WO2016052595A1 - シールリング - Google Patents

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seal ring
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annular groove
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筧　幸三
近藤　巧
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Ntn株式会社
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    • F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
    • F16J15/32—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings
    • F16J15/3248—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings provided with casings or supports
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16J15/00—Sealings
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    • F16H61/0021—Generation or control of line pressure
    • F16H2061/0037—Generation or control of line pressure characterised by controlled fluid supply to lubrication circuits of the gearing

Definitions

  • the present invention is to seal a fluid in a device using fluid pressure of a fluid such as a hydraulic fluid such as an automatic transmission (hereinafter referred to as AT) or a continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT). It relates to the seal ring used.
  • a fluid such as a hydraulic fluid such as an automatic transmission (hereinafter referred to as AT) or a continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT). It relates to the seal ring used.
  • an oil seal ring for sealing the hydraulic oil is attached to a key point.
  • the working oil supplied from the oil passage between the two annular grooves is attached to a pair of spaced annular grooves provided on the rotation shaft inserted through the shaft hole of the housing, and the side surfaces and inner peripheral surfaces of both seal rings.
  • the side wall of the annular groove and the inner peripheral surface of the housing are sealed by the opposite side surface and the outer peripheral surface.
  • Each seal surface in the seal ring holds the hydraulic pressure of the hydraulic oil between the seal rings while being in sliding contact with the side wall of the annular groove and the inner peripheral surface of the housing.
  • Such a seal ring requires little oil loss and sufficient oil sealability.
  • improvement of fuel efficiency has been an important issue, and further improvements in low torque performance are desired in devices such as AT and CVT while maintaining good sealing performance.
  • FIG. 9 is a partially cutaway view of the seal ring.
  • a flow path for introducing a fluid to be sealed is formed on the sliding surface 21 of the ring, and a protrusion 23 (both sides of the protrusion are recessed 22 in the middle of the flow path). ) Is provided to generate dynamic pressure so as to reduce the surface pressure between the sliding surfaces.
  • FIG. 10 is a view showing a state in which the seal ring is attached to the annular groove. As shown in FIG. 10, this seal ring is attached to the annular groove 31 and has a configuration in which the edge of the sliding portion 32 on the non-contacting portion 33 side is partially cut out at the edge. A concave portion 34 is provided.
  • the seal ring of Patent Document 1 can be expected to have an oil film formation effect due to dynamic pressure during high-speed rotation, but hardly exhibits an oil film formation effect during low-speed rotation. Therefore, during low-speed rotation, the oil cannot form an oil film on the sealing surface (the portion of the sliding surface 21 that actually slides relative to the annular groove), and cannot contribute to a reduction in torque or wear. . This is because the top of the protrusion 23 is located inside the sliding surface 21 of the seal ring, and the oil that has entered the recess 22 (lubricating groove) flows over the protrusion 23 and flows into the adjacent recess 22 during low-speed rotation. It can be thought of as a result.
  • the seal ring of Patent Document 2 is easy to introduce oil into the sliding surface 32, has excellent oil film formation on the sliding surface 32 from low speed rotation to high speed rotation, and is excellent in low torque.
  • the area of the R-shaped recess 34 on the sliding surface 32 cannot be made large, and the reduction of the sliding area is limited. In particular, when the eccentricity of the rotary shaft to which the seal ring is attached is large, the area of the recess cannot be increased.
  • the seal ring of Patent Document 3 has an inclined ring side surface, and the sliding area is smaller than that provided with a recess (groove) on the ring side surface, so the initial torque is low. However, when wear progresses, the torque may increase. In addition, a seal ring having an R-shaped recess as in Patent Document 2 also has a risk of increasing torque because the sliding area greatly increases as wear progresses.
  • the present invention has been made in order to cope with such a problem, and an object thereof is to provide a seal ring capable of maintaining excellent low torque characteristics over a long period of time.
  • the seal ring of the present invention is attached to an annular groove provided in one member of a housing having a shaft hole and a rotating shaft inserted through the shaft hole, and partially protrudes from the annular groove on the surface of the other member.
  • a seal ring that contacts and slidably contacts a side wall surface of the annular groove on the non-sealing fluid side, and seals an annular gap between these members, the seal ring including at least the side wall surface
  • the outer diameter side of the ring side surface is an inclined surface provided with an inclination angle so that the ring width decreases from the outer diameter side toward the inner diameter side.
  • the part which does not protrude from the said annular groove it has a recessed part which is a non-contact part with the said side wall surface, and is connected to a ring internal peripheral surface.
  • the inclination angle of the inclined surface is an angle in a range of 1.5 to 5 degrees with respect to a surface perpendicular to the axial direction of the seal ring.
  • the recess is a V-shaped recess along the circumferential direction of the ring. Further, the depth of the recess from the sliding surface is the deepest part other than the end of the recess in the ring circumferential direction, and the depth becomes shallower from the deepest part toward both ends in the ring circumferential direction. Is characterized by being constant. Further, the boundary between the ring circumferential end of the recess and the sliding surface is formed steeply with respect to the sliding surface.
  • a plurality of the recesses are provided apart from each other in the circumferential direction of the ring.
  • the concave portion is characterized in that the opening size on the outer diameter side is larger than the opening size on the inner diameter side.
  • the outer diameter side that initially slides is an inclined surface (tapered surface), so the sliding area is reduced.
  • the portion that does not protrude from the annular groove on the inner diameter side of the ring side surface has a recess that is a non-contact portion with the side wall surface of the annular groove and communicates with the inner peripheral surface of the ring.
  • the hydraulic oil or the like which is a sealing fluid, is prevented from leaking into the gap, and the hydraulic oil or the like easily flows out to the sliding surface through the recess. For this reason, it becomes a low torque in the driving
  • the sliding area on the inner diameter side is small because the concave portion is formed, and there is also an oil outflow action to the sliding surface by the concave portion, so that wear of the inclined surface on the outer diameter side progresses over time. In this case, it is possible to prevent the torque from increasing. As a result, excellent low torque characteristics can be maintained over a long period of time.
  • the inclination angle of the inclined surface on the outer diameter side of the ring is in the range of 1.5 to 5 degrees with respect to the surface perpendicular to the axial direction of the seal ring, sealing performance, low torque performance, and low Overall wear resistance is excellent.
  • the depth of the concave portion from the sliding surface is the deepest portion other than the end portion in the ring circumferential direction of the concave portion, and becomes shallower from the deepest portion toward both ends in the ring circumferential direction, and is constant in the ring radial direction. Therefore, hydraulic oil or the like as a sealing fluid easily flows out to the sliding surface (ring side surface) between adjacent recesses, and has a sufficiently low torque.
  • the hydraulic oil or the like that has flowed into the recess flows out from the recess to the sliding surface due to relative rotation with the rotating shaft of the seal ring.
  • the opening size on the outer diameter side larger than the opening size on the inner diameter side of the recess, it becomes possible to allow more hydraulic oil or the like to flow out to the sliding surface, and exhibit sufficiently low torque. To do.
  • the seal ring of the present invention is characterized in that the ring side surface has a structure constituted by (1) an outer diameter side that is an inclined surface and (2) an inner diameter side having a predetermined recess.
  • FIGS. 1 (a) is a perspective view of the seal ring
  • FIG. 1 (b) is a partially enlarged sectional view of the seal ring of FIG. 1 (a)
  • FIG. 2 is an assembly of the seal ring in an annular groove of the hydraulic device.
  • a sectional view of the state is shown respectively.
  • the seal ring 1 is an annular body having a substantially rectangular cross section having one joint 4.
  • the outer diameter side 2a of both side surfaces 2 of the ring is an inclined surface (tapered surface) provided with an inclination angle so that the ring width decreases from the outer diameter side toward the inner diameter side.
  • the inner diameter side 2b of both side surfaces 2 of the ring has a recess 3 that communicates with the inner circumferential surface 1b of the ring.
  • the concave portions 3 are V-shaped concave portions along the ring circumferential direction, and a plurality of the concave portions 3 are provided apart from each other in the ring circumferential direction.
  • surfaces 2 (including the recessed part 3) of a ring may be provided with the linear and curved chamfering, and when manufacturing a seal ring by injection molding, You may provide the step part 1c used as the protrusion part from a metal mold
  • the seal ring 1 is mounted in an annular groove 6 a provided in the rotary shaft 6 inserted through the shaft hole 5 a of the housing 5.
  • the arrow in the figure is the direction in which the pressure from the hydraulic oil is applied, and the right side in the figure is the unsealed fluid side.
  • the seal ring 1 is slidably in contact with the side wall surface 6b on the non-sealed fluid side of the annular groove 6a on the ring side surface 2 on the right side in the drawing.
  • the outer peripheral surface 1a is in contact with the inner peripheral surface of the shaft hole 5a.
  • the present invention can be similarly applied to a configuration in which the annular groove is provided on the housing side instead of the rotating shaft side.
  • the kind of hydraulic oil according to a use is used suitably.
  • the oil temperature is about 30 to 150 ° C.
  • the oil pressure is about 0.5 to 3.0 MPa
  • the rotation speed of the rotating shaft is about 1000 to 7000 rpm.
  • the seal ring 1 is a cut-type ring having one joint 4 (see FIG. 1), and is expanded in diameter by elastic deformation and attached to the annular groove 6a. Since the seal ring 1 has the abutment 4, the diameter of the seal ring 1 is expanded by the hydraulic pressure of the hydraulic oil during use, and the outer peripheral surface 1 a is in close contact with the inner peripheral surface of the shaft hole 5 a.
  • the shape of the mating hole 4 may be a straight cut type, an angle cut type, or the like, but it is preferable to employ a composite step cut type as shown in FIG.
  • the outer diameter side 2a which is an inclined surface will be described in detail.
  • the outer diameter side 2a of both side surfaces 2 of the ring is an inclined surface (tapered surface) provided with an inclination angle in which the ring width decreases from the outer diameter side toward the inner diameter side.
  • the inclination angle ⁇ is preferably an angle in the range of 1.5 to 5 degrees with respect to the plane 7 perpendicular to the axial direction of the seal ring. More preferably, the angle is 1.5 degrees to 3 degrees.
  • the inclination angle ⁇ is less than 1.5 degrees, there is a possibility that sufficient torque reduction cannot be obtained.
  • the inclination angle ⁇ exceeds 5 degrees there is a possibility that oil leakage increases rapidly.
  • the inclination angle ⁇ may be set at least on the outer diameter side 2a of the ring side surface 2 on the side in contact with the side wall surface of the annular groove (see FIG. 2), but it is not necessary to manage the direction of assembly into the mounting groove. As shown in FIG. 1B and the like, it is preferable that both side surfaces of the seal ring 1 have a left-right symmetrical inclined surface having the same predetermined inclination angle ⁇ . Further, the side wall surface 6b of the annular groove 6a shown in FIG. 2 is slightly inclined (about 1 degree) from a surface perpendicular to the rotation axis direction for discharging chips generated during cutting or due to sagging during polishing. ) In some cases.
  • a particularly preferable aspect of the present invention is a case where the side wall surface 6b of the annular groove 6a is a surface (no inclination) perpendicular to the rotation axis direction.
  • the ring outer peripheral surface 1a is a surface parallel to the axial direction of the seal ring 1 and the inner peripheral surface of the shaft hole 5a of the housing 5 which is a sliding partner.
  • the outer peripheral surface 1a is a surface perpendicular to a surface perpendicular to the axial direction of the seal ring. Since the ring outer peripheral surface 1a is not inclined in the axial direction and has a shape parallel to the inner peripheral surface of the shaft hole 5a, even if the inner peripheral surface and the ring outer peripheral surface 1a are in sliding contact with each other, Hard to wear.
  • the ring outer peripheral surface 1a is a surface parallel to the inner peripheral surface of the shaft hole 5a of the housing 5 and both surfaces are in close contact with each other, the posture of the seal ring in the annular groove is maintained without being inclined. It is. As a result, the positional relationship (inclination angle) of the inclined surface of the ring side surface outer diameter side 2a with respect to the side wall surface 6b of the annular groove 6a can be maintained constant, and low torque characteristics can be maintained over a long period of time.
  • one ring side surface 2 becomes a sliding surface with the side wall surface 6b of the annular groove 6a, and the inner diameter side 2b of the ring side surface 2 is not in contact with the side wall surface.
  • the V-shaped recessed part 3 used as a part is formed.
  • the boundary between the sliding surface X and the concave portion between the adjacent concave portions has a continuous shape, and the sliding surface Y and the concave portion on the outer diameter side of the concave portion. Therefore, the hydraulic oil or the like is likely to flow out to the sliding surface X, and the sliding surface Y is less likely to flow out than the sliding surface X.
  • the sliding surface Y is an inclined surface on the outer diameter side 2 a of the ring side surface 2.
  • the portion other than the concave portion on the ring side inner diameter side 2b, that is, the surface between the adjacent concave portions on the inner diameter side 2b (sliding surface X) is a non-inclined surface connected from the inner diameter side end of the inclined surface of the outer diameter side 2a. (Surface perpendicular to the axial direction of the seal ring) is preferable.
  • the concave portion 3 has a concave shape when viewed from the surface (sliding surface X) on the inner diameter side 2b.
  • the concave portion may be formed at least on the side surface of the ring serving as a sliding surface.
  • the inclined surface on the outer diameter side described above it is not necessary to manage the direction of assembly into the mounting groove. It is preferable to form symmetrically on both side surfaces of the seal ring 1 as shown in FIG.
  • each of the recesses in the ring circumferential direction is preferably about 3 to 20% of the entire circumference of the ring depending on the number of the recesses.
  • all the recesses have the same size, and a plurality of recesses (12 on one side in FIG. 1) are provided at substantially equal intervals.
  • FIG. 3 is a view of a part of the seal ring of the present invention (A portion in FIG. 1) as viewed from the inner diameter side of the ring.
  • the inclined surface on the ring side outer diameter side is omitted.
  • the recessed part 3 is V-shaped along the ring circumferential direction.
  • One of the ring side surface inner diameter side 2b is a sliding surface X with the annular groove.
  • the depth of the concave portion 3 from the sliding surface X is the deepest portion 3c other than the end portion of the concave portion 3 in the ring circumferential direction, and becomes shallower from the deepest portion 3c toward both end portions in the ring circumferential direction.
  • the region closer to the sliding surface X in the ring circumferential direction becomes shallower. Further, the depth of the recess 3 from the sliding surface X is constant in the ring radial direction.
  • the bottom surface of the recess 3 is composed of a flat surface 3 a and a flat surface 3 b that are inclined from the sliding surface X toward the center in the width direction along the ring circumferential direction.
  • the position of the deepest portion 3c is the center position of the concave portion 3 in the ring circumferential direction, but is not particularly limited thereto.
  • the bottom face of the recessed part 3 is comprised from the plane 3a and the plane 3b which inclined along the ring circumferential direction, you may comprise by a curved surface instead of a plane.
  • the deepest portion 3c of the recess 3 may have a curved shape or a horizontal shape in addition to a V shape in which the flat surface 3a and the flat surface 3b are simply connected. Even if it is curved or horizontal, there is no adverse effect on the torque reduction effect.
  • the depth from the sliding surface of the deepest part 3c of the recess 3 is preferably 45% or less, more preferably 30% or less of the total ring width.
  • the “depth” is the sum of the depths of the recesses on each side surface when the recesses are formed on both side surfaces of the ring. If it exceeds 45% of the total ring width, the ring may be greatly deformed during use.
  • FIGS. 4 is an enlarged view of a portion B in FIG. 3
  • FIG. 5 is an enlarged sectional view showing an example of a boundary portion.
  • the boundary 3d between the ring circumferential end of the recess 3 and the sliding surface is formed steeply with respect to the sliding surface. It is preferable. That is, in the recess 3, it is preferable that the gradient of the boundary portion 3d with respect to the sliding surface is larger than the gradient of the portion other than the boundary portion 3d with respect to the sliding surface.
  • this steep slope can be formed in an R shape convex toward the center in the width direction of the ring.
  • FIGS. 6A to 6C are views of the V-shaped concave portion of the seal ring as viewed from the front.
  • the opening size of the outer diameter side 3e is designed to be larger than the opening size of the inner diameter side 3f of the recess 3. That is, on the ring side surface, the front shape of the V-shaped recess 3 that is a non-contact surface with the side wall surface of the annular groove is formed such that the non-contact area is larger on the outer diameter side 3e than on the inner diameter side 3f. Yes.
  • the opening size on the inner diameter side of the recess is the opening on the outer diameter side. Since it is smaller than the dimensions, more hydraulic oil flows out to the sliding surfaces of the outer diameter side 2a and the inner diameter side 2b than when the opening size on the inner diameter side and the opening size on the outer diameter side are the same. Will come to be. This is because the amount of hydraulic oil or the like flowing out from the inside of the concave portion can be prevented from coming out to the inner diameter side of the seal ring when it hits the circumferential end of the concave portion.
  • the seal ring of the present invention has a structure in which the ring side surface is constituted by (1) the outer diameter side which is an inclined surface and (2) the inner diameter side having a predetermined recess.
  • the ring side surface is constituted by (1) the outer diameter side which is an inclined surface and (2) the inner diameter side having a predetermined recess.
  • FIG. 1 (b) relative to the seal ring thickness, relationship between the length T 2 of the length T 1 and the inner diameter side 2b of the outer diameter 2a, the recess 3 provided at least on the inner diameter side 2b from the annular groove
  • the length T 1 of the outer diameter side 2a is (see FIG.
  • the length T 1 of the outer diameter side 2a is preferably a clearance T 3 +0.1 to 0.5 mm between the housing and the rotating shaft, and more preferably T 3 +0.1 to 0.3 mm.
  • the material of the seal ring of the present invention is not particularly limited. However, considering the formation of the above-mentioned concave portion on the side surface or the expansion of the diameter by elastic deformation and mounting in the groove, etc., a synthetic resin molded body can be obtained. preferable.
  • synthetic resins that can be used include thermosetting polyimide resins, thermoplastic polyimide resins, polyether ketone ether ketone ketone resins, polyether ketone resins, polyether ether ketone (hereinafter referred to as PEEK) resins, and wholly aromatic polyesters.
  • Examples thereof include a resin, a fluororesin such as a polytetrafluoroethylene (hereinafter referred to as PTFE) resin, a polyphenylene sulfide (hereinafter referred to as PPS) resin, a polyamideimide resin, and a polyamide resin. These resins may be used alone or as a polymer alloy in which two or more kinds are mixed.
  • PTFE polytetrafluoroethylene
  • PPS polyphenylene sulfide
  • the seal ring is injection-molded with synthetic resin because it is easy and low-cost to manufacture the seal ring with the above-mentioned recess and compound step cut joint, and the torque is stable and lower than when machined. It is preferable to form an injection molded body. For this reason, it is preferable to use a thermoplastic resin that can be injection-molded as the synthetic resin. Among them, it is particularly preferable to use PEEK resin or PPS resin because of excellent friction and wear characteristics, flexural modulus, heat resistance, slidability and the like. These resins have a high elastic modulus and do not crack even when they are expanded in diameter when incorporated in a groove, and can be used even when the temperature of the hydraulic fluid to be sealed becomes high, and there is no concern about solvent cracks.
  • the synthetic resin may be added to a fibrous reinforcing material such as carbon fiber, glass fiber, or aramid fiber, a spherical filler such as spherical silica or spherical carbon, a scale-like reinforcing material such as mica or talc, or a potassium titanate whisker.
  • a fine fiber reinforcing material such as Further, a solid lubricant such as PTFE resin, graphite and molybdenum disulfide, a sliding reinforcing material such as calcium phosphate and calcium sulfate, carbon black and the like can also be blended. These can be blended alone or in combination.
  • a PEEK resin or a PPS resin containing carbon fiber as a fibrous reinforcing material and PTFE resin as a solid lubricant is preferable because the characteristics required for the seal ring of the present invention can be easily obtained.
  • mechanical strength such as flexural modulus can be improved, and sliding characteristics can be improved by blending PTFE resin.
  • the gate position is not particularly limited, but it is preferably provided on the inner peripheral surface of the ring from the viewpoint of ensuring sealing performance and the need for post-processing. In addition, it is preferable that the gate position is provided at the facing portion on the inner peripheral surface of the ring from the viewpoint of flow balance in injection molding.
  • Example 1 Comparative Example 1, and Comparative Example 2
  • a resin composition made by NTN Precision Resin Co., Ltd .: BEAREE PK5301
  • the seal rings (outer diameter ⁇ 48 mm, inner diameter) shown in Table 1 below. ⁇ 44 mm, ring maximum width 2.3 mm, ring thickness 2 mm) were manufactured by injection molding.
  • the inclination angle of the ring side outer diameter side in Example 1 is 2.5 degrees.
  • an R-shaped concave portion shown in FIG. 10 is formed, and the sliding area of the side surface of the ring from which the concave portion is subtracted is equal to that of Example 1.
  • the entire ring side surface is an inclined surface, and the inclination angle is 2.5 degrees.
  • FIG. 7 is a schematic diagram of the testing machine.
  • Seal rings 12 and 12 ′ were mounted in the annular groove of the counterpart shaft 11.
  • the seal rings 12 and 12 ′ are in sliding contact with the annular groove side wall of the counterpart shaft 11 and the inner peripheral surface of the shaft hole of the housing 13.
  • 14 is a motor
  • 15 is a torque meter.
  • Test oil was pumped from the right side of the apparatus and supplied to the annular gap between the seal rings 12 and 12 '.
  • the test conditions were an oil pressure of 1.0 MPa, an oil temperature of 100 ° C., and a rotation speed of 2000 rpm.
  • the oil type is CVTF.
  • the seal ring of the present invention can maintain excellent low torque for a long time, it can be suitably used in hydraulic equipment such as AT and CVT in automobiles.

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Abstract

　優れた低トルク性を長期にわたり維持できるシールリングを提供する。シールリング（１）は、軸孔を有するハウジングおよび軸孔に挿通される回転軸の一方の部材に設けられた環状溝に装着されて、該環状溝から一部突出して他方の部材表面に接触し、かつ環状溝の非密封流体側の側壁面に摺動自在に接触して、これら部材間の環状隙間を封止するものであり、上記側壁面との摺動面となるリング側面（２）において、その外径側（２ａ）が、リング幅が外径側から内径側に向かい小さくなるような傾斜角を設けた傾斜面であり、その内径側（２ｂ）の環状溝から突出しない部位に、上記側壁面との非接触部であり、かつ、リング内周面（１ｂ）に連通する凹部（３）を有する。

Description

シールリング
　本発明は、オートマチックトランスミッション（以下、ＡＴと記す）や無段変速機（以下、ＣＶＴと記す）など、油圧作動油などの流体の流体圧を利用した機器において、該流体を封止するために使用されるシールリングに関する。
　ＡＴ、ＣＶＴなどの機器では、作動油を密封するためのオイルシールリングが要所に取り付けられている。例えば、ハウジングの軸孔に挿通される回転軸に設けられた対の離間した環状溝に取り付けられ、両環状溝間にある油路から供給される作動油を両シールリングの側面と内周面で受け、反対側の側面と外周面とで環状溝の側壁とハウジング内周面とをシールする。シールリングにおける各シール面は、環状溝の側壁、ハウジング内周面とそれぞれ摺動接触しつつ、両シールリング間の作動油の油圧を保持している。このようなシールリングは、摩擦損失が少なく、かつ充分なオイルシール性が要求される。特に近年では、燃費向上が重要な課題とされており、ＡＴ、ＣＶＴなどの機器において、良好なシール性を維持しつつ、更なる低トルク性の向上が望まれている。
　従来、このようなシールリングとして、図９に示すような特許文献１のシールリングが提案されている。図９は該シールリングの一部切欠き図である。図９に示すように、このシールリングでは、リングの摺動面２１に密封対象となる流体を導入する流路を形成し、この流路の途中に突部２３（突部の両側が凹部２２）を設けて、摺動面間の面圧を軽減するように動圧を発生させている。
　また、図１０に示すような特許文献２のシールリングが提案されている。図１０は該シールリングが環状溝に取り付けられた状態を示す図である。図１０に示すように、このシールリングは、環状溝３１に取り付けられ、摺動面３２の非当接部３３側の端部に、該端部の縁を部分的に切り欠いた構成のＲ状凹部３４が設けられている。
　その他、低トルク性・低摩耗性を有するシールリングとして、リング側面全体を所定角度のテーパ面（傾斜面）としたものが提案されている（特許文献３参照）。
特開平８－１２１６０３号公報 特開２００８－２７５０５２号公報 特開２０１３－１５５８４６号公報
　しかしながら、特許文献１のシールリングは、高速回転時での動圧による油膜形成効果は期待できるが、低速回転時での油膜形成効果はほとんど現れない。そのため、低速回転時においては、オイルはシール面（摺動面２１のうち環状溝と実際に相対摺動する部分）に油膜を形成することができず、トルクの低下や摩耗の低減に寄与できない。この原因は、突部２３の頂点がシールリングの摺動面２１より内側に入っており、低速回転時には凹部２２（潤滑溝）に入り込んだオイルが突部２３を乗り越えて隣接する凹部２２に流れるためと考えらえる。
　また、特許文献２のシールリングは、摺動面３２にオイルを導入しやすく、低速回転から高速回転まで摺動面３２における油膜形成性に優れ、低トルク性に優れる。しかし、その反面、摺動面３２におけるＲ状凹部３４の面積を大きく取れず摺動面積の低減が限られている。特に、シールリングが取り付けられる回転軸の偏芯が大きい場合、凹部の面積を大きくとれない。
　特許文献３のシールリングは、傾斜のあるリング側面とし、リング側面に凹部（溝）を設けたものと比較して、摺動面積が小さくなるので運転初期のトルクは低い。しかし、摩耗が進行するとトルクが高くなるおそれがある。また、特許文献２のようなＲ状凹部を有するシールリングについても、摩耗が進行すると摺動面積が大きく増加するため、トルクが高くなるおそれがある。
　本発明はこのような問題に対処するためになされたものであり、優れた低トルク性を長期にわたり維持できるシールリングを提供することを目的とする。
　本発明のシールリングは、軸孔を有するハウジングおよび上記軸孔に挿通される回転軸の一方の部材に設けられた環状溝に装着されて、該環状溝から一部突出して他方の部材表面に接触し、かつ上記環状溝の非密封流体側の側壁面に摺動自在に接触して、これら部材間の環状隙間を封止するシールリングであって、上記シールリングは、少なくとも上記側壁面との摺動面となるリング側面において、該リング側面の外径側が、リング幅が外径側から内径側に向かい小さくなるような傾斜角を設けた傾斜面であり、該リング側面の内径側の上記環状溝から突出しない部位に、上記側壁面との非接触部であり、かつ、リング内周面に連通する凹部を有することを特徴とする。
　上記傾斜面の傾斜角が、シールリングの軸心方向と直角な面に対して１．５度～５度の範囲の角度であることを特徴とする。
　上記凹部は、リング周方向に沿ったＶ字状の凹部であることを特徴とする。また、上記凹部の上記摺動面からの深さは、該凹部のリング周方向の端部以外に最深部があり、該最深部からリング周方向の両端部に向けて浅くなり、リング径方向には一定であることを特徴とする。また、上記凹部のリング周方向の端部と上記摺動面との境界部が上記摺動面に対して急勾配に形成されていることを特徴とする。
　上記凹部がリング周方向で離間して複数個設けられることを特徴とする。
　上記凹部は、内径側の開口寸法より外径側の開口寸法の方が大きいことを特徴とする。
　本発明のシールリングは、リング側面において、初期摺動する外径側が傾斜面（テーパ面）であるので、摺動面積が小さくなる。また、上記リング側面の内径側の環状溝から突出しない部位に、該環状溝の側壁面との非接触部であり、かつ、リング内周面に連通する凹部を有するので、ハウジングと回転軸との隙間に密封流体である作動油等が漏れることを抑制しつつ、この凹部を介して摺動面には作動油等が適度に流出しやすい。このため、運転初期において低トルクとなる。さらに、内径側の摺動面積は上記凹部が形成されているため小さく、上述の凹部による摺動面への油流出作用もあるため、時間が経過して外径側の傾斜面の摩耗が進行した場合についても、トルクが高くなることを防止できる。これらの結果、優れた低トルク性を長期にわたり維持できる。
　リング側面外径側の傾斜面の傾斜角が、シールリングの軸心方向と直角な面に対して１．５度～５度の範囲の角度であるので、シール性、低トルク性、および低摩耗性が総合的に優れる。
　凹部の摺動面からの深さは、該凹部のリング周方向の端部以外に最深部があり、該最深部からリング周方向の両端部に向けて浅くなり、リング径方向には一定であるので、隣り合う凹部同士の間の摺動面（リング側面）に密封流体である作動油等が流出しやすく、十分な低トルク性を有する。
　凹部のリング周方向の端部と摺動面との境界部が摺動面に対して急勾配に形成されているので、摺動面が摩耗した場合でも凹部の開口面積の減少が小さく、トルクの変化が生じにくい。
　凹部に流入した作動油等はシールリングの回転軸との相対的回転によって凹部内から摺動面に流出する。この際、凹部の内径側の開口寸法より外径側の開口寸法の方を大きくすることで、より多くの作動油等を摺動面に流出させることが可能となり、十分な低トルク性を発揮する。
本発明のシールリングの一例を示す斜視図および断面図である。 図１のシールリングを環状溝に組み込んだ状態を示す断面図である。 シールリングの一部をリング内径側から見た図である。 図３におけるＢ部の拡大図である。 境界部の一例を示す断面図である。 Ｖ字状の凹部の他の実施形態を示す図である。 シールリングの試験機の概略図である。 リング側面摩耗量と回転トルクとの関係を示す図である。 従来のシールリングの一例を示す図である。 従来のシールリングの他の例を示す図である。
　本発明のシールリングは、そのリング側面が（１）傾斜面である外径側と、（２）所定の凹部を有する内径側、とで構成される構造であることに特徴を有する。
　本発明のシールリングの一例を図１および図２に基づいて説明する。図１（ａ）はシールリングの斜視図を、図１（ｂ）は図１（ａ）のシールリングの一部拡大断面図を、図２はこのシールリングを油圧装置の環状溝に組み込んだ状態の断面図を、それぞれ示す。図１（ａ）および（ｂ）に示すように、シールリング１は、一箇所の合い口４を有する断面が略矩形の環状体である。リングの両側面２の外径側２ａが、リング幅が外径側から内径側に向かい小さくなるような傾斜角を設けた傾斜面（テーパ面）である。リングの両側面２の内径側２ｂは、リング内周面１ｂに連通する凹部３を有する。凹部３は、リング周方向に沿ったＶ字状の凹部であり、リング周方向で離間して複数個設けられている。なお、リング内周面１ｂとリングの両側面２（凹部３を含む）との角部は直線状、曲線状の面取りが設けられていてもよく、シールリングを射出成形で製造する場合、該部分に金型からの突出し部分となる段部１ｃを設けてもよい。
　図２に示すように、シールリング１は、ハウジング５の軸孔５ａに挿通される回転軸６に設けられた環状溝６ａに装着される。図中の矢印が作動油からの圧力が加わる方向であり、図中右側が非密封流体側である。シールリング１は、図中右側のリング側面２で、環状溝６ａの非密封流体側の側壁面６ｂに摺動自在に接触している。また、その外周面１ａで軸孔５ａの内周面に接触している。このシール構造により、回転軸６と軸孔５ａとの間の環状隙間を封止している。なお、環状溝が、回転軸側ではなく、ハウジング側に設けられる構成においても同様に適用できる。また、作動油は用途に応じた種類が適宜用いられる。本発明では、油温として３０～１５０℃程度、油圧として０．５～３．０ＭＰａ程度、回転軸の回転数として１０００～７０００ｒｐｍ程度の条件を主に想定している。
　シールリング１は、一箇所の合い口４（図１参照）を有するカットタイプのリングであり、弾性変形により拡径して環状溝６ａに装着される。シールリング１は、合い口４を有することから、使用時において作動油の油圧によって拡径されて、外周面１ａが軸孔５ａの内周面と密着する。合い口４の形状については、ストレートカット型、アングルカット型などにすることも可能であるが、シール性に優れることから、図１（ａ）に示す複合ステップカット型を採用することが好ましい。
　リング側面２のうち（１）傾斜面である外径側２ａについて詳細に説明する。
　図１（ｂ）に示すように、リングの両側面２の外径側２ａは、リング幅が外径側から内径側に向かい小さくなる傾斜角を設けた傾斜面（テーパ面）である。この傾斜角αとしては、シールリングの軸心方向と直角な面７に対して１．５度～５度の範囲の角度とすることが好ましい。より好ましくは１．５度～３度である。傾斜角αが１．５度未満であると、十分なトルク低減が得られないおそれがある。また、傾斜角αが５度をこえると、オイルリークが急激に多くなるおそれがある。
　傾斜角αは、少なくとも環状溝の側壁面に接触する側のリング側面２における外径側２ａに設定すればよい（図２参照）が、装着溝への組込み方向を管理する必要がなくなることから、図１（ｂ）等に示すように、シールリング１の両側面ともに同じ所定の傾斜角αを有する左右対称の傾斜面とすることが好ましい。また、図２に示す環状溝６ａの側壁面６ｂは、バイト加工時に発生する切り粉排出のため、または、研磨時のダレ等により、回転軸方向と直角な面から僅かに傾斜（１度程度）した傾斜面になる場合がある。この場合でも、本発明のシールリングは適用可能である。本発明の特に好ましい態様は、環状溝６ａの側壁面６ｂが回転軸方向と直角な面（傾斜なし）の場合である。
　図２に示すように、リング外周面１ａは、シールリング１の軸心方向および摺動相手となるハウジング５の軸孔５ａの内周面と平行な面である。この外周面１ａは、シールリングの軸心方向と直角な面に対しては、垂直な面となる。リング外周面１ａは、軸方向の傾斜がなく、軸孔５ａの内周面に平行で沿った形状であるので、この内周面とリング外周面１ａとが摺接するような場合でも、それぞれが摩耗しにくい。また、リング外周面１ａが、ハウジング５の軸孔５ａの内周面と平行な面であり、両面が密接しているので、環状溝内でのシールリングの姿勢が傾斜等せずに保たれる。この結果、環状溝６ａの側壁面６ｂに対する、リング側面外径側２ａの傾斜面の位置関係（傾斜角）を一定に維持でき、低トルク性などを長期間にわたり維持できる。
　リング側面２のうち（２）所定の凹部３を有する内径側２ｂについて詳細に説明する。
　図１および図２に示す形態のシールリング１では、一方のリング側面２が環状溝６ａの側壁面６ｂとの摺動面となり、このリング側面２の内径側２ｂに該側壁面との非接触部となるＶ字状の凹部３が形成されている。凹部３を設けることで、密封流体である作動油等が該凹部を介して摺動面に適度に流出しやすくなる。詳細には、図１（ａ）に示すように、隣り合う凹部同士の間の摺動面Ｘと凹部との境界部は連続的な形状となり、凹部の外径側の摺動面Ｙと凹部との境界部は非連続な形状（段差）となるため、作動油等が摺動面Ｘには流出しやすく、摺動面Ｙには摺動面Ｘと比較すると流出しにくい。ここで、摺動面Ｙは、リング側面２の外径側２ａの傾斜面である。摺動面ＸやＹに密封流体である作動油等が流出することで、該摺動面で油膜を形成でき、トルクおよび摩耗の低減が図れる。また、非連続な段差により外径側の傾斜面（摺動面Ｙ）への流出を一部抑制することで、低オイルリーク性に繋がる。
　リング側面内径側２ｂにおける凹部以外の部分、すなわち、内径側２ｂの隣り合う凹部同士の間の面（摺動面Ｘ）は、外径側２ａの傾斜面の内径側端部から繋がる非傾斜面（シールリングの軸心方向と直角な面）とすることが好ましい。凹部３は、この内径側２ｂの面（摺動面Ｘ）から見て凹んだ形状としている。
　凹部は少なくとも摺動面となるリング側面に形成すればよいが、上述の外径側の傾斜面と同様に、装着溝への組込み方向を管理する必要がなくなること等から、図１（ｂ）等に示すように、シールリング１の両側面に対称に形成することが好ましい。
　また、図１に示すように、凹部３はリング周方向で離間して複数個設けることが好ましい。隣り合う凹部同士の間のリング側面２が内径側２ｂの摺動面Ｘを構成する。使用時には、この隣り合う凹部同士の間の摺動面において油膜を形成でき、トルクおよび摩耗の低減が図れる。凹部のそれぞれのリング周方向の長さは、個数に応じて、リング全周の約３～２０％とすることが好ましい。また、摺動特性が安定することから、凹部は全て同サイズとし、略等間隔で離間して複数個（図１では片面１２個）設けることが好ましい。
　Ｖ字状の凹部を図３に基づいて詳細に説明する。図３は、本発明のシールリングの一部（図１のＡ部）をリング内径側から見た図である。なお、リング側面外径側の傾斜面は省略している。図３に示すように、凹部３は、リング周方向に沿ったＶ字状である。リング側面内径側２ｂの一方が環状溝との摺動面Ｘである。凹部３の摺動面Ｘからの深さは、凹部３のリング周方向の端部以外に最深部３ｃがあり、最深部３ｃからリング周方向の両端部に向けて浅くなる。すなわち、リング周方向で摺動面Ｘに近い領域程浅くなる。また、凹部３の摺動面Ｘからの深さは、リング径方向には一定である。図１および図３に示す例では、凹部３の底面は、摺動面Ｘから、幅方向中央側に向けてリング周方向に沿って傾斜した平面３ａと平面３ｂとから構成される。
　図１および図３に示す例では、最深部３ｃの位置は凹部３のリング周方向の中央位置であるが、特にこれに限定されるものではない。また、これらの例では、凹部３の底面は、リング周方向に沿って傾斜した平面３ａと平面３ｂとから構成されるが、平面ではなく曲面で構成してもよい。また、凹部３の最深部３ｃの形状は、平面３ａと平面３ｂとを単純に連結したＶ字状の他、曲線状や水平状としてもよい。曲線状や水平状としてもトルク低減の効果には悪影響がない。
　凹部３の最深部３ｃの摺動面からの深さは、リング総幅の４５％以下とすることが好ましく、３０％以下とすることが更に好ましい。なお、ここでの「深さ」は、凹部をリングの両側面に形成する場合には、各側面の凹部の深さを合計したものである。リング総幅の４５％をこえる場合、リングが使用時に大きく変形する等のおそれがある。
　凹部のリング周方向の端部と摺動面との境界部について図４および図５に基づいて説明する。図４は図３におけるＢ部の拡大図であり、図５は境界部の一例を示す拡大断面図である。図５（ａ）に示すように、凹部３のリング周方向の端部と摺動面（リング側面内径側２ｂ）との境界部３ｄは、摺動面に対して急勾配に形成されていることが好ましい。すなわち、凹部３において、境界部３ｄの摺動面に対する勾配を、該境界部３ｄ以外の部分の摺動面に対する勾配よりも大きくすることが好ましい。この構成により、急勾配を形成しない場合（図５（ｂ））と比較して、摺動面が同程度摩耗した場合でも凹部の開口面積の減少が小さく、トルクの変化が生じない。この急勾配は、例えば図４に示すように、リングの幅方向中央側に凸のＲ状にすることができる。境界部３ｄの急勾配部をＲ状に形成することで、密封流体である作動油等が、より摺動面に流出しやすくなり、更に低トルクとなる。
　他の形態のＶ字状の凹部を図６に基づいて説明する。図６（ａ）～（ｃ）は、それぞれ、シールリングのＶ字状の凹部を正面方向から見た図である。図６（ａ）～（ｃ）に示すように、これらの形態では、凹部３の内径側３ｆの開口寸法より外径側３ｅの開口寸法の方が大きく設計されている。すなわち、リング側面において、環状溝の側壁面との非接触面であるＶ字状の凹部３の正面形状は、内径側３ｆより外径側３ｅの方が非接触面積が大きくなるよう形成されている。このように凹部を設計することによって、凹部に流入した作動油等がシールリングの回転軸との相対的回転によって凹部内から流出されるとき、凹部の内径側の開口寸法は外径側の開口寸法よりも小さいので、凹部の内径側の開口寸法と外径側の開口寸法とが同じ場合と比較して、より多くの作動油等が外径側２ａおよび内径側２ｂの摺動面に流出されるようになる。これは、凹部内から流出される作動油等が凹部の周方向端部にぶつかったときにシールリングの内径側に抜け出る量を抑えることができるためである。
　以上のように、本発明のシールリングは、そのリング側面が（１）傾斜面である外径側と、（２）所定の凹部を有する内径側、とで構成される構造を有する。図１（ｂ）に示すように、シールリング厚みに対する、外径側２ａの長さＴ１と内径側２ｂの長さＴ２との関係は、少なくとも内径側２ｂに設ける凹部３が環状溝から突出してハウジングと回転軸との隙間に密封流体である作動油等が漏れることを防止できる範囲であれば、特に限定されない。外径側２ａの長さＴ１は、ハウジングと回転軸とのクリアランスＴ３以上にすることで（図２参照）、内径側２ｂにおいて凹部３を長さＴ２と同じ幅で形成する場合であっても、凹部３がハウジングと回転軸との隙間にかかることがなくなる。より具体的には、外径側２ａの長さＴ１は、ハウジングと回転軸とのクリアランスＴ３＋０．１～０．５ｍｍが好ましく、Ｔ３＋０．１～０．３ｍｍがより好ましい。
　本発明のシールリングの材質は特に限定されないが、上述の凹部を側面に形成することや、弾性変形により拡径して溝に装着すること等を考慮すれば合成樹脂の成形体とすることが好ましい。使用できる合成樹脂としては、例えば、熱硬化性ポリイミド樹脂、熱可塑性ポリイミド樹脂、ポリエーテルケトンエーテルケトンケトン樹脂、ポリエーテルケトン樹脂、ポリエーテルエーテルケトン（以下、ＰＥＥＫと記す）樹脂、全芳香族ポリエステル樹脂、ポリテトラフルオロエチレン（以下、ＰＴＦＥと記す）樹脂等のフッ素樹脂、ポリフェニレンサルファイド（以下、ＰＰＳと記す）樹脂、ポリアミドイミド樹脂、ポリアミド樹脂などが挙げられる。なお、これらの樹脂は単独で使用しても、２種類以上混合したポリマーアロイとしてもよい。
　上述の凹部や複合ステップカットの合い口を有するシールリングの製造が容易であり低コストであること、機械加工された場合よりトルクが低く安定すること等から、シールリングは、合成樹脂を射出成形してなる射出成形体にすることが好ましい。このため、合成樹脂としては、射出成形が可能である熱可塑性樹脂を用いることが好ましい。その中でも特に、摩擦摩耗特性、曲げ弾性率、耐熱性、摺動性などに優れることから、ＰＥＥＫ樹脂またはＰＰＳ樹脂を用いることが好ましい。これらの樹脂は高い弾性率を有し、溝に組み込む際に拡径しても割れることがなく、シールする作動油の油温が高くなる場合でも使用でき、また、ソルベントクラックの心配もない。
　また、必要に応じて上記合成樹脂に、炭素繊維、ガラス繊維、アラミド繊維などの繊維状補強材、球状シリカや球状炭素などの球状充填材、マイカやタルクなどの鱗状補強材、チタン酸カリウムウィスカなどの微小繊維補強材を配合できる。また、ＰＴＦＥ樹脂、グラファイト、二硫化モリブデンなどの固体潤滑剤、リン酸カルシウム、硫酸カルシウムなどの摺動補強材、カーボンブラックなども配合できる。これらは単独で配合することも、組み合せて配合することもできる。特に、ＰＥＥＫ樹脂またはＰＰＳ樹脂に、繊維状補強材である炭素繊維と、固体潤滑剤であるＰＴＦＥ樹脂とを含むものが、本発明のシールリングに要求される特性を得やすいので好ましい。炭素繊維を配合することで、曲げ弾性率等の機械的強度の向上が図れ、ＰＴＦＥ樹脂の配合により摺動特性の向上が図れる。
　合成樹脂製とする場合には、以上の諸原材料を溶融混練して成形用ペレットとし、これを用いて公知の射出成形法等により所定形状に成形する。射出成形により製造する場合、そのゲート位置は特に限定されないが、シール性の確保の観点および後加工が不要になることからリング内周面に設けた方が好ましい。また、ゲート位置は、リング内周面の合い口対向部に設けた方が、射出成形における流動バランスの面から好ましい。
実施例１、比較例１、および比較例２
　ＰＥＥＫ樹脂を主材料とし、炭素繊維およびＰＴＦＥ樹脂を配合した樹脂組成物（ＮＴＮ精密樹脂社製：ベアリーＰＫ５３０１）を用い、下記の表１に示すそれぞれの断面形状のシールリング（外径φ４８ｍｍ、内径φ４４ｍｍ、リング最大幅２．３ｍｍ、リング厚さ２ｍｍ）を射出成形により製造した。実施例１のリング側面外径側の傾斜角は２．５度である。比較例１は、図１０に示すＲ状凹部を形成したものであり、凹部の部分を差し引いたリング側面の摺動面積は、実施例１と同等である。比較例２はリング側面全体が傾斜面であり、その傾斜角度は２．５度である。
　これらのシールリングの特性について、図７に示す試験機により、リング側面摩耗量と、回転トルクおよびオイルリーク量との関係を評価した。図７は試験機の概略図である。相手軸１１の環状溝にシールリング１２、１２’を装着した。シールリング１２、１２’は、相手軸１１の環状溝側壁と、ハウジング１３の軸孔内周面と摺接する。１４はモータであり、１５はトルク計である。装置右側より試験油を圧送して、シールリング１２と１２’との間の環状隙間に供給した。試験条件は、油圧１．０ＭＰａ、油温１００℃、回転数２０００ｒｐｍとした。なお、オイル種はＣＶＴＦである。
　この試験機により、リング側面摩耗量がある値の場合における、相手軸の回転トルク（Ｎ・ｍｍ）とオイルリーク量を測定した。回転トルク試験結果については図８に、オイルリーク試験結果については表１に、それぞれ示す。ここで、オイルリーク試験結果については、初期（リング側面摩耗０μｍ）における比較例２のリーク量を基準とし、これと同等の場合は「○」を、これよりも少ない場合は「◎」を記録した。なお、表中における「オイルリーク摩耗後」は、リング側面摩耗５０μｍのときの試験結果である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　図８に示すように、リング側面全体が傾斜面である比較例２では、初期のトルクは低いものの、リング側面の摩耗の進行に比例して高くなった。また、Ｒ状凹部を設けた比較例１は、摩耗の進行に対するトルクの増加は、比較例２と比較すると少ないものの、全体としてトルクが高い水準であった。これに対して実施例１は、トルクが初期から低く、リング側面の摩耗が進行した場合でもトルクが高くなることを防止できた。
　本発明のシールリングは、優れた低トルク性を長期にわたり維持できるので、自動車等におけるＡＴやＣＶＴなどの油圧機器において好適に使用できる。
　１　シールリング
　２　リング側面
　３　Ｖ字状の凹部
　４　合い口
　５　ハウジング
　６　回転軸
　７　シールリングの軸心方向と直角な面
　１１　相手軸
　１２、１２’　シールリング
　１３　ハウジング
　１４　モータ
　１５　トルク計

Claims (7)

  1. 　軸孔を有するハウジングおよび前記軸孔に挿通される回転軸の一方の部材に設けられた環状溝に装着されて、該環状溝から一部突出して他方の部材表面に接触し、かつ前記環状溝の非密封流体側の側壁面に摺動自在に接触して、これら部材間の環状隙間を封止するシールリングであって、
    　前記シールリングは、少なくとも前記側壁面との摺動面となるリング側面において、該リング側面の外径側が、リング幅が外径側から内径側に向かい小さくなるような傾斜角を設けた傾斜面であり、
    　該リング側面の内径側の前記環状溝から突出しない部位に、前記側壁面との非接触部であり、かつ、リング内周面に連通する凹部を有することを特徴とするシールリング。
  2. 　前記傾斜面の傾斜角が、シールリングの軸心方向と直角な面に対して１．５度～５度の範囲の角度であることを特徴とする請求項１記載のシールリング。
  3. 　前記凹部は、リング周方向に沿ったＶ字状の凹部であることを特徴とする請求項１記載のシールリング。
  4. 　前記凹部の前記摺動面からの深さは、該凹部のリング周方向の端部以外に最深部があり、該最深部からリング周方向の両端部に向けて浅くなり、リング径方向には一定であることを特徴とする請求項３記載のシールリング。
  5. 　前記凹部のリング周方向の端部と前記摺動面との境界部が前記摺動面に対して急勾配に形成されていることを特徴とする請求項４記載のシールリング。
  6. 　前記凹部がリング周方向で離間して複数個設けられることを特徴とする請求項１記載のシールリング。
  7. 　前記凹部は、内径側の開口寸法より外径側の開口寸法の方が大きいことを特徴とする請求項１記載のシールリング。
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