WO2017150544A1 - シール付軸受 - Google Patents

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WO2017150544A1
WO2017150544A1 PCT/JP2017/007837 JP2017007837W WO2017150544A1 WO 2017150544 A1 WO2017150544 A1 WO 2017150544A1 JP 2017007837 W JP2017007837 W JP 2017007837W WO 2017150544 A1 WO2017150544 A1 WO 2017150544A1
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WO
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seal
bearing
protrusion
sliding surface
seal lip
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/007837
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
翔太 潤井
一剛 稲増
貴裕 和久田
Original Assignee
Ntn株式会社
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Publication date
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Application filed by Ntn株式会社 filed Critical Ntn株式会社
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Priority to CN201780013343.3A priority patent/CN108700122B/zh
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    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/04—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly
    • F16C19/06—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly with a single row or balls
    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/72—Sealings
    • F16C33/76—Sealings of ball or roller bearings
    • F16C33/78—Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members
    • 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
    • F16J15/32—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings
    • F16J15/3204—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings with at least one lip

Definitions

  • This invention relates to a bearing with a seal provided with a rolling bearing and a seal member.
  • the seal member prevents foreign matter from entering the bearing internal space and prevents the rolling bearing from being damaged early.
  • a general seal member has a seal lip formed of a rubber-like material or the like.
  • a bearing sliding surface that rotates in the circumferential direction with respect to the seal member such as a bearing ring and a slinger, is formed with a seal sliding surface that makes the seal lip slide. Since the seal lip and the seal sliding surface are in sliding contact over the entire circumference, the bearing torque increases due to the drag resistance (seal torque) of the seal lip. Moreover, the friction of the sliding contact promotes the temperature rise of the rolling bearing. As the temperature rises, an adsorption action due to a pressure difference between the bearing internal space and the outside is caused, and the friction increases.
  • the seal sliding surface is subjected to shot peening to obtain a seal sliding surface having minute irregularities with a maximum roughness Ry of 2.5 ⁇ m or less, and the lubricating oil stored in the concave portion It has been proposed to promote the formation of an oil film between the seal lip and the seal sliding surface (Patent Document 1 below).
  • the temperature of the lubricating oil is relatively low, so the viscosity of the lubricating oil is relatively high, and it is in a lubricating condition where it is easy to form an oil film. Then, it becomes the lubrication conditions which an oil film is easy to cut
  • the bearing is operated at a higher speed, the relative peripheral speed of the seal sliding surface with respect to the seal lip increases, and heat generated due to friction between the seal lip and the seal sliding surface increases. Wear tends to progress. For this reason, there are limits to the high speed operation and allowable rotational speed of the bearing with seal due to lubrication conditions.
  • EV electric vehicle
  • a non-contact seal member If a non-contact seal member is used, it is possible to eliminate the seal torque, but it becomes difficult to manage various errors that can prevent entry of a foreign substance having a predetermined particle size with respect to the size of the gap between the seal member and the bearing part.
  • the seal lip of the seal member is molded with a mold, and the parting line for joining the upper mold and the lower mold is set on the tip of the seal lip. Therefore, at the time of molding, a burr that protrudes into the parting line can occur at the tip of the seal lip. If the burr connected to the tip of the seal lip contacts the seal sliding surface and moves away from the seal lip during bearing operation, it may cause clogging of the oil filter and oil passage in the transmission.
  • the problem to be solved by the present invention is to reduce the torque and speed of the sealed bearing while preventing the entry of foreign matter having a predetermined particle size and avoiding the occurrence of burrs at the tip of the seal lip. It is.
  • the present invention provides a seal member that divides the bearing internal space and the outside, a seal lip provided on the seal member, and a seal slide that slides in the circumferential direction with respect to the seal lip. And a protrusion that is formed at least in one circumferential direction of the seal lip and that creates an oil passage communicating between the bearing internal space and the outside between the seal sliding surface and the seal lip, The protrusion is formed on the seal lip in such a manner that a fluid lubrication state can be established between the seal lip and the seal sliding surface, and the seal lip is a single and natural state of the seal member.
  • a bearing with a seal having a tip that defines an inner diameter of the seal lip, and the protrusion gradually decreases toward the tip of the seal lip. It is obtained form.
  • an oil passage is formed between the seal sliding surface and the seal lip, and the lubricating oil in the oil passage is dragged between the seal sliding surface and the seal lip with a wedge effect as the bearing rotates. Oil film formation during this period is promoted. For this reason, since the bearing operation can be performed in a state where the seal lip and the seal sliding surface are completely separated by the oil film and are not in direct contact with each other (that is, fluid lubrication state), the seal torque is brought close to substantially zero, and the seal lip is substantially reduced. Heat generation due to sliding between the seal lip and the seal sliding surface can be suppressed.
  • an allowable speed as a relative peripheral speed of the seal sliding surface with respect to the seal lip is increased, and it is possible to meet a demand for a high-speed operation of a bearing with a seal that cannot be achieved conventionally. Furthermore, the adsorption action is also prevented. Further, the particle size of the foreign matter that can pass through the oil passage can be determined based on the protrusion height of the protrusion. Accordingly, it is possible to arbitrarily determine the particle diameter to prevent intrusion and prevent foreign matters having the predetermined particle diameter from entering from the oil passage. In addition, the shape of the seal lip when considering the individual and natural state of the seal member corresponds to the shape when the seal lip is formed.
  • the tip that defines the inner diameter of the seal lip is a location located on the parting line where the two dies are combined when the seal lip is formed by the upper die and the lower die. If the protrusion reaches the tip of the seal lip, the higher the protrusion is set, the steeper unevenness for forming the protrusion on the parting line. Become. Therefore, if the protrusions have a shape that gradually decreases toward the tip of the seal lip, it is possible to moderate or eliminate the unevenness on the parting line. It can be avoided.
  • the adoption of the above configuration can reduce the torque and increase the speed of the sealed bearing while preventing the entry of a foreign substance having a predetermined particle diameter and avoiding the occurrence of burrs at the tip of the seal lip. .
  • Sectional drawing which shows the bearing with a seal concerning the 1st example of this invention
  • Enlarged view of the vicinity of the seal lip of the right seal member in FIG. Fig. 2 is an enlarged sectional view taken along line III-III in Fig. 2.
  • the partial front view which shows the seal lip which concerns on 1st Example from an axial direction
  • the fragmentary perspective view which shows the seal lip which concerns on 1st Example.
  • Schematic diagram of seal lip molded in FIG. 6A Schematic diagram showing how the virtual model seal lip is vulcanized
  • Sectional drawing which shows the bearing with a seal concerning 2nd Example of this invention FIG. 15 is an enlarged view of the vicinity of the seal lip of the right seal member.
  • Sectional drawing which shows the bearing with a seal concerning the 3rd example of this invention Sectional drawing which shows the bearing with a seal concerning the 4th example of this invention The figure which shows the relationship between the space
  • a flat surface exists between the protrusion and the tip of the seal lip. According to the first embodiment, since there is no unevenness for forming the projection on the parting line, it is possible to prevent burrs from occurring at the tip of the seal lip.
  • the protrusions are arranged at uniform intervals over the entire circumference in the circumferential direction.
  • oil film formation can be promoted uniformly over the entire circumference of the seal sliding surface.
  • the gap between the protrusion and the seal sliding surface is formed in a large wedge shape on the oil passage side and a small wedge shape on the protrusion side.
  • the lubricating oil in the oil passage is easily dragged to the protrusion side due to the wedge effect generated in the gap between the protrusion and the seal sliding surface, and the protrusion and the seal slide.
  • An oil film is easily formed between the surfaces.
  • the protrusion shape corresponding to the wedge shape can reduce the area of the sliding contact that has a great influence on the seal torque.
  • the protrusion extends in a direction orthogonal to the circumferential direction, and the protrusion gradually approaches the seal sliding surface from both ends of the circumferential width toward the center of the circumferential width. It has a shape. According to the fourth embodiment, since the protrusion extends in a direction orthogonal to the circumferential direction that is the sliding direction with the seal sliding surface, and has an R shape that reduces the area where the protrusion can come into sliding contact, A region where the protrusion and the sliding surface of the seal are in sliding contact with each other can be linear.
  • the wedge angle of the aforementioned wedge-shaped gap gradually decreases from the wide side toward the narrow side, so that the wedge effect is effectively generated and the hydraulic pressure in the linear region is increased. Therefore, the lubrication state between the protrusion and the seal sliding surface can be easily changed to the fluid lubrication state. Further, even when the protrusion is rubbed against the seal sliding surface when the seal member is attached, there is no concern that the R-shaped protrusion will bend in the circumferential direction, and there is no fear that the sealing torque reduction performance will be impaired during attachment.
  • the first embodiment is a bearing 100 with a seal that includes an inner ring 110, an outer ring 120, a plurality of rolling elements 140 held by a cage 130, and two seal members 150.
  • axial direction the direction along the bearing central axis of the sealed bearing 100 is referred to as “axial direction”.
  • radial direction The direction orthogonal to the axial direction is called “radial direction”.
  • circumferential direction around the bearing central axis is called “circumferential direction”.
  • An annular bearing inner space 160 is formed by the inner ring 110 and the outer ring 120.
  • the plurality of rolling elements 140 revolve while being interposed between the inner ring 110 and the outer ring 120 in the bearing inner space 160.
  • Lubricating oil is supplied to the bearing internal space 160 by appropriate means such as grease and an oil bath.
  • the inner ring 110 is attached to a rotating shaft (not shown) and rotates integrally with the rotating shaft.
  • the rotating shaft is provided, for example, as a vehicle transmission or a differential rotating portion.
  • the outer ring 120 is attached to a member that applies a load from the rotating shaft, such as a housing or a gear.
  • This sealed bearing 100 is a deep groove ball bearing.
  • a ball is used as the rolling element 140.
  • the inner ring 110 and the outer ring 120 each have a raceway groove 111, 121 that corresponds to about one third of the circumference of the rolling element 140 in a transverse cross section (corresponding to the cross section shown in the figure) and is uninterrupted over the entire circumference in the circumferential direction. .
  • a seal groove 122 for holding the seal member 150 is formed at the inner peripheral end of the outer ring 120.
  • the seal member 150 is attached to the outer ring 120 by press-fitting its outer peripheral edge into the seal groove 122.
  • the seal member 150 separates the bearing internal space 160 and the outside. On the external side with the seal member 150 as a boundary, there are foreign matters according to the assembly destination of the bearing 100 with seal, such as gear wear powder, clutch wear powder, and fine crushed stone. Such powdery foreign matter can reach the vicinity of the seal member 150 by the flow of lubricating oil or atmosphere. The seal member 150 prevents foreign matter from entering the bearing internal space 160 from the outside.
  • the seal member 150 has a seal lip 151 protruding in the shape of a tongue on the inner peripheral side.
  • a seal sliding surface 112 that slides in the circumferential direction with respect to the seal lip 151 is formed on the outer periphery of the inner ring 110.
  • the seal sliding surface 112 has a cylindrical surface shape over the entire circumference in the circumferential direction.
  • the seal lip 151 is a radial lip.
  • the radial lip is a seal lip having a sealing action with a seal sliding surface along the axial direction or a seal sliding surface with an acute angle gradient of 45 ° or less with respect to the axial direction. This means that there is a radial allowance between the moving surface.
  • a radial tightening margin is set between the seal lip 151 and the seal sliding surface 112. Due to this tightening allowance, the seal lip 151 pressed in the radial direction against the seal sliding surface 112 is deformed into a rubber-like elastic shape that is bent to the outside, and generates a tightening force of the seal lip 151. A mounting error, a manufacturing error, and the like of the seal member 150 are absorbed by a change in the degree of bending of the seal lip 151.
  • FIG. 2 is an enlarged view of the vicinity of the seal lip 151 of the seal member 150 of FIG.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG. This cross section is designed so that the gap (including the oil passage 170) in the direction orthogonal to the seal sliding surface 112 between the seal lip 151 and the seal sliding surface 112 is perpendicular to the seal sliding surface 112 by design. It shows the situation in the narrowest place.
  • FIG. 4 depicts the outer shape of the seal lip 151 in the natural and natural state of the seal member 150 shown in FIG.
  • the natural state means a state where no external force is applied to the seal member in a single state, that is, the state where the seal member is not deformed by the external force (hereinafter, this state is simply referred to as “natural”). Call it a state. ”)
  • the seal lip 151 has a protrusion 152 having a protrusion height in a direction perpendicular to the seal sliding surface 112, that is, a normal direction perpendicular to a tangent line contacting the seal sliding surface 112.
  • the seal sliding surface 112 has a cylindrical surface centered on the bearing central axis, the direction orthogonal thereto corresponds to the radial direction.
  • FIG. 5 shows an enlarged perspective view of the vicinity of the protrusion 152 of the seal lip 151 in a natural state.
  • the seal lip 151 has a tip 153 that defines the inner diameter of the seal lip 151 in the natural state of the seal member 150.
  • the protrusion 152 extends in a direction orthogonal to the circumferential direction.
  • the protrusion 152 extends to the side of the tip 153 of the seal lip 151 and is formed over substantially the entire range having a radial interference with the seal sliding surface 112.
  • the protrusions 152 are arranged at regular intervals d in the circumferential direction. Considering the appearance of the seal lip 151 viewed from the axial direction, the plurality of protrusions 152 appear radially in a circumferential direction with a constant pitch angle ⁇ corresponding to the distance d.
  • the radiation center is on the center axis (coincident with the bearing center axis) of the seal member 150 (not shown).
  • the distance d between the protrusions 152 adjacent to each other in the circumferential direction and the circumferential width w of the protrusions 152 are coupled with the fact that the protrusions 152 arranged radially are present near the tip 153 of the seal lip 151.
  • the lip 151 can come into sliding contact with the seal sliding surface 112 only on each protrusion 152, and the oil passage 170 is always generated between the protrusions 152. That is, when the seal member 150 is attached, the protrusion 152 that contacts the seal sliding surface 112 is stretched against the tight force of the seal lip 151, so that the bearing inner space 160 and the outer side are formed on both sides in the circumferential direction with the protrusion 152 as a boundary.
  • An oil passage 170 is formed in communication therewith.
  • the lubricating oil reaches the bearing internal space 160 from the outside through the oil passage 170.
  • Lubricating oil that has entered the bearing internal space 160 and base oil in the case where grease is sealed are directed from the bearing internal space 160 to the outside through the oil passage 170.
  • the particle diameter that can pass through the oil passage 170 can be determined based on the protruding height h of the protrusion 152 in the direction orthogonal to the seal sliding surface 112. Therefore, in the first embodiment, it is possible to arbitrarily determine the particle size to prevent intrusion and prevent foreign matters having the predetermined particle size from entering the bearing internal space 160 from the oil passage 170.
  • Wear powder that causes early breakage of rolling bearings is a foreign matter having a particle size exceeding 50 ⁇ m. If the protrusion height h of the protrusion 152 is set to 0.05 mm or less, an oil passage 170 through which such wear powder cannot pass can be generated. On the other hand, in order to improve the oil permeability of the oil passage 170, the protrusion height h of the protrusion 152 is preferably set to 0.05 mm or more.
  • the gap formed between the projection 152 and the seal sliding surface 112 is formed in a wedge shape in which the side close to the oil passage 170 in the circumferential direction is large and the side near the circumferential direction of the projection 152 is small.
  • FIG. 3 when the seal sliding surface 112 rotates in the circumferential direction with respect to the seal lip 151 as the inner ring 110 rotates (the direction of rotation is indicated by an arrow A in the figure), the oil passage.
  • the lubricating oil in 170 (indicated by a dot pattern in the drawing) is dragged between the seal sliding surface 112 and the projection 152 of the seal lip 151 as the seal sliding surface 112 rotates, and an oil film is formed between them. Promote.
  • the protrusion 152 has a shape that gradually decreases toward the tip 153 of the seal lip 151. Note that the R dimension and the center of curvature of the protrusion 152 are gradually increased toward the tip 153 of the seal lip 151 in order to make the protrusion 152 gradually lower toward the tip 153 of the seal lip 151, and the center of curvature is increased. It has moved to the outside.
  • the height h of the protrusion 152 is substantially zero on the tip 153 of the seal lip 151. For this reason, the protrusion 152 does not reach the tip 153 of the seal lip 151, and a flat surface 155 exists between the protrusion 152 and the tip 153 of the seal lip 151. For this reason, the front end 153 of the seal lip 151 is a boundary line where the surface 155 extending in the circumferential direction on the bearing inner space side of the seal lip 151 and the surface extending in the circumferential direction on the outer side of the seal lip 151 intersect. ing.
  • the seal member 150 is formed of a cored bar 156 made of a metal plate and a vulcanized rubber material 157 attached to at least an inner diameter portion of the cored bar 156.
  • the seal lip 151 is formed in a tongue shape from the vulcanized rubber material 157.
  • the cored bar 156 is a press-worked part formed in an annular shape over the entire circumference.
  • the vulcanized rubber material 157 is a vulcanized rubber part.
  • the seal member 150 is manufactured as an integral part by, for example, placing the cored bar 156 in a mold and vulcanizing and molding the vulcanized rubber material 157.
  • the vulcanized rubber material 157 may be attached to the entire core bar 156 or may be attached only to the inner diameter portion of the core bar 156.
  • FIGS. 6A and 6B A state in which the seal lip 151 is vulcanized is shown in FIGS. 6A and 6B.
  • 6A and 6B are drawn schematically for easy understanding, and the shape of the seal lip 151 is also roughly shown.
  • Vulcanization of the seal lip 151 is performed by vulcanizing and molding a rubber sheet on the cored bar 156. At this time, the rubber sheet is sandwiched between the upper mold Mp1 and the lower mold Mp2, and the seal lip 152 and the like of the seal member 150 are molded.
  • the vertical direction in which the upper mold Mp1 and the lower mold Mp2 are combined corresponds to the axial direction.
  • the tip 153 that defines the inner diameter of the seal lip 151 in the natural state is a boundary line between the upper surface portion of the seal lip 151 in contact with the transfer surface of the upper mold Mp1 and the lower surface portion of the seal lip 151 in contact with the transfer surface of the lower mold Mp2. Therefore, it is located on the parting line Pl that is the joining portion of the upper mold Mp1 and the lower mold Mp2.
  • FIGS. 7A and 7B a model in which the protrusion extends to the tip of the seal lip is as shown in FIGS. 7A and 7B.
  • the burrs 158 as shown in the figure are likely to occur after vulcanization because the unevenness for forming the protrusion 152 ′ on the tip 153 ′ of the seal lip 151 ′ is present on the parting line Pl. .
  • the burr 158 is generated, if the burr 158 is separated from the seal lip 151 ′ during the bearing operation, the oil filter and the lubricating oil circulation path may be clogged.
  • the sealing member 150 can prevent burrs from being generated on the tip 153 of the seal lip 151 when the seal lip 151 is vulcanized.
  • the first embodiment shows an example in which the projection 152 does not have a height on the tip 153 of the seal lip 151 and a flat surface 155 exists between the projection 152 and the tip 153 of the seal lip 151.
  • the protrusion has a height on the tip of the seal lip, if the protrusion is gradually lowered toward the tip of the seal lip, the uneven shape for forming the protrusion on the parting line is gentle. Therefore, it is possible to make it difficult to generate burrs on the tip of the seal lip.
  • the protrusion 152 can be formed on the seal lip 151 at the time of vulcanization molding of the seal lip 151, and the seal sliding surface 112 has a cylindrical surface shape that is easy to process, It is easy to directly form the raceway with the same cross-sectional shape over the entire circumference, such as a groove shape.
  • the solid protrusion 152 Due to the tight force of the seal lip 151 and the oil pressure of the lubricating oil, the solid protrusion 152 is not substantially deformed (deformation that affects the lubricating performance between the protrusion 152 and the seal sliding surface 112). Yes. Therefore, the shape of the protrusion 152 during the bearing operation may be considered to be the same as the shape transferred when the seal lip 151 is vulcanized.
  • This sealed bearing 100 is assumed to be used for supporting a rotating part in a vehicle transmission.
  • Oil supply to a bearing with a seal present in a transmission of a vehicle is generally performed by an appropriate method such as splashing, an oil bath, nozzle injection, or the like. Therefore, lubricating oil exists around the seal fixed to the inner ring or the outer ring of the bearing with seal.
  • the lubricating oil to be supplied is commonly used in other lubricating parts such as gears existing in the transmission.
  • the lubricating oil is circulated by an oil pump, and is filtered by an oil filter provided in the circulation path.
  • FIG. 8 shows the number of foreign matters and the particle size distribution of the lubricating oil collected from eight vehicles of the automatic transmission (AT) or manual transmission (MT).
  • the vertical axis in FIG. 8 is a logarithmic scale, the horizontal axis is the distance traveled by the vehicle, and the vertical axis is the number of foreign substances (fine particles) per 100 ml.
  • the foreign objects to be counted were those having a particle size of 5 ⁇ m or more. Counting was performed for each particle size category.
  • the particle size ranges from 5 ⁇ m to less than 15 ⁇ m, particle size from 15 ⁇ m to less than 25 ⁇ m, particle size from 20 ⁇ m to less than 50 ⁇ m, particle size from 50 ⁇ m to less than 100 ⁇ m, and particle size of 100 ⁇ m or more.
  • a fine particle substance amount method was used with a measuring machine of model number 8000A manufactured by Hiac Royco.
  • the particle size distribution of FIG. 8 is shown as a pie chart in FIG.
  • FIG. 10 shows the number of foreign substances and the particle size distribution of the lubricating oil collected from 10 vehicles of continuously variable transmissions (CVT) in the same manner as FIG.
  • the particle size distribution of FIG. 10 is shown as a pie chart in FIG. Vehicle manufacturers, vehicle types, and travel distances that are subject to collection vary, but as is clear from a comparison between FIGS. 8 and 9 and FIGS. 10 and 11, AT / MT that uses more gear than CVT There was also a tendency for both the particle size of foreign matter and the number of foreign matters to be large. Regardless of the type of transmission, the particle size distribution accounted for 99.9% or more when the particle size was 50 ⁇ m or less.
  • the number of foreign matters having a particle size exceeding 50 ⁇ m was less than 1000 in the case of AT / MT and less than 200 in the case of CVT even when the travel distance was increased. This indicates that in recent years, the performance of the oil filter has been improved, and foreign matters in the lubricating oil have become finer (that is, foreign matters having a large particle diameter are removed by the oil filter).
  • the life ratio of the rolling bearing (actual life even if foreign matter enters the bearing without seal) It was found that the ratio of the calculated life to the calculated life) shows a value (for example, about 7 to 10 times) that can be sufficiently put into practical use in an automobile transmission.
  • the height h of the protrusion 152 is set to 0.05 mm.
  • the height h of the protrusion 152 is a value at the highest position in the range where the seal sliding surface 112 can be in sliding contact with the design. This position is also where the tightening margin set between each protrusion 152 and the seal sliding surface 112 is maximized. Since the deformation amount of the protrusion 152 during the operation of the bearing is negligible, the gap (including the oil passage 170) in the direction perpendicular to the seal sliding surface 112 between the seal lip 151 and the seal sliding surface 112 is the seal sliding.
  • the narrowest portion in the direction orthogonal to the surface 112 has a width corresponding to the height h of the protrusion 152 and does not substantially exceed 0.05 mm. For this reason, even if a foreign matter having a particle size of 50 ⁇ m or more is included in the external lubricating oil, it is considered that the foreign matter hardly passes through the oil passage 170.
  • the protrusion 152 has an R shape that gradually approaches the seal sliding surface 112 from both ends of the circumferential width w toward the center of the circumferential width. This R shape is given over the entire length of the protrusion 152 in the radial direction. For this reason, the region in which the protrusion 152 and the seal sliding surface 112 can come into sliding contact exists linearly on a virtual axial plane Pax passing through the center of the circumferential width of the protrusion 152. The center of curvature of the R shape of the protrusion 152 is on the virtual axial plane Pax.
  • the oil pressure of the oil film in the linear region can be increased more effectively, the protrusion 152 can be completely separated from the seal sliding surface 112, and the oil film in the linear region can be generated thickly. It becomes easy to make the lubrication state between 152 and the seal sliding surface 112 into a fluid lubrication state.
  • the maximum height roughness Rz refers to the maximum height roughness defined in JIS standard B0601: 2013.
  • the seal sliding surface 112 rotates relative to the seal lip 151 in the circumferential direction. Since the number of times that the projection 152 is passed is increased, the oil film is maintained over the entire circumference of the seal sliding surface 112, and the wedge effect between the projections 152 is easily generated without interruption. It becomes easy to maintain the fluid lubrication state.
  • the larger the R dimension of the protrusion 152 (the radius of curvature at the surface 154 of the protrusion 152), the easier the wedge effect occurs.
  • the inventor of the present application assumes that the height h of the protrusion 152 is 0.05 mm, the interval d between the protrusions 152 is 0.3 mm or more and 2.6 mm or less, and the circumferential width w of the protrusion 152 is 0.2 mm or more and 0.7 mm.
  • the theoretical oil film thickness between the protrusion 152 and the seal sliding surface 112 was calculated in the range where the R dimension of the protrusion 152 was 0.15 mm or more and less than 1.0 mm. The calculation was performed at a speed (peripheral speed) at which the seal sliding surface 112 rotates in the circumferential direction relative to the seal lip 151 in a range of 0.02 to 20.2 m / s.
  • the inventor of the present application calculated the relationship between the distance d between the protrusions 152 shown in FIGS. 3 and 4 and the theoretical oil film thickness between the protrusions 152 and the seal sliding surface 112 by calculation.
  • the inventor of the present application obtained a relationship between the R dimension of the protrusion 152 and the theoretical oil film thickness between the protrusion 152 and the seal sliding surface 112 by calculation.
  • the theoretical oil film thickness Martin's minimum film thickness calculation formula was used in the RI mode, and Herrebrough minimum film thickness calculation formula was used in the EI mode.
  • the inventor of the present application examined the relationship between the distance d between the protrusions 152 and the rotational torque of the bearing 100 with seal.
  • FIG. 13 shows the relationship among the distance d between the protrusions 152, the theoretical oil film thickness, and the bearing rotational torque.
  • FIG. 14 shows the relationship between the R dimension of the protrusion 152 and the theoretical oil film thickness. If the oil film thickness between the protrusion 152 and the seal sliding surface 112 is too thin, the friction coefficient ⁇ increases. Conversely, if the oil film thickness is too thick, there is a possibility that the effect of suppressing the intrusion of foreign matter may be deteriorated. An optimum oil film thickness may be set on the assumption that the oil film thickness exceeds Rz.
  • the distance d between the protrusions 152 when the distance d between the protrusions 152 is 2.6 mm, an oil film of about 3 ⁇ m (maximum height roughness Rz of less than 1 ⁇ m is allowed between the protrusion 152 and the seal sliding surface 112 in the calculation. It is found that the oil film tends to be thicker when it is smaller than 2.6 mm, and the bearing rotational torque tends to decrease (ie, the seal torque tends to decrease) when it is 2.6 mm or less. I understand that. Therefore, the distance d between the protrusions 152 can be set to 2.6 mm or less. If the distance d between the protrusions 152 is less than 0.3 mm, it is difficult to mold the seal lip 151 with a mold. Therefore, the distance d is preferably set to 0.3 mm or more.
  • FIG. 14 shows that when the R dimension of the protrusion 152 is 0.15 mm, an oil film of about 3 ⁇ m is formed in the calculation. Therefore, when the height h of the protrusion 152 is set to 0.05 mm, it is preferable to set the R dimension to 0.15 mm or more and less than 1.0 in consideration of molding with a mold. In addition, when the height h of the protrusion 152 is set to 0.05 mm, the circumferential width w of the protrusion 152 depends on the R dimension. Therefore, the R dimension is preferably set to 0.2 mm or more and 0.7 mm or less.
  • the height h of the protrusions 152 as shown in FIGS. 2 to 4 is set to 0.05 mm, and the distance d between the protrusions 152 is 0.3 mm or more. It is set to 2.6 mm or less, the circumferential width w of the protrusion 152 is set to 0.2 mm or more and 0.7 mm or less, and the R dimension of the protrusion 152 is set to a range of 0.15 mm or more and less than 1.0 mm. .
  • the protrusion 152 is provided on the seal lip 151 in such a manner that the space between the seal lip 151 and the seal sliding surface 112 can be in a fluid lubrication state at a peripheral speed of 0.2 m / s or more of the seal sliding surface 112 described above. Is formed.
  • the peripheral speed is less than 0.2 m / s
  • the boundary 152 is in a boundary lubrication state between the protrusion 152 and the seal sliding surface 112. Since the circumferential speed of 0.2 m / s is a speed that can be reached quickly from the stop in the transmission of the vehicle, the gap between the seal lip 151 and the seal sliding surface 112 may be brought into a fluid lubrication state during substantially the entire bearing operation time. it can.
  • the bearing 100 with the seal according to the first embodiment has the seal lip 151 and the seal slide while preventing the foreign material having a particle size that adversely affects the bearing life from entering the bearing internal space by the seal member 150.
  • the friction coefficient ⁇ of sliding between the moving surfaces 112 can be reduced to the limit by fluid lubrication, and as a result, the seal torque can be significantly reduced to significantly reduce the bearing rotational torque (see FIGS. 1 and 3). ).
  • the bearing 100 with a seal has a peripheral speed (for example, 30 m / s or more) of the seal sliding surface that would cause a problem of heat generation due to wear of the seal lip or sliding between the seal lip and the seal sliding surface. ),
  • the seal lip 151 and the seal sliding surface 112 can be brought into a fluid lubrication state without direct contact, so that wear of the seal lip 151 is substantially eliminated and the above-described heat generation is suppressed. be able to.
  • the bearing 100 with a seal according to the first embodiment can meet the demand for high-speed operation of the bearing with a seal that could not be achieved conventionally.
  • the protrusion 152 is formed in an R shape in the bearing 100 with seal, even if the protrusion 152 is rubbed against the seal sliding surface 112 when the seal member 150 is attached to the outer ring 120, the protrusion 152 is in the circumferential direction. There is no fear of bending, and there is no fear of impairing the sealing torque reduction performance during installation. For example, when the protrusions are pointed, it is not possible to know which side of the circumferential direction the large number of protrusions rubbed against the seal sliding surface when the seal member is attached. It is extremely difficult to mount the projections so that all the projections bend toward the appropriate wedge-shaped gap. A wedge effect cannot be satisfactorily obtained at a protrusion bent in an inappropriate direction, and the sealing torque reduction performance is impaired.
  • the inner ring 210 of the sealed bearing 200 according to the second embodiment has a seal groove 211 formed over the entire circumference in the circumferential direction. Seal members 230 and 240 that seal both ends of the bearing inner space formed between the inner ring 210 and the outer ring 220 are held in seal grooves 221 and 222 of the outer ring 220.
  • the seal members 230 and 240 have seal lips 231 and 241 provided as axial lips, and outer lips 232 and 242 located on the outer side of the seal lips 231 and 241.
  • the seal lips 231 and 241 and the outer lips 232 and 242 branch from the waist that adheres to the core bars 233 and 243.
  • the axial lip is a seal lip that exhibits a sealing action with a seal sliding surface along the radial direction or a seal sliding surface with an acute angle gradient of less than 45 ° with respect to the radial direction. This means that there is an axial allowance between the moving surface.
  • the seal sliding surfaces 212 and 213 that slide with respect to the seal lips 231 and 241 of the seal members 230 and 240 are present on the groove side surface of the seal groove 211 whose diameter increases from the groove bottom toward the raceway groove 214 side. And an acute angle gradient ⁇ of less than 45 ° with respect to the radial direction.
  • the shoulder portion 215 on the load side (right side in the figure) receiving the axial load is on the opposite non-load side (left side in the figure). It is formed higher than the shoulder 216.
  • the non-load side shoulder 216 has a shoulder height equivalent to a deep groove ball bearing. Therefore, the bearing 200 with a seal has a load capacity of an axial load superior to that of the deep groove ball bearing, while exhibiting good low torque characteristics of the deep groove ball bearing.
  • the seal sliding surfaces 212 and 213 are formed on the shoulder portions 215 and 216, respectively. Since there is a large diameter difference between the outer diameter of the load-side shoulder 215 and the outer diameter of the non-load-side shoulder 216, the diameter of the seal sliding surface 212 formed on the load-side shoulder 215, The diameter of the seal sliding surface 213 formed on the shoulder 216 on the non-load side is different. That is, the diameter of the seal sliding surface 212 on the right side in the drawing is larger than the diameter of the seal sliding surface 213 on the left side in the drawing. For this reason, during the bearing operation, the peripheral speed of the seal sliding surface 212 on the right side in the drawing becomes faster than the seal sliding surface 213 on the left side in the drawing.
  • the protrusions 234 and 244 of the seal lips 231 and 241 are formed in a direction along the radial direction during vulcanization molding.
  • the shape of the seal lips 231 and 241 corresponding to the natural state is drawn in order to show the tightening allowance between the seal sliding surfaces 212 and 213 and the protrusions 234 and 244.
  • the seal lips 231 and 241 are inclined substantially along the seal sliding surfaces 212 and 213, and the protrusions 234 and 244 and the seal sliding surfaces
  • the oil passages and the wedge-shaped gaps as described above are generated between 212 and 213 (see FIG. 3).
  • the protrusion 234 is gradually lowered toward the tip 235 of the seal lip 231, and has a shape having almost no height on the tip 235 of the seal lip 231. In this way, if the protrusion 234 has a shape that gradually decreases toward the tip 235 of the seal lip 231, the unevenness for forming the protrusion 234 on the parting line becomes gentle, so the tip 235 of the seal lip 231. It is possible to make it difficult to generate burrs on the top. Note that the protrusion 244 shown in FIG. 15 has the same shape.
  • the outer lip 232 forms a labyrinth clearance 250 between the outer groove wall portion of the seal groove 211. For this reason, foreign matters having a particle diameter of more than 50 ⁇ m cannot easily enter the seal groove 211 from the outside.
  • the number of protrusions 234 on the right seal member 230 in the figure is different from the number of protrusions 244 on the left seal member 240 in the figure. Further, the circumferential pitch angle of the protrusions 234 in the right seal member 230 in the figure is different from the circumferential pitch angle of the protrusions 244 in the left seal member 240 in the figure.
  • the purpose is to optimize the oil film formed between each of the left and right sides, and to prevent the invasion of foreign matter having a particle diameter exceeding 50 ⁇ m due to the formation of an oil film that is too thick.
  • the seal member 230 and the seal sliding surface 212 on the right side in the drawing and the seal member 240 and the seal sliding surface 213 on the left side in the drawing are appropriately provided.
  • the fluid lubrication state it is possible to achieve both a reduction in torque and suppression of foreign matter intrusion.
  • the bearing 200 with a seal makes it difficult to reach the seal lips 231 and 241 due to the formation of the labyrinth clearance 250, entry of the foreign matter can be further suppressed so as not to hinder the reduction in torque.
  • the seal lip provided as an axial lip has a larger axial movement during the bearing operation than the seal lip provided as a radial lip, and the gap between the seal lip and the corresponding seal sliding surface during the maximum movement is large. There may be large gaps. For this reason, providing a seal lip as an axial lip is disadvantageous for foreign matter intrusion.
  • the disadvantages of the seal lips 231 and 241 which are such axial lips can be compensated by the sealing effect by the labyrinth clearance 250, which is greatly different from the first embodiment provided as a radial lip. There is no concern that the bearing life will be inferior.
  • a bearing 300 with a seal according to the third embodiment is formed between an inner ring 310, an outer ring 320, a plurality of balls 330 interposed between raceway grooves 311 and 321 of the inner ring 310 and the outer ring 320, and the inner ring 310 and the outer ring 320.
  • the shoulder portion 312 is common to the second embodiment in that it is higher than the opposite non-load side shoulder portion 313, and the seal members 340 and 350 are provided as radial lips.
  • the second embodiment is common to the first embodiment in that the seal lips 341 and 351 are provided.
  • the inner ring 310 does not have a seal groove, and has a cylindrical sliding surface 314 that defines the outer diameter of the load-side shoulder 312 and a cylindrical surface that defines the outer diameter of the non-load-side shoulder 313. And a seal sliding surface 315.
  • the difference in diameter between the seal sliding surface 314 on the right side in the figure and the seal sliding surface 315 on the left side in the figure is about the same as in the second embodiment, and the difference in peripheral speed during the bearing operation is also about the same. .
  • the number of protrusions 342 and 352 and the difference in the circumferential pitch angle between the seal member 340 on the right side in the figure and the seal member 350 on the left side in the figure are the same as those in the second embodiment.
  • the oil film is optimized and equalized between the seal member 340 and the seal sliding surface 314 and between the seal member 350 and the seal sliding surface 315. It achieves both lowering the torque to form a fluid lubrication state and suppressing entry of foreign matter.
  • the bearing 400 with seal according to the fourth embodiment includes an inner ring 410 having a raceway surface 411, a large brim 412 and a small brim 413, an outer ring 420 having a raceway surface 421, an inner ring 410 and an outer ring.
  • a tapered roller bearing including a plurality of tapered rollers 430 interposed between the raceway surfaces 411 and 421 of the 420 and two seal members 440 and 450 for sealing both ends of a bearing internal space formed between the inner ring 410 and the outer ring 420; It has become.
  • the large brim 412 guides the large end face of the tapered roller 430 during the bearing operation and receives an axial load.
  • the small collar 413 has an outer diameter smaller than that of the large collar 412, and receives the small end face of the tapered roller 430 to prevent the tapered roller 430 from falling off the inner ring 410.
  • the outer ring 420 does not have a seal groove, and the cores of the seal members 440 and 450 are press-fitted into the inner peripheral end of the outer ring 420.
  • the seal members 440 and 450 have seal lips 441 and 442 provided as radial lips.
  • the seal sliding surface 414 that slides in the circumferential direction with respect to the seal lip 441 of the seal member 440 on the right side in the drawing is formed in a cylindrical surface that defines the outer diameter of the large collar 412 of the inner ring 410.
  • a seal sliding surface 415 that slides in the circumferential direction with respect to the seal lip 451 of the seal member 450 on the left side in the drawing is formed in a cylindrical surface that defines the outer diameter of the small collar 413.
  • the seal lip is formed between the seal lip 441 and the seal sliding surface 414. Between 451 and the seal sliding surface 415, it is possible to be in a fluid lubrication state.
  • the number of protrusions 442 on the right side seal member 440 in the figure is different from the number of protrusions 442 on the left side seal member 450 in the figure.
  • the circumferential pitch angle of the protrusions 442 in the right seal member 540 in the figure is different from the circumferential pitch angle of the protrusions 442 in the left seal member 450 in the figure.
  • FIG. 19 shows the relationship between the distance d between the protrusions 442 and 452 and the theoretical oil film thickness.
  • the theoretical oil film thickness when the distance d (shown as “pitch interval” in the figure) between the protrusions 452 on the small brim 413 side (indicated as “small end face side” in the figure) is 6.4 mm.
  • the theoretical oil film thickness when the gap d (shown as “pitch interval” in the figure) between the protrusions 442 on the large brim 412 side (indicated as “large end face side” in the figure) is 11.5 mm. Becomes 4.0 ⁇ m.
  • the gap between the seal lip 441 and the seal sliding surface 414 and the gap between the seal lip 451 and the seal sliding surface 415 have a spread that greatly exceeds 0.05 mm in order to form an oil film that is too thick, the particle size is 50 ⁇ m. It is easy for foreign matter to enter.
  • the oil film thickness is determined so that such a problem does not occur, and the number of protrusions and the circumferential pitch angle, which are parameters related to the distance d between the protrusions, are made different so that the seal member 440 and the seal slide on the right side in the figure An oil film having an optimum thickness can be formed between the surfaces 414 and between the seal member 450 and the seal sliding surface 415 on the left side in the drawing.
  • the sealed bearing 400 according to the fourth embodiment is similar to the second embodiment and the third embodiment, between the seal member 440 and the seal sliding surface 414 on the right side in the figure, and on the left side in the figure.
  • Each of the seal member 450 and the seal sliding surface 415 can be appropriately fluid lubricated to achieve both a reduction in torque and suppression of foreign matter intrusion.
  • tapered roller bearings have a problem that the torque is larger than that of ball bearings, and therefore a seal member may not be provided.
  • the lubricant flows into the bearing due to the pumping action derived from the shape and the stirring resistance of the lubricant increases, and foreign matter also flows along with the lubricant.
  • a special heat treatment or the like is required for the inner and outer rings so that the moving surface is not damaged.
  • the seal bearing 400 can be provided with the seal members 440 and 450 in the tapered roller bearing due to the low torque achieved by the fluid lubrication described above.
  • seal members 440 and 450 when the seal members 440 and 450 are provided, it is possible to reduce the torque of the tapered roller bearing itself by suppressing the inflow of the lubricant into the bearing due to the pumping action and suppressing the stirring resistance of the lubricant. Further, by preventing foreign matter flowing in together with the lubricant by the seal members 440 and 450, special processing for the inner and outer rings 410 and 420 is not required, and cost reduction can be realized.
  • FIG. 20 shows an example in which a bearing with a seal according to the present invention is used as a rolling bearing for supporting a rotating part of a vehicle transmission.
  • the illustrated transmission is a multi-stage transmission that changes the gear ratio stepwise, and the above-described embodiment is used as a bearing B with a seal that rotatably supports a rotating portion (for example, the input shaft S1 and the output shaft S2).
  • a bearing with a seal is provided.
  • the illustrated transmission includes an input shaft S1 to which engine rotation is input, an output shaft S2 provided in parallel with the input shaft S1, and a plurality of gear trains G1 to G4 that transmit the rotation from the input shaft S1 to the output shaft S2.
  • a gear train (not shown) incorporated between each of the gear trains G1 to G4 and the input shaft S1 or the output shaft S2, and the gear trains G1 to G4 to be used by selectively engaging the clutches.
  • the rotation of the output shaft S2 is output to the output gear G5, and the rotation of the output gear G5 is transmitted to the differential gear or the like.
  • the input shaft S1 and the output shaft S2 are rotatably supported by a bearing B with a seal, respectively. Further, the transmission is splashed or sprayed by splashing of the lubricant accompanying the rotation of the gear or by jetting of lubricant from a nozzle (not shown) provided inside the housing H. However, it is applied to the side surface of each bearing B with a seal.
  • the protrusion has an R shape.
  • the protrusion cannot be in a fluid lubrication state when the relative peripheral speed with respect to the seal sliding surface is equal to or higher than a certain value, and has a rust effect.
  • An appropriate shape may be used so as to be obtained.
  • a chamfered shape such as an R chamfer or a C chamfer can be employed.
  • the example in which the protrusions are uniformly arranged in the circumferential direction has been shown, but it is also possible to arrange the protrusions unevenly or at only one place in the circumferential direction.
  • the oil passage can be formed by the protrusion even at one place, and the effect of reducing the seal torque can be expected.
  • the seal member is composed of a core metal and a vulcanized rubber material.
  • the present invention can also be applied to a seal member formed of a single material. . In this case, it suffices if a required tightening allowance can be set for the seal lip.
  • a rubber material or a resin material can be used as the material of the seal member.
  • the inner ring rotation and the radial bearing are exemplified, but the present invention can also be applied to the outer ring rotation and the thrust bearing.

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Abstract

シールリップ（１５１）に突起（１５２）を形成する。突起（１５２）に対して周方向に摺動するシール摺動面（１１２）と、シールリップ（１５１）との間に、軸受内部空間（１６０）及び外部間に亘って連通し、かつ所定粒径の異物にとって通過不可な油通路（１７０）が生じる。軸受回転に伴い、油通路（１７０）内の潤滑油がシールリップ（１５１）及びシール摺動面（１１２）間に引き摺り込まれ、この間での油膜形成が促進される。シールリップ（１５１）の先端（１５３）でバリが発生しないようにするため、突起（１５２）とシールリップ（１５１）の先端（１５３）との間に平坦な面（１５５）が存在している。

Description

シール付軸受
　この発明は、転がり軸受及びシール部材を備えるシール付軸受に関する。
　例えば、自動車、各種建設用機械等の車両に搭載されたトランスミッション内にはギアの摩耗粉等の異物が混在する。このため、シール部材により、軸受内部空間への異物侵入を防ぎ、転がり軸受の早期破損を防止することが行われている。
　一般的なシール部材は、ゴム状材料等で形成されたシールリップを有する。軌道輪、スリンガ等、シール部材に対して周方向に回転する軸受部品には、シールリップを滑り接触させるシール摺動面が形成されている。シールリップとシール摺動面が全周に亘って滑り接触するため、シールリップの引き摺り抵抗（シールトルク）による軸受トルクの上昇を招く。また、その滑り接触の摩擦は、転がり軸受の温度上昇を促進する。この温度上昇が進むと、軸受内部空間及び外部間の圧力差による吸着作用を招き、その摩擦が大きくなる。
　このような接触シール部材のシールトルクを抑えるため、シール摺動面にショットピーニングを施すことにより、最大粗さＲｙ２．５μｍ以下の微小凹凸を有するシール摺動面とし、その凹部に貯留した潤滑油によりシールリップ及びシール摺動面間の油膜形成を促進することが提案されている（下記特許文献１）。
特開２００７－１０７５８８号公報
　しかしながら、特許文献１のようなショットピーニングによる低トルク化は、シールリップとシール摺動面間のすべり面積を低減させることでもたらされているが、その低減に限界があるので、達成し得る低トルク化が限られていた。
　また、軸受運転の初期は、潤滑油の温度が比較的低いため、潤滑油の粘度が比較的高く、油膜を形成し易い潤滑条件にあるが、運転継続で油温が上昇して粘度が低下すると、油膜が切れ易い潤滑条件となる。軸受を高速運転する程、シールリップに対するシール摺動面の相対的な周速が大となり、シールリップ及びシール摺動面間の摩擦に伴う発熱が大となるので、油温上昇やシールリップの摩耗が進み易くなる。このため、シール付軸受の高速運転や許容回転速度には、潤滑条件から限界がある。電気自動車（ＥＶ）では、駆動系の回転部を支持するシール付軸受の高速運転の要求が強いが、ショットピーニングによる低トルク化では要求に応えきれない。
　非接触シール部材とすれば、シールトルクを無くすことは可能だが、シール部材及び軸受部品間の隙間の大きさについて所定粒径の異物侵入を防止できるような各種誤差の管理が難しくなる。
　また、シール部材のシールリップは金型で成形されるが、その上型と下型を合せるパーティングラインはシールリップの先端上に設定される。それ故、成形の際、シールリップの先端には、パーティングラインに食み出たバリが発生し得る。シールリップの先端に連なるバリが、軸受運転中にシール摺動面に接触してシールリップから離れると、トランスミッション内のオイルフィルタや油路の目詰まりの原因となる。
　上述の背景に鑑み、この発明が解決しようとする課題は、所定粒径の異物侵入を防ぎつつ、シールリップの先端でのバリ発生を避けながらシール付軸受の低トルク化や高速化を図ることである。
　上記の課題を達成するため、この発明は、軸受内部空間及び外部間を区切るシール部材と、前記シール部材に設けられたシールリップと、前記シールリップに対して周方向に摺動するシール摺動面と、前記シールリップの少なくとも周方向一箇所に形成され、前記軸受内部空間及び外部間に亘って連通する油通路を前記シール摺動面及び当該シールリップ間に生じさせる突起と、を備え、前記シールリップに、当該シールリップ及び前記シール摺動面間を流体潤滑状態にすることが可能な態様で前記突起が形成されており、前記シールリップが、前記シール部材の単独かつ自然な状態における当該シールリップの内径を規定する先端を有し、前記突起が、前記シールリップの先端に向かって次第に低くなる形状となっているシール付軸受に構成したものである。
　上記構成によれば、シール摺動面及びシールリップ間において突起による油通路が生じ、油通路内の潤滑油が軸受回転に伴ってシール摺動面及びシールリップ間にくさび効果で引きずり込まれ、この間での油膜形成を促進する。このため、シールリップとシール摺動面とが油膜によって完全に分離されて直接接触しない状態（すなわち流体潤滑状態）で軸受運転を行えるので、シールトルクを実質的に零に近づけ、シールリップが実質的に摩耗せず、シールリップ及びシール摺動面間の摺動による発熱を抑えることができる。したがって、シールリップに対するシール摺動面の相対的な周速として許容し得る速度も高くなり、従来では達成できなかったシール付軸受の高速運転の要求にも応えることが可能となる。さらには、吸着作用も防止される。
　また、油通路を通過可能な異物の粒径は、突起の突出高さに基づいて定めることができる。従い、侵入を防止すべき粒径を任意に定め、その所定粒径の異物が油通路から侵入しないようにすることが可能である。
　また、シール部材の単独かつ自然な状態を考えたときのシールリップの形状は、シールリップを成形する際の形状に相当する。この状態においてシールリップの内径を規定する先端は、シールリップを上型と下型で成形する際に両型を合せるパーティングライン上に位置する箇所になる。突起がシールリップの先端に及ぶ場合、突起を高く設定する程、パーティングライン上において突起を成形するための凹凸状が険しくなるので、成形時に凹凸状のところで圧力が高くなってバリが生じ易くなる。したがって、突起がシールリップの先端に向かって次第に低くなる形状であれば、パーティングライン上において前述の凹凸状を穏やかにする、又は無くすことが可能なため、シールリップの先端でのバリ発生を避けることが可能となる。
　このように、この発明は、上記構成の採用により、所定粒径の異物侵入を防ぎつつ、シールリップの先端でのバリ発生を避けながらシール付軸受の低トルク化や高速化を図ることができる。
この発明の第１の実施例に係るシール付軸受を示す断面図 図１の図中右側のシール部材のシールリップ付近の拡大図 図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線の拡大断面図 第１の実施例に係るシールリップを軸方向から示す部分正面図 第１の実施例に係るシールリップを示す部分斜視図 図５のシールリップの加硫成形の様子を示す模式図 図６Ａで成形されたシールリップの模式図 仮想モデルのシールリップの加硫成形の様子を示す模式図 図７Ａで成形されたシールリップの模式図 車両のトランスミッション（ＡＴ／ＭＴ）内の潤滑油に含まれた異物の粒径分布と数を示す図 図８の粒径分布の割合を示す円グラフ 車両のトランスミッション（ＣＶＴ）内の潤滑油に含まれた異物の粒径分布と数を示す図 図１０の粒径分布の割合を示す円グラフ 第１の実施例での流体潤滑モードを示す潤滑領域図 第１の実施例での突起間の間隔と理論油膜厚さと軸受回転トルクの関係を示す図 第１の実施例での突起のＲ寸法と理論油膜厚さとの関係を示す図 この発明の第２の実施例に係るシール付軸受を示す断面図 図１５の図中右側のシール部材のシールリップ付近の拡大図 この発明の第３の実施例に係るシール付軸受を示す断面図 この発明の第４の実施例に係るシール付軸受を示す断面図 第４の実施例での突起間の間隔と理論油膜厚さとの関係を示す図 この発明に係るシール付軸受を備えるトランスミッションの一例を示す断面図
　この発明の好ましい実施形態を説明する。
　第１の実施形態では、前記突起と前記シールリップの先端との間に平坦な面が存在している。第１の実施形態によれば、パーティングライン上において突起を成形するための凹凸状がないため、シールリップの先端でバリが発生しないようにすることができる。
　第２の実施形態では、前記突起が、周方向全周に亘って均一間隔で配置されている。第３の実施形態によれば、シール摺動面の全周に亘って油膜形成を均一に促進することができる。
　第３の実施形態では、前記突起と前記シール摺動面間の隙間は、油通路側で大、突起側で小のくさび状に形成されている。第３の実施形態によれば、軸受回転に伴い、油通路内の潤滑油は、突起とシール摺動面間の隙間で生じるくさび効果によって突起側へ引きずり込まれ易くなり、突起とシール摺動面間に油膜が形成され易くなる。また、くさび状に対応の突起形状により、シールトルクへの影響が大きい摺動接触の面積を減らすこともできる。
　第４の実施形態では、前記突起が、周方向と直交する向きに延びており、当該突起が、周方向幅の両端から周方向幅の中央に向かって次第に前記シール摺動面に接近するＲ形状になっている。第４の実施形態によれば、突起がシール摺動面との摺動方向である周方向に直交する向きに延び、かつ突起が摺動接触し得る領域を減らすＲ形状になっているので、突起とシール摺動面の摺動接触する領域を線状にすることができる。また、このようなＲ形状にすると、前述のくさび状の隙間のくさび角度が広大側から狭小側に向かって次第に小さくなることから、くさび効果を効果的に発生させて線状領域での油圧を高めることができ、突起とシール摺動面との間の潤滑状態を流体潤滑状態とすることが容易となる。また、シール部材の取り付け時、突起がシール摺動面に擦られても、Ｒ形状の突起が周方向に曲がってしまう懸念がなく、取り付け時にシールトルクの低減性能を損なう恐れがない。
　以下、この発明に係る第１の実施例を図１～図１４に基づいて説明する。図１に示すように、第１の実施例は、内輪１１０と、外輪１２０と、保持器１３０に保持された複数の転動体１４０と、二つのシール部材１５０とを備えるシール付軸受１００となっている。なお、以下では、シール付軸受１００の軸受中心軸に沿った方向を「軸方向」という。軸方向に直交する方向を「径方向」という。軸受中心軸回りの円周方向を「周方向」という。
　内輪１１０及び外輪１２０によって環状の軸受内部空間１６０が形成される。複数の転動体１４０は、軸受内部空間１６０内で内輪１１０及び外輪１２０間に介在しながら公転する。軸受内部空間１６０には、グリース、オイルバス等の適宜の手段により、潤滑油が供給される。
　内輪１１０は、回転軸（図示省略）に取り付けられ、回転軸と一体に回転する。回転軸は、例えば、車両のトランスミッション又はディファレンシャルの回転部として設けられる。外輪１２０は、ハウジング、ギア等、前記回転軸からの荷重を負荷させる部材に取り付けられる。
　このシール付軸受１００は、深溝玉軸受となっている。転動体１４０として、玉が採用されている。内輪１１０及び外輪１２０は、それぞれ横断面（図示断面に相当）において転動体１４０の円周の約１／３に相当し、かつ周方向全周に亘って途切れのない軌道溝１１１、１２１をもっている。
　外輪１２０の内周の端部に、シール部材１５０を保持するシール溝１２２が形成されている。シール部材１５０は、その外周縁をシール溝１２２に圧入することにより、外輪１２０に取り付けられる。
　シール部材１５０は、軸受内部空間１６０及び外部間を区切る。シール部材１５０を境界とした外部側には、ギアの摩耗粉、クラッチの摩耗粉、微小砕石等、シール付軸受１００の組み込み先に応じた異物が存在する。このような粉状の異物は、潤滑油や雰囲気の流れによってシール部材１５０付近に到達し得る。シール部材１５０は、外部から軸受内部空間１６０への異物侵入を防止する。
　シール部材１５０は、その内周側で舌片状に突き出たシールリップ１５１を有する。内輪１１０の外周には、シールリップ１５１に対して周方向に摺動するシール摺動面１１２が形成されている。シール摺動面１１２は、周方向全周に亘る円筒面状になっている。シールリップ１５１は、ラジアルリップになっている。ここで、ラジアルリップは、軸方向に沿ったシール摺動面又は軸方向に対して４５°以内の鋭角の勾配をもったシール摺動面と密封作用を奏するシールリップであって、当該シール摺動面との間に径方向の締め代をもったもののことをいう。
　シールリップ１５１及びシール摺動面１１２間に径方向の締め代が設定されている。この締め代により、シール摺動面１１２に径方向に押し付けられたシールリップ１５１が外部側へ曲がったゴム状弾性の変形を生じ、シールリップ１５１の緊迫力を生む。シール部材１５０の取り付け誤差、製造誤差等は、シールリップ１５１の曲がり具合の変化によって吸収される。
　図１のシール部材１５０のシールリップ１５１付近を図２に拡大して示す。また、図２中のＩＩＩ－ＩＩＩ線の断面図を図３に示す。この断面は、シールリップ１５１とシール摺動面１１２との間におけるシール摺動面１１２との直交方向の隙間（油通路１７０を含む）について、設計上、シール摺動面１１２との直交方向に最も狭いところでの様子を示すものである。また、シールリップ１５１を軸受内部空間側から軸方向に視たときの外観を図４に示す。図４は、図１に示すシール部材１５０の単独かつ自然な状態におけるシールリップ１５１の外形を描いたものである。ここで、自然な状態は、単独の状態にあるシール部材に外力が作用していない、すなわち当該シール部材が外力によって変形していない状態のことをいう（以下、この状態のことを単に「自然状態と呼ぶ」。）。
　図２～図４に示すように、シールリップ１５１は、シール摺動面１１２との直交方向、すなわちシール摺動面１１２に接する接線に垂直な法線方向に突出高さをもった突起１５２とを有する。シール摺動面１１２が軸受中心軸を中心とした円筒面状なので、これとの直交方向は、径方向に相当する。
　自然状態におけるシールリップ１５１の突起１５２付近の拡大斜視図を図５に示す。図４、図５に示すように、シールリップ１５１は、シール部材１５０の自然状態においてシールリップ１５１の内径を規定する先端１５３を有する。
　図２～図５に示すように、突起１５２は、周方向と直交する向きに延びている。突起１５２は、シールリップ１５１の先端１５３の傍らまで及んでおり、シール摺動面１１２との間に径方向の締め代をもった範囲の略全域に亘って形成されている。
　突起１５２は、周方向に一定の間隔ｄで並んでいる。シールリップ１５１を軸方向から視た外観で考えると、複数の突起１５２が、間隔ｄに対応の一定のピッチ角度θで周方向に配置された放射状となって現れている。なお、放射中心は、図外のシール部材１５０の中心軸（軸受中心軸に一致）上にある。
　周方向に隣り合う突起１５２間の間隔ｄ及び突起１５２の周方向幅ｗは、放射状に配置された各突起１５２がシールリップ１５１の先端１５３付近に存在していることと相俟って、シールリップ１５１が各突起１５２上でのみシール摺動面１１２と摺動接触し得るものとなり、各突起１５２間に油通路１７０が常に生じさせられるように設定されている。すなわち、シール部材１５０の取り付け時、シール摺動面１１２に接触する突起１５２がシールリップ１５１の緊迫力に抗して突っ張ることにより、突起１５２を境とした周方向両側において軸受内部空間１６０及び外部間に亘って連通する油通路１７０が生じる。潤滑油は、外部から油通路１７０を通って軸受内部空間１６０へ至る。軸受内部空間１６０内に入った潤滑油や、グリースを封入している場合の基油は、軸受内部空間１６０から油通路１７０を通って外部へ至る。
　油通路１７０を通過可能な粒径は、突起１５２のシール摺動面１１２との直交方向の突出高さｈに基づいて定めることができる。従い、第１の実施例は、侵入を防止すべき粒径を任意に定め、その所定粒径の異物が油通路１７０から軸受内部空間１６０へ侵入しないようにすることが可能である。
　転がり軸受の早期破損原因となるような摩耗粉は、粒径５０μｍを超えるような異物である。突起１５２の突出高さｈを０．０５ｍｍ以下に設定しておけば、そのような摩耗粉が通過できない油通路１７０を生じさせることができる。一方、油通路１７０の通油性を良好にするため、突起１５２の突出高さｈを０．０５ｍｍ以上に設定することが好ましい。
　突起１５２及びシール摺動面１１２間に生じる隙間は、油通路１７０に周方向に近い側が大、突起１５２に周方向に近い側が小となるくさび状に形成されている。図３に示すように、内輪１１０の回転に伴い、シール摺動面１１２がシールリップ１５１に対して周方向に回転するとき（同図中に回転方向を矢線Ａで示す。）、油通路１７０内の潤滑油（図中にドット模様で示す。）は、シール摺動面１１２の回転に伴ってシール摺動面１１２及びシールリップ１５１の突起１５２間に引きずり込まれ、この間での油膜形成を促進する。このため、シールリップ１５１とシール摺動面１１２間の摩擦係数（μ）が低下し、シールトルクが低減する。さらに、軸受内部空間１６０及び外部間の通油性は、油通路１７０によって向上する。このため、シール付軸受１００の温度上昇が抑制され、ひいては、シールリップ１５１の吸着作用も防止される。
　図５に示すように、突起１５２は、シールリップ１５１の先端１５３に向かって次第に低くなる形状となっている。なお、突起１５２のＲ寸法や曲率中心については、突起１５２をシールリップ１５１の先端１５３に向かって次第に低くするため、シールリップ１５１の先端１５３に向かって次第にＲ寸法を拡大し、かつ曲率中心を外部側へ移している。
　その突起１５２の高さｈは、シールリップ１５１の先端１５３上で実質的に零となっている。このため、突起１５２は、シールリップ１５１の先端１５３上に及んでおらず、突起１５２とシールリップ１５１の先端１５３との間には、平坦な面１５５が存在している。このため、シールリップ１５１の先端１５３は、シールリップ１５１の軸受内部空間側で周方向全周に亘る面１５５と、シールリップ１５１の外部側で周方向全周に亘る表面の交わる境界線となっている。
　図１に示すように、シール部材１５０は、金属板製の芯金１５６と、芯金１５６の少なくとも内径部に付着した加硫ゴム材１５７により形成されている。シールリップ１５１は、加硫ゴム材１５７により舌片状に形成されている。芯金１５６は、周方向全周に亘る環状に形成されたプレス加工部品になっている。加硫ゴム材１５７は、加硫成形されたゴム部になっている。シール部材１５０は、例えば、芯金１５６を型に入れて加硫ゴム材１５７を加硫成形することにより、一体の部品として製造される。加硫ゴム材１５７は、芯金１５６の全体に付着させてもよいし、芯金１５６の内径部のみに付着させてもよい。
　シールリップ１５１を加硫成形する様子を図６Ａ、図６Ｂに示す。なお、図６Ａ、図６Ｂは、理解を容易にするために概略的に描いたものであり、シールリップ１５１の形状も大雑把に示している。シールリップ１５１の加硫成形は、芯金１５６にゴムシートを加硫成形することで行われる。この際、上型Ｍｐ１と下型Ｍｐ２とでゴムシートを挟み込み、シール部材１５０のシールリップ１５２等を成形する。上型Ｍｐ１と下型Ｍｐ２を合せる上下方向は、軸方向に相当する。したがって、自然状態においてシールリップ１５１の内径を規定する先端１５３は、上型Ｍｐ１の転写面に接するシールリップ１５１の上面部と、下型Ｍｐ２の転写面に接するシールリップ１５１の下面部の境界線となるので、上型Ｍｐ１と下型Ｍｐ２の合わせ部であるパーティングラインＰｌ上に位置することになる。
　今、突起がシールリップの先端に及んでいるモデルを仮想すると、図７Ａ、図７Ｂのようになる。この仮想モデルでは、シールリップ１５１’の先端１５３’上に突起１５２’を成形するための凹凸状がパーティングラインＰｌ上に存在する分、加硫後に図示のようなバリ１５８が発生し易くなる。バリ１５８が発生すると、軸受運転中にバリ１５８がシールリップ１５１’から離れると、オイルフィルタや潤滑油の循環経路の目詰まり原因となる。
　一方、図６Ａ、図６Ｂに示すように、シールリップ１５１が突起１５２とシールリップ１５１の先端１５３との間に平坦な面１５５を有する形状の場合、パーティングラインＰｌ上に突起１５２を成形するための凹凸状が存在せず、図７Ａ、図７Ｂのようなバリ１５８が発生しない。このように、第１の実施例に係るシール部材１５０は、シールリップ１５１を加硫成形する際にシールリップ１５１の先端１５３上にバリが発生しないようにすることができる。
　なお、第１の実施例では、突起１５２がシールリップ１５１の先端１５３上で高さをもたず、突起１５２とシールリップ１５１の先端１５３との間に平坦な面１５５が存在する例を示したが、突起がシールリップの先端上で高さをもつ場合でも、突起がシールリップの先端に向かって次第に低くなる形状であれば、パーティングライン上において突起を成形するための凹凸状が穏やかになるため、シールリップの先端上においてバリを発生しにくくすることができる。
　このように、第１の実施例は、シールリップ１５１の加硫成形時に突起１５２をシールリップ１５１に形成することが可能であり、また、シール摺動面１１２を加工の容易な円筒面状、溝状等、全周に亘って同じ断面形状として軌道輪に直接形成することが簡単である。
　シールリップ１５１の緊迫力や潤滑油の油圧により、中実な突起１５２に実質的変形（突起１５２とシール摺動面１１２間の潤滑性能に影響を及ぼすような変形）が生じないようになっている。したがって、軸受運転中の突起１５２の形状は、シールリップ１５１の加硫成型の際に転写された形状と同じに考えてよい。
　このシール付軸受１００は、車両のトランスミッション内の回転部を支持する用途を想定している。車両のトランスミッション内に存在するシール付軸受への給油は、一般に、跳ねかけ、オイルバス、ノズル噴射等の適宜の方式で行われる。よって、シール付軸受の内輪もしくは外輪に固定されるシールの周辺には、潤滑油が存在する。給油される潤滑油は、トランスミッション内に存在するギア等の他の潤滑部分でも共通に用いられるものである。その潤滑油は、オイルポンプで循環されており、その循環経路に設けられたオイルフィルタによって濾過される。
　本願の発明者は、実際に市場で使用された潤滑油を車両の走行距離別に回収し、それら使用済み潤滑油に混ざっている異物の数、異物の粒径の分布、異物の材料を調べた。そのオーマチックトランスミッション（ＡＴ）又はマニュアルトランスミッション（ＭＴ）の車両８台から回収した潤滑油について調べた異物の数と粒径分布を図８に示す。図８の縦軸は対数目盛りとし、横軸に車両の走行距離を取り、その縦軸に異物（微粒きょう雑物）の１００ｍｌ当りの個数を取っている。計数対象とする異物は、粒径５μｍ以上のものとした。計数は、粒径の区分ごとに行った。その区分は、粒径５μｍ以上１５μｍ未満、粒径１５μｍ以上２５μｍ未満、粒径２０μｍ以上５０μｍ未満、粒径５０μｍ以上１００μｍ未満、粒径１００μｍ以上としている。ここでの測定は、ハイアックロイコ社製の型番８０００Ａの測定機にて、微粒きょう雑物質量法を用いた。図８の粒径分布を図９に円グラフで示す。
　図１０は、無段変速機（ＣＶＴ）の車両１０台から回収した潤滑油について調べた異物の数と粒径分布を図８と同様に示した。図１０の粒径分布を図１１に円グラフで示す。回収対象とした車両メーカー、車種、走行距離はばらばらであるが、図８、図９と図１０、図１１との比較から明らかなように、ギアが多用されるＡＴ／ＭＴの方がＣＶＴよりも異物の粒径、異物の数ともに多い傾向が認められた。また、トランスミッションの形式を問わず、粒径の分布としては、５０μｍ以下のものが９９．９％以上を占めた。粒径５０μｍを超える異物の数は、走行距離が大きくなってもＡＴ／ＭＴの場合で１０００個未満、ＣＶＴの場合で２００個未満であった。このことは、近年、オイルフィルタの性能が向上し、潤滑油中の異物が微細化している（つまり大きな粒径の異物がオイルフィルタで取り除かれる）ことを示している。
　一方、軸受内部の潤滑油が異物を含む場合に、その異物の粒径と軸受寿命との関係について調査を行なったところ、粒径の大きな異物が多くなる程に軸受寿命が低下する傾向は存在するが、近年のトランスミッション内の環境のように粒径５０μｍ以上の異物が少々存在する程度であれば、シールが無い状態で、異物が軸受内部に入っても、転がり軸受の寿命比（実際寿命の計算寿命に対する比）が、自動車のトランスミッションでの実用に十分耐えうる値（例えば７～１０倍程度）を示すことが分かった。
　以上の結果に基づき、車両のトランスミッションやディファレンシャルギヤ等の駆動系の回転部支持に用いられるシール付軸受に対し、オイルフィルタで濾過される潤滑油を給油する場合、粒径５０μｍを超えるような大きな異物が軸受内部へ侵入することをシール部材で防止する限り、潤滑油に含まれる粒径５０μｍ以下の異物が軸受内部に侵入することを許容しても軸受寿命に問題を起こさない、といえる。そして、これを許容するのならば、シールリップとシール摺動面間での潤滑油の流通を潤沢に確保し、前述のくさび効果と相俟ってシールリップとシール摺動面間を流体潤滑状態にすることが実現可能である。
　そこで、図２、図３に示すように、突起１５２の高さｈは、０．０５ｍｍに設定されている。この突起１５２の高さｈは、設計上、シール摺動面１１２と摺動接触し得る範囲内において最も高い位置での値である。この位置は、各突起１５２とシール摺動面１１２との間に設定された締め代が最大となるところでもある。軸受運転中の突起１５２の変形量は無視できるから、シールリップ１５１とシール摺動面１１２との間におけるシール摺動面１１２との直交方向の隙間（油通路１７０を含む）は、シール摺動面１１２との直交方向に最も狭いところで突起１５２の高さｈに相当の広さとなり、実質的に０．０５ｍｍを超えない。このため、粒径５０μｍを超える異物が外部の潤滑油に含まれていたとしても、その異物が油通路１７０を通過することは略起こらない、と考えられる。
　突起１５２は、周方向幅ｗの両端から周方向幅の中央に向かって次第にシール摺動面１１２に接近するＲ形状になっている。このＲ形状は、突起１５２の放射方向の全長に亘って与えられている。このため、突起１５２とシール摺動面１１２とが摺動接触し得る領域は、突起１５２の周方向幅の中央を通る仮想アキシアル平面Ｐａｘ上に線状で存在する。突起１５２のＲ形状の曲率中心は、仮想アキシアル平面Ｐａｘ上にある。
　シールリップ１５１に対してシール摺動面１１２が相対的に図中矢線Ａ方向に回転すると、油通路１７０内の潤滑油が突起１５２とシール摺動面１１２との間のくさび状の隙間に引き摺り込まれる。前述のくさび状の隙間におけるくさび角度は、引き込まれる潤滑油が存在する広大側の油通路１７０から狭小側に向かって次第に小さくなることから、突起１５２とシール摺動面１１２とが摺動接触し得る線状領域（仮想アキシアル平面Ｐａｘ上）に近いところ程、くさび効果が強く生じる。したがって、その線状領域での油膜の油圧をより効果的に高め、突起１５２をシール摺動面１１２から完全に離れさせ、その線状領域での油膜を厚く生じさせることができ、ひいては、突起１５２とシール摺動面１１２との間の潤滑状態を流体潤滑状態とすることが容易となる。
　ここで、突起１５２とシール摺動面１１２との間を完全に分離させる油膜があれば、突起１５２に対してとシール摺動面１１２が直接に接触しない状態で摺動する流体潤滑状態となる。このような油膜を各突起１５２とシール摺動面１１２との間で保つことにより、シールリップ１５１及びシール摺動面１１２間を流体潤滑状態にすることができる。
　その流体潤滑状態を容易に実現するため、シールリップ１５１とシール摺動面１１２間の締め代に基づくシールリップ１５１の緊迫力をなるべく弱く設定する方がよい。このため、シールリップ１５１のうち、外部側への曲げ変形を与える腰部をなるべく薄く形成している。
　また、最大高さ粗さＲｚを小さくする方が、流体潤滑状態とするのに必要な油膜の厚さが小さくなる。このため、シール摺動面１１２にショットピーニング処理を施しておらず、シール摺動面１１２の最大高さ粗さＲｚを１μｍ未満としている。ここで、最大高さ粗さＲｚは、ＪＩＳ規格のＢ０６０１：２０１３で規定された最大高さ粗さのことをいう。
　また、周方向に隣り合う突起１５２間の間隔ｄが小さい程、つまり突起１５２の数が多い程、シールリップ１５１に対してシール摺動面１１２が相対的に周方向に回転したとき、１回転当りの突起１５２の通過回数が多くなり、シール摺動面１１２の周方向全周に亘って油膜が連続する状態に保たれ、各突起１５２との間のくさび効果が途絶えることなく生じ易くなるので、流体潤滑状態を保ち易くなる。
　また、突起１５２のＲ寸法（突起１５２の表面１５４における曲率半径）が大きい方が、くさび効果が発生し易くなる。
　本願発明者は、突起１５２の高さｈが０．０５ｍｍの前提で、突起１５２間の間隔ｄが０．３ｍｍ以上２．６ｍｍ以下、突起１５２の周方向幅ｗが０．２ｍｍ以上０．７ｍｍ以下、かつ突起１５２のＲ寸法が０．１５ｍｍ以上１．０ｍｍ未満の範囲で突起１５２とシール摺動面１１２間の理論油膜厚さを計算した。その計算は、シールリップ１５１に対してシール摺動面１１２が相対的に周方向に回転する速度（周速）を０．０２～２０．２ｍ／ｓの範囲で行なった。また、その計算は、潤滑油として、ＣＶＴのプーリとベルトの潤滑を行うＣＶＴＦを想定し、油温３０℃の場合と、油温１２０℃の場合とで行なった。その結果、これらの使用条件であれば、計算上、Ｇｒｅｅｎｗｏｏｄ－Ｊｏｈｎｓｏｎの決めた無次元数である粘性パラメータｇｖと弾性パラメータｇｅに基づく線接触の場合の潤滑領域図において、等粘度-剛体領域（Ｒ－Ｉモード）又は等粘度-弾性体領域（Ｅ－Ｉモード，ソフトＥＨＬ）のいずれかの潤滑モードに分布する、すなわち流体潤滑状態となることが分かった。図１２に前述の潤滑領域図における計算結果の分布状況を示す。
　また、本願発明者は、図３、図４に示す突起１５２間の間隔ｄと、突起１５２及びシール摺動面１１２間の理論油膜厚さとの関係を計算で求めた。また、本願発明者は、突起１５２のＲ寸法と、突起１５２及びシール摺動面１１２間の理論油膜厚さとの関係を計算で求めた。理論油膜厚さは、Ｒ－ＩモードにおいてＭａｒｔｉｎの最小膜厚計算式を用い、Ｅ－ＩモードにおいてＨｅｒｒｅｂｒｕｇｈの最小膜厚計算式を用いた。さらに、本願発明者は、突起１５２間の間隔ｄと、シール付軸受１００の回転トルクとの関係を実験で調べた。図１３に、突起１５２間の間隔ｄと、理論油膜厚さと、軸受回転トルクとの関係を示す。図１４に、突起１５２のＲ寸法と、理論油膜厚さとの関係を示す。突起１５２とシール摺動面１１２間の油膜厚さが薄すぎると摩擦係数μが増大し、逆に厚すぎると異物の侵入抑制効果を悪化させる可能性が出てくるので、最大高さ粗さＲｚを上回る油膜厚さを前提で最適な油膜厚さを設定すればよい。
　図１３より、突起１５２間の間隔ｄが２．６ｍｍの場合、突起１５２とシール摺動面１１２との間には、計算上、約３μｍの油膜（１μｍ未満の最大高さ粗さＲｚを余裕で上回る）が形成され、２．６ｍｍより小さい場合に油膜が厚くなる傾向があることが分かり、また、２．６ｍｍ以下の場合に軸受回転トルクが低下傾向（すなわちシールトルクの低下傾向）を示すことが分かる。したがって、突起１５２間の間隔ｄは、２．６ｍｍ以下に設定することができる。なお、突起１５２間の間隔ｄが０．３ｍｍ未満になると、シールリップ１５１を金型で成形することが困難になるので、間隔ｄを０．３ｍｍ以上に設定することが好ましい。
　図１４より、突起１５２のＲ寸法が０．１５ｍｍの場合、計算上、約３μｍの油膜が形成されることが分かる。したがって、突起１５２の高さｈを０．０５ｍｍに設定する場合、金型で成形することを考慮すると、Ｒ寸法を０．１５ｍｍ以上１．０未満に設定することが好ましい。また、突起１５２の高さｈを０．０５ｍｍに設定する場合、突起１５２の周方向幅ｗがＲ寸法に依存するので、Ｒ寸法を０．２ｍｍ以上０．７ｍｍ以下に設定することが好ましい。
　これまでの計算結果等を踏まえ、第１の実施例では、図２～図４に示すような突起１５２の高さｈが０．０５ｍｍに設定され、突起１５２間の間隔ｄが０．３ｍｍ以上２．６ｍｍ以下に設定され、突起１５２の周方向幅ｗが０．２ｍｍ以上０．７ｍｍ以下に設定され、かつ突起１５２のＲ寸法が０．１５ｍｍ以上１．０ｍｍ未満の範囲に設定されている。すなわち、シールリップ１５１には、前述のシール摺動面１１２の周速０．２ｍ／ｓ以上においてシールリップ１５１及びシール摺動面１１２間を流体潤滑状態にすることが可能な態様で突起１５２が形成されている。なお、その周速０．２ｍ／ｓ未満のときは、突起１５２とシール摺動面１１２間が境界潤滑状態になる。周速０．２ｍ／ｓは、車両のトランスミッションにおいて停止から速やかに到達する速度であるから、軸受運転時間の略全時間においてシールリップ１５１及びシール摺動面１１２間を流体潤滑状態にすることができる。
　このように、第１の実施例に係るシール付軸受１００は、軸受寿命に悪影響を及ぼすような粒径の異物の軸受内部空間への侵入をシール部材１５０によって防ぎつつ、シールリップ１５１及びシール摺動面１１２間の摺動の摩擦係数μを流体潤滑によって極限まで低減し、ひいては、シールトルクを顕著に低減して軸受回転トルクの低トルク化を著しく図ることができる（図１、図３参照）。
　さらに、このシール付軸受１００は、従来であればシールリップの摩耗やシールリップ及びシール摺動面間の摺動による発熱の問題が起こるようなシール摺動面の周速（例えば３０ｍ／ｓ以上）で運転される場合において、シールリップ１５１及びシール摺動面１１２間を直接接触のない流体潤滑状態とすることが可能なため、シールリップ１５１の摩耗を実質的に無くすと共に前述の発熱も抑えることができる。このため、第１の実施例に係るシール付軸受１００は、従来達成できなかったシール付軸受の高速運転の要求にも対応することが可能である。
　さらに、このシール付軸受１００は、突起１５２がＲ形状に形成されているので、シール部材１５０を外輪１２０に取り付ける際に突起１５２がシール摺動面１１２に擦られても、突起１５２が周方向に曲がってしまう懸念がなく、取り付け時にシールトルクの低減性能を損なう恐れがない。例えば、突起を尖った形状にした場合、シール部材の取り付け時にシール摺動面に擦られる多数の突起が周方向のどちら側に曲がるか分からず、シール摺動面との相対回転方向に対して適切なくさび状の隙間となる方へ全ての突起が曲がるように取り付けることは極めて困難である。不適切な向きに曲がった突起のところではくさび効果を満足に得ることができず、シールトルクの低減性能を損なうことになる。
　第２の実施例を図１５、図１６に基づいて説明する。第２の実施例に係るシール付軸受２００の内輪２１０は、周方向全周に亘って形成されたシール溝２１１を有する。内輪２１０及び外輪２２０間に形成された軸受内部空間の両端を密封するシール部材２３０、２４０は、外輪２２０のシール溝２２１、２２２に保持されている。
　シール部材２３０、２４０は、アキシアルリップとして設けられたシールリップ２３１、２４１と、シールリップ２３１、２４１よりも外部側に位置する外側リップ２３２、２４２とを有する。シールリップ２３１、２４１と外側リップ２３２、２４２は、芯金２３３、２４３に付着する腰部から分岐している。
　ここで、アキシアルリップは、径方向に沿ったシール摺動面又は径方向に対して４５°未満の鋭角の勾配をもったシール摺動面と密封作用を奏するシールリップであって、当該シール摺動面との間に軸方向の締め代をもったもののことをいう。
　シール部材２３０、２４０のシールリップ２３１、２４１に対して摺動するシール摺動面２１２、２１３は、シール溝２１１の溝底から軌道溝２１４側に向かって拡径する溝側面に存在しており、径方向に対して４５°未満の鋭角の勾配αをもっている。
　内輪２１０の軌道溝２１４の両側に形成された一対の肩部２１５、２１６のうち、アキシアル荷重を受ける負荷側（図中右側）の肩部２１５が、反対の非負荷側（図中左側）の肩部２１６よりも高く形成されている。非負荷側の肩部２１６は、深溝玉軸受相当の肩高さになっている。したがって、シール付軸受２００は、深溝玉軸受の良好な低トルク性を奏するものでありながら、深溝玉軸受よりも優れたアキシアル荷重の負荷能力をもっている。
　それら肩部２１５、２１６にシール摺動面２１２、２１３が形成されている。負荷側の肩部２１５の外径と非負荷側の肩部２１６の外径との間に大きな径差があるため、負荷側の肩部２１５に形成されたシール摺動面２１２の径と、非負荷側の肩部２１６に形成されたシール摺動面２１３の径とが相異している。すなわち、図中右側のシール摺動面２１２の径は、図中左側のシール摺動面２１３の径よりも大きい。このため、軸受運転中、図中右側のシール摺動面２１２の周速は、図中左側のシール摺動面２１３よりも高速になる。
　また、軸受運転中、軸受内部空間では、前述の肩部２１５、２１６間の径差により、潤滑油を図中左側から右側へ送るポンプ作用が生じる。
　シールリップ２３１、２４１の突起２３４、２４４は、加硫成形の際、径方向に沿った向きに形成されている。なお、図示では、シール摺動面２１２、２１３と突起２３４、２４４間の締め代を見せるため、自然状態に相当のシールリップ２３１、２４１の形状を描いている。突起２３４、２４４がシール摺動面２１２、２１３に軸方向から押し当てられることでシールリップ２３１、２４１が概ねシール摺動面２１２、２１３に沿うように傾き、突起２３４、２４４とシール摺動面２１２、２１３との間に前述のような油通路と、くさび状の隙間とが生じさせられる（図３参照）。
　図１６に示すように、突起２３４は、シールリップ２３１の先端２３５に向かって次第に低くなり、シールリップ２３１の先端２３５上で高さを殆どもたない形状とされている。このように、突起２３４がシールリップ２３１の先端２３５に向かって次第に低くなる形状であれば、パーティングライン上において突起２３４を成形するための凹凸状が穏やかになるため、シールリップ２３１の先端２３５上においてバリを発生しにくくすることができる。なお、図１５に示す突起２４４も同様の形状となっている。
　図１５、図１６に示す外側リップ２３２は、シール溝２１１の外側の溝壁部との間にラビリンスすきま２５０を形成する。このため、粒径５０μｍを超える異物は、外部からシール溝２１１内へ容易には侵入できない。
　図中右側のシール部材２３０での突起２３４の数と、図中左側のシール部材２４０での突起２４４の数とが相異している。また、図中右側のシール部材２３０での突起２３４の周方向ピッチ角度と、図中左側のシール部材２４０での突起２４４の周方向ピッチ角度とが相異している。これら相違は、図中右側のシール部材２３０及びシール摺動面２１２間と、図中左側のシール部材２４０及びシール摺動面２１３間とで前述の周速差やポンプ作用による潤滑条件の相違があることから、これら左右の各間で形成される油膜を同等にすることと、厚すぎる油膜形成のために粒径５０μｍを超える異物の侵入が発生し易くならいないように最適にすることを目的として設定されている。したがって、第２の実施例に係るシール付軸受２００は、図中右側のシール部材２３０とシール摺動面２１２間と、図中左側のシール部材２４０とシール摺動面２１３間のそれぞれを適切に流体潤滑状態として低トルク化と異物侵入の抑制とを両立させることができる。
　また、このシール付軸受２００は、ラビリンスすきま２５０の形成によって、シールリップ２３１、２４１への異物到達を困難にしているので、低トルク化を阻害しないように異物侵入をより抑制することができる。一般に、アキシアルリップとして設けられたシールリップは、ラジアルリップとして設けられたシールリップに比べて、軸受運転中に起こす軸方向の移動量が大きく、その最大移動時に対応のシール摺動面との間に隙間が大きく開くことがある。このため、アキシアルリップとしてシールリップを設けることは、異物侵入に対して不利となる。第２の実施例では、そのようなアキシアルリップであるシールリップ２３１、２４１の不利をラビリンスすきま２５０によるシール効果で補うことができるので、ラジアルリップとして設けられた第１の実施例に対して大きく軸受寿命が劣る懸念はない。
　第３の実施例を図１７に基づいて説明する。第３の実施例に係るシール付軸受３００は、内輪３１０と、外輪３２０と、内輪３１０及び外輪３２０の軌道溝３１１、３２１間に介在する複数の玉３３０と、内輪３１０及び外輪３２０間に形成された軸受内部空間の両端を密封する二つのシール部材３４０、３５０とを備え、内輪３１０の軌道溝３１１の両側に形成された一対の肩部３１２、３１３のうち、アキシアル荷重を受ける負荷側の肩部３１２が、反対の非負荷側の肩部３１３よりも高く形成されている玉軸受という点で第２の実施例と共通するものであって、シール部材３４０、３５０が、ラジアルリップとして設けられたシールリップ３４１、３５１を有する点で第１の実施例と共通するものとなっている。
　内輪３１０は、シール溝をもたず、負荷側の肩部３１２の外径を規定する円筒面状のシール摺動面３１４と、非負荷側の肩部３１３の外径を規定する円筒面状のシール摺動面３１５とを有する。図中右側のシール摺動面３１４と図中左側のシール摺動面３１５との間の径差は、第２の実施例と同程度であり、軸受運転中の周速差も同程度となる。このため、図中右側のシール部材３４０と図中左側のシール部材３５０との間での突起３４２、３５２の数や周方向ピッチ角度の相違が第２の実施例と同程度になっている。これにより、第３の実施例に係るシール付軸受３００においても、シール部材３４０とシール摺動面３１４との間、シール部材３５０とシール摺動面３１５との間で、油膜を最適かつ同等に形成して流体潤滑状態にする低トルク化と、異物侵入の抑制とを両立させている。
　第４の実施例を図１８に基づいて説明する。第４の実施例は、円すいころ軸受にこの発明を適用したものである。図１８に示すように、第４の実施例に係るシール付軸受４００は、軌道面４１１、大つば４１２及び小つば４１３を有する内輪４１０と、軌道面４２１を有する外輪４２０と、内輪４１０及び外輪４２０の軌道面４１１、４２１間に介在する複数の円すいころ４３０と、内輪４１０及び外輪４２０間に形成された軸受内部空間の両端を密封する二つのシール部材４４０、４５０とを備える円すいころ軸受となっている。
　大つば４１２は、軸受運転中、円すいころ４３０の大端面を案内し、アキシアル荷重を受ける。小つば４１３は、大つば４１２よりも小さな外径をもち、円すいころ４３０の小端面を受けて円すいころ４３０の内輪４１０からの脱落を防止する。
　外輪４２０はシール溝をもたず、シール部材４４０、４５０の芯金が外輪４２０の内周端部に圧入嵌合されている。
　シール部材４４０、４５０は、ラジアルリップとして設けられたシールリップ４４１、４４２を有する。図中右側のシール部材４４０のシールリップ４４１に対して周方向に摺動するシール摺動面４１４は、内輪４１０の大つば４１２の外径を規定する円筒面状に形成されている。図中左側のシール部材４５０のシールリップ４５１に対して周方向に摺動するシール摺動面４１５は、小つば４１３の外径を規定する円筒面状に形成されている。大つば４１２に形成されたシール摺動面４１４と、小つば４１３に形成されたシール摺動面４１５との間に大きな径差があるため、軸受運転中、図中右側のシール摺動面４１４の周速は、図中左側のシール摺動面４１５よりも高速になる。また、軸受運転中、軸受内部空間では、前述の径差により、潤滑油を図中左側から右側へ送るポンプ作用が生じる。
　シールリップ４４１、４５１に形成された突起４４２、４５２により、前述のような油通路及びくさび状の隙間が生じさせられるので（図３参照）、シールリップ４４１及びシール摺動面４１４間、シールリップ４５１及びシール摺動面４１５間をそれぞれ流体潤滑状態にすることが可能となっている。
　ここで、図中右側のシール部材４４０での突起４４２の数と、図中左側のシール部材４５０での突起４４２の数とが相異している。また、図中右側のシール部材５４０での突起４４２の周方向ピッチ角度と、図中左側のシール部材４５０での突起４４２の周方向ピッチ角度とが相異している。これら相違は、図中右側のシール部材４４０及びシール摺動面４１４間と、図中左側のシール部材４５０及びシール摺動面４１５間とで前述の周速差やポンプ作用による潤滑条件の相違があることから、これら左右の各間で形成される油膜を同等にすること、及び、最適にすることを目的として設定されている。
　図１９に、突起４４２、４５２間の間隔ｄと、理論油膜厚さとの関係を示す。この計算結果では、小つば４１３側（図中で「小端面側」と表示）で突起４５２間の間隔ｄ（図中で「ピッチ間隔」と表示）が６．４ｍｍのときの理論油膜厚さが４．０μｍとなり、大つば４１２側（図中で「大端面側」と表示）で突起４４２間の間隔ｄ（図中で「ピッチ間隔」と表示）が１１．５ｍｍのときの理論油膜厚さが４．０μｍとなる。この計算結果から明らかなように、突起４５２間の間隔ｄに関するパラメータである突起数や周方向ピッチ角度に相異をもたせることにより、図１８に示すシールリップ４４１及びシール摺動面４１４間、シールリップ４５１及びシール摺動面４１５間で同等の厚さの油膜を形成することができる。
　また、シールリップ４４１及びシール摺動面４１４間の隙間、シールリップ４５１及びシール摺動面４１５間の隙間が、厚すぎる油膜形成のために０．０５ｍｍを大きく超える広がりをもってしまうと、粒径５０μｍを超える異物の侵入が発生し易くなる。このような問題が起きないような油膜厚さを決め、突起間の間隔ｄに関するパラメータである突起数や周方向ピッチ角度に相異をもたせることにより、図中右側のシール部材４４０及びシール摺動面４１４間、図中左側のシール部材４５０及びシール摺動面４１５間のいずれでも最適な厚さの油膜を形成することができる。
　このように、第４の実施例に係るシール付軸受４００は、第２の実施例及び第３の実施例と同様、図中右側のシール部材４４０とシール摺動面４１４間と、図中左側のシール部材４５０とシール摺動面４１５間のそれぞれを適切に流体潤滑状態として低トルク化と異物侵入の抑制とを両立させることができる。
　また、従来、円すいころ軸受においては、玉軸受よりもトルクが大きい問題があり、そのためシール部材を設けない場合もあった。この場合、その形状に由来したポンピング作用により軸受内部へ潤滑剤が流入して、潤滑剤の撹拌抵抗が大きくなることや、潤滑剤と一緒に異物も流入するので、異物により円すいころ軸受の転動面に傷が付かないように内外輪に特殊熱処理等の硬化処理を必要とすることがあった。これに対し、シール付軸受４００は、前述の流体潤滑で達成される低トルク化により、円すいころ軸受においてシール部材４４０、４５０を設けることができるようになる。また、シール部材４４０、４５０を設けると、ポンピング作用による軸受内部への潤滑剤の流入を抑制し、潤滑剤の撹拌抵抗を抑えることで、円すいころ軸受自身の低トルク化を実現できる。さらに、潤滑剤と一緒に流入する異物をシール部材４４０、４５０によって防ぐことで、内外輪４１０、４２０への特殊処理を不要とし、コストの低減も実現できる。
　図２０に、車両のトランスミッションの回転部を支持する転がり軸受として、この発明に係るシール付軸受を使用した例を示す。図示のトランスミッションは、段階的に変速比を変化させる多段変速機になっており、その回転部（例えば入力軸Ｓ１および出力軸Ｓ２）を回転可能に支持するシール付軸受Ｂとして、上述の実施例のようなシール付軸受を備えている。図示のトランスミッションは、エンジンの回転が入力される入力軸Ｓ１と、入力軸Ｓ１と平行に設けられた出力軸Ｓ２と、入力軸Ｓ１から出力軸Ｓ２に回転を伝達する複数のギア列Ｇ１～Ｇ４と、各ギア列Ｇ１～Ｇ４と入力軸Ｓ１または出力軸Ｓ２との間に組み込まれた図示しないクラッチとを有し、そのクラッチを選択的に係合させることで使用するギア列Ｇ１～Ｇ４を切り替え、これにより、入力軸Ｓ１から出力軸Ｓ２に伝達する回転の変速比を変化させるものである。出力軸Ｓ２の回転は出力ギアＧ５に出力され、その出力ギアＧ５の回転がディファレンシャルギヤ等に伝達される。入力軸Ｓ１と出力軸Ｓ２は、それぞれシール付軸受Ｂで回転可能に支持されている。また、このトランスミッションは、ギアの回転に伴う潤滑油のはね掛けにより、又はハウジングＨの内部に設けられたノズル（図示省略）からの潤滑油の噴射により、はね掛け又は噴射された潤滑油が、各シール付軸受Ｂの側面にかかるようになっている。
　上述の各実施例では、突起がＲ形状のものを示したが、突起は、シール摺動面との相対的な周速が一定以上のときに流体潤滑状態とすることが可能なくさび効果を得られるように適宜の形状にすればよく、例えば、Ｒ面取り、Ｃ面取り等の面取り形状を採用することができる。
　また、上述の各実施例では、突起を周方向に均一配置した例を示したが、不均一に配置したり、周方向一箇所のみに配置したりすることも可能である。一箇所でも突起によって油通路を生じさせることは可能であり、シールトルクの低減効果を期待することができる。
　また、上述の各実施例では、シール部材を芯金と加硫ゴム材とから構成したものを例示したが、この発明は、単材により形成されるシール部材にも適用することも可能である。この場合、シールリップに所要の締め代を設定可能であればよく、例えば、シール部材の材料として、ゴム材又は樹脂材を用いることができる。
　また、上述の各実施例では、内輪回転、ラジアル軸受を例示したが、この発明は、外輪回転、スラスト軸受に適用することも可能である。
　今回開示された実施形態及び実施例はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。したがって、本発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
１００、２００、３００、４００、Ｂ　シール付軸受
１１０、２１０、３１０、４１０　内輪
１１１、１２１、３１４、４１１、４２１　軌道溝
１１２、２１２、２１３、３１４、３１５、４１４、４１５　シール摺動面
１２０、２２０、３２０、４２０　外輪
１２２、２１１、２２１、２２２　シール溝
１４０　転動体
１５０、２３０、２４０、３４０、３５０、４４０、４５０　シール部材
１５１、２３１、２４１、３４１、３５１、４４１、４５１　シールリップ
１５２、２３４、２４４、３４２、３５２、４４２、４５２　突起
１５３、２３５　先端
１５４　表面
１５５　面
１５６、２３３、２４３　芯金
１５７　加硫ゴム材
１６０　軸受内部空間
１７０　油通路
２１５、２１６、３１２、３１３　肩部
２３２、２４２　外側リップ
２５０　ラビリンスすきま
３３０　玉
４１１、４２１　軌道面
４１２　大つば
４１３　小つば
４３０　円すいころ
Ｓ１　入力軸（回転部）
Ｓ２　出力軸（回転部）

Claims (7)

  1. 　軸受内部空間及び外部間を区切るシール部材と、
    　前記シール部材に設けられたシールリップと、
    　前記シールリップに対して周方向に摺動するシール摺動面と、
    　前記シールリップの少なくとも周方向一箇所に形成され、前記軸受内部空間及び外部間に亘って連通する油通路を前記シール摺動面及び当該シールリップ間に生じさせる突起と、を備え、
    　前記シールリップに、当該シールリップ及び前記シール摺動面間を流体潤滑状態にすることが可能な態様で前記突起が形成されており、
    　前記シールリップが、前記シール部材の単独かつ自然な状態における当該シールリップの内径を規定する先端を有し、
    　前記突起が、前記シールリップの先端に向かって次第に低くなる形状となっているシール付軸受。
  2. 　前記突起と前記シールリップの先端との間に平坦な面が存在している請求項１に記載のシール付軸受。
  3. 　前記突起が、周方向全周に亘って均一間隔で配置されている請求項１又は２に記載のシール付軸受。
  4. 　前記突起と前記シール摺動面間の隙間は、油通路側で大、突起側で小のくさび状に形成されている請求項１から３のいずれか１項に記載のシール付軸受。
  5. 　前記突起が、周方向と直交する向きに延びており、当該突起が、周方向幅の両端から周方向幅の中央に向かって次第に前記シール摺動面に接近するＲ形状になっている請求項４に記載のシール付軸受。
  6. 　前記シールリップが、芯金の少なくとも内径部に付着した加硫ゴム材により形成されている請求項１から５のいずれか１項に記載のシール付軸受。
  7. 　車両のトランスミッション、ディファレンシャルの中の少なくとも一つの回転部を支持する請求項１から６のいずれか１項に記載のシール付軸受。
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