定子轴120在泵叶轮110的轮毂110a和支承曲轴102的滚珠轴承103之间设置在曲轴102上。在定子轴120的右端上形成的一个止动销120a接合在围绕定子叶轮112的轮毂112a的内周形成的凹口140中。按照这种方式，定子轴120连接于定子叶轮112。

定子轴120的左端穿过连接于透平叶轮110的透平轴119，伸向透平轴119外，一个定子臂板116固定在上述左端。设置在定子臂板116中部的圆筒形部分116a的外周面借助滚珠轴承117装在曲轴箱101上。定子臂板116的外周借助自由轮118设置在曲轴箱101上。

主减速装置104的主动齿轮104a在透平轴119上整体形成，设置在变速箱的输入轴上的一个从动齿轮104b与主动齿轮104a啮合。以上述方式构制的主减速装置104设置在曲轴箱101和液力变矩器T之间。

对着泵叶轮110的透平叶轮111具有在其中央部分整体设置的透平轴119，并在其右端借助滚针轴承121装在定子轴120上，在其左端借助滚珠轴承装在定子臂板116的内周面上。一个单向离合器124装在透平轴119和曲轴102之间，穿过定子轴120中的横向孔123。当向透平轴119施加逆向载荷时，单向离合器124进入其接通状态，使透平轴119和曲轴102彼此直接相连。

泵叶轮110包括一个包围透平叶轮111的泵延伸部110b，一个侧罩126油密地装配在延伸部110b的开口端部，以便覆盖透平叶轮111的外表面。侧罩126也可相对转动地装在透平轴119的外周上。一个油腔141限定在透平叶轮111和侧罩126之间，在泵叶轮110和透平叶轮111之间形成连通。

在曲轴102中设有一条通入曲轴102右端面的上游供油通道125a，以及一条下游供油通道125b连接于待润滑部分，其位于曲轴102周围。曲轴102驱动的油泵127从油箱128泵送的机油被送至上游供油通道125a。油箱128在曲轴箱101底部形成。

在泵叶轮110的轮毂110a、透平轴119和定子叶轮112的轮毂112a之间的间隙用作液力变矩器T的流体进口130。液力变矩器T的流体出口131设置在透平轴119的伸向透平叶轮111外的一个部分上，并且与油腔141连通。流体进口130通过曲轴102中的进口孔132与上游供油通道125a连通，流体出口131通过定子轴120中的横向孔123和曲轴102中的出口孔134与下游供油通道125b连通。

如图5所示，在液力变矩器T中，一个环形凸起137a在定子叶轮112的芯环137的外周面上的轴向中央部分上形成，泵叶轮110和透平叶轮111的芯环135和136的内周端部135a和136a被设置得可相对转动地搭接在环形凸起137a两相反侧上的芯环137的外周面上。

在这种情形中，每个芯环135，136和137被形成得使下述表达式成立：g/R≤1.0％         ……(1)A/W≥7.5％         ……(2)

其中，g代表芯环135，136和137中相邻者之间的搭接间隙；R是定子叶轮112的芯环137的内周半径；A是芯环135，136和137之间的搭接余量(lap margin)；W是定子叶轮112的轴向最大宽度。

在图5中，标号138代表一个由三个芯环135，136和137包围的芯内油腔。

下面描述第二实施例的操作。

在发动机工作期间，当曲轴102驱动的油泵127将机油泵入曲轴102内的上游供油通道125a时，所述机油首先流过进口孔132、凹口140和机油进口130流入液力变矩器T，以便注入泵叶轮110和透平叶轮111之间，再进一步注满油腔141；通过机油出口131流向横向孔123，以便润滑单向离合器124；然后通过出口孔134流入曲轴102内的下游供油通道125b中。从而润滑围绕曲轴102的区域。因此，在液力变矩器T中机油被新机油取代，从而实现液力变矩器T的冷却。

当换档离合器Cc处于其接通状态时，曲轴102的输出转矩通过换档离合器Cc传至泵叶轮110，以便转动泵叶轮110。液力变矩器T内的机油将泵叶轮110的转矩传至透平叶轮111，同时通过泵叶轮110的转动按照泵叶轮110→透平叶轮111→定子叶轮112→泵叶轮110的路线在液力变矩器T内循环。如果此时在泵叶轮110和透平叶轮111之间产生转矩放大作用，那么，定子叶轮112产生反作用力，定子叶轮112被自由轮118的锁紧作用固定地支承在曲轴102上。

在这种情形中，从透平叶轮111流向泵叶轮110的机油压力转变成定子叶轮112中的动能，因此，在定子叶轮112的进口和出口之间产生相对较大的压力差。因此，在透平叶轮111的芯环136和定子叶轮112的芯环137之间的搭接间隙g中，机油将从透平叶轮111流出，流入芯内油腔138，并且在泵叶轮110的芯环135和定子叶轮112的芯环137之间的搭接间隙g中，芯内油腔138中的机油将流入泵叶轮110。

机油的上述流入和流出引起传动效率和液力变矩器T内转矩孔的下降。但是，在按照本发明的液力变矩器T中，每个搭接间隙g表现出大的节流阻力，从而有效地限制了上述机油的流出和流入，因而流出透平叶轮111的全部机油量经过定子叶轮112流至泵叶轮110，因而由于形成了芯环135，136和137，可以有效地防止传动效率及液力变矩器T中转矩比的下降，使上述表达式(1)，即，g/R≤1.0％得以建立。

图9的曲线图表示由试验确定的g/R和最大传动效率之间的关系，以及转矩比。如图9所示，如果g/R超过1.0％，那么，最大传动效率和转矩比都减小。

为了保证传动效率和转矩比，g/R可以设定在一个等于或小于1.0％的值上，但是，如果考虑可工作性，最好将g/R设定为大约1.0％。

另外，在按照本发明的液力变矩器T中，形成了芯环135，136和137，因而上述表达式(2)，即，A/W≥7.5％得以建立，因此，甚至在这种情形中，每个搭接间隙g表现出大的节流阻力，以便有效地限制机油的流出和流入，因而可以有效地防止传动效率和液力变矩器T中转矩比的下降。

图10的曲线图表示试验确定的A/W和最大传动效率之间的关系，以及转矩比。如图10所示，如果A/W小于7.5％，那么，最大传动效率和转矩比都减小。

即使只建立了表达式(1)和(2)中的任一个，对防止传动效率和液力变矩器T内转矩比的下降就足够了。但是，如果两个表达式都被满足，那么，可以得到进一步的效果。

当转矩放大作用已经完成时，定子叶轮112随泵叶轮110和透平叶轮111同向转动，同时借助定子叶轮112接受的逆向转矩使自由轮118空转。

在图6所示的第三实施例中，定子叶轮112的芯环137的外周面沿轴向分成两半。在透平叶轮111侧的一半形成小直径外周面137s，在泵叶轮110侧的一半形成大直径外周面137d。泵叶轮110和透平叶轮111的芯环135和136的内周端部135a和136a分别在大直径外周面137d和小直径外周面137s上搭接。

其它结构与图4和5所示第二实施例相同，因而相应于第二实施例的部分或零件使用相同的标号，并不再赘述。

按照第三实施例，易于将A/W设定在大的值上，并且可以有效地限制机油通过芯环135，136和137之间的搭接间隙g的流出和流入，从而有效地防止传动效率和液力变矩器T中的转矩比的下降。

在图7所示的第四实施例中，定子叶轮112的芯环137的外周面形成圆柱形，其直径在整个区域是均匀一致的。在芯环137的外周面上搭接的泵叶轮110和透平叶轮111的芯环135和136的内周面135a和136a设置得使其搭接时内周面136a处于内侧。其它结构与图6所示第三实施例相同，因而相应于第三实施例的部分或零件使用相同的标号，并且不再赘述。

按照第四实施例，可以有效地限制机油通过芯环135，136和137之间的搭接间隙g的流出和流入，因而有效地防止传动效率和液力变矩器T内转矩比的下降。

在图8所示的第五实施例中，环形密封件139，139围绕定子叶轮112的芯环137的外周安装，可相对转动地与泵叶轮110和透平叶轮111的内周端部135a和136a密切接触。其它结构与图7所示第四实施例相同，因而与第四实施例相应的部分或零件使用相同的标号，并且不再赘述。

按照第五实施例，芯环135，136和137之间的搭接间隙g被环形密封件139，139密封，因而可以可靠地限制机油通过搭接间隙g的流出和流入，从而可以可靠地防止传动效率和液力变矩器T内转矩比的下降。

下面描述图11所示本发明的第六实施例。

在按照第六实施例的液力变矩器T中，在泵叶轮110的中央部分上形成的一个轮毂110a对着在定子叶轮112的中央部分上形成的一个轮毂112a的右侧，其间留有一个间隙g1，轮毂110a借助滚针轴承113装在曲轴102上。

固定地设置在透平叶轮111的中央部分上的一个轮毂111a借助滚针轴承121可相对转动地装在定子轴120上，并且对着定子叶轮112的轮毂112a的左端面，其间留有一个间隙g2。

泵叶轮110的轴向位置是由固定在曲轴102的中间台阶102a上的推板142抵靠在轮毂110a的外端面上而确定的，透平叶轮111的轴向位置是由承载透平轴119的滚珠轴承117确定的。另外，定子叶轮112的轴向位置是通过轮毂112a的内周端部夹置在滚针轴承113和114的内座圈113a和114a之间而确定的。在这种情形中，透平叶轮111和定子叶轮112的轮毂111a和112a之间的间隙g2尽量设定在一个小的值上，使机油难于流过间隙g2。相反，泵叶轮110和定子叶轮112的轮毂110a和112a之间的间隙g1则设定在一个足够大的值上，使机油易于流过间隙g1。因此，该间隙g1被用作机油进口130。

设置在曲轴102中的进口孔132通过轮毂112a的凹口140与机油进口130连通。

一个机油出口131设置在透平轴119上，并连接于透平叶轮111后面的油腔141，并且通过设置在曲轴102中的出口孔134与定子轴120中的横向孔123和下游供油通道125b连通。

其它结构与图4和5所示的第二实施例相同，因而相应于第二实施例的部分或零件使用相同的标号，并且不再对其赘述。

下面描述本发明第六实施例的操作。

当在换档离合器Cc接通状态中曲轴102的转动传至泵叶轮110时，液力变矩器T中的机油将泵叶轮110的转矩传至透平叶轮111，同时泵叶轮110的转动使机油沿着泵叶轮110→透平叶轮111→定子叶轮112→泵叶轮的线路在液力变矩器T中循环。如果那时转矩放大作用已经在泵叶轮110和透平叶轮111之间产生，那么，定子叶轮112产生反作用力，定子叶轮被自由轮118的锁紧作用固定地支承在曲轴箱101上。

在这种情形中，从透平叶轮111流向泵叶轮110的机油的压力转变成定子叶轮112中的动能，因此，在定子叶轮112的进口和出口之间产生相对较大的压力差。那时在液力变矩器T的各部分中的压力之间的关系由下述表达式表达：p1＞p2＞p3

其中，P1是泵叶轮110出口中的压力；P2是定子叶轮112的进口中的压力；P3是定子叶轮112的出口中的压力。

在这种情形中，即使由于发动机转速下降使从油泵127排放的压力降至接近于大气压力，油泵127排放的整个油量也从机油进口130送至定子叶轮112的出口，因而在该出口中P3的下降被尽量抑制，这是由于透平叶轮111和定子叶轮112的轮毂111a和112a之间的间隙g2充分节流，且泵叶轮110和定子叶轮112之间的间隙g1被加宽而形成了机油进口130。因此，可以最大程度防止在定子叶轮112的出口中的机油内产生气泡，从而防止由于气泡的产生而造成转矩比和传动效率的下降。

另外，由于透平叶轮111和定子叶轮112的轮毂111a和112a之间的间隙g2充分节流，因而可以防止流出透平叶轮111的机油通过间隙g2流至定子叶轮112的轮毂112a的内周。另外，流出透平叶轮111的全部油量流过定子叶轮112，因而可以防止由于机油流出，流入间隙g2而造成的转矩比和传动效率的下降。

图15的曲线图表示通过试验确定的机油进口130的位置和转矩比之间的关系。在图15中，①相应于机油进口130设置在定子叶轮112的轮毂112a的相对两侧上的间隙g1和g2中的情形；②相应于机油进口130只设置在定子叶轮112的轮毂112a的邻近于透平叶轮111那侧上的间隙g2中的情形；③相应于机油进口130只设置在定子叶轮112的轮毂112a的邻近于泵叶轮110那侧上的间隙g1中的情形。从图15可看出，当从油泵127排放的压力相对较高时，在情形①，②和③中未观察到转矩比的变化。但是，当排放压力下降时，转矩比在情形①和②中下降，而转矩比在情形③中(按照本实施例)不下降。

当转矩放大作用已经完成时，定子叶轮112随泵叶轮110和透平叶轮111同向转动，同时定子叶轮112接受的转矩的逆反使自由轮118空转(racing)。

在图12所示的第七实施例中，一个环形密封件139夹置在透平叶轮111和定子叶轮112的轮毂111a和112a之间。其它结构与图11所示第六实施例相同，因而相应于第六实施例的部分和零件使用相同的标号，并且对其不再赘述。

按照第七实施例，透平叶轮111和定子叶轮112的轮毂111a和112a之间的间隙g2被密封件139密封，因而可以可靠地限制机油通过间隙g2的流出和流入。因此，油泵127排放的全部油量可以通过机油进口130送至定子叶轮112的出口，并且可以防止流出透平叶轮111的机油流出，并流入间隙g2，从而有效地防止转矩比和传动效率的下降。

在图13所示的本发明的第八实施例中，轮毂110a，111a和111a之间的间隙g1和g2的尺寸尽量设定在小的值上，因而定子叶轮112的轮毂112a的轴向位置是在泵叶轮110和透平叶轮111的轮毂110a和111a之间确定的。多条径向槽145和146在泵叶轮110和定子叶轮112的相对表面中的一个或两个上设置，作为机油进口130，使轮毂112a上的凹口140能够与定子叶轮112的出口连通。

在这种情形中，透平叶轮111的轮毂111a的外周面和定子叶轮112的相对表面之间的间隙最好尽量的窄，或者一个环形密封件148夹置在轮毂112a和定子叶轮112的相对表面之间。其它结构与图12所示第七实施例相同，因而相应于第七实施例的部分和零件使用相同的标号，并且对其不再赘述。

按照第八实施例可以实现与第六和第七实施例类似的功能和作用，轮毂110a，111a和112a之间的间隙g1和g2可充分的窄以便将定子叶轮的轴向运动保持得最小。

图14所示本发明的第九实施例在布置上类似于图3所示的第八实施例，只是在泵叶轮110的轮毂110a中设有一个机油进口130，使定子叶轮112的轮毂112a可与定子叶轮112的出口连通。因此，相应于第八实施例的部分和零件在图14中使用相同的标号，并且对其不再赘述。

按照第九实施例可以实现与第八实施例类似的功能和效果。

虽然已经详述了本发明的各实施例，但是，本发明显然并不局限于上述实施例，可以在结构上作各种变化而并不超出权利要求书所限定的本发明的范围。