(57)【要約】【課題】  伝達トルクを犠牲にすることなく、ドラッグトルクを効果的に低減することができる流体継手を提供する。【解決手段】  ポンプハブに装着された環状のコアリングを有する環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、該ポンプと対向して配設されポンプハブと相対回転可能なタービンハブに装着された環状のコアリングを有する環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有するタービンと、ポンプとタービン内に充填された作動流体とを具備する流体継手であって、タービンはタービンハブに軸方向に摺動可能に構成され、タービンをポンプ側から離間する方向に付勢する弾性付勢手段を備えており、ポンプのコアリングとタービンのコアリングは、タービンがポンプに近接している状態では両コアリング内に作動流体が流れる隙間が大きくなり、タービンがポンプシェルと離間するに従っては両コアリング内に作動流体が流れる隙間が小さくなるように構成されている。【選択図】        図３
2005083413.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ポンプハブに装着された環状のコアリングを有する環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、
該ポンプと対向して配設され該ポンプハブと相対回転可能なタービンハブに装着された環状のコアリングを有する環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有するタービンと、
該ポンプと該タービン内に充填された作動流体と、を具備する流体継手において、
該タービンは該タービンハブに軸方向に摺動可能に構成され、該タービンを該ポンプ側から離間する方向に付勢する弾性付勢手段を備えており、
該ポンプのコアリングと該タービンのコアリングは、該タービンが該ポンプに近接している状態では該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が大きくなり、該タービンが該ポンプシェルと離間するに従っては該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が小さくなるように構成されている、
ことを特徴とする流体継手。
【請求項２】
ポンプハブに装着された環状のコアリングを有する環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、
該ポンプと対向して配設され該ポンプハブと相対回転可能なタービンハブに装着された環状のコアリングを有する環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有するタービンと、
該ポンプと該タービン内に充填された作動流体と、を具備する流体継手において、
該タービンは該タービンハブに軸方向に摺動可能に構成され、該タービンの回転に伴う遠心力の作用で該タービンを該ポンプ側から離間せしめる遠心力離間手段を備えており、
該ポンプのコアリングと該タービンのコアリングは、該タービンが該ポンプに近接している状態では該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が大きくなり、該タービンが該ポンプと離間するに従っては該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が小さくなるように構成されている、
ことを特徴とする流体継手。
【請求項３】
該遠心力押圧手段は、該タービンの内周部内面と対向して配設され該タービンハブに取り付けられた環状の案内部材と、該案内部材と該タービンの内周部内面との間に配設された複数個の遠心力作動部材とからなっている、請求項２記載の流体継手。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、原動機の回転トルクを伝達するための流体継手（フルードカップリング）の改良に関する。
【背景技術】
【０００２】
流体継手（フルードカップリング）は船舶用、産業機械用、自動車用の動力伝達継手として従来から用いられている。流体継手は、環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有し上記ポンプと対向して配設されたタービンとからなっており、ポンプおよびタービン内に作動流体が充填されている。このように構成された流体継手は、ポンプが原動機である例えばディーゼルエンジンのクランクシャフト（流体継手としての入力軸）に連結され、タービンが入力軸と同一軸線上に配置された出力軸に取り付けられる。
また、上記ポンプシェルおよびタービンシェルに、作動流体を整流するための環状のコアリングを設けた流体継手も使用されている。
【０００３】
図１１は、一般的な流体継手の特性を示すもので、横軸はポンプとタービンとの速度比（ｅ）、縦軸は流体継手の入力容量係数（τ）である。図１１から判るように流体継手は、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプが回転しタービンが停止している状態において、入力容量係数（τ）が最大となる。このような特性を有する流体継手を車両の駆動装置に装備した場合、車両停止状態でエンジンが駆動され変速機の変速ギヤが投入されている状態、即ち入力軸が回転し出力軸が停止している状態では、その特性上ドラッグトルクを有する。ドラッグトルクは、一般的にエンジンがアイドリング回転数（例えば、５００ｒｐｍ）で運転されている状態での伝達トルクをいう。ドラッグトルクが大きいと、エンジンのアイドリング運転が著しく不安定となるとともに、この不安定な回転が駆動系に異常振動を発生させる原因となる。また、ドラッグトルクが大きいことにより、アイドリング運転時の燃費が悪化する原因にもなっている。
【０００４】
上述したドラッグトルクを低減するための対策として、ポンプとタービンとの間にバッフルプレートを配設する技術が知られている。
バッフルプレートを配設したドラッグトルク低減対策について、図１２および図１３を参照して説明する。図１２に示す流体継手は、ポンプＰとタービンＴとの間に出力軸ＯＳに取り付けられた環状のバッフルプレートＢＰを配設したものである。一方、図１３に示す流体継手は、ポンプＰの外周部に環状のバッフルプレートＢＰを配設したものである。
【０００５】
図１２および図１３に示す流体継手は固定のバッフルプレートであるため、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）に対する入力容量係数（τ）の特性を変化させる効果はあるが、入力回転数に対してτ特性を変化させることができない。即ち、ドラッグトルク対策を行うためにτ（ｅ＝０）を低くすると、アイドリング時のドラッグトルクはバッフルプレートのないものと比較すると低くなるが、発進時の伝達トルク自体も同様に低くなってしまい、エンジン回転数を必要以上に上昇させないと発進できなくなり、燃費の悪化をまねく等の問題がある。一方、発進時の伝達トルクを上げるためにτ（ｅ＝０）を高くすると、発進トルクは得られるが、アイドリング時のドラッグトルクが大きくなり、アイドリング時の燃費が悪化するという問題がある。このように、固定のバッフルプレートを用いた流体継手は、アイドリング時のドラッグトルクと燃費がトレードオフの関係にあり、これを解決することができない。
【０００６】
また、ドラッグトルクを低減するための対策として、ポンプシシェルのコアリングまたはタービンシェルのコアリングの内周または外周に環状のバッフルプレートを装着した流体継手も提案されている。（例えば、特許文献１参照。）
【０００７】
【特許文献１】特開２００１−５０３０９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
流体継手を車両の駆動装置に装備する場合、その特性としては、エンジン回転速度即ちポンプの回転速度が高い発進時等の伝達トルクを犠牲にすることなく、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプが回転しタービンが停止しているアイドリング時における伝達トルクを低減することが望ましい。しかるに、上記特願２００１−５０３０９号公報に開示された流体継手においては、アイドリング時における伝達トルク即ちドラッグトルクを効果的に低減することはできるが、バッフルプレートが固定されているためにエンジン回転速度即ちポンプの回転速度が高い発進時等における伝達トルクの低下は避けられず、必ずしも満足し得るものではない。
【０００９】
本発明は上記事実に鑑みてなされたもので、その主たる技術的課題は、伝達トルクを犠牲にすることなく、ドラッグトルクを効果的に低減することができる流体継手を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
上記主たる技術的課題を解決するために、本発明によれば、ポンプハブに装着された環状のコアリングを有する環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、
該ポンプと対向して配設され該ポンプハブと相対回転可能なタービンハブに装着された環状のコアリングを有する環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有するタービンと、
該ポンプと該タービン内に充填された作動流体と、を具備する流体継手において、
該タービンは該タービンハブに軸方向に摺動可能に構成され、該タービンを該ポンプ側から離間する方向に付勢する弾性付勢手段を備えており、
該ポンプのコアリングと該タービンのコアリングは、該タービンが該ポンプに近接している状態では該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が大きくなり、該タービンが該ポンプシェルと離間するに従っては該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が小さくなるように構成されている、
ことを特徴とする流体継手が提供される。
【００１１】
また、本発明によれば、ポンプハブに装着された環状のコアリングを有する環状のポンプシェルと該ポンプシェル内に放射状に配設された複数個のインペラとを有するポンプと、
該ポンプと対向して配設され該ポンプハブと相対回転可能なタービンハブに装着された環状のコアリングを有する環状のタービンシェルと該タービンシェル内に放射状に配設された複数個のランナとを有するタービンと、
該ポンプと該タービン内に充填された作動流体と、を具備する流体継手において、
該タービンは該タービンハブに軸方向に摺動可能に構成され、該タービンの回転に伴う遠心力の作用で該タービンを該ポンプ側から離間せしめる遠心力離間手段を備えており、
該ポンプのコアリングと該タービンのコアリングは、該タービンが該ポンプに近接している状態では該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が大きくなり、該タービンが該ポンプと離間するに従っては該両コアリング内に作動流体が流れる隙間が小さくなるように構成されている、
ことを特徴とする流体継手が提供される。
【００１２】
上記遠心力押圧手段は、上記タービンシェルの内周部内面と対向して配設され上記タービンハブに取り付けられた環状の案内部材と、該案内部材とタービンシェルの内周部内面との間に配設された複数個の遠心力作動部材とからなっている。
【発明の効果】
【００１３】
本発明による流体継手は以上のように構成されているので、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）１．０に近い状態での伝達トルクを犠牲にすることなく、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプが回転しタービンが停止している状態でのポンプからタービンへの伝達トルクが低下し、ドラッグトルクを効果的に低減することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
以下、本発明に従って構成された流体継手の好適実施形態を図示している添付図面を参照して、更に詳細に説明する。
【００１５】
図１には、本発明に従って構成された流体継手を自動車用エンジンと摩擦クラッチとの間に配設した駆動装置の一実施形態が示されている。図示の実施形態における駆動装置は、原動機としての内燃機関２と本発明に従って構成された流体継手４および摩擦クラッチ７とによって構成されている。内燃機関２は図示の実施形態においてはディーゼルエンジンからなっており、クランク軸２１の端部には流体継手４の後述するポンプ側が取り付けられる。
【００１６】
流体継手４は、ディーゼルエンジン２に装着されたハウジング２２にボルト２３等の締結手段によって取り付けられた流体継手ハウジング４０内に配設されている。図示の実施形態における流体継手４は、ポンプ４１と該ポンプ４１と対向して配設されたタービン４２および該タービン４２を包囲し上記ポンプ４１と連結されたケーシング４３を具備している。以下、流体継手４について図１とともに図２および図３も参照して説明する。
【００１７】
流体継手４を構成するポンプ４１は環状のコアリング４１１を備えた環状のポンプシェル４１２と、該ポンプシェル４１２内に放射状に配設された複数個のインペラ４１３とを備えており、ポンプシェル４１２が上記ケーシング４３に溶接等の固着手段によって取り付けられている。なお、ケーシング４３は、上記クランク軸２１にボルト２４によって内周部が装着されたドライブプレート４４の外周部にボルト４４１、ナット４４２等の締結手段によって装着されている。このようにして、ポンプ４１のポンプシェル４１２は、ケーシング４３およびドライブプレート４４を介してクランク軸２１に連結される。従って、クランク軸２１は流体継手４の入力軸として機能する。このように構成されたポンプ４１は、ポンプシェル４１２の内周部がポンプハブ４５に溶接等の固着手段によって取り付けられている。
【００１８】
上記タービン４２は、上記ポンプ４１のポンプシェル４１２と対向して配設され環状のコアリング４２１を備えた環状のタービンシェル４２２と、該タービンシェル４２２内に放射状に配設された複数個のランナ４２３とを備えている。タービンシェル４２１の内周部には、内周面に内歯スプライン４６１を備えた環状のボス４６が取り付けられている。このボス４６は、上記入力軸としての上記クランク軸２１と同一軸線上に配設された出力軸４７にスプライン嵌合されたタービンハブ４８に軸方向に摺動可能に配設される。即ち、タービンハブ４８の外周面には外歯スプライン４８１が形成されており、この外歯スプライン４８１にボス４６の内歯スプライン４６１をスプライン嵌合することによって、ボス４６即ちタービンシェル４２１はタービンハブ４８に軸方向に摺動可能に装着される。なお、タービンハブ４８と上記ポンプハブ４５との間には軸受４９が配設されている。従って、ポンプハブ４５とタービンハブ４８とは、互いに相対回転可能に構成されている。
【００１９】
図示の実施形態における流体継手４は、タービン４２をポンプ４１側から離間する方向に付勢する弾性付勢手段５を具備している。弾性付勢手段５は、タービンシェル４２１の内側即ちポンプ４１側（図１乃至図３において右側）においてタービンハブ４８に装着されたスプリングマウント５１と、該スプリングマウント５１とタービンシェル４２１との間に配設された圧縮コイルスプリング５２とからなっており、タービン４２をポンプ４１側から離間する方向（図１乃至図３において左方）に付勢する。スプリングマウント５１には内歯スプライン５１１が形成されており、この内歯スプライン５１１がタービンハブ４８の外歯スプライン４８１にスプライン嵌合する。このスプリングマウント５１は、スプリングマウント５１の内側即ちポンプ４１側（図１乃至図３において右側）においてタービンハブ４８に装着されたスナップリング５３によってポンプ４１側（図１乃至図３において右側）への移動が規制されている。なお、タービンハブ４８の図１乃至図３において左端部外周にはストッパー５４が装着されており、タービン４２の図２で示す離間位置から左方即ちポンプ４１と離間する方向への移動を規制している。
【００２０】
ここで、上記ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１について、図２および図３を参照して説明する。
図２および図３で示す実施形態においては、タービン４２のコアリング４２１はその外周部４２１ａおよび内周部４２１ｂがポンプ４１側に突出して形成されている。一方、ポンプ４１の複数個のインペラ４１３には、タービン４２のコアリング４２１の外周部４２１ａおよび内周部４２１ｂとの干渉を回避するための凹部４１３ａおよび４１３ｂが形成されている。そして、ポンプ４１のコアリング４１１は、タービン４２のコアリング４２１内に収容される大きさに形成されている。従って、図３に示すようにタービ４２がポンプ４１と近接している状態では両コアリングの外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が大きくなり、タービ４２とポンプ４１が離間するに従っては両コアリングの外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が小さくなり図２で示す離間位置で両コアリングの外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が最小となる。
【００２１】
図１を参照して説明を続けると、図示の実施形態における流体継手４は油圧ポンプ６０を具備している。この油圧ポンプ６０は、上記流体継手ハウジング４０に装着された摩擦クラッチ７の後述するクラッチハウジング７０にボルト６１等の固着手段によって取り付けられたポンプハウジング６２に配設されている。この油圧ポンプ６０は、上記ポンプハブ４５によって回転駆動されるように構成されており、図示しない流体経路を介して作動流体を上記ポンプ４１およびタービン４２内に供給する。
【００２２】
次に、上記摩擦クラッチ７について説明する。
摩擦クラッチ７は、上記流体継手ハウジング４０にボルト７１によって装着されたクラッチハウジング７０内に配設されている。図示の実施形態における摩擦クラッチ７は、上記流体継手４の出力軸４７に装着されたクラッチドライブプレート７２と、出力軸４７と同一軸線上に配設された伝動軸７３（図示の実施形態においては、図示しない変速機の入力軸）と、該伝動軸７３にスプライン嵌合されたクラッチハブ７４に取り付けられ外周部にクラッチフェーシング７５が装着されているドリブンプレート７６と、該ドリブンプレート７６をクラッチドライブプレート７２に押圧するプレッシャープレート７７と、該プレッシャープレート７７をクラッチドライブプレート７２に向けて付勢するダイアフラムスプリング７８と、該ダイアフラムスプリング７８の内端部に係合してダイアフラムスプリング７８の中間部を支点７８１として作動するレリーズベアリング７９と、該レリーズベアリング７９を軸方向に作動せしめるクラッチレリーズフォーク８０とを具備している。このように構成された摩擦クラッチ７は、図示の状態においてはダイアフラムスプリング７８のばね力によってプレッシャープレート７７がクラッチドライブプレート７２に向けて押圧されており、従って、ドリブンプレート７６に装着されたクラッチフェーシング７５がクラッチドライブプレート７２に押圧されて流体継手４の出力軸４７に伝達された動力がクラッチドライブプレート７２およびドリブンプレート７６を介して伝動軸７３に伝達される。この動力伝達を遮断する場合は、図示しないスレーブシリンダに油圧を供給してクラッチレリーズフォーク８０を作動し、レリーズベアリング７９を図１において左方に移動すると、ダイアフラムスプリング７８が図において２点鎖線で示すように作動せしめられ、プレッシャープレート７７への押圧力を解除することにより、クラッチドライブプレート７２からドリブンプレート７６への動力伝達が遮断される。
【００２３】
図示の実施形態における流体継手を装備した駆動装置は以上のように構成されており、以下その作動について説明する。
ディーゼルエンジン２のクランク軸２１（入力軸）に発生した駆動力は、ドライブプレート４４を介して流体継手４のケーシング４３に伝達される。ケーシング４３とポンプ４１のポンプシェル４１２は一体的に構成されているので、上記駆動力によってポンプ４１が回転せしめられる。ポンプ４１が回転するとポンプ４１内の作動流体は遠心力によりインペラ４１３に沿って外周に向かって流れ、矢印で示すようにタービン４２側に流入する。タービン４２側に流入した作動流体は、内周側に向かって流れ矢印で示すようにポンプ４１に戻される。このように、ポンプ４１およびタービン４２内の作動流体がポンプ４１とタービン４２内を循環することにより、ポンプ４１側の駆動トルクが作動流体を介してタービン４２側に伝達される。タービン４２側に伝達された駆動力は、タービンシェル４２２、ボス４６およびタービンハブ４８を介して出力軸４７に伝達され、更に上記摩擦クラッチ６を介して図示しない変速機に伝達される。
【００２４】
次に、上述した流体継手４のトルク伝達特性について説明する。
ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプ４１が回転しタービン４２が停止している状態であるエンジンのアイドリング運転時には、流体継手４内の作動流体の循環力は最大となる。流体継手４内の作動流体が循環すると、タービン４２のランナ４２３の表側即ちポンプ４１側から流入する作動流体か作用する面側は正圧となり、裏側即ちポンプ４１側から流入する作動流体か作用する面と反対の面側は負圧となる。このようにランナ４２３の表側と裏側に生ずる圧力差は、タービン４２の外周側で大きく現れる。そして、作動流体が循環する効率が良くなるに従って、ランナ４２３の表側と裏側との圧力差が大きくなり、裏側の負圧が大きくなってきている。このため、流体継手４内の作動流体の循環力が最大となるポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプ４１が回転しタービン４２が停止している状態であるエンジンのアイドリング運転時には、ランナ４２３の裏側の負圧が最大となり、タービン４２が上記弾性付勢手段５を構成する圧縮コイルスプリング５２のスプリング力に抗して図３に示すようにポンプ４１側（図３において右側）に吸い寄せられる。従って、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が大きくなる。この結果、ポンプシェル４１２およびタービンシェル４２２内を循環する作動流体の一部は、図３において矢印で示すようにポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の外周端間の隙間Ｓ１を通して両コアリングによって形成される室に流入し、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の内周端間の隙間Ｓ２を通してポンプシェル４１２に戻されて循環する。従って、ポンプ４１側からタービン４２側へ循環する作動流体量が減少するため、ポンプ４１からタービン４２への伝達トルクが低下する。
【００２５】
上述したようにポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）の状態では流体継手４内の作動流体の循環力は最大であるが、該速度比（ｅ）が１．０に近づくに従って回転速度が速くなっても流体継手４内の作動流体の循環力は弱くなる。このため、タービン４２のランナ４２３の裏側の負圧が小さくなる。従って、タービン４２は上記弾性付勢手段５を構成する圧縮コイルスプリング５２のスプリング力によって図２に示すようにポンプ４１と離間する方向（図２において左方）に移動せしめられる。この結果、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が次第に減少し、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１とによって形成される室を通してしてポンプ４１側に戻る作動流体量が徐々に減少するため、伝達トルクが増加する。
【００２６】
上述した流体継手４の特性を図１０に示す特性線図を参照して説明する。図１０において横軸はポンプとタービンとの速度比（ｅ）、縦軸は流体継手の入力容量係数（τ）である。図１０において、実線はタービン４２を図２で示す位置で固定した従来の流体継手の特性、破線は上述した図示の実施形態における流体継手４の特性である。図１０において破線で示すように図示の実施形態における流体継手４は、ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）の状態では、入力容量係数（τ）が実線で示す従来の流体継手と比較して大幅に低減する。即ち、ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）の状態では、上述したようにタービン４２のランナ４２３の裏側の負圧が大きくなり図３で示すようにタービン４２が弾性付勢手段５を構成する圧縮コイルスプリング５２のスプリング力に抗してポンプ４１側に吸い寄せら、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が大きくなるため、ポンプシェル４１２およびタービンシェル４２２内を循環する作動流体の一部は、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の外周端間の隙間Ｓ１を通して両コアリングによって形成される室に流入し、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の内周端間の隙間Ｓ２を通してポンプシェル４１２に戻されて循環する。この結果、ポンプ４１側からタービン４２側へ循環する作動流体量が減少するため、入力容量係数（τ）が実線で示す従来の流体継手と比較して大幅に低減する。従って、ポンプ４１が回転しタービン４２が停止している状態であるエンジンのアイドリング運転時におけるドラッグトルクを大幅に低減することができる。一方、ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が１．０に近づくに従って回転速度が速くなっても流体継手４内の作動流体の循環力は弱くなるため、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が次第に減少し、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１とによって形成される室を通してしてポンプ４１側に戻る作動流体量が徐々に減少するので、入力容量係数（τ）は図１０において破線で示すように徐々に実線で示すタービン４２を固定した流体継手の特性に一致する。従って、ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が１．０に近い状態での伝達トルクが低下することはない。
【００２７】
次に、本発明に従って構成された流体継手の他の実施形態について、図４および図５を参照して説明する。なお、図４および図５に示す実施形態においては、上記図２および図３に示す実施形態の各部材と同一部材には同一符号を付して、その説明を省略する。
図４および図５に示す実施形態における流体継手４は、上述したタービン４２をポンプ４１側から離間する方向に付勢する弾性付勢手段５に換えて、タービン４２の回転に伴う遠心力の作用でタービン４２をポンプ４１側から離間する遠心力離間手段９を具備したものである。図示の実施形態における遠心力押圧手段９は、タービン４２を構成するタービンシェル４２１の内周部内面と対向して配設された案内部材９１と、該案内部材９１のポンプ４１側に配設された補強部材９２と、タービンシェル４２１の内周部内面と案内部材９１との間に配設された遠心力作動部材としての複数個の遠心ボール９３とからなっている。案内部材９１および補強部材９２は共に環状円盤によって形成され、その内周部にそれぞれ内歯スプライン９１１および９２１が形成されている。そして、この内歯スプライン９１１および９２１がそれぞれタービンハブ４８の外歯スプライン４８１にスプライン嵌合する。この案内部材９１および補強部材９２は、補強部材９２の内側即ちポンプ４１側（図１乃至図３において右側）においてタービンハブ４８に装着されたスナップリング９４によってポンプ４１側（図１乃至図３において右側）への移動が規制されている。なお、案内部材９１のタービンシェル４２１の内周部内面側に向けて湾曲して形成され、案内部材５１とタービンシェル４２１の内周部内面との間隔は外周に向かうに従って小さくなるように構成されている。上記遠心ボール９３は質量が大きい金属材によって形成することが望ましい。なお、図４および図５に示す実施形態における流体継手４は、タービンシェル４２１の内周部が軸方向に対して略垂直に形成されており、該タービンシェル４２１の内に放射状に配設された複数個のランナ４２３の内周部には上記案内部材９１との干渉を回避するための切欠４２３ａが形成されている。
【００２８】
図４および図５に示す実施形態における流体継手４は以上のように構成されており、以下そのトルク伝達特性について説明する。
ポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）即ちポンプ４１が回転しタービン４２が停止している状態であるエンジンのアイドリング運転時には、流体継手４内の作動流体の循環力は最大となる。従って、上述した図２および図３の実施形態と同様にタービン４２のランナ４２３の裏側の負圧が最大となり、タービン４２が図４に示すようにポンプ４１側（図３において右側）に吸い寄せられる。従って、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が大きくなる。この結果、ポンプシェル４１２およびタービンシェル４２２内を循環する作動流体の一部は、図４に示すようにポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の外周端間の隙間Ｓ１を通して両コアリングによって形成される室に流入し、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の内周端間の隙間Ｓ２を通してポンプシェル４１２に戻されて循環する。従って、ポンプ４１側からタービン４２側へ循環する作動流体量が減少するため、ポンプ４１からタービン４２への伝達トルクが低下する。
【００２９】
上述したようにポンプ４１とタービン４２との速度比（ｅ）が零（０）の状態では流体継手４内の作動流体の循環力は最大であるが、該速度比（ｅ）が１．０に近づくに従って回転速度が速くなっても流体継手４内の作動流体の循環力は弱くなる。従って、タービン４２のランナ４２３の裏側の負圧が小さくなる。一方、タービン４２が回転すると遠心力押圧手段９の遠心ボール９３には遠心力が作用し、遠心ボール９３は案内部材９１の側面に案内されつつ外周に向けて移動する。従って、図５に示すように遠心ボール９３はタービンシェル４２２の内面を押圧し、タービン４２を左方即ちポンプ４１側と離隔する方向に移動せしめる。この結果、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が次第に減少し、ポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１とによって形成される室を通してしてポンプ４１側に戻る作動流体量が徐々に減少するため、伝達トルクが増加する。従って、図４および図５に示す実施形態における流体継手も、上記図  に示すトルク特性を有する。
【００３０】
次に、本発明に従って構成された流体継手の更に他の実施形態について、図６および図７を参照して説明する。なお、図６および図７に示す実施形態においては、上記各実施形態の各部材と同一部材には同一符号を付して、その説明を省略する。
図６および図７に示す流体継手４は、上述した各実施形態におけるポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の構造を変更したものである。即ち、タービン４２のコアリング４２１の外周部４２１ａがポンプ４１側に突出して形成され、ポンプ４１のコアリング４１１の内周部４１１ｂがタービン４２側に突出して形成されている。一方、ポンプ４１の複数個のインペラ４１３にはタービン４２のコアリング４２１の外周部４２１ａとの干渉を回避するための凹部４１３ａが形成され、タービン４２の複数個のランナー４２３にはポンプ４１のコアリング４１１の内周部４１１ｂとの干渉を回避するための凹部４１３ｂが形成されている。このため、図６に示すようにタービ４２がポンプ４１と近接している状態では両コアリングの外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が大きくなり、タービ４２とポンプ４１が離間するに従っては両コアリングの外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が小さくなり図７で示す離間位置で両コアリングの外周端間の隙間Ｓ１と内周端間の隙間Ｓ２が最小となる。従って、図６および図７に示す流体継手４も、上述した各実施形態と同様の作用効果が得られる。
【００３１】
次に、本発明に従って構成された流体継手の更に他の実施形態について、図８および図９を参照して説明する。なお、図８および図９に示す実施形態においては、上記各実施形態の各部材と同一部材には同一符号を付して、その説明を省略する。
図６および図７に示す流体継手４も、上述した各実施形態におけるポンプ４１のコアリング４１１とタービン４２のコアリング４２１の構造を変更したものである。即ち、タービン４２のコアリング４２１の外周部４２１ａおよび内周部４２１ｂがポンプ４１側に突出して形成され、ポンプ４１のコアリング４１１の外周部４１１ａおよび内周部４１１ｂがタービン４２側に突出して形成されている。タービン４２のコアリング４２１の外周部４２１ａおよび内周部４２１ｂにはそれぞれ穴４２１ｃおよび４２１ｄが形成され、ポンプ４１のコアリング４１１の外周部４１１ａおよび内周部４１１ｂにはそれぞれ穴４１１ｃおよび４１１ｄが形成されている。そして、タービン４２のコアリング４２１の外周部４２１ａとポンプ４１のコアリング４１１の外周部４１１ａが重合するように構成され、タービン４２のコアリング４２１の内周部４２１ｂとポンプ４１のコアリング４１１の内周部４１１ｂが重合するように構成されている。このように構成された流体継手４は、図８に示すようにタービ４２がポンプ４１と近接している状態では、タービン４２のコアリング４２１の外周部４２１ａおよび内周部４２１ｂに形成された穴４２１ｃおよび４２１ｄとポンプ４１のコアリング４１１の外周部４１１ａおよび内周部４１１ｂに形成された穴４１１ｃおよび４１１ｄとの重合量即ち隙間Ｓ１およびＳ２が大きくなる。一方、図９に示すようにタービ４２とポンプ４１が離隔すると、タービン４２のコアリング４２１の外周部４２１ａおよび内周部４２１ｂに形成された穴４２１ｃおよび４２１ｄとポンプ４１のコアリング４１１の外周部４１１ａおよび内周部４１１ｂに形成された穴４１１ｃおよび４１１ｄとの重合量即ち隙間Ｓ１およびＳ２が小さくなり図９で示す離間位置で各穴の重合量即ち隙間Ｓ１およびＳ２が最小となる。従って、図６および図７に示す流体継手４も、上述した各実施形態と同様の作用効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【００３２】
【図１】本発明に従って構成された流体継手を装備した駆動装置の一実施形態を示す断面図。
【図２】本発明に従って構成された流体継手の一実施形態を示すもので、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）が１の状態を示す断面図。
【図３】図２に示す流体継手のポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零の状態を示す断面図。
【図４】本発明に従って構成された流体継手の他の実施形態を示すもので、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零の状態を示す断面図。
【図５】図４に示す流体継手のポンプとタービンとの速度比（ｅ）が１の状態を示す断面図。
【図６】本発明に従って構成された流体継手の更に他の実施形態を示すもので、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零の状態を示す要部断面図。
【図７】図６に示す流体継手のポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零の状態を示す要部断面図。
【図８】本発明に従って構成された流体継手の更に他の実施形態を示すもので、ポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零の状態を示す要部断面図。
【図９】図８に示す流体継手のポンプとタービンとの速度比（ｅ）が零の状態を示す要部断面図。
【図１０】本発明に従って構成された流体継手の特性線図。
【図１１】従来用いられている流体継手の特性線図。
【図１２】従来用いられている流体継手の一例における流体継手内部の作動流体の流れを示す説明図。
【図１３】従来用いられている流体継手の他の例における流体継手内部の作動流体の流れを示す説明図。
【符号の説明】
【００３３】
２：内燃機関
２１：クランク軸
４：流体継手
４０：流体継手ハウジング
４１：ポンプ
４１１：ポンプのコアリング
４１２：ポンプシェル
４１３：インペラ
４２：タービン
４２１：タービンのコアリング
４２２：タービンシェル
４２３：ランナ
４３：ケーシング
４４：ドライブプレート
４５：ポンプハブ
４６：ボス
４７：出力軸
４８：タービンハブ
５：弾性付勢手段
５１：スプリングマウント
５２：圧縮コイルスプリング
６０：油圧ポンプ
６２：ポンプハウジング
７：摩擦クラッチ
７０：クラッチハウジング
７２：クラッチドライブプレート
７３：伝動軸
７４：クラッチハブ
７５：クラッチフェーシング
７６：ドリブンプレート
７７：プレッシャープレート
７８：ダイアフラムスプリング
７９：レリーズベアリング
８０：クラッチレリーズフォーク
９：遠心力離間手段
９１：案内部材
９２：補強部材
９３：遠心ボール
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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