转矩变换器定子叶片结构的制作方法

背景技术：

转矩变换器为用于将旋转功率从动力设备，例如发动机或电动机，转移至变速器等动力传输装置，的流体耦合装置。该变速器为一种设备，通过其可将功率和转矩从车辆的动力设备传输到传动轴等承重装置。常规变速器包括经由其传递转矩的各种齿轮、轴和离合器。

技术实现要素：

在本公开的一个实施例中，流体耦合装置的定子总成包括外壳、耦合到外壳的单向离合器以及若干耦合至该外壳的叶片，其中，各叶片包括限定叶片前缘的第一端和限定其后缘的第二端；相对于流向，各叶片的前缘和后缘间限定的弧线定向为负角。

在本实施例的一个实例中，各叶片在叶片压力侧形成凸形面。在第二个实例中，各叶片包括最大厚度和最小厚度，最大厚度和最小厚度的比值小于3∶1。在第三个实例中，该比值介于2∶1和3∶1之间。在第四个实例中，该比值大约为2.2∶1。在第五个实例中，各叶片的后缘为钝形的。在第六个实例中，该后缘的厚度比各叶片最大厚度的1/3薄一些。在另一个实例中，后缘的厚度大约比最大厚度的2/5-1/2薄一些。

在本公开的另一个实施例中，定子总成的叶片包括具有第一端和第二端的本体，其中，流向垂直于第一端；在第一端限定的前缘；在第二端限定的后缘；前缘和后缘之间形成的第一曲面与第二曲面；以及通过前缘与后缘限定的弧线，其中该弧线相对于流向定向为负角。

在本实施例的一个实例中，第一表面在叶片压力侧形成凸形面。在第二个实例中，该本体在第一曲面与第二曲面间具有最大厚度和最小厚度，进一步地，其中比值，最大厚度与最小厚度的小于3∶1。在第三个实例中，该比值介于2∶1和3∶1之间。在第四个实例中，后缘的厚度比最大厚度的1/3薄一些。在第五个实例中，后缘的厚度大约比最大厚度的2/5-1/2薄一些。

在另一实施例中，自动变速器的流体耦合装置包括外盖；泵总成，其包括固定耦合到外盖的外壳、若干泵叶片、芯环以及耦合到外壳的泵毂，其中，该泵毂适于与变速器密封接合；涡轮机总成，其包括壳体、芯环以及若干涡轮机叶片；和定子总成，其包括外壳、耦合到该外壳的离合器以及若干耦合到该外壳的定子叶片，其中，各定子叶片包括限定叶片前缘的第一端和限定其后缘的第二端；进一步地，其中，流向限定为垂直于前缘，弧线由各定子叶片的前缘和后缘限定，并且弧线相对于流向定向为负角。

在本实施例的一个实例中，各定子叶片包括前缘和后缘间形成的第一曲面和第二曲面，其中，第一表面在叶片压力侧形成凸形面。在第二个实例中，各定子叶片包括第一曲面与第二曲面间的最大厚度和最小厚度，进一步地，其中，最大厚度与最小厚度的比值小于3∶1。在第三个实例中，该比值介于2∶1和3∶1之间。在第四个实例中，后缘的厚度比最大厚度的1/3薄一些。在第五个实例中，后缘的厚度大约比最大厚度的2/5-1/2薄一些。

附图说明

本公开上述各个方面以及获得它们的方式将更加显而易见，通过参照本公开实施例的如下说明并结合附图将更好地理解本公开，其中，

图1为供电车载系统的一个例证性实施例的示例性框图和示意图；

图2为常规转矩变换器的顶部半剖面图；

图3A为常规定子叶片的顶视图；

图3B为本发明公开的负倾角定子叶片的顶视图；

图4为常规定子叶片的叶片厚度及泵的k系数的图表；

图5为常规定子叶片的叶片厚度与转矩比的图表；

图6为常规定子叶片的叶片厚度与最大叶片偏转的图表；

图7为负倾角定子叶片转度比和转矩比的图表；和

图8为负倾角定子叶片泵的转速比与k系数的图表。

相应的附图标号用于标示几个视图中的对应部件。

具体实施方式

下述的本公开实施例并非旨在为详尽的，也不旨在将本公开限制以下详细说明中公开的精确形式。相反，选择并说明这些实施例，使本领域的其他技术人员可以领会和理解本公开的原理和实践。

现在参见图1，显示了具有驱动设备102和变速器118的车载系统100的一个例证性实施例的框图和示意图。在例示的实施例中，该驱动设备102可以包括内燃机、柴油机、电动机或其他发电装置。该驱动设备102被配置为可旋转驱动耦合到常规转矩变换器108的输入轴或泵轴106的输出轴104。该输入轴或泵轴106耦合到可旋转地由驱动设备102的输出轴104驱动的叶轮或泵110。该转矩变换器108进一步包括耦合到涡轮机轴114的涡轮机112，并且该涡轮机轴114耦合到变速器118的可旋转输入轴124或与其成为一体。该变速器118还可包括在变速器118的不同流量回路(例如，主回路、润滑回路等)中积聚压力的内置泵120。泵120可经由耦合到驱动设备102的输出轴104的轴116驱动。在该构造中，驱动设备102可将转矩传递至驱动泵120并在变速器118的不同回路内积聚压力的轴116。

该变速器118可包括具有多个自动选择齿轮的行星齿轮系统122。变速器118的输出轴126耦合到螺旋桨轴128或与其成为一体，并可旋转地驱动螺旋桨轴，该螺旋桨轴耦合到常规万向接头130。所述万向接头130耦合到具有安装在其两端的轮134A和134B的轴132并可旋转地驱动该轴。该变速器118的输出轴126以常规方式通过螺旋桨轴128、万向接头130和轴132驱动轮134A和134B。

常规锁止离合器136连接到泵110和转矩变换器108的涡轮机112之间。由于转矩变换器108在某些运行条件例如车辆启动低速以及某些换档条件下以所谓的“转矩变换器”模式运行，因此，其运行为常规运行。在转矩变换器模式下，锁止离合器136松开，泵110以驱动设备输出轴104的转速旋转，同时，涡轮机112可旋转地经由泵110通过介于泵110与涡轮机112之间的流体(未示出)起动。如本领域中所公知的，在该运行模式下，通过流体耦合器实现转矩倍增，使得涡轮机轴114暴露以驱动多于驱动设备102所提供的转矩。转矩变换器108在其他运行条件下，例如当变速器118的行星齿轮系统122的特定齿轮啮合时，可选择性地以所谓的“锁止”模式运行。如本领域中已知的，在锁止模式下，啮合锁止离合器136，因此，泵110直接固定到所述涡轮机112，使得所述驱动设备输出轴104直接耦合到变速器118的输入轴124。

变速器118进一步包括通过J条流体通路140₁-140_J以流动形式耦合到行星齿轮系统122的电动液压系统138，其中，J可以为任何正整数。电动液压系统138对控制信号作出响应从而可选择地让流体流经一条或多条流体通路140₁-140J，并因此控制行星齿轮系统122中若干相应摩擦装置的啮合与脱离等操作。若干摩擦装置可以包括但不限于一个或多个常规制动装置、一个或多个转矩传输装置等。通常情况下，通过选择性地控制经由各摩擦装置施加的摩擦力，例如，控制各摩擦装置的流体压力来控制若干摩擦装置的啮合和脱离等操作。在不旨在以任何方式进行限制的一个示例性实施例中，若干摩擦装置以常规离合器的形式包括若干制动器和转矩传输装置，常规离合器分别通过电动液压系统138提供的流体压力以可操控方式啮合和脱离。在任何情况下，通过可选择性地控制所述若干摩擦装置经由对多条流体通路140₁-140_J内流体压力的控制以常规方式完成变速器118的各种齿轮之间的转换和换档。

系统100进一步包括其包括存储器单元144的变速器控制回路142。变速器控制回路142是示例性地以微处理器为基础，存储设备144一般包括存储在其内由变速器控制回路142的处理器执行以控制转矩变换器108和变速器118运行的指令，例如，行星齿系统122各种齿轮之间的换档操作。然而，应当理解本公开考虑了其他实施例，在这些实施例中，变速器控制回路142不以微处理器为基础，而是被配置为基于存储设备144内存储的一组或多组硬接线指令和/或软件指令控制转矩变换器108和/或变速器118的运行。

在图1所示的系统100中，转矩变换器108和变速器118包括多个被配置为产生用以分别表示所述转矩变换器108和变速器118的一个或多个运行状态的传感器信号的传感器。例如，转矩变换器108示例性地包括常规速度传感器146，对该速度传感器146进行定位并将其配置为产生与泵轴106的转速对应的速度信号，泵轴的转速与驱动设备102的输出轴104的转速相同。速度传感器146通过信号通路152电连接到变速器控制回路142的泵速输入(PS)，并可运行变速器控制回路142来通过速度传感器146以常规方式处理速度信号以确定涡轮机轴106/驱动设备输出轴104的转速。

变速器118示例性地包括另一常规速度传感器148，对该速度传感器进行定位并将其配置为产生与变速器输入轴124的转速对应的速度信号，传动装置输入轴的转速与涡轮机轴114的转速相同。变速器118的输入轴124直接耦合到涡轮机轴114或与其成为一体，可选择性地对速度传感器148进行定位并将其配置为产生与涡轮机轴114的转速对应的速度信号。在任何情况下，速度传感器148通过信号通路154电连接到变速器控制回路142的变速器输入轴转速输入(TIS)，并可运行变速器控制回路142来通过速度传感器148以常规方式处理速度信号以确定涡轮机轴114/变速器输入轴124的转速。

变速器118进一步包括另一速度传感器150，对该速度传感器150进行定位并将其配置为产生与变速器118输出轴126的转速对应的速度信号。速度传感器150可以为常规型，并可通过信号通路156电连接到变速器控制回路142的变速器输出轴速度输入(TOS)。变速器控制回路142被配置为以常规方式处理由速度传感器150产生的速度信号以确定变速器输出轴126的转速。

在例示的实施例中，变速器118进一步包括一个或多个配置为在变速器118内控制各种运行的致动器。例如，本文所述的电动液压系统138示例性地包括多个致动器，例如，常规螺线管或其它通过对应数量的信号通路72₁-72_J电连接到变速器控制回路142的J个控制输出CP₁-CP_J的常规致动器，其中J为任何上述的正整数。电动液压系统138内的每个致动器对在相应的信号通路的其中一条上由变速器控制回路142产生的相应的控制信号CP₁-CP_J中的一个作出响应来通过控制一条或多条相应的流体通道140₁-140_J内的流体压力控制各摩擦装置施加的摩擦力，从而基于各种速度传感器146、148和/或150提供的信息控制相应的一个或多个摩擦装置的啮合和脱离等操作。

行星齿轮系统122的摩擦装置示例性地由液压流体控制，该液压流体通过电动液压系统以常规方式分布。例如，电动液压系统138示例性地包括常规液压正位移泵(未示出)，其通过对电动液压系统138内的一个或多个致动器的控制将流体分布至一个或多个摩擦装置。在该实施例中，控制信号CP₁-CP_J为示例性模拟摩擦装置压力命令，并且一个或多个致动器响应于该命令控制一个或多个摩擦装置的液压压力。然而，应当理解的是，可选择性地根据其他常规摩擦装置控制结构和工艺来控制各摩擦装置施加的摩擦力，且其他此类常规摩擦装置控制结构和工艺均由本公开计划。然而，在任何情况下，各摩擦装置的模拟操作由控制回路142根据存储在存储设备144内的指令控制。

在例示的实施例中，系统100进一步包括具有输入/输出端口(I/O)的驱动设备控制回路160，该输入/输出端口通过K条信号通路162电耦合至驱动设备102，其中，K可以为任何正整数。驱动设备控制回路160可以是常规型，并可操作控制和管理驱动设备102的整个操作。驱动设备控制回路160进一步包括通信端口COM，该端口通过L条信号通路164电连接到变速器控制回路142的类似通信端口COM，其中，L可为任意正整数。通常情况下，一条或多条信号通路164可统称为数据链路。通常情况下，可操作驱动设备控制回路160和变速器控制回路142从而以常规方式通过一条或多条信号通路164共享信息。例如，在一个实施例中，尽管本公开考虑了其他实施例，且在这些实施例中，可操作驱动设备控制回路160和变速器控制回路142来根据一个或多个其他传统通信协议(例如，来自J1587数据总线、J1939数据总线、IESCAN数据总线、GMLAN、Mercedes PT-CAN等传统数据总线)通过一条或多条信号通路164共享信息，但是仍可操作驱动设备控制回路160和变速器控制回路142来根据美国汽车工程师学会(SAE)J-1939的通信协议通过一条或多条信号通路164以一条或多条消息的形式共享信息。

参见图2，一个实施例显示了常规转矩变换器200的上半部剖面图。转矩变换器200包括在耦合位置固定附着在后盖204或壳体的前盖总成202。在一个实例中，耦合位置可包括螺栓接合、焊接接合或任何其他形式的耦合手段。该变换器200包括具有涡轮机叶片、壳体以及芯环的涡轮机总成206。所述变换器200还包括具有叶轮或泵叶片、外壳以及芯环的泵总成208。

定子总成210轴向置于泵总成208与涡轮机总成206之间。定子总成210可包括外壳、一个或多个定子叶片以及单向离合器212。单向离合器212可以为本领域所公知的辊轴或斜撑设计。

转矩变换器200可包括将转矩从前盖202传输至涡轮机轮毂214的离合器总成218。离合器总成218包括活塞板216、垫板226、若干离合器板220以及若干反应板222。若干离合器板220和反应板222可用花键联接至涡轮机轮毂214，该涡轮机轮毂用螺栓连接至涡轮机总成，如图2所示。活塞板216可液压致动来啮合并施加离合器总成218，从而使得涡轮机总成206和泵总成208彼此“液压耦合”。液压流体可在活塞板216前侧流经转矩变换器200内的专用流道以促使活塞板216朝向离合器总成218并与其形成接合。本领域技术人员可理解流体耦合装置的这种以及其他设计如何能够用于将发动机和变速器以流体形式彼此耦合。

因此，图1和图2的实施例提供流体耦合装置的例示性实例，例如，可操作地驱动常规变速器的转矩变换器。图2具体提供了常规转矩变换器的例示性实例。在图2的实例中，变换器200描述为包括定子总成210。如本领域技术人员所公知的，定子或定子总成被并入转矩变换器设计中以达到转矩倍增的目的。尽管图2中未示出，但是，定子总成可包括用以重新定向流经它们的流体来改变转矩比的若干叶片或端口。在没有定子的情况下，常规转矩变换器将在所有速率比上具有1∶1的转矩比，即代表最大泵容量。

参见图3，显示常规定子叶片300的一个实例。叶片300为可由一个或多个自第一端延伸至第二端的曲面限定的结构。图3中，第一端被称为叶片300的前缘302。而且，第二端被称为叶片300的后缘304。操作过程中，流向在如图3所示的x轴方向定向。换句话说，流向为自叶片300的前缘302流经后缘304的方向。

如前所述，图3中叶片300代表常规的正角定子叶片。出于效能原因，定子叶片设计并生产成正角叶片。叶片300的成形应使后缘304朝向或沿y轴方向定向，如图3所示(即，向右)。此外，叶片300包括第一曲面306和第二曲面308。第一曲面306为凹面，其还代表常规的正角定子叶片。第一曲面306还形成了叶片300的压力侧。

图3中，定子叶片在前缘302和后缘304间的厚度也发生变化。如图所示，叶片300可具有由厚度d1表示的最大厚度。此外，在后缘304附近，叶片300可具有最小厚度d2。在大多数应用中，常规定子叶片最大厚度和最小厚度之间的厚度比值大约介于4∶1和7∶1之间。在一些方面，该比值可能低至3∶1，而在其他方面，可能大于7∶1。由于比值较高，因此，常规定子叶片300在后缘304附近可具有更为尖锐的端部，从而方便在叶片300周围流动。

在图4-6中，相对于叶片厚度，示出了常规正角定子叶片的多个特性。如图4所示，第一图示400显示了叶片厚度与Kp间的关系。Kp是指成为转矩变换器一部分的泵的k系数。Kp也被称为泵容量的倒数。对于常规的正角定子叶片300，通常情况下，Kp随着叶片厚度增加而增加。在图示400中，表示Kp与叶片厚度关系的曲线402显示了Kp随叶片厚度增加而增加。而且，基于沿叶片300的点的缩放比例以相同系数增加叶片厚度得出该图。在图5和图6中也考虑了这个相同的度量标准。

例如，参照图5，相对于转矩比值(TR)绘制叶片厚度。在图示500中，表示该关系的曲线502显示出常规的正角定子叶片300的转矩比值随其厚度增加而减少。相似地，图6中，图示600提供了一条显示叶片厚度与最大偏转之间关系的曲线602。在一些工程应用中，工程强度可定义为物体或材料抵抗变形或偏转的能力。可以预知，在常规定子叶片300中，最大偏转随叶片厚度增加而减小。这说明较厚的叶片可通过增加其厚度提供更好的结构完整性。

如图4-6的建议，由于相对于流向(例如，图3中+x轴方向)增加常规的正角定子叶片300的厚度和/或增加其角度，因此，转矩比和Kp也随之增加。在常规转矩变换器中，Kp经常在50-250的期望范围内，失速下的转矩比介于1.8和2.3之间。此外，正角定子叶片经常基于弧线320沿经过叶片300前缘302和后缘304的流向测量。如前所述，理想情况下，常规的正角叶片300后缘附近的叶片300的厚度通常较窄从而允许沿第一表面306和第二表面308流动的流体更加容易地在后缘304处重新结合而不会使流动变成湍流。在理想情况下，这可避免湍流损失，叶片周围没有低压区，且不存在流动的再循环。换句话说，通过叶片300的设计，可提供叶片300更快的流动和运行效率。仅为了本实例，常规的正角定子叶片300的角度大致可为30-75°。

效率可为转矩比和速率比的度量。速率比为介于0与1间的数值，因此，随着转矩比增加，效率也同样增加。对于需要更高燃料经济性的客户，期望得到更有效的设计，因此常规定子设计为如图3所示的正角定子叶片300。

然而，在一些限制性的应用中，效率可能没有大马力那么重要。例如，在水力压裂和钻孔应用中，客户经常期望其机器或车辆具有较好的动力性能。在这些应用中，本公开为常规定子提供了备选设计方案。例如，一些应用可能需要能够承受2500或更大马力的变速器来执行所期望的工作。在这些应用中，自动化手动和手动变速器无法承受动力和转矩要求。而且，这些变速器通常情况下不包括转矩变换器或其他流体耦合装置。

在包括流体耦合装置的自动变速器中，图3显示了定子叶片310的一个实施例。与常规定子叶片300不同，备用叶片310设计为负倾角叶片。这里，通过使用相同的泵和涡轮机，转矩变换器可保持与常规转矩变换器相同。这有利于降低成本。此外，叶片310不会引入任何额外的空间约束或无需重铸叶片。在该设计中，泵和涡轮机可设计成其相对的最大实用角度(例如，泵的最大进口角度可介于60与65°之间，涡轮机的最大出口角度可介于-65°与-75°之间)。已发现，如果超出这些角度，则会降低效率、转矩比和泵容量。因此，一旦泵进口角度处于或接近最大角度，并且涡轮机出口角度处于或接近最大角度，对较大功率应用所进行的仅有的改变为改变定子叶片的设计或增加泵和涡轮机的外径，这可能会因成本增加和空间的约束而成为不利因素。

在一个较大功率的应用中，可能需要较大的泵容量，而这会导致在大约18-21的范围内，针对大多数速率比来说，Kp系数较低。在该应用中，转矩比可能不是很重要，但仍需要在失速条件或接近失速的条件下(即，当速率比为零时)保持该转矩比或将转矩比减少到1.3和1.4之间。因此，为了满足较大马力应用的这些要求，可重新设计常规定子总成以减少定子叶片的数量、增加各定子叶片的叶片厚度以及按照图3中定子叶片310所示将各定子叶片更改为负倾角设计。

在改进的定子中，定子叶片数量的减少可通过定子降低流动的限制。在常规的定子总成中，经常需要增加叶片数量来提高定子的结构完整性。然而，这对于期望更高效率的应用来说是理想的选择。此外，在本公开中，除此之外，较大功率的应用还需要结构完整性。为了达到所期望的结构完整性，可增加各叶片的厚度。这可在图3中进一步看出。

参见图3，负倾角定子叶片310可包括前缘312和后缘314。叶片310包括第一表面316和第二表面318。定子叶片310的压力侧，即由第二表面318形成，为凸面形的。而且，后缘314相对于弧线322和流向定向为负角。

改进后的定子叶片310整体厚度增加，并且具有钝化的后缘314，两者有悖常理并且与大多数常规定子叶片相反。该设计允许具有充分结构完整性的定子叶片在较大功率的应用中承受流体力。例如，改进的叶片310可具有最大厚度d3，和在后缘314处的最小厚度d4。在一个方面，改进后叶片310的厚度比可能期望为约2∶1。在另一方面，该比值可期望约为2.2∶1。在任何情况下，这种改进设计的大多数方面具有小于2.5∶1的比值。

值得注意的还有简单地增加常规定子叶片300的叶片厚度经常致使Kp和转矩比都增加约10％。然而，与常规叶片不同，改进的叶片310可增厚，并产生较低的Kp和转矩比。为便于使改进的转矩变换器(和变速器)与大多数常规发动机兼容，有必要降低Kp和转矩比。较高的Kp或转矩比将会导致发动机与变速器之间的兼容性不好。

对于后缘314，较为可取的做法是形成叶片310使其包括钝形后缘而不是常规叶片300中狭窄或突出的后缘304。这里，钝形后缘厚度比其最厚部分约5/11薄一点，而常规定子叶片经常包括厚度其最厚部分约1/7-1/4薄一点厚的后缘。

参见图7，图形图示700包括表示负倾角或负角定子叶片的速率比和转矩比之间关系的第一曲线702和第二曲线704。如前所述，在为改进定子叶片310而设计的较大功率的应用中，期望在失速(即速率比为0)下转矩比至少为1.2，并且保持该转矩比在所有速率比下均小于1.4。如图7所示，第一曲线702表示利用负角叶片对速率比和转矩比之间关系的分析研究，第二曲线704表示负角定子叶片的实际测试结果。如图所示，失速(即小于1.4，而常规叶片约为1.8-2.3)下，转矩比小于常规定子叶片的转矩比，并且在所有速率比下保持较低的转矩比。当然，在多数应用中，这并不可取，因为它直接代表了效率降低。

参见图8，另一图示800包括第一曲线802和第二曲线804。第一曲线802表示分析数据，第二曲线表示实际测试数据。在不同情况下，曲线表示负角定子叶片速率比和Kp间的关系。如前所述，对于较大马力的应用(例如，2500及更大马力)，可取的做法为在大多数速率比下将Kp系数降至18-21之间。如图所示，对于介于0与0.6间的速率比，Kp系数实际处于21或低于21。

因此，本公开的实施例为改进的定子总成提供包括厚度增加和钝形后缘的负角定子叶片。可取的做法还包括对于给定的定子总成，将定子叶片的数量限制到约为23或更少以通过定子满足流量要求。

虽然上文已公开了结合本公开原理的示例性实施例，但是本公开并不限于所公开的实施例。相反，该应用旨在涵盖本公开所述的使用其一般原理的任何变型、使用或改型。此外，该应用旨在涵盖此类与属于本领域内的公知或习惯做法的本公开所涉及的且在附加权利要求限制内的偏离。