JPS6222030B2 - - Google Patents
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- JPS6222030B2 JPS6222030B2 JP56155868A JP15586881A JPS6222030B2 JP S6222030 B2 JPS6222030 B2 JP S6222030B2 JP 56155868 A JP56155868 A JP 56155868A JP 15586881 A JP15586881 A JP 15586881A JP S6222030 B2 JPS6222030 B2 JP S6222030B2
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Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
- F16J15/00—Sealings
- F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
- F16J15/34—Sealings between relatively-moving surfaces with slip-ring pressed against a more or less radial face on one member
- F16J15/3464—Mounting of the seal
- F16J15/348—Pre-assembled seals, e.g. cartridge seals
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Supercharger (AREA)
- Mechanical Sealing (AREA)
- Sealing Of Bearings (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
本発明はガソリンエンジン用小形過給機の軸封
装置に係り、特に、軸部を潤滑する潤滑油の機外
への漏れを防止するコンプレツサ側軸封装置のメ
カニカルシールに関するものである。
装置に係り、特に、軸部を潤滑する潤滑油の機外
への漏れを防止するコンプレツサ側軸封装置のメ
カニカルシールに関するものである。
第１図はエンジンのインテークマニホルドにコ
ンプレツサ側を接続した過給機の軸封装置の断面
図である。図示されていないタービン羽根車とコ
ンプレツサ羽根車１８とを両端に取り付けた軸１
はセンタハウジング１６に取り付けた軸受部１５
に支持されて回転する。この軸１の段差部２に側
面を接触させて軸１に固定したシートリング３に
は油路１４ｃを形成したスラスト軸受１７が嵌入
して軸１の横移動を規制している。油路１４ｃは
センタハウジング１６内に形成した油路１４ａ，
１４ｂと連通して大量の潤滑油を流通させてオイ
ル室１１内に油を飛散させると共に、軸受部１５
を潤滑している。なお、スラスト軸受１７は馬蹄
形状の板金で、シートリング３には上側から挿入
されている。また、カラー１９はシートリング３
とコンプレツサ羽根車１８との間に介在して軸１
に固定されている。
ンプレツサ側を接続した過給機の軸封装置の断面
図である。図示されていないタービン羽根車とコ
ンプレツサ羽根車１８とを両端に取り付けた軸１
はセンタハウジング１６に取り付けた軸受部１５
に支持されて回転する。この軸１の段差部２に側
面を接触させて軸１に固定したシートリング３に
は油路１４ｃを形成したスラスト軸受１７が嵌入
して軸１の横移動を規制している。油路１４ｃは
センタハウジング１６内に形成した油路１４ａ，
１４ｂと連通して大量の潤滑油を流通させてオイ
ル室１１内に油を飛散させると共に、軸受部１５
を潤滑している。なお、スラスト軸受１７は馬蹄
形状の板金で、シートリング３には上側から挿入
されている。また、カラー１９はシートリング３
とコンプレツサ羽根車１８との間に介在して軸１
に固定されている。
シートリング３の左側面にはカーボン等によつ
て製作された従動リング８の右側面が接触してい
る。この従動リング８はシールリング７とばね受
け９および円錐ばね６を介して収納環５内に収容
され、収納環５はオイル室１１を形成するプレー
ト４に保持されている。このプレート４とコンプ
レツサ羽根車１８との間は空気室１２となつてい
る。
て製作された従動リング８の右側面が接触してい
る。この従動リング８はシールリング７とばね受
け９および円錐ばね６を介して収納環５内に収容
され、収納環５はオイル室１１を形成するプレー
ト４に保持されている。このプレート４とコンプ
レツサ羽根車１８との間は空気室１２となつてい
る。
上記のごとくこの過給機はそのコンプレツサ側
をエンジンの吸気マニホールド側に設置している
ので、コンプレツサ羽根車１８が収容されている
空気室１２内の圧力は正圧状態から負圧状態まで
大きく変動する。この負圧は密封部１０のシート
リング３と従動リング８との回転摺動面にも作用
するので、ここからの潤滑油の漏れを防止しなけ
ればならない。過給機の潤滑油は普通各軸受部１
５等に強制的に供給され、その後は油出口１３に
集合してエンジンのオイルパンに戻つて循環させ
られる。したがつて、各軸受部１５への油路１４
ａ，１４ｂ，１４ｃにおける油圧は約２〜５Kg／
cm2としてあるが、密封部１０が設置されているオ
イル室１１内の圧力はほぼ大気圧で一定してい
る。一方、エンジンのインテークマニホルドに連
通する空気室１２内の圧力は、−650〜＋400mmHg
の広範囲に変動している。なお、大きな負圧はエ
ンジンのアイドリング時の吸入負圧によつて生
じ、正の圧力は高速運転時に生じているが、これ
らの値はこの過給機が設置されるシステムによつ
てもその圧力変動の範囲は異つている。
をエンジンの吸気マニホールド側に設置している
ので、コンプレツサ羽根車１８が収容されている
空気室１２内の圧力は正圧状態から負圧状態まで
大きく変動する。この負圧は密封部１０のシート
リング３と従動リング８との回転摺動面にも作用
するので、ここからの潤滑油の漏れを防止しなけ
ればならない。過給機の潤滑油は普通各軸受部１
５等に強制的に供給され、その後は油出口１３に
集合してエンジンのオイルパンに戻つて循環させ
られる。したがつて、各軸受部１５への油路１４
ａ，１４ｂ，１４ｃにおける油圧は約２〜５Kg／
cm2としてあるが、密封部１０が設置されているオ
イル室１１内の圧力はほぼ大気圧で一定してい
る。一方、エンジンのインテークマニホルドに連
通する空気室１２内の圧力は、−650〜＋400mmHg
の広範囲に変動している。なお、大きな負圧はエ
ンジンのアイドリング時の吸入負圧によつて生
じ、正の圧力は高速運転時に生じているが、これ
らの値はこの過給機が設置されるシステムによつ
てもその圧力変動の範囲は異つている。
第２図は第１図の軸封装置の拡大断面図で、シ
ール特性と耐摩耗特性上最も重要となるものは、
密封端面に接面力を与えるための円錐ばね６のば
ね力Pf、従動リング８の内径D1、外径D2、収納
環５の内壁の外径をＤn等によつて定まる接面圧
力である。
ール特性と耐摩耗特性上最も重要となるものは、
密封端面に接面力を与えるための円錐ばね６のば
ね力Pf、従動リング８の内径D1、外径D2、収納
環５の内壁の外径をＤn等によつて定まる接面圧
力である。
従来の公知技術における軸封装置ではD1≒Ｄn
に構成されており、密封部１０に作用する単位面
積当りの接面圧力をps、密封部１０の面積を
As、オイル室１１と空気室１２との差圧をpl、
この差圧plによつて従動リング８に生じる力（流
体力）をPl、従動リング８の有効受圧面積を
Ar、ばね力による密封面単位面積当りの圧力を
pfとすると、従動リング８に作用する全推力Ｐは
次式で表わされる。
に構成されており、密封部１０に作用する単位面
積当りの接面圧力をps、密封部１０の面積を
As、オイル室１１と空気室１２との差圧をpl、
この差圧plによつて従動リング８に生じる力（流
体力）をPl、従動リング８の有効受圧面積を
Ar、ばね力による密封面単位面積当りの圧力を
pfとすると、従動リング８に作用する全推力Ｐは
次式で表わされる。
Ｐ＝Pf＋Pl ……(1)
但し、密封部１０の油膜による粘着力及びシー
ルリング７の摩擦力等は省略してある。
ルリング７の摩擦力等は省略してある。
また、流体力Plは次式で表わされる。
Pl＝Ar・（±pl）
＝±π／４（Ｄ２ ２−Ｄ２ ｎ）pl ……(2)
ここで±plとしたのは円錐ばね６のばね力Pfに
よつて生じる推力に対し、オイル室１１と空気室
１２との差圧plが±反転するため、このplによる
流体力Plがばね力Pfの方向に付加、減少作用する
ためである。したがつて、密封部１０の単位面積
当りの接面圧力Psは となる。D1，D2，Dmによつて定まる係数を受圧
比Ｂとすると、 であり、(3)式は Ps＝pf±Bpl ……(5) となる。
よつて生じる推力に対し、オイル室１１と空気室
１２との差圧plが±反転するため、このplによる
流体力Plがばね力Pfの方向に付加、減少作用する
ためである。したがつて、密封部１０の単位面積
当りの接面圧力Psは となる。D1，D2，Dmによつて定まる係数を受圧
比Ｂとすると、 であり、(3)式は Ps＝pf±Bpl ……(5) となる。
第３図は密封部における流体圧力plと接面圧力
psとの関係を示すグラフで、(5)式は実線２１で
示される。また基礎接面力Pf＝０のときは破線２
０となる。過給機の場合問題となるのは、オイル
室１１の圧力がほぼ一定であるのに対して空気室
１２の圧力が負圧から正圧まで変動する点であ
る。密封部１０には所要の接面圧力が必要であ
り、空気室１２の圧力が負圧の場合はオイル室１
１の圧力はほぼ大気圧で一定であるので、（poil
―pair）は正となり、逆に空気室１２の圧力が正
の場合は負となる。即ち、密封部１０は開く方向
に作用する。
psとの関係を示すグラフで、(5)式は実線２１で
示される。また基礎接面力Pf＝０のときは破線２
０となる。過給機の場合問題となるのは、オイル
室１１の圧力がほぼ一定であるのに対して空気室
１２の圧力が負圧から正圧まで変動する点であ
る。密封部１０には所要の接面圧力が必要であ
り、空気室１２の圧力が負圧の場合はオイル室１
１の圧力はほぼ大気圧で一定であるので、（poil
―pair）は正となり、逆に空気室１２の圧力が正
の場合は負となる。即ち、密封部１０は開く方向
に作用する。
負側の最大差圧条件をpl1とすると、密封部１
０を開く方向の力はps1となる。このような力ps1
が作用しても密封部１０を閉じる力が必要とな
り、pf＞｜ps1｜なる円錐ばね６の基礎接面力の
付加が必要となる。したがつて、実際の密封部１
０に生じる接面圧力特性は、pfを通る実線２１で
示すことができる。
０を開く方向の力はps1となる。このような力ps1
が作用しても密封部１０を閉じる力が必要とな
り、pf＞｜ps1｜なる円錐ばね６の基礎接面力の
付加が必要となる。したがつて、実際の密封部１
０に生じる接面圧力特性は、pfを通る実線２１で
示すことができる。
このような接面圧力特性において、空気室１２
内の使用圧力範囲が−650〜＋400mmHgであるこ
とを考えると、オイル室１１内の圧力（ほぼ大気
室で一定）と空気室１２内の最大負圧条件時の差
圧をpl2とすると、この差圧のみによつて生じる
接面圧力はps2となり、ばね力pfを考慮した実際
の接面圧力はp′s2にも達する。
内の使用圧力範囲が−650〜＋400mmHgであるこ
とを考えると、オイル室１１内の圧力（ほぼ大気
室で一定）と空気室１２内の最大負圧条件時の差
圧をpl2とすると、この差圧のみによつて生じる
接面圧力はps2となり、ばね力pfを考慮した実際
の接面圧力はp′s2にも達する。
過給機の回転範囲は非常に広く、最高100000γ
pm以上の超高速ともなり、密封部１０の周速度
は100ｍ／secにも達する。したがつて、従来はこ
れらの高速・高接面圧に原因する従動リング８の
異常摩耗や、異常発熱による従動リング８の割れ
や、シートリング３の側面摺動部にクラツク等を
発生し、軸封性能を著しく低下させるという欠点
をもつていた。
pm以上の超高速ともなり、密封部１０の周速度
は100ｍ／secにも達する。したがつて、従来はこ
れらの高速・高接面圧に原因する従動リング８の
異常摩耗や、異常発熱による従動リング８の割れ
や、シートリング３の側面摺動部にクラツク等を
発生し、軸封性能を著しく低下させるという欠点
をもつていた。
本発明は密封部の軸封性と耐摩耗性を向上させ
るのに好適な過給機の軸封装置を提供することを
目的とし、エンジンの排気ガスによつて回転駆動
されるタービン羽根車と一体に構成された軸の他
端に配設され、吸気管を介して上記エンジンのシ
リンダ内へ空気或いは混合気を圧送するコンプレ
ツサ羽根車と、上記軸に対して垂直な側端面を有
し上記軸に固定されたシートリングと、該シート
リングの側端面に側端面を接触させて密封部を形
成する従動リングと、上記密封部へ所要の接面圧
力を付与すると共に上記従動リングを上記シート
リングに追従させる弾性部材と、これらの従動リ
ング側部材を収納する収納環と、該収納環の内壁
と上記従動リングとの気密を保持するシールリン
グとによつて構成された過給機の軸封装置におい
て、上記密封部の接面圧力特性が、上記弾性部材
によつて付加される基礎接面圧力pfの値と、該基
礎接面圧力pfが零のときの受圧比Ｂ＝１で定ま
る、上記流体圧力による上記接面圧力の最大値
Psnax以下の値と、空気室側が最大正圧状態とな
つて負側の最大差圧条件が発生した時に必要な所
定の正の密封圧力psnioとを直線で結ぶ特性とな
るように、前記基礎接面圧力pfと前記受圧比Ｂと
を設定してなることを特徴とするものである。
るのに好適な過給機の軸封装置を提供することを
目的とし、エンジンの排気ガスによつて回転駆動
されるタービン羽根車と一体に構成された軸の他
端に配設され、吸気管を介して上記エンジンのシ
リンダ内へ空気或いは混合気を圧送するコンプレ
ツサ羽根車と、上記軸に対して垂直な側端面を有
し上記軸に固定されたシートリングと、該シート
リングの側端面に側端面を接触させて密封部を形
成する従動リングと、上記密封部へ所要の接面圧
力を付与すると共に上記従動リングを上記シート
リングに追従させる弾性部材と、これらの従動リ
ング側部材を収納する収納環と、該収納環の内壁
と上記従動リングとの気密を保持するシールリン
グとによつて構成された過給機の軸封装置におい
て、上記密封部の接面圧力特性が、上記弾性部材
によつて付加される基礎接面圧力pfの値と、該基
礎接面圧力pfが零のときの受圧比Ｂ＝１で定ま
る、上記流体圧力による上記接面圧力の最大値
Psnax以下の値と、空気室側が最大正圧状態とな
つて負側の最大差圧条件が発生した時に必要な所
定の正の密封圧力psnioとを直線で結ぶ特性とな
るように、前記基礎接面圧力pfと前記受圧比Ｂと
を設定してなることを特徴とするものである。
従来技術で説明したように発明者は、密封部１
０の端面に作用する接面圧力はその内径D1、外
径D2、収納環内壁の外径Ｄnとによつて定まる受
圧比Ｂと、オイル室１１と空気室１２との差圧で
ある流体圧力とによつて決定されることに着目
し、この過給機が取り付けられているエンジンシ
ステムに適合した接面圧力特性をもたせるため
に、受圧比Ｂを所要の値に設定して接面圧力の上
昇を抑制するものである。
０の端面に作用する接面圧力はその内径D1、外
径D2、収納環内壁の外径Ｄnとによつて定まる受
圧比Ｂと、オイル室１１と空気室１２との差圧で
ある流体圧力とによつて決定されることに着目
し、この過給機が取り付けられているエンジンシ
ステムに適合した接面圧力特性をもたせるため
に、受圧比Ｂを所要の値に設定して接面圧力の上
昇を抑制するものである。
第４図は本発明の一実施例である軸封装置の断
面図で、密封部１０の従動リング８の内径D1は
収納環５の内壁外径Ｄnよりも小さく形成されて
いる。したがつて、(4)式の受圧比Ｂは小となり接
面圧力psは流体圧力plが増加してもあまり増加
しないことになる。このpsはなるべく低い方が
耐久上も有利であるが、全運転範囲において負に
ならないように注意しなければならない。
面図で、密封部１０の従動リング８の内径D1は
収納環５の内壁外径Ｄnよりも小さく形成されて
いる。したがつて、(4)式の受圧比Ｂは小となり接
面圧力psは流体圧力plが増加してもあまり増加
しないことになる。このpsはなるべく低い方が
耐久上も有利であるが、全運転範囲において負に
ならないように注意しなければならない。
第５図は第４図の装置の流体圧力と接面圧力と
の関係を示すグラフで、従来は受圧比Ｂ≒１で定
まる特性（破線２０）に対しpfという基礎接面圧
力を付加した実線２１で示す特性となつていた。
しかるに本実施例の場合は、従来の受圧比Ｂ≒１
の特性線２１で定まる最大接面圧力ps2と基礎接
面圧力pfとを結ぶ実線２２以下の特性となるよう
に受圧比Ｂを決定したものである。このようにす
れば従来の特性線２１に比較して大幅な接面圧力
の低減が実現できることになる。
の関係を示すグラフで、従来は受圧比Ｂ≒１で定
まる特性（破線２０）に対しpfという基礎接面圧
力を付加した実線２１で示す特性となつていた。
しかるに本実施例の場合は、従来の受圧比Ｂ≒１
の特性線２１で定まる最大接面圧力ps2と基礎接
面圧力pfとを結ぶ実線２２以下の特性となるよう
に受圧比Ｂを決定したものである。このようにす
れば従来の特性線２１に比較して大幅な接面圧力
の低減が実現できることになる。
このときの実線２２から基礎接面圧力pfを取り
除いた特性線は一点鎖線２３となり、負圧の最小
圧力pl1作動時にはp′s1という端面を開く方向の
圧力が作用することになる。
除いた特性線は一点鎖線２３となり、負圧の最小
圧力pl1作動時にはp′s1という端面を開く方向の
圧力が作用することになる。
ここでpf＞pf′でpf′＞｜p′s1｜という基礎接面
圧力pf′を付加すると、pf′とps2とを結ぶ二点鎖
線２４で示す特性となり、流体圧力pl1作用時は
p″s1の開き方向の圧力が作用することになる。こ
のように円錐ばね６による基礎接面圧力が十分低
い場合は更に最大接面圧力が低いp″S2とpf′とを
結ぶ実線２５を設定することにより、オイル室１
１と空気室１２の差圧plが負になつた時も接面圧
力を正に保持して接面の分離を防止することがで
きる。
圧力pf′を付加すると、pf′とps2とを結ぶ二点鎖
線２４で示す特性となり、流体圧力pl1作用時は
p″s1の開き方向の圧力が作用することになる。こ
のように円錐ばね６による基礎接面圧力が十分低
い場合は更に最大接面圧力が低いp″S2とpf′とを
結ぶ実線２５を設定することにより、オイル室１
１と空気室１２の差圧plが負になつた時も接面圧
力を正に保持して接面の分離を防止することがで
きる。
次に、接面圧力特性が流体圧力に左右されない
基礎接面圧力が一定の場合について説明する。上
記(4)，(5)式において、D2＝Ｄnに設定することに
より受圧比Ｂ＝０となり、このときの円錐ばね６
による基礎接面圧力pf＝pfcとすると、ps＝pfc
となる。つまり、第２図に示す従動リング８の密
封部１０の端面の外径D2と収納環５の内壁の外
径Ｄnとを等しくすることによつて可能となる。
基礎接面圧力が一定の場合について説明する。上
記(4)，(5)式において、D2＝Ｄnに設定することに
より受圧比Ｂ＝０となり、このときの円錐ばね６
による基礎接面圧力pf＝pfcとすると、ps＝pfc
となる。つまり、第２図に示す従動リング８の密
封部１０の端面の外径D2と収納環５の内壁の外
径Ｄnとを等しくすることによつて可能となる。
第６図は本発明の他の実施例である軸封装置の
断面図であり、この場合はD2＝Ｄnとしてある。
第７図は第６図の装置の流体圧力と接面圧力との
関係を示すグラフである。破線２０と実線２１は
第３図に示す従来の特性であるが、一点鎖線２６
はpf＝pfcの場合の特性、二点鎖線２７はpf＝
pf′cの場合の特性である。ここで、円錐ばね６に
よる基礎接面圧力pfは要求仕様に応じて任意に選
択することができる。
断面図であり、この場合はD2＝Ｄnとしてある。
第７図は第６図の装置の流体圧力と接面圧力との
関係を示すグラフである。破線２０と実線２１は
第３図に示す従来の特性であるが、一点鎖線２６
はpf＝pfcの場合の特性、二点鎖線２７はpf＝
pf′cの場合の特性である。ここで、円錐ばね６に
よる基礎接面圧力pfは要求仕様に応じて任意に選
択することができる。
更に、高流体圧力、高速回転用としては次の装
置が適当である。
置が適当である。
第８図は本発明の更に他の実施例である軸封装
置の断面図で、この場合はD2＜Ｄnとしてある。
第９図は第８図の装置の流体圧力と接面圧力との
関係を示すグラフである。一点鎖線２８と二点鎖
線２９の流体圧力零時の接面圧力psの値pf，
pf′は夫々円錐ばね６によつて付加される基礎接
面圧力の値であり、これも任意に設定することが
できる。
置の断面図で、この場合はD2＜Ｄnとしてある。
第９図は第８図の装置の流体圧力と接面圧力との
関係を示すグラフである。一点鎖線２８と二点鎖
線２９の流体圧力零時の接面圧力psの値pf，
pf′は夫々円錐ばね６によつて付加される基礎接
面圧力の値であり、これも任意に設定することが
できる。
以上第４図〜第９図に示す実施例の軸封装置
は、密封部１０の直径D1，D2の値を軸封装置の
収納環の内壁の外径Ｄnに対してできるだけ小さ
く設定することによつて、密封部の接面圧力を低
下させて耐久性を大幅に向上させることができる
という効果が得られる。
は、密封部１０の直径D1，D2の値を軸封装置の
収納環の内壁の外径Ｄnに対してできるだけ小さ
く設定することによつて、密封部の接面圧力を低
下させて耐久性を大幅に向上させることができる
という効果が得られる。
本発明の過給機の軸封装置は、比較的簡単な改
良によつて密封部の軸封性と耐摩耗性を大幅に向
上させることができるという効果をもつている。
良によつて密封部の軸封性と耐摩耗性を大幅に向
上させることができるという効果をもつている。
第１図はエンジンのインテークマニホルドにコ
ンプレツサ側を接続した過給機の軸封装置の断面
図、第２図は第１図の軸封装置の拡大断面図、第
３図は第２図の密封部における流体圧力と接面圧
力との関係を示すグラフ、第４図は本発明の一実
施例である軸封装置の断面図、第５図は第４図の
装置の流体圧力と接面圧力との関係を示すグラ
フ、第６図は本発明の他の実施例である軸封装置
の断面図、第７図は第６図の装置の流体圧力と接
面圧力との関係を示すグラフ、第８図は本発明の
更に他の実施例である軸封装置の断面図、第９図
は第８図の装置の流体圧力と接面圧力との関係を
示すグラフである。 １……軸、２……段差部、３……シートリン
グ、４……プレート、５……収納環、６……円錐
ばね、７……シールリング、８……従動リング、
９……ばね受、１０……密封部、１１……オイル
室、１２……空気室、１３……油出口、１４……
油路、１５……軸受部、１６……センタハウジン
グ、１７……スラスト軸受、１８……コンプレツ
サ羽根車、１９……カラー、D1……従動リング
内径、D2……従動リング外径、Ｄn……収納環内
壁の外径、pl……流体圧力、ps……接面圧力、pf
……基礎接面圧力、Ｂ……受圧比。
ンプレツサ側を接続した過給機の軸封装置の断面
図、第２図は第１図の軸封装置の拡大断面図、第
３図は第２図の密封部における流体圧力と接面圧
力との関係を示すグラフ、第４図は本発明の一実
施例である軸封装置の断面図、第５図は第４図の
装置の流体圧力と接面圧力との関係を示すグラ
フ、第６図は本発明の他の実施例である軸封装置
の断面図、第７図は第６図の装置の流体圧力と接
面圧力との関係を示すグラフ、第８図は本発明の
更に他の実施例である軸封装置の断面図、第９図
は第８図の装置の流体圧力と接面圧力との関係を
示すグラフである。 １……軸、２……段差部、３……シートリン
グ、４……プレート、５……収納環、６……円錐
ばね、７……シールリング、８……従動リング、
９……ばね受、１０……密封部、１１……オイル
室、１２……空気室、１３……油出口、１４……
油路、１５……軸受部、１６……センタハウジン
グ、１７……スラスト軸受、１８……コンプレツ
サ羽根車、１９……カラー、D1……従動リング
内径、D2……従動リング外径、Ｄn……収納環内
壁の外径、pl……流体圧力、ps……接面圧力、pf
……基礎接面圧力、Ｂ……受圧比。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ エンジンの排気ガスによつて回転駆動される
タービン羽根車と一体に構成された軸の他端に配
設され、吸気管を介して上記エンジンのシリンダ
内へ空気或いは混合気を圧送するコンプレツサ羽
根車と、上記軸に対して垂直な側端面を有し上記
軸に固定されたシートリングと、該シートリング
の側端面に側端面を接触させて密封部を形成する
従動リングと、上記密封部へ所要の接面圧力を付
与すると共に上記従動リングを上記シートリング
に追従させる弾性部材と、これらの従動リング側
部材を収納する収納環と、該収納環の内壁と上記
従動リングとの気密を保持するシールリングとに
よつて構成された過給機の軸封装置において、上
記密封部の接面圧力特性が、上記弾性部材によつ
て付加される基礎接面圧力pfの値と、該基礎接面
圧力pfが零のときの受圧比Ｂ＝１で定まる、上記
流体圧力による上記接面圧力の最大値psnax以下
の値と空気室側が最大正圧状態となつて負側の最
大差圧条件が発生した時に必要な所定の正の密封
圧力psnioとを直線で結ぶ特性となるように、前
記基礎接面圧力pfと前記受圧比Ｂとを設定してな
ることを特徴とする過給機の軸封装置。 ２ 上記密封部における接面圧力特性が、上記従
動リングの外径D2と上記収納環内壁の外径Ｄnと
が等しく、上記流体圧力に無関係に実質的に一定
である特許請求の範囲第１項記載の過給機の軸封
装置。 ３ 上記密封部における接面圧力特性が、上記従
動リングの外径D2は上記収納環内壁の外径Ｄnよ
りも小さく、上記流体圧力の上昇に伴つて低下す
る特許請求の範囲第１項記載の過給機の軸封装
置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP56155868A JPS5857564A (ja) | 1981-09-29 | 1981-09-29 | 過給機の軸封装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP56155868A JPS5857564A (ja) | 1981-09-29 | 1981-09-29 | 過給機の軸封装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5857564A JPS5857564A (ja) | 1983-04-05 |
| JPS6222030B2 true JPS6222030B2 (ja) | 1987-05-15 |
Family
ID=15615251
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP56155868A Granted JPS5857564A (ja) | 1981-09-29 | 1981-09-29 | 過給機の軸封装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS5857564A (ja) |
Families Citing this family (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS60151909U (ja) * | 1984-03-16 | 1985-10-09 | 石川島播磨重工業株式会社 | 橋梁点検用検査車の駆動装置 |
| DE3745011A1 (ja) * | 1986-02-17 | 1991-12-12 | ||
| JPH0663349B2 (ja) * | 1986-10-02 | 1994-08-22 | 米山工業株式会社 | 移動型足場装置 |
| JPH0711182B2 (ja) * | 1986-10-31 | 1995-02-08 | 米山工業株式会社 | 移動足場装置 |
| JPH02128749U (ja) * | 1989-03-31 | 1990-10-24 | ||
| JPH02148011U (ja) * | 1989-05-15 | 1990-12-17 | ||
| US7997802B2 (en) | 2003-05-13 | 2011-08-16 | Carl Freudenberg Kg | Axial plain bearing assembly |
| DE20307447U1 (de) * | 2003-05-13 | 2003-08-28 | Burgmann Automotive Gmbh | Axialgleitlageranordnung, insbesondere für Ladeverdichter von Brennkraftmaschinen |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5551167A (en) * | 1978-10-09 | 1980-04-14 | Hitachi Ltd | Mechanical seal |
| JPS56134669A (en) * | 1980-03-10 | 1981-10-21 | Garrett Corp | Sealing mechanism |
-
1981
- 1981-09-29 JP JP56155868A patent/JPS5857564A/ja active Granted
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5551167A (en) * | 1978-10-09 | 1980-04-14 | Hitachi Ltd | Mechanical seal |
| JPS56134669A (en) * | 1980-03-10 | 1981-10-21 | Garrett Corp | Sealing mechanism |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS5857564A (ja) | 1983-04-05 |
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