以往已知的液力变矩器，包括与输入部接触的泵轮、与该泵轮对置且与输出部接触的 涡轮、具有设置在泵轮的内周部和涡轮的内周部之间的叶片的定子(stator)，通过在泵 轮、涡轮和叶片相互之间(它们所形成的循环区域内)循环流动的流体将转矩从输入部传 递到输出部。
例如车辆的自动变速器所使用的液力变矩器，其输入部与发动机连接，其输出部与自 动变速器的变速机构连接。即，由于从发动机到自动变速器的动力传动系(power train) 为串联配置，因此全长容易变长。近年，对动力传动系的收容空间亦即发动机室(engine room)的小型化的要求日益增高，伴随于此，缩短动力传动系的全长的要求，具体而言对 液力变矩器的轴向紧凑程度的要求也随之增高。
作为在轴向上趋于紧凑的液力变矩器，已知有日本专利公开公报特开2006·118654号 所公开的技术。该液力变矩器，具有机械性地直接连接输入部(前盖)和输出部(涡轮轮 毂(turbine hub)的锁止离合器(lockup clutch)机构，而且还具备在其运作时吸收输 入部和输出部之间的转矩变动的缓冲器(damper)装置。并且通过在涡轮轮毂与缓冲器 装置间的布局上下功夫，使液力变矩器在轴向上趋于紧凑。
另外，在定子的内周侧设置有单向离合器(one-way clutch)，在其轴向外侧的两侧 设置有承受作用于定子的推力的推力轴承(thrust bearing)。
然而，为了使液力变矩器在轴向上更加趋于紧凑，还需要更进一步实现紧凑的方案。

本发明的目的，在于提供一种解决上述问题的液力变矩器。
本发明的液力变矩器，包括，输入部；输出部；与输入部直接或间接连接的泵轮；与 该泵轮对置且与输出部直接或间接连接的涡轮；具有设置在上述泵轮的内周部和上述涡轮 的内周部之间的叶片的定子；分别设置在上述定子内周侧的轴向两侧且承受作用于该定子 的推力的推力轴承；转矩通过在上述泵轮、上述涡轮和上述叶片所形成的循环区域内循环 流动的流体从上述输入部传递到上述输出部，上述定子，包括以相对于液力变矩器的支撑 台禁止转动的状态予以设置且大致呈环状的非转动部件，大致呈环状且设置在上述非转动 部件外周侧的可转动部件，以及设置在上述非转动部件与上述可转动部件之间且支撑上述 可转动部件并容许其相对于上述非转动部件仅向一个方向转动的单向离合器，上述可转动 部件，包括内周面与上述单向离合器直接或间接接触的圆筒状部，以及大致从该圆筒状部 的轴向中央部向该圆筒状部的径向外侧延伸且轴向厚度薄于该圆筒状部的延设部，上述各 推力轴承在上述圆筒状部的外周侧从轴向两侧夹持上述延设部。
采用上述液力变距器，可缩短液力变矩器的内周侧(相当于至少是定子的延设部的设 置有推力轴承的部位)的轴向长度，以实现紧凑化。
具体而言，首先，在定子的圆筒状部，可确保作为与单向离合器接触的部分所必要的 轴向长度。单向离合器，由于承受作用于叶片的流体力的反作用力，因而作用有较大的转 矩。因此，单向离合器，为了确保可恰当地承受较高转矩的强度，必须具有一定程度的厚 度(轴向长度)。相对于此，由于定子的可转动部件的圆筒状部，与延设部相比具有相对 较长的轴向长度，因此可适当地与单向离合器直接或间接接触。
另一方面，延设部是直接或间接连接内周侧的圆筒状部和外周侧的叶片以传递转矩的 部件，但其厚度无需与圆筒状部相同。此外，通过采用适当高强度的材料形成该延设部， 可使其充分地薄于圆筒状部(缩短轴向长度)。延设部变薄，可使圆筒状部和延设部之间 产生轴向长度差(阶梯部)。本发明中，阶梯部设置在延设部的轴向两侧，并在此处设置 推力轴承。
采用上述设置，由于推力轴承的厚度的一部分被上述阶梯部吸收，因此，从一方的推 力轴承到另一方的推力轴承的轴向长度要短于圆筒状部的长度外加2个推力轴承厚度的单 纯和。由此可相应地缩短轴向长度，使结构趋于紧凑。
另外，使液力变矩器在轴向上趋于紧凑，不但可以缩短全长，还可缩短像液力变矩器 的内周侧部分的轴向长度。如上所述，由于液力变矩器设置在输入侧机构(发动机等)与 输出侧机构(变速机构等)之间，因此，即便是局部(内周侧部分)的轴向长度被缩短， 但系统的一部分可设置在上述轴向长度缩短后所形成的空间内，由此可缩短整个系统的全 长。
在上述液力变矩器中，较为理想的是，上述可转动部件，包括，包含上述叶片且内周 侧具有第1连接部的外周侧部件，以及外周侧具有与上述第1连接部连接的第2连接部的内 周侧部件，上述内周侧部件，由结构钢构成，包含上述圆筒状部和上述延设部。
采用上述液力变矩器，包含叶片的外周侧部件可采用强度相对较低的材料(例如树脂、 轻金属等)以确保较高的成形性能，同时包含延设部的内周侧部件可采用强度较高的结构 钢，以充分降低厚度，使紧凑化的效果更加显著。
作为结构钢，具体而言，采用碳钢、铬钢、铬钼钢等较合适。此外，根据需要进行淬 火、渗碳、渗氮等表面处理也很有效。
此外，在上述液力变矩器中，较为理想的是，上述第1连接部与上述第2连接部连接的 连接部采用花键嵌合，且两者的轴向相对移动通过轴向卡止部件予以禁止。
采用上述液力变矩器，可通过连接部容易地连接互为独立的外周侧部件和内周侧部 件。
在上述液力变矩器中，较为理想的是，上述圆筒状部的内周面形成为与上述单向离合 器的卡合元件抵接的单向离合器外圈。
采用上述液力变矩器，由于圆筒状部的内周面用作单向离合器外圈，所以无需另行设 置单向离合器外圈，由此，可简化结构。如上所述，由于单向离合器上作用有较大的转矩， 因此要求单向离合器外圈具有较高的强度。本发明中，由于包含圆筒状部的内周侧部件由 强度较高的结构钢构成，因此可直接将圆筒状部用作单向离合器外圈。
在上述液力变矩器中，较为理想的是，还包括，机械性地直接连接上述输入部和上述 输出部的锁止离合器；在上述锁止离合器处于连接状态时吸收上述输入部和上述输出部之 间的转矩变动的锁止离合器缓冲器；上述锁止离合器缓冲器，相对于上述定子并列设置在 该定子的轴向的一侧，上述可转动部件，其外周侧相对于内周侧在轴向上向相反于锁止离 合器缓冲器的一侧偏置。
采用上述液力变矩器，可将锁止离合器缓冲器设置在可转动部件的外周侧相对于内周 侧在轴向上予以偏置而获得的空间内。因此，可更有效地利用液力变矩器内的空间，以促 进紧凑化。
此外，在上述液力变矩器中，较为理想的是，该液力变距器的支撑上述泵轮一侧的外 形形状为，形成上述循环区域的外周侧相对于内周侧的基部以规定位置为隆起起点予以隆 起，上述可转动部件，包括，包含上述叶片且内周侧具有第1连接部的外周侧部件，以及 由强度高于上述外周侧部件的材料构成且外周侧具有与上述第1连接部连接的第2连接部 的内周侧部件，上述第1连接部与上述第2连接部连接的连接部，其径向位置位于上述隆起 起点的外周侧且位于上述循环区域的最内周位置的内周侧，上述内周侧部件的位于上述连 接部的内周侧的规定位置的轴向厚度薄于上述连接部的轴向厚度。
采用上述液力变矩器，在液力变矩器的外周侧，可确保必要的循环区域厚度。特别是 对于定子，可确保叶片为实现其功能所必要的厚度，并且采用强度相对较低的材料(例如 树脂、轻金属等)可获得较高的成形性能。
另一方面，在液力变矩器的内周侧，定子的内周侧部件采用强度较高的材料，由此可 使其厚度变薄，所以既可确保必要的强度，又可缩短轴向长度，以实现紧凑化。
在上述液力变矩器中，较为理想的是，上述第1连接部和上述第2连接部的至少一方， 内周侧的轴向厚度薄于外周侧的轴向厚度。
采用上述液力变矩器，可确保连接部的强度(外周侧)并实现紧凑化(内周侧)。

图1是表示本发明的实施方式所涉及的液力变矩器及其周边部件的纵向剖视图的上半 部分。
图2是图1的局部放大图。

以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。图1是表示本发明的实施方式所涉及 的液力变矩器及其周边部件的纵向剖视图的上半部分。本实施方式的液力变矩器1，用于 搭载有自动变速器的车辆。即液力变矩器1，设置在图外的发动机和图外的自动变速器的 变速机构(一般由行星齿轮机构和多个离合器构成)之间，由此进行动力传递。在图1所 示的状态下，液力变矩器1的左侧设置有发动机，液力变矩器1的右侧设有自动变速器的变 速机构。为方便起见，在以下的说明中，图1的左侧(发动机侧)称为前侧，右侧(自动 变速器侧)称为后侧。此外，关于转动方向，设定与发动机的转动方向相同的方向为正转 方向，与发动机的转动方向相反的方向为逆转方向。
液力变矩器1，收容在作为其支撑台的变速器壳(transmission case)90内。此外， 本实施方式中，液力变矩器1的后方设置有油泵80。
液力变矩器1，主要包括，输入侧组成部分、输出侧组成部分、定子组成部分(定子 30及其周边组成部分)、锁止离合器60、锁止离合器缓冲器50。
输入侧组成部分，由输入部(前盖13)及与其一体转动的部件构成。前盖13，固定有 多个位于同心圆上且向前方突出的螺栓18。这些螺栓18经图外的传动板(drive plate)与 发动机的曲轴接合。即前盖13与曲轴呈一体转动。
前盖13，其内周侧与前盖轮毂(front cover boss)14、其外周侧与泵轮外壳(impeller shell)12分别以油密状态(oil tight)接合为一体，泵轮外壳12的内周侧与泵轮套筒 (impeller sleeve)11以油密状态接合为一体，由此上述部件形成可储存工作流体的壳体 结构(shell structure)。另外本实施方式中工作流体采用众知的ATF(Automatci Transmission Fluid)。
泵轮外壳12，其外周侧的一部分向后方弯曲，该弯曲部分的内侧固定有多个位于同心 圆上的泵轮15(弯曲成叶片状的板状体)。
泵轮套筒11的内周侧具有向后方侧延伸的圆筒部，泵轮套筒11的后端与油泵80的泵转 子(pump rotor)82卡合。此外，上述圆筒部通过油泵80的油泵壳(pump housing)81 转动自如地支撑在变速器壳90上。
输出侧组成部分，由输出部(涡轮轮毂23)及与其一体转动的部件构成。涡轮轮毂23 的内周部，与图外的涡轮轴(自动变速器的变速机构的输入轴)花键嵌合，并与其形成一 体转动。
涡轮轮毂23，通过设置在同心圆上的多个铆钉25，固定有涡轮外壳21。涡轮外壳21， 其外周侧向前方弯曲，该弯曲部分的内侧固定有多个位于同心圆上的涡轮22(弯曲成叶片 状的板状体)。涡轮22，如图所示，与泵轮15对置。
定子组成部分，由定子30及设置在其前后方内周侧的推力轴承45等构成。有关定子组 成部分，稍后参照图2作详细说明。
锁止离合器60，是机械性地直接连接输入部(前盖13)和输出部(涡轮轮毂23)(锁 止)的离合器。本实施方式的锁止离合器60，采用容易获得较高的控制性能和较高的传递 转矩的湿式多板离合器结构，通过锁止离合器缓冲器(以下简称锁止缓冲器)50，将前盖 13和涡轮轮毂23直接连接。
锁止离合器60，包括，固定在前盖13上且内周侧形成有花键65a的圆筒状离合器轮毂 鼓(clutch hub drum)65；在该离合器轮毂鼓65内沿着花键65a在前后方向上移动的圆 板状锁止活塞63；在规定的内外周位置上使锁止活塞63经密封部件滑接可能地受到支撑的 内鼓61和外鼓62。前盖13、锁止活塞63、内鼓61及外鼓62所围成的区域，形成使锁止活 塞63运作的工作油(本实施方式中采用与液力变矩器1的工作油相同的ATF)的液压室64。
离合器轮毂鼓65内，在锁止活塞63的后方摩擦板66和板67相互交替地各设置2块，这 些部件的后方还设置有保持板(retaining plate)68，该保持板68的后端通过卡环(snap ring)69卡止。
板67和保持板68为环状金属板，它们的外周部与离合器轮毂鼓65的花键卡合。由此， 板67和保持板68，与离合器轮毂鼓65及与该离合器轮毂鼓65形成一体的前盖13呈一体转 动。
另一方面，设置在板67之间或板67和保持板68之间的摩擦板66，为两面贴附有摩擦材 料的环状金属板。摩擦板66，其内周部与锁止缓冲器50的缓冲器主体51卡合。缓冲器主体 51，通过铆钉25与涡轮外壳21一起固定在涡轮轮毂23上。由此，摩擦板66，与缓冲器主 体51及与该缓冲器主体51形成一体的涡轮轮毂23呈一体转动。
锁止缓冲器50，为了在锁止离合器60运作时实现前盖13与涡轮轮毂23的直接连接状态 而介于两者之间，并吸收两者间的转矩变动。
锁止缓冲器50，包括缓冲器主体51、缓冲器弹簧52和限位弹簧(stopper spring)53， 其相对于定子30并列设置在该定子30的轴向的一侧(前方侧)。缓冲器主体51是分割为内 周侧和外周侧的板状体，如上所述，其内周侧固定在涡轮轮毂23上，其外周侧与摩擦板66 卡合。缓冲器51的内周侧和外周侧之间，设置有多个缓冲器弹簧52和限位弹簧53，通过这 些弹簧的缓冲作用来吸收内外周之间的转矩变动。
本实施方式的缓冲器弹簧52，采用了比以往一般的缓冲器弹簧更为大型且转矩变动吸 收性能较高的弹簧。伴随缓冲器弹簧52的大型化，为了确保其设置空间，涡轮外壳21在缓 冲器弹簧52的附近向后方弯曲。
如图1所示，在液力变矩器1的后方设置有油泵80。油泵80是对液力变矩器1内的工作 流体ATF、或锁止离合器60的液压室64等提供液压的液压源。此外，该油泵80也是图外的 变速机构的离合器群的液压源。
油泵80，包括油泵壳81、油泵盖85和泵转子82。油泵壳81固定在变速器壳90上，用 于收容泵转子82，具有吸入口和排出口。此外，在油泵壳81中，形成有从吸入口经由泵转 子82至排出口的油路。
泵转子82与泵轮套筒11的后端部连接，由此受到驱动。通过泵转子82的转动，从图外 的吸入口导入的ATF受到加压，并被引导至排出口。
油泵盖85固定在油泵体81上，作为油泵壳81收容泵转子82的部分的盖体。此外，油泵 盖85中形成有向变速机构的离合器提供液压的油路。油泵盖85的内周部85a，如图1所示， 通过泵轮套筒11的内周侧中空部，呈圆筒状向前方突出，在其前端附近与定子30的单向离 合器内圈(inner race)43花键嵌合，从而使该单向离合器内圈43以禁止转动的状态受到 支撑。
图2是图1的局部放大图，其特别对包括泵轮外壳12、涡轮外壳21及定子组成部分的部 分加以详细表示。以下，参照图2对上述部分进行说明。
泵轮外壳12和涡轮外壳21之间，设置有定子30。定子30，具有配置在泵轮15内周部 与涡轮22内周部之间的叶片32，该叶片32以围绕轴仅向一个方向(正转方向)转动的状态 受到支撑。
叶片32，是形成在定子30上的外周附近的同心圆上的多个叶片状部件。如图所示，泵 轮15、涡轮22及叶片32形成循环(torus)区域28，工作油ATF在该循环区域28内循环流动。
泵轮外壳12，为了形成合适的循环区域28，其位于循环区域28附近的部位相对于内周 侧的基部12b向后方隆起(弯曲)(隆起部12a)。具体而言，以基部12b的规定位置作为 隆起起点12c向后方隆起距离12d。换言之，基部12b的轴向位置，较之泵轮外壳12的后端 面向前方突出距离12d。该突出量12d，较之以往一般的液力变矩器显著增大，为该基部12b 的内表面在轴向位置上与叶片32重叠的量。
这样，液力变矩器1，其外周侧(相当于循环区域28的位置)具有适当的轴向厚度， 由此确保了适当的循环区域，其内周侧(较之循环区域28位于内周侧的部位，特别是位于 基部12b的内周侧的部位)的轴向长度较之外周侧被大幅缩短，由此使液力变矩器1的轴向 趋于紧凑。
定子30，主要包括，内周侧的单向离合器内圈43；大致呈环状且位于该单向离合器内 圈43的外周侧的可转动部件42；设置在单向离合器内圈43和可转动部件42之间，支撑可转 动部件42并容许该可转动部件42相对于单向离合器内圈43仅向一个方向转动(正转动)的 单向离合器40。
单向离合器内圈43，如图1所示，其内周面与油泵盖85花键嵌合。即，单向离合器内 圈43，是通过油泵盖85及油泵壳81以禁止转动的状态支撑在变速器壳90上的非转动部件。
可转动部件42，由包含叶片32且内周侧具有花键33(第1连接部)的外周侧部件31， 以及外周侧具有与花键33连接的花键36(第2连接部)的内周侧部件35构成。外周侧部件 31和内周侧部件35的连接部，亦即连接部34，通过花键33与花键36形成花键嵌合，并通 过卡环39(轴向卡止部件)卡止，即轴向相对移动被禁止。通过卡环39进行连接，可使连 接作业更加简单。
连接部34，其径向位置位于隆起起点12c的外周侧且较之循环区域28的最内周位置位 于内周侧，较为理想的是，在对ATF的顺畅流动不造成不良影响的范围内尽可能地设定在 靠近外周的位置(接近循环区域28的位置)。此外，构成连接部34的花键33、36的内周侧 的轴向厚度薄于外周侧的轴向厚度。
外周侧部件31，由强度相对较低的材料构成。例如树脂或铝、镁之类的轻金属等较合 适。外周侧部件31，具有规定的厚度t1，但该厚度t1是基于叶片32的形状要求而设定的厚 度，并非在强度上一定需要该厚度t1。即，外周侧部件31因形状的要求而在强度方面有富 余。因此，在能够获得必要强度的范围内可采用强度相对较低的材料。这样做，与采用强 度较高的材料时相比，既可确保必要的强度又可获得较高的成形性能(高生产效率)。
内周侧部件35，由内周侧的圆筒状部38和轴向厚度薄于圆筒状部38的延设部37构成， 其中，圆筒状部38的内周面与单向离合器40卡合；延设部37大致从圆筒状部38的轴向中央 部向径向外侧延伸。圆筒状部38与延设部37形成一体。
延设部37，其最外周部亦即花键36的外周部分最厚(轴向尺寸较长)，随着向内周侧 延伸而逐渐变薄。在与圆筒状部38接合的结合部附近(内周侧部件35中较之连接部34位于 内周侧的规定位置)最薄(厚度t2)。
此外，延设部37(也可以说内周侧部件35)，其外周侧相对于内周侧向后方偏置(与 锁止缓冲器50相反的一侧)。
如上所述，泵轮外壳12的基部12b向前方大幅度突出。另一方面，涡轮外壳21中与基 部12b相对应的径向位置向后方弯曲。因此，位于泵轮外壳12和涡轮外壳21之间的延设部 37的设置空间，在基部12b附近的径向尺寸最为狭窄，并且在该处附近相对于叶片32的轴 向位置向前方偏置。本实施方式中，延设部37被薄壁化，并且设定为上述偏置形状，由此 针对设置空间的不利因素也可恰切地设置延设部37，从而使轴向长度趋于紧凑。
另外，内周侧部件35，与外周侧部件31为相互独立的部件，其采用强度较高的结构钢。 具体而言，碳钢(carbon steel)(例如S30C～S50C(JIS(日本工业规格))等)、铬 钢(chrome steel)(例如SCr420(JIS)等)、铬钼钢(chrome molybdenum)(例 如SCM420(JIS)等)等较合适。此外，还可根据需要进行淬火、渗碳、渗氮等表面处 理。这样做，既可确保延设部37的强度，又可尽量地促进其薄壁化。
此外，由于花键33及花键36的内周侧的轴向厚度薄于外周侧的轴向厚度，因此可在外 周侧力求确保连接部34的强度，在内周侧力求紧凑化。
圆筒状部38，其厚度(轴向长度)为与单向离合器内圈43或单向离合器40相同的厚度 t3。圆筒状部38，为内周面与单向离合器40的卡合元件41卡合的单向离合器外圈(outer race)。本实施方式的单向离合器40，是所谓的楔块式(sprag type)，卡合元件41为楔 块。
单向离合器40，由于承受作用于叶片的流体力的反作用力，因而作用有较大的转矩。 因此，单向离合器40，为了确保可恰当地承受上述高转矩的强度，必须具有一定程度的轴 向长度(厚度t3)。作为单向离合器外圈而发挥作用的圆筒状部38，具有与单向离合器40 相同的厚度t3，并且，由于由强度较高的结构钢所构成，因此可恰当地发挥作为单向离合 器外圈的功能。
此外，由于将圆筒状部38的内周面作为单向离合器外圈，因此无需另行设置单向离合 器外圈，由此可简化结构。
位于圆筒状部38和延设部37的交界附近的阶梯部，设置有从前后两侧夹持延设部37 的2个推力轴承45。具体而言，前侧的推力轴承45，通过轴承座圈46、47设置在涡轮轮毂 23和延设部37之间，后侧的推力轴承45，通过轴承座圈46、47设置在泵轮套筒11和延设 部37之间。推力轴承45，在前后方向上对定子30进行定位，并承受作用于定子30(叶片 32)的推力。
若设定包含轴承座圈46、47的1个推力轴承45的厚度为t4，那么，从前侧轴承座圈46 的前侧面到后侧轴承座圈46的后侧面的轴向距离t5，可表示为t5＝t2+2·t4。这比在圆筒 状部38和延设部37之间不设阶梯部而在厚度t3处设置推力轴承45时(以往结构)的尺寸即 t3+2·t4要短。即通过使延设部37薄壁化，在圆筒状部38和延设部37之间设置阶梯部，并 在该阶梯部设置推力轴承45，可缩短该处的轴向尺寸，以实现轴向的紧凑化。
下面，对液力变矩器1的运作进行说明。首先对锁止离合器60处于非工作状态(锁止 开放(OFF))且涡轮轮毂23(涡轮22)的转速小于前盖13(泵轮15)的转速(速比小) 的情形进行说明。这样的状态，在停止时(涡轮轮毂23的速度＝0)或刚起动时出现。
当锁止开放时，锁止离合器60的板67、保持板68和摩擦板66之间存在极小的间隙，因 此可相对转动。即输入部的前盖13和输出部的涡轮轮毂23处于可相对转动的状态。
此时，工作流体ATF在循环区域28内的流动方向，如箭头A1所示，为泵轮15→涡轮 22→叶片32→泵轮15。实际上，ATF除上述方向的流动外还有一个环向(与纸面垂直的方 向)流动，由此构成三维流动。输入侧的转矩从泵轮15传递给ATF，然后再通过涡轮22 传递到输出侧。从涡轮22返回叶片32的ATF，流向使叶片32向逆转方向转动的方向。然而， 由于该逆转被单向离合器40禁止，因此，叶片32(可转动部件42)维持在停止状态，由此 使ATF转换方向而返回泵轮15。
由于转换方向后返回泵轮15的ATF起着加强循环流(箭头A1)的作用，由此，更强的 转矩便传递给涡轮22。因此，此时，在输出部亦即在涡轮轮毂23，得到大于输入部亦即大 于前盖13的转矩的转矩(转矩增幅作用)。
接着，对锁止离合器60处于开放状态且涡轮轮毂23(涡轮22)的转速大于前盖13(泵 轮15)的转速(速比大)的情形进行说明。这样的状态，在起动后达到一定车速时或在负 荷较小的稳定行驶时出现。
此时，工作流体ATF在循环区域28内也形成泵轮15→涡轮22→叶片32→泵轮15的循 环流。但与上述情况不同的是，从涡轮22返回叶片32的ATF流向使叶片32向正转方向转动 的方向。由于该正转为单向离合器40所允许，因此，叶片32(可转动部件42)与泵轮15、 涡轮22同样进行正转。这样，便在循环区域28形成无转矩增幅作用的液力偶合器(fluid coupling)，在输出部亦即在涡轮轮毂23，得到比输入部的前盖13的转矩稍小的转矩。
接着，对锁止离合器60处于工作状态的情形进行说明。这样的状态，在起动后达到规 定的车速，图外的控制单元发出锁止指令时出现。
当发出锁止指令后，液压便供给到液压室64，锁止活塞63便向后方移动。由此各摩擦 板66及各板67，全部被压向后方的保持板68一侧，通过相互间作用的摩擦力阻止相对转动 (接合状态)。即，前盖13和涡轮轮毂23之间无相对转动，从而处于直接连接状态(锁止 状态)。
由于直接连接状态的锁止方式与借助流体进行的动力传递方式相比，不会因流体而造 成滑动，故此具有传递效率高的优点。因此，扩大锁止区域(车辆在锁止状态下行驶的区 域)将极大地有助于改善燃耗。从这样的观点出发，本实施方式中，设定了显著大于以往 一般的锁止区域(例如第4档速度以上的高速区域)的锁止区域(例如第1档速度以上的区 域，即起动后的速度区域)。锁止离合器60，通过采用容易获得较高的控制性能和较高的 传递转矩的湿式多板离合器结构来适应锁止区域的扩大。
当锁止时，从前盖13向涡轮轮毂23的转矩传递，通过锁止缓冲器50进行，以吸收转矩 变动。当转矩变动相对较小时，仅通过缓冲器弹簧52适度地吸收转矩变动，当转矩变动在 一定程度以上时，还可通过限位弹簧53强有力地吸收转矩变动。
如上所述，本实施方式中，从低速段(低车速区域)开始便执行锁止。由于低速段中 发动机的转矩变动比较大，因此在该区域中执行锁止时，有可能会因为转矩变动而使车身 震动趋于恶化，从而使乘坐舒适性趋于恶化。然而，本实施方式中，通过采用大型且转矩 变动吸收能力较高的缓冲器弹簧52消除了这一问题。
下面，对缩短液力变矩器1内周侧的轴向长度的优点进行说明。如图1所示，油泵壳81， 其内周侧向前方大幅度伸出，其前端部较之泵轮外壳12的后端位于前方。由于从泵轮外壳 12的后端向基部12b突出的突出量12d(如图2所示)设定为较大的尺寸，所以可实现上述 配置。
若液力变矩器1与油泵80采用上述设置，那么，通过使油泵80的突出部伸入已实现紧 凑化的液力变矩器1的内周侧，与单纯地将油泵80设置在液力变矩器1后方(泵轮外壳12 后端的后方)的结构相比，可缩短两者接合后所需的轴向长度。
以上，对本发明的实施方式进行了说明，不过，这些实施方式可在不脱离本发明主旨 的范围内做适当变化。例如，锁止离合器60的结构或锁止缓冲器50的结构，并不局限于上 述实施方式，其可以为任何类型的结构。
此外，单向离合器40，并不局限于楔块式，例如也可为滚柱式。此时，卡合元件41为 滚柱。
此外，液力变矩器1，对其周边所设置的部件并不加以限定。例如，也可在液力变矩 器1的后方设置油泵80以外的部件，并使其局部伸入已实现紧凑化的液力变矩器1的内周 部。此外，也不局限于使某些部件的局部(或全部)伸入液力变矩器1的内周部的布局。