WO2018159809A1 - オイルシール及びシール付軸受 - Google Patents

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WO2018159809A1
WO2018159809A1 PCT/JP2018/007988 JP2018007988W WO2018159809A1 WO 2018159809 A1 WO2018159809 A1 WO 2018159809A1 JP 2018007988 W JP2018007988 W JP 2018007988W WO 2018159809 A1 WO2018159809 A1 WO 2018159809A1
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WO
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sliding surface
protrusion
bearing
protrusions
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PCT/JP2018/007988
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智洋 水貝
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Ntn株式会社
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    • F16J15/324—Arrangements for lubrication or cooling of the sealing itself

Definitions

  • the present invention relates to an oil seal used for preventing foreign matters in lubricating oil from entering the internal space of the apparatus, and a seal bearing provided with the oil seal.
  • an oil seal one having a seal member having a seal lip formed of a rubber material and a counterpart member that rotates relative to the seal member in the circumferential direction is used.
  • the mating member is, for example, a race ring, a slinger, or the like, and has a seal sliding surface for slidingly contacting the seal lip. Even if there is an eccentricity between the seal member and the mating member, a tightening allowance is set between the seal lip and the seal sliding surface of the mating member so that the seal lip can sufficiently follow the seal sliding surface. It is common to do. When the seal member and the mating member are arranged in a predetermined manner, the seal lip presses the seal sliding surface of the mating member due to the tightening allowance.
  • Patent Document 1 a fluid lubrication state is established between the seal lip and the seal sliding surface of the mating member.
  • the seal member disclosed in Patent Document 1 has a seal lip formed with a large number of protrusions arranged at predetermined intervals in the circumferential direction.
  • the protrusion forms a wedge-shaped gap with the seal sliding surface of the mating member.
  • the fluid lubrication state refers to a state in which a fluid film of lubricating oil is formed between two surfaces according to the hydrodynamic principle, and no direct contact between the friction surfaces occurs.
  • the minimum oil film thickness between the two surfaces is larger than the root mean square roughness, generally three times or more, it can be regarded as a fluid lubrication state.
  • the sliding resistance becomes almost zero, so the seal torque can be greatly reduced, which is impossible with conventional oil seals. It can be used at high peripheral speeds. Further, by setting the height of the protrusions, it is possible to prevent foreign matters having a particle size of a predetermined size or more from passing through the gaps between the protrusions, thereby preventing entry into the internal space of the apparatus.
  • the longer the distance between the protrusions adjacent in the circumferential direction that is, the smaller the number of protrusions, which is the number of protrusions arranged in the circumferential direction in one circumference of the seal lip
  • the more the above-described tightening force ie, tightening margin
  • the larger the size and the lower the height of the protrusion the larger the elastic deformation of the surface portion described above, and the greater the increase in seal torque.
  • the number of protrusions is increased in order to reduce the elastic deformation of the surface portion, the viscous resistance at these protrusions increases and the seal torque increases. That is, in order to reduce the seal torque, it is necessary to optimally determine specifications such as the rigidity of the seal member, the tightening force, the height of the protrusions, and the number of protrusions.
  • the heat resistance, sealability, cost, etc. required for the seal member often determine the rigidity, tension, and protrusion height of the seal member. There is a limit to making it a preferable specification for torque.
  • the problem to be solved by the present invention is an oil seal in which a plurality of protrusions formed on a seal lip of a seal member can be in a fluid lubrication state between the seal lip and a counterpart member.
  • the purpose is to reduce the seal torque by suppressing the number of protrusions.
  • the present invention includes a seal member having a seal lip formed of a rubber material, and a counterpart member that rotates relative to the seal member in the circumferential direction, and is formed on the counterpart member.
  • the tightening margin is set between the seal sliding surface and the seal lip,
  • the seal lip has a plurality of protrusions that are in sliding contact with the seal sliding surface in a fluid lubricated state at a predetermined interval in the circumferential direction, and a surface portion extending between the protrusions adjacent to each other in the circumferential direction of the seal lip;
  • the structure which is 0.7 times or less of the height of the said protrusion was employ
  • the distance from the seal sliding surface is minimized by the tightening force based on the tightening margin at the center in the circumferential direction of the surface portion. Since a positive gap is provided between the circumferential center of the surface portion and the seal sliding surface, the surface portion and the seal sliding surface are not in direct contact when the relative rotation is stopped. Thus, if a positive gap is secured between the surface portion and the seal sliding surface, it is possible to prevent an increase in seal torque due to shear resistance at the surface portion during these relative rotations. If the number of protrusions is increased, the value of the gap increases, and the seal torque at each surface portion of the seal lip decreases, but the shear resistance at the protrusions increases. If the value of the gap is 0.7 times or less the height of the protrusion, the number of protrusions can be suppressed and an increase in shear resistance at the protrusion can also be suppressed.
  • the value of the gap between the circumferential center of the surface portion and the seal sliding surface is 0.5 times or less the height of the protrusion. In this way, the shear resistance at the protrusion can be particularly suppressed.
  • the height of the protrusion is 0.01 mm or more and less than 0.10 mm. In this way, molding of the seal lip is not difficult, and fluid lubrication between the seal lip and the seal sliding surface can be realized by a wedge effect between the protrusion and the seal sliding surface, which adversely affects the bearing life. Such foreign matter can be effectively prevented from entering the bearing internal space.
  • the bearing with a seal provided with the oil seal according to the present invention wherein the seal member separates the bearing internal space from the outside, while preventing foreign matter from entering the internal space of the bearing with the seal member,
  • the bearing torque is reduced by a significant reduction in the seal torque.
  • sticker is suitable for the use which supports the rotating shaft of the transmission of a motor vehicle.
  • the number of protrusions can be reduced in an oil seal in which a plurality of protrusions formed on the seal lip of the seal member can be in a fluid lubrication state between the seal lip and the counterpart member. It is possible to reduce the seal torque.
  • FIG. 3 is a partial cross-sectional view showing a fluid lubrication state of the oil seal according to the embodiment as an example of the present invention, taken along the line II in FIG. Sectional drawing which shows a bearing with a seal provided with the oil seal of FIG. Partial expanded sectional view which shows the cross section of the III-III line of FIG. Partial sectional view showing a modified example in which the number of protrusions is reduced from FIG. Partial sectional view showing a modified example in which the number of protrusions is further reduced from FIG.
  • This embodiment is an example of a bearing with a seal provided with an oil seal.
  • the oil seal includes a seal member 1 and a counterpart member 2 that rotates relative to the seal member 1 in the circumferential direction.
  • the bearing with seal includes a mating member 2 formed of an inner ring, an outer ring 4 that forms an annular bearing inner space 3 between the mating member 2, and a predetermined number interposed between the raceway of the mating member 2 and the raceway of the outer ring 4.
  • the rolling element 5 is provided.
  • the seal member 1 separates the bearing internal space 3 from the outside (bearing periphery).
  • the mating member 2 is attached to a rotating shaft (not shown) and rotates integrally with the rotating shaft.
  • the rotating shaft is provided as a rotating portion of a vehicle transmission, a differential, a constant velocity joint, a propeller shaft, a turbocharger, a machine tool, a wind power generator, or a wheel bearing, for example.
  • the outer ring 4 is attached to a member (not shown) that applies a load from the rotating shaft, such as a housing and a gear. This bearing with seal supports a rotating shaft rotatably.
  • Lubricating oil is supplied to the sealed bearing from the outside by appropriate means such as splashing or an oil bath.
  • the seal member 1 prevents foreign matter from entering the bearing internal space 3 from the outside.
  • axial direction the direction along the central axis (not shown) of the seal member 1
  • the axial direction corresponds to the left-right direction in FIG.
  • a direction perpendicular to the axial direction is referred to as a “radial direction”.
  • the radial direction corresponds to the vertical direction in FIG.
  • the circumferential direction around the central axis is referred to as “circumferential direction”.
  • the central axis of the mating member 2 is set coaxially with the central axis of the seal member 1 by design.
  • a seal groove 6 is formed at the inner peripheral end of the outer ring 4.
  • a seal sliding surface 7 is formed along the circumferential direction.
  • the seal member 1 is attached to the outer ring 4 by press-fitting the outer peripheral edge of the seal member 1 into the seal groove 6.
  • the counterpart member 2 rotates relative to the seal member 1, and the gap between the seal member 1 and the counterpart member 2 is lubricated with lubricating oil.
  • the seal sliding surface 7 has a cylindrical surface shape.
  • the maximum height roughness Rz of the seal sliding surface 7 is 2.5 ⁇ m or less (preferably less than 1 ⁇ m).
  • the maximum height roughness Rz refers to the maximum height roughness defined in JIS standard B0601: 2013.
  • the sealing member 1 has an annular core 8 formed of a metal plate and a rubber material 9 attached to the core 8.
  • the entire sealing member 1 is composed of a core metal 8 and a rubber material 9.
  • the cored bar 8 has an annular plate shape that is continuous along the entire circumference in the circumferential direction.
  • the material of the cored bar 8 is made of a metal having higher rigidity than that of the rubber material 9.
  • a steel plate can be cited as a material for the cored bar 8 suitable for press working.
  • the rubber material 9 is vulcanized and bonded to the core metal 8.
  • the type of the rubber material 9 is not particularly limited, and examples thereof include nitrile rubber and fluorine rubber.
  • the seal member 1 has a seal lip 10 formed of a rubber material 9.
  • the seal lip 10 is made of a part of a rubber material 9 extending from the edge 8 a of the core metal 8 toward the seal sliding surface 7.
  • the edge 8 a of the cored bar 8 is an inner peripheral edge or an outer peripheral edge of the cored bar 8 that defines a diameter closer to the seal sliding surface 7 among the inner diameter or the outer diameter of the cored bar 8.
  • the seal lip 10 is a radial lip.
  • the radial lip exhibits a sealing action with a seal sliding surface along the axial direction such as the seal sliding surface 7 or a seal sliding surface with an acute angle gradient within 45 ° with respect to the axial direction.
  • a seal lip having a radial tightening margin with respect to the seal sliding surface.
  • FIG. 3 a cross section along the radial direction in the vicinity of the seal lip 10 when the seal member 1 is attached to the outer ring 4 and arranged coaxially with the counterpart member 2 is indicated by a solid line, and the seal member 1 is attached to the outer ring 4.
  • An outer shape in the vicinity of the seal lip 10 when the cross section is viewed in a state before being attached (corresponding to a natural state where the seal member 1 is not deformed from the shape at the time of manufacture by an external force) is indicated by a two-dot chain line.
  • the seal lip 10 is pressed against the seal sliding surface 7 by the tightening allowance ⁇ with respect to the seal sliding surface 7.
  • the seal lip 10 is elastically deformed so as to bend, and generates a force (tightening force) for pressing the seal sliding surface 7 in the radial direction.
  • the mounting error, manufacturing error, eccentricity between the mating member 2 and the outer ring 4 are absorbed by the elastic deformation of the seal lip 10.
  • a radial lip is illustrated as the seal lip 10, it may be changed to an axial lip.
  • the axial lip is a seal sliding surface along the radial direction or a seal sliding surface having an acute angle gradient of less than 45 ° with respect to the radial direction and a sealing lip that exhibits a sealing action. It has an axial allowance in between.
  • the seal lip 10 has a plurality of protrusions 11 arranged at predetermined intervals in the circumferential direction, and a solid portion 12 continuous over the entire circumference.
  • the protrusion 11 extends long in the direction orthogonal to the circumferential direction on the surface portion of the seal lip 10 facing the seal sliding surface 7 (the surface facing the inner diameter side in the figure).
  • the protrusion 11 forms a wedge-shaped gap with the seal sliding surface 7.
  • the wedge-shaped gap refers to a gap that gradually narrows in the radial direction toward the projection 11 in the circumferential direction.
  • the surface of the protrusion 11 has a circular arc shape in a cross section along the circumferential direction.
  • the cross section along the circumferential direction of the protrusion 11 refers to a cross section of the protrusion 11 when the protrusion 11 is cut by a virtual plane orthogonal to the seal sliding surface 7 and extending along the circumferential direction.
  • the aforementioned arc-shaped radius R is, for example, 0.4 mm or more and less than 9.0 mm (preferably 0.4 mm or more and 6.0 mm or less, more preferably 0.4 mm or more and 3.0 mm).
  • 9.0 mm preferably 0.4 mm or more and 6.0 mm or less, more preferably 0.4 mm or more and 3.0 mm.
  • the protrusion 11 has a height H toward the seal sliding surface 7 of the mating member 2.
  • the height H of the protrusion 11 refers to a height in a direction perpendicular to the seal sliding surface 7 in a cross section along the circumferential direction. Since the seal sliding surface 7 has the above-described cylindrical surface shape, the direction perpendicular thereto corresponds to the radial direction, and the height H of the protrusion 11 corresponds to the specific height in the radial direction from the solid portion 12. .
  • Each protrusion 11 is a location that defines a tightening allowance for the seal sliding surface 7.
  • the height H of the protrusion 11 is smaller than the radius R of the protrusion 11, for example, 0.01 mm or more and less than 0.10 mm (preferably 0.01 mm or more and 0.08 mm or less, more preferably 0.01 mm or more, 0 .05 mm or less).
  • the protrusions 11 are arranged at regular intervals in the circumferential direction, and are distributed on the seal lip 10 with an even arrangement in the circumferential direction. That is, when considered around the central axis of the seal member 1, the plurality of protrusions 11 are arranged at a constant pitch angle.
  • interval can be set to 0.2 mm or more and 3.0 mm or less (preferably 0.2 mm or more, 1.5 mm or less), for example.
  • the solid portion 12 is continuous with the same cross-sectional structure around the entire circumference.
  • the solid part 12 includes a surface part 13 extending between the protrusions 11 adjacent in the circumferential direction.
  • the seal lip 10 is located between the adjacent protrusions 11 in the circumferential direction (that is, the cross section of the protrusion 11).
  • the portion facing the seal sliding surface 7 corresponds to the surface portion 13.
  • the seal lip 10 When the seal member 1 is attached, the seal lip 10 is in contact with the seal sliding surface 7 only by the protrusions 11, and between the surface portion 13 and the seal sliding surface 7, the bearing internal space 3 and the outside are in contact with each other.
  • a gap 14 is formed in communication with the gap.
  • the gap 14 is not larger than the height H of the protrusion 11, but is secured at a predetermined ratio or more with respect to the height H of the protrusion 11. That is, a positive gap 14 is provided between the surface portion 13 and the seal sliding surface 7.
  • the seal lip 10 When the seal lip 10 is elastically deformed as shown by the solid line in FIG. 3, the surface portion 13 gradually moves from the circumferential center 13a toward both sides in the circumferential direction as shown in FIG. It has a curved surface shape away from the moving surface 7. For this reason, the gap 14 is minimized between the circumferential center 13 a of the surface portion 13 and the seal sliding surface 7.
  • Each surface portion 13 of the seal lip 10 is elastically deformed into an even curved surface.
  • the seal member 1 can be in direct contact with the mating member 2 only by the plurality of protrusions 11 when the bearing with seal is stopped, and in direct contact with the seal sliding surface 7 at each surface portion 13. It has become a specification that can not be.
  • the center 13a in the circumferential direction of the surface portion 13 corresponds to a center position obtained by dividing the distance between the protrusions 11 adjacent in the circumferential direction into two equal parts in the circumferential direction.
  • the minimum value of the gap 14 corresponds to the shortest distance d between the surface portion 13 and the seal sliding surface 7.
  • each protrusion 11 of the seal lip 10 has an arc shape having a radius R of 0.4 mm or more and less than 9.0 mm in the cross section along the circumferential direction, the seal sliding surface 7 of the mating member 2 is formed by the protrusion 11.
  • the lubricating oil supplied from the outside passes between the seal lip 10 and the mating member 2 through the gap 14, so that the frictional heat between the seal lip 10 and the mating member 2 is dissipated. . Therefore, it is possible to extremely effectively suppress the temperature rise of this sealed bearing.
  • an analysis model corresponding to the embodiment was set, and the relationship between the minimum value of the gap 14 and the number of protrusions was analyzed by numerical analysis.
  • the relationship between the torque due to the shear resistance at the protrusion 11 and the torque due to the shear resistance at the surface portion 13 and the number of protrusions was analyzed by numerical analysis.
  • the height of the protrusion is 50 ⁇ m
  • the radius R of the protrusion is 1.0 mm
  • the lubricant is CVTF
  • the viscosity of the lubricant is 3.78e-03 Pa ⁇ s
  • the seal sliding surface with respect to the seal lip 10 7 is assumed to have a relative rotational speed of 2.51 m / s (1500 rpm), a sealing force of the seal lip 10 of 1 N, and a minimum oil film thickness between the surface portion 13 and the seal sliding surface 7 of 1 ⁇ m. .
  • the torque calculation requires a so-called soft EHL analysis in which the deformation of the rubber and the oil film pressure are coupled and solved, but in this seal, the amount of protrusion deformation at the protrusion 11 is small and the pressure flow at the surface portion 13 Therefore, in order to speed up the calculation, the torque at the protrusion 11 is obtained by hard EHL analysis, and the torque at the surface portion 13 is obtained by shear flow from deformation analysis using Marc (registered trademark of MSC Software Corporation). Considering. In the deformation analysis, the elastic deformation of the seal lip 10 due to the tightening force was obtained when the relative rotation was stopped, and the minimum value of the gap 14 was calculated. Each analysis was performed under the same conditions except that only the number of protrusions was changed.
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between the calculated minimum value of the gap 14 and the number of protrusions.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between the analyzed torque at the protrusion 11, torque at the surface portion 13, and the number of protrusions.
  • the items on the horizontal axis of the graphs shown in FIGS. 6 and 7 are the number of protrusions.
  • the item on the vertical axis of the graph shown in FIG. 6 is the ratio of the minimum value d of the gap 14 to the height H of the protrusion 11.
  • the item on the vertical axis of the graph shown in FIG. 7 is torque (10 ⁇ 2 Nm).
  • the minimum value d of the gap 14 is 0.8 times or more the height H of the protrusion 11 (d / H ⁇ 0.8), but the torque at the protrusion 11 is large, and the protrusion 11 It can be seen that the sum of the torque at and the torque at the surface portion 13 (that is, the seal torque of the entire seal lip 10) is large. The sum of the torques is minimized when the number of protrusions is 120. In this case, the minimum value d of the gap 14 is 0.12 times the height H of the protrusions 11 (d / H ⁇ 0.12). It is. A range of + 10% from the minimum value of the sum of the torques can be allowed because the sealing torque can be reduced.
  • the torque at the protrusion 11 is particularly suppressed until the number of protrusions is 150 (d / H ⁇ 0.5).
  • the number of protrusions in the example of FIG. 1 is set so that the minimum value d of the gap 14 is a positive value and is not more than 0.5 times the height H of the protrusion 11.
  • the minimum value d of the gap 14 is the protrusion 11 on the premise that the positive gap 14 is secured between the surface portion 13 of the seal lip 10 and the seal sliding surface 7. Since the height H is 0.7 times or less, when the seal member 1 and the mating member 2 are rotated relative to each other, the increase in the seal torque due to the shear resistance at each surface portion 13 of the seal lip 10 is prevented, and the number of protrusions is reduced. It is possible to suppress the increase in shear resistance at the protrusion 11. Thereby, reduction of the sealing torque in the whole sealing member 1 can be aimed at.
  • the shear resistance at the protrusion 11 can be particularly suppressed.
  • the height H of the protrusion 11 is 0.01 mm or more, it is possible to effectively generate the wedge effect under the general use conditions of the bearing. Further, it is possible to reliably form the protrusion 11 when the seal lip 10 is manufactured with a mold, and the height H of the protrusion 11 is less than 0.10 mm (preferably 0.08 mm or less, more preferably Therefore, it is possible to effectively prevent foreign matter that adversely affects the bearing life from entering the bearing internal space 3.
  • the life ratio of the rolling bearing (ratio of the actual life to the calculated life) is a value that can sufficiently withstand practical use in the transmission of an automobile. (For example, about 7 to 10 times). Therefore, particularly when the height H of the protrusion 11 is 0.01 mm or more and less than 0.10 mm (preferably 0.01 mm or more and 0.08 mm or less, more preferably 0.01 mm or more and 0.05 mm or less).
  • the bearing sealing performance can be ensured in practical use in automobile transmissions.
  • this bearing with a seal is suitable as a rolling bearing for supporting the rotating shaft of an automobile transmission.
  • An example is shown in FIG.
  • the illustrated transmission is a multi-stage transmission in which the gear ratio is changed stepwise, and the above-described embodiment is used as the bearing 100 with a seal that rotatably supports the rotation shaft (for example, the input shaft S1 and the output shaft S2). It has one that falls under either.
  • 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.
  • 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 a differential gear or the like.
  • Each of the input shaft S1 and the output shaft S2 is rotatably supported by a bearing 100 with a seal.
  • the transmission was splashed or injected by splashing of lubricating oil (for example, transmission oil) accompanying rotation of the gear or by injection of lubricating oil from a nozzle provided inside the housing H. Lubricating oil is applied to the side surface of each bearing 100 with seal.
  • the inner ring rotating type bearing has been described as an example.
  • the present invention is applied to an outer ring rotating type bearing (a bearing in which the seal member is fixed to the inner ring and the counterpart member is on the outer ring side). It is also possible.
  • the seal member is provided on both sides of the bearing internal space.
  • the seal member may be provided only on one side of the bearing internal space.

Abstract

シールリップ（１０）のうちの周方向に隣り合う突起（１１）間に亘る表面部（１３）と、相手部材（２）のシール摺動面（７）との間に、正の値の隙間（１４）を設け、表面部（１３）の周方向中央（１３ａ）とシール摺動面（７）との間での隙間（１４）の値（ｄ）を、突起（１１）の高さ（Ｈ）の０．７倍以下としたオイルシール及びシール付軸受である。

Description

オイルシール及びシール付軸受
　この発明は、潤滑油中の異物が装置の内部空間へ侵入することを防ぐために用いられるオイルシール、及びそのオイルシール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ヤの摩耗粉等の異物が混在する。トランスミッションの回転軸を回転可能に支持する転がり軸受として、オイルシールを備えるシール付軸受を採用することにより、軸受の内部空間への異物侵入を防ぎ、軸受の早期破損を防止するようにしている。
　このようなオイルシールとして、ゴム材で形成されたシールリップを有するシール部材と、シール部材に対して周方向に相対回転する相手部材とを備えるものが利用されている。相手部材は、例えば軌道輪、スリンガ等であり、シールリップを摺接させるシール摺動面を有する。シール部材と相手部材との間に偏心がある場合でもシールリップがシール摺動面に十分に追従できるようにするため、シールリップと、相手部材のシール摺動面との間に締め代を設定することが一般的である。シール部材と相手部材を所定に配置すると、その締め代により、シールリップが、相手部材のシール摺動面を緊迫する。このため、シール部材と相手部材との間の相対回転時、シール摺動面に摺接するシールリップの引き摺り抵抗（シールトルク）が生じる。また、その摺接の摩擦は、温度上昇の原因になる。この温度上昇が進むと、内部空間と外部との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。
　これに対し、シールリップと相手部材のシール摺動面間を流体潤滑状態にすることが提案されている（下記特許文献１）。特許文献１で開示されたシール部材は、周方向に所定間隔で並ぶ多数の突起が形成されたシールリップを有する。突起は、相手部材のシール摺動面との間にくさび状の隙間を形成する。相手部材がシール部材に対して相対的に所定速度以上で回転しているとき、そのくさび状の隙間に潤滑油が引き摺り込まれ、くさび効果によって油膜形成が促進され、各突起が、相手部材のシール摺動面と流体潤滑状態で摺接する。このため、シールリップとシール摺動面とが完全に分離される。
　ここで、流体潤滑状態は、流体力学的な原理によって潤滑油の流体膜を二面間に形成し、摩擦面の直接接触が生じていない状態のことをいう。二面間の最小油膜厚さが二乗平均粗さと比較して大きい、一般に三倍以上である場合に流体潤滑状態であるとみなすことができる。シールリップと相手部材のシール摺動面との間が流体潤滑状態になると、摺動抵抗がほぼゼロになるため、シールトルクを極めて軽減することが可能であり、従来のオイルシールでは不可能だった高周速での使用が可能となる。また、突起の高さ設定により、所定以上の粒径の異物が突起間の隙間を通過できないようにして、装置の内部空間への侵入を防ぐことも可能である。
国際公開第ＷＯ２０１６／１４３７８６号
　しかしながら、特許文献１のようなシールリップでは、周方向に隣り合う突起間に亘る表面部が、前述の締め代に起因する緊迫力によって、シール摺動面側へ曲がった曲面状に弾性変形する。このため、その表面部とシール摺動面との間に設けられた正の隙間は、突起の高さよりも小さくなる。これは、シールトルクの上昇を招く原因になる。
　また、周方向に隣り合う突起間の距離が長い程（すなわち、シールリップの一周において周方向に並ぶ突起の数である突起数が少ない程）、また、前述の緊迫力（すなわち締め代）が大きい程、また、突起の高さが低い程、前述の表面部の弾性変形が大きくなるので、シールトルクの上昇が大きくなる。一方、表面部の弾性変形を小さくするために突起数を多くすると、これら突起での粘性抵抗が増加し、シールトルクが上昇する。つまり、シールトルクの低減のためには、シール部材の剛性、緊迫力、突起の高さ、突起数等の仕様を最適に決定することが必要である。
　ところが、実際の設計においては、シール部材に要求される耐熱性、シール性、コスト等により、シール部材の剛性、緊迫力、及び突起の高さが決定されることが多く、これら剛性等を低トルク化のために好ましい仕様とすることに限界がある。
　上述の背景に鑑み、この発明が解決しようとする課題は、シール部材のシールリップに形成された複数の突起でシールリップと相手部材との間を流体潤滑状態にすることが可能なオイルシールにおいて、突起数を抑えてシールトルクの低減を図ることにある。
　上記の課題を達成するため、この発明は、ゴム材で形成されたシールリップを有するシール部材と、前記シール部材に対して周方向に相対回転する相手部材とを備え、前記相手部材に形成されたシール摺動面と、前記シールリップとの間に締め代が設定されており、
　前記シールリップは、前記シール摺動面と流体潤滑状態で摺接する複数の突起を周方向に所定間隔で有し、前記シールリップのうちの周方向に隣り合う前記突起間に亘る表面部と、前記相手部材の前記シール摺動面との間に、正の値の隙間が設けられているオイルシールにおいて、前記表面部の周方向中央と前記シール摺動面との間での前記隙間の値が、前記突起の高さの０．７倍以下である構成を採用した。
　周方向に隣り合う突起間に亘る表面部のうち、締め代に基づく緊迫力によって、シール摺動面との距離が最小となるのは、当該表面部の周方向中央のところである。その表面部の周方向中央とシール摺動面との間に正の隙間が設けられているので、その表面部とシール摺動面は、これらの相対回転停止時、直接に接触しない。このように、その表面部とシール摺動面との間に正の隙間が確保されていれば、これらの相対回転時、当該表面部でのせん断抵抗によるシールトルクの増加を防ぐことができる。突起数を多くすれば、その隙間の値が大きくなり、シールリップの各表面部でのシールトルクは低下するが、突起でのせん断抵抗が増加する。その隙間の値が突起の高さの０．７倍以下であれば、突起数を抑えて、突起でのせん断抵抗の増加も抑えることができる。
　好ましくは、前記表面部の周方向中央と前記シール摺動面との間での前記隙間の値が、前記突起の高さの０．５倍以下であるとよい。このようにすると、突起でのせん断抵抗を特に抑えることができる。
　前記突起の高さが０．０１ｍｍ以上、０．１０ｍｍ未満であることが好ましい。このようにすると、シールリップの成形が困難にならず、突起とシール摺動面間のくさび効果でシールリップとシール摺動面間の流体潤滑を実現することができ、軸受寿命に悪影響を及ぼすような異物が軸受内部空間に侵入するのを効果的に防止することができる。
　この発明に係るオイルシールを備え、前記シール部材が、軸受内部空間と外部との間を区切るものとなっているシール付軸受は、軸受の内部空間への異物侵入をシール部材で防止しつつ、シールトルクの著しい低減によって軸受回転トルクの低減されたものとなる。このため、このシール付軸受は、自動車のトランスミッションの回転軸を支持する用途に好適である。
　この発明は、上記構成の採用により、シール部材のシールリップに形成された複数の突起でシールリップと相手部材との間を流体潤滑状態にすることが可能なオイルシールにおいて、突起数を抑えてシールトルクの低減を図ることができる。
この発明の一例としての実施形態に係るオイルシールを図３中のＩ－Ｉ線の断面で流体潤滑状態を示す部分断面図 図１のオイルシールを備えるシール付軸受を示す断面図 図１のＩＩＩ－ＩＩＩ線の断面を示す部分拡大断面図 図１から突起数を減らした変更例を示す部分断面図 図４からさらに突起数を減らした変更例を示す部分断面図 実施形態に係る隙間の最小値と突起数の関係を示すグラフ 実施形態に係るシールトルクと突起数の関係を示すグラフ 図２の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
　以下、この発明に係る実施形態を添付図面に基づいて説明する。この実施形態は、オイルシールを備えるシール付軸受の一例である。このオイルシールは、図２に示すように、シール部材１と、シール部材１に対して周方向に相対的に回転する相手部材２とを備える。
　このシール付軸受は、内輪からなる相手部材２と、相手部材２との間に環状の軸受内部空間３を形成する外輪４と、相手部材２の軌道と外輪４の軌道間に介在する所定数の転動体５とを備える。
　シール部材１は、軸受内部空間３と外部（軸受周辺）との間を区切るものとなっている。
　相手部材２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、ディファレンシャル、等速ジョイント、プロペラシャフト、ターボチャージャ、工作機械、風力発電機、又はホイール軸受の回転部として設けられる。外輪４は、ハウジング、ギヤ等、回転軸からの荷重を負荷させる部材（図示省略）に取り付けられる。このシール付軸受は、回転軸を回転可能に支持する。
　このシール付軸受には、はねかけ、オイルバス等の適宜の手段により、外部から潤滑油が供給される。シール部材１を境界とした外部側には、ギヤの摩耗粉、クラッチの摩耗粉、微小砕石等、軸受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、このシール付軸受付近に到達し得る。シール部材１は、外部から軸受内部空間３への異物侵入を防止する。
　以下、シール部材１の中心軸（図示省略）に沿った方向を「軸方向」という。軸方向は、図２中左右方向に相当する。また、軸方向に対して直角な方向を「半径方向」という。径方向は、図２中上下方向に相当する。また、その中心軸回りの円周方向を「周方向」という。相手部材２の中心軸は、設計上、シール部材１の中心軸と同軸に設定されている。
　外輪４の内周の端部にシール溝６が形成されている。相手部材２の外周には、周方向に沿うシール摺動面７が形成されている。シール部材１の外周縁がシール溝６に圧入されることにより、シール部材１が外輪４に取り付けられる。このシール付軸受の運転時、相手部材２がシール部材１に対して相対的に回転し、シール部材１と相手部材２との間は、潤滑油によって潤滑される。
　シール摺動面７は、円筒面状になっている。シール摺動面７の最大高さ粗さＲｚは、２．５μｍ以下（好ましくは、１μｍ未満）になっている。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。
　シール部材１は、金属板によって形成された環状の芯金８と、芯金８に付着しているゴム材９とを有する。シール部材１の全体は、芯金８とゴム材９とで構成されている。芯金８は、周方向全周に連続する円環板状になっている。芯金８の材料は、ゴム材９の剛性よりも高剛性の金属からなる。例えば、プレス加工に好適な芯金８の材料として、鋼板が挙げられる。ゴム材９は、芯金８に加硫接着されている。ゴム材９の種類は特に問わないが、例えば、ニトリルゴム、フッ素ゴム等が挙げられる。
　シール部材１は、ゴム材９により形成されたシールリップ１０を有する。シールリップ１０は、芯金８の縁部８ａからシール摺動面７側に延びるゴム材９の一部分からなる。なお、芯金８の縁部８ａは、芯金８の内径又は外径のうち、シール摺動面７に近い方の径寸を規定する芯金８の内周縁又は外周縁である。
　シールリップ１０は、ラジアルリップになっている。ここで、ラジアルリップとは、シール摺動面７のような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半径方向の締め代をもったもののことをいう。
　図３に、シール部材１が外輪４に取り付けられて相手部材２と同軸に配置された状態のときのシールリップ１０付近の半径方向に沿った断面を実線で示し、シール部材１を外輪４に取り付ける前の状態（シール部材１が外力によって製造時の形状から変形していない自然状態に相当）で同断面を視たときのシールリップ１０付近の外形を二点鎖線で示す。同図に示すように、自然状態のシール部材１を外輪４に取り付けると、シールリップ１０は、シール摺動面７に対する締め代δにより、シール摺動面７に押し付けられる。このため、シールリップ１０は、撓むように弾性変形し、シール摺動面７を半径方向に緊迫する力（緊迫力）を生じる。シール部材１の取り付け誤差、製造誤差、相手部材２と外輪４間の偏心等は、シールリップ１０の弾性変形によって吸収される。
　シールリップ１０としてラジアルリップを例示したが、アキシアルリップに変更してもよい。アキシアルリップとは、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。
　シールリップ１０は、図１、図３に示すように、周方向に所定間隔で並ぶ複数の突起１１と、周方向全周に連続する中実部１２とを有する。
　突起１１は、シールリップ１０のうち、シール摺動面７と対向する表面部分（図では内径側を向く面）において、周方向に対して直交する方向に長く延びている。
　突起１１は、シール摺動面７との間にくさび状の隙間を形成する。ここで、くさび状の隙間とは、周方向に当該突起１１側に向かって次第に半径方向に狭くなる隙間のことをいう。突起１１の表面は、周方向に沿った断面で円弧状になる形状とされている。ここで、突起１１の周方向に沿った断面とは、シール摺動面７に直交しかつ周方向に沿って延びる仮想面で突起１１を切断したときの突起１１の断面のことをいう。この断面形状において、前述の円弧状の半径Ｒは、例えば、０．４ｍｍ以上、９．０ｍｍ未満（好ましくは０．４ｍｍ以上、６．０ｍｍ以下、より好ましくは、０．４ｍｍ以上、３．０ｍｍ以下）に設定することができる。
　突起１１は、相手部材２のシール摺動面７に向かって高さＨをもっている。ここで、突起１１の高さＨは、周方向に沿った断面において、シール摺動面７に対して直角な方向での高さのことをいう。シール摺動面７が前述の円筒面状なので、これに対して直角な方向は、半径方向に相当し、突起１１の高さＨは、中実部１２からの半径方向の比高に相当する。各突起１１は、シール摺動面７に対する締め代を規定する箇所となる。
　突起１１の高さＨは、突起１１の半径Ｒよりも小さく、例えば、０．０１ｍｍ以上、０．１０ｍｍ未満（好ましくは０．０１ｍｍ以上、０．０８ｍｍ以下、より好ましくは０．０１ｍｍ以上、０．０５ｍｍ以下）に設定することができる。
　突起１１は、周方向に一定の間隔で並んでおり、周方向に均等な配置でシールリップ１０に分布している。すなわち、シール部材１の中心軸回りで考えたとき、複数の突起１１は、一定のピッチ角度で配置されている。その間隔は、例えば、０．２ｍｍ以上、３．０ｍｍ以下（好ましくは０．２ｍｍ以上、１．５ｍｍ以下）に設定することができる。
　中実部１２は、周方向全周に同一断面構造をもって連続している。中実部１２は、周方向に隣り合う突起１１間に亘る表面部１３を含む。シール部材１の中心軸を一辺とした任意の仮想アキシアル平面でシールリップ１０を切断した断面を考えたとき、シールリップ１０のうち、周方向に隣り合う突起１１間にあって（すなわち、突起１１の断面を含まない周方向領域にあって）、シール摺動面７と対面する部分が、表面部１３に相当する。
　シール部材１の取り付けの際、シールリップ１０は、各突起１１のみでシール摺動面７と接触し、表面部１３とシール摺動面７との間には、軸受内部空間３と外部との間に亘って連通する隙間１４が形成される。隙間１４は、突起１１の高さＨよりも大きくならないが、突起１１の高さＨに対して所定の割合以上に確保される。すなわち、表面部１３とシール摺動面７との間には、正の値の隙間１４が設けられている。
　シール部材１が外輪４に取り付けられる前、シールリップ１０が図３中に二点鎖線で示す自然状態のとき、表面部１３は周方向に沿った状態にある。
　図３中に実線で示すようにシールリップ１０の弾性変形が生じている状態のとき、表面部１３は、図１に示すように、この周方向中央１３ａから周方向両側へ向かって次第にシール摺動面７から遠ざかる曲面状になっている。このため、隙間１４は、表面部１３の周方向中央１３ａと、シール摺動面７との間で最小となる。シールリップ１０の各表面部１３は、互いに均等な曲面状に弾性変形を生じている。このように、シール部材１は、このシール付軸受の停止時、複数の突起１１のみで相手部材２と直接に接触することができ、かつ各表面部１３においてシール摺動面７と直接に接触することができない仕様となっている。
　表面部１３の周方向中央１３ａは、周方向に隣り合う突起１１間の距離を周方向に二等分した中央位置に相当する。隙間１４の最小値は、その表面部１３とシール摺動面７との間における最短距離ｄに相当する。
　このシール付軸受の運転時、相手部材２がシール部材１に対して相対的に回転する（図１中にその回転方向を矢線Ａで示す）。その運転中に外部から供給される潤滑油（図１中に潤滑油をドット模様で示す。）は、隙間１４に入り込み、シールリップ１０と相手部材２との間を潤滑する。ここで、シールリップ１０の各突起１１が、周方向に沿った断面で０．４ｍｍ以上、９．０ｍｍ未満の半径Ｒをもつ円弧状なので、相手部材２のシール摺動面７が各突起１１に対して周方向に移動したときに、その各突起１１の表面に沿って、各突起１１と相手部材２の摺接部に効果的に潤滑油が引き摺り込まれる。このとき、くさび効果により油膜の形成が促進され、その相対回転速度が所定以上の場合、各突起１１と相手部材２との間の摺接部の潤滑状態が流体潤滑状態となり、シールトルクが飛躍的に低減する。勿論、このシール付軸受の停止時から相対回転時において、各表面部１３とシール摺動面７が直接に接触することはない。また、シールトルクが小さいため、シールリップ１０と相手部材２との間の摩擦熱が発生しにくい。さらに、外部から供給される潤滑油は、隙間１４を通って、シールリップ１０と相手部材２との間を通過することにより、シールリップ１０と相手部材２との間の摩擦熱が放熱される。そのため、このシール付軸受の温度上昇を極めて効果的に抑えることが可能である。
　一般に、流体潤滑状態の範囲内では、ストライベック線図を考えると、面積が小さく面圧が高い方が低トルクになる。つまり、潤滑油の突起１１でのせん断抵抗を抑えるには、シールリップ１０の一周において周方向に並ぶ突起１１の数である突起数は少ない方がよく、また、突起１１の円弧状の半径Ｒは小さい方がよい。
　しかしながら、突起数に関しては、図１例からの仕様変更で突起数を少なくする程、図４に示すように、突起１１間の距離が周方向に大きくなって表面部１３が緊迫力によって撓み易くなるので、表面部１３の周方向中央１３ａとシール摺動面７との間が狭くなる。突起数を少なくし過ぎると、図５に示すように、表面部１３の周方向中央１３ａとシール摺動面７との間に正の隙間１４を確保することができなくなる。
　そこで、実施形態に該当する解析モデルを設定し、隙間１４の最小値と突起数との関係を数値解析で分析した。また、その数値解析モデルにおいて、突起１１でのせん断抵抗によるトルク及び表面部１３でのせん断抵抗によるトルクの両トルクと、突起数との関係を数値解析で分析した。その解析モデルにおいては、突起の高さを５０μｍ、突起の半径Ｒを１．０ｍｍ、潤滑油をＣＶＴＦ、１２０℃　潤滑油の粘度を３．７８ｅ－０３Ｐａ・ｓ、シールリップ１０に対するシール摺動面７の相対回転の周速度を２．５１ｍ／ｓ（１５００ｒｐｍ）、シールリップ１０の緊迫力を１Ｎ、表面部１３とシール摺動面７との間の最小油膜厚さを１μｍと仮定している。トルクの算出では、ゴムの変形と油膜圧力を連成して解く所謂ソフトＥＨＬ解析が必要であるが、本シールでは、突起１１での突起変形量が小さいことと、表面部１３での圧力流れが小さいことから、計算の高速化のため、突起１１でのトルクはハードＥＨＬ解析で求め、表面部１３でのトルクは、Ｍａｒｃ（MSC Software Corporationの登録商標）を用いた変形解析よりせん断流れを考慮した。その変形解析では、前述の相対回転の停止時において緊迫力によるシールリップ１０の弾性変形を求め、隙間１４の最小値を算出した。突起数のみを様々に変化させ、それ以外は同一の条件で各解析を行った。それら解析結果を図６、図７に示す。図６は、算出した隙間１４の最小値と突起数との関係を示すグラフである。図７は、解析した突起１１でのトルクと、表面部１３でのトルクと、突起数との関係を示すグラフである。図６、図７に示すグラフの横軸の項目は、突起数である。図６に示すグラフの縦軸の項目は、突起１１の高さＨに対する隙間１４の最小値ｄの割合である。図７に示すグラフの縦軸の項目は、トルク（１０－２Ｎｍ）である。
　図６、図７のグラフを合わせて考えると（以下、適宜に図１を参照。）、突起数が１００以下の場合、表面部１３の周方向中央１３ａとシール摺動面７との間に隙間１４を確保できず（ｄ／Ｈ＝０．０）、表面部１３でのトルク、突起１１でのトルクが大きいことが分かる。突起数が１９０以上の場合、隙間１４の最小値ｄは突起１１の高さＨの０．８倍以上になるが（ｄ／Ｈ≧０．８）、突起１１でのトルクが大きく、突起１１でのトルクと表面部１３でのトルクの和（つまりシールリップ１０全体でのシールトルク）も大きいことが分かる。そのトルクの和が最小となるのは、突起数が１２０の場合であり、この場合、隙間１４の最小値ｄは突起１１の高さＨの０．１２倍（ｄ／Ｈ≧０．１２）である。そのトルクの和の最小値から＋１０％の範囲は、シールトルクの低減を図ることができるので、許容することができる。この許容範囲の上限となる突起数のとき、隙間１４の最小値ｄは突起１１の高さＨの０．７倍（ｄ／Ｈ＝０．７）である。特に、突起数が１５０（ｄ／Ｈ≦０．５）までは、突起１１でのトルクを特に抑えることが分かる。
　また、この解析モデルから突起１１の半径Ｒのみを０．２ｍｍに変更した場合についても同様に解析したところ、トルクの和が最小値となる突起数は２４０付近に変わるが、ｄ／Ｈで考えると、０．０＜ｄ／Ｈ≦０．７が最適化された範囲といえる結果が得られた。
　上述の解析結果を踏まえると、定性的には、０．０＜ｄ／Ｈ≦０．７の範囲に、シールトルクの低減を図る上で最適な突起数が存在すると考えられ、好ましくは、０．０＜ｄ／Ｈ≦０．５の範囲で特にシールトルクの低減を図ることができると考えられる。そこで、図１例の突起数は、隙間１４の最小値ｄが正の値であって、かつ突起１１の高さＨの０．５倍以下となるように設定されている。
　上述のように、このオイルシール及びシール付軸受は、シールリップ１０の表面部１３とシール摺動面７との間に正の隙間１４が確保される前提において隙間１４の最小値ｄが突起１１の高さＨの０．７倍以下であるので、シール部材１と相手部材２の相対回転時、シールリップ１０の各表面部１３でのせん断抵抗によるシールトルクの増加を防ぎつつ、突起数を抑えて、突起１１でのせん断抵抗の増加も抑えることができる。これにより、シール部材１の全体でのシールトルクの低減を図ることができる。
　また、このオイルシール及びシール付軸受は、隙間１４の最小値ｄが突起１１の高さＨの０．５倍以下であるので、突起１１でのせん断抵抗を特に抑えることができる。
　また、このオイルシール及びシール付軸受は、突起１１の高さＨが０．０１ｍｍ以上とされているので、一般的な軸受の使用条件において、効果的にくさび効果を発生させることが可能であり、また、金型でシールリップ１０を製造するときに確実に突起１１を形成することも可能であり、また、突起１１の高さＨが０．１０ｍｍ未満（好ましくは０．０８ｍｍ以下、より好ましくは０．０５ｍｍ以下）とされているので、軸受寿命に悪影響を及ぼすような異物が軸受内部空間３に侵入するのを効果的に防止することも可能である。
　また、軸受内部空間３の潤滑油に含まれる異物の粒径が５０μｍ以下であれば、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。したがって、突起１１の高さＨを０．０１ｍｍ以上、０．１０ｍｍ未満（好ましくは０．０１ｍｍ以上、０．０８ｍｍ以下、より好ましくは０．０１ｍｍ以上、０．０５ｍｍ以下）としたときに、特に、自動車のトランスミッションでの実用において、軸受のシール性能を確保することができる。
　したがって、このシール付軸受は、自動車のトランスミッションの回転軸を支持する転がり軸受として好適である。その一例を図８に示す。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、その回転軸（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１００として、上述の実施形態のいずれかに該当するものを備えている。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ヤ列Ｇ１～Ｇ４と、各ギヤ列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ヤ列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の回転は出力ギヤＧ５に出力され、その出力ギヤ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１００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、ギヤの回転に伴う潤滑油（例えば、トランスミッションオイル）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１００の側面にかかるようになっている。
　上述の実施形態では、内輪回転型の軸受を例に挙げて説明したが、この発明は、外輪回転型の軸受（シール部材が内輪に固定され、相手部材が外輪側となる軸受）に適用することも可能である。
　また、上述の実施形態では、転動体として玉を使用する形式の軸受を例に挙げて説明したが、この発明は、円筒ころまたは円すいころを転動体として使用する形式の軸受に適用してもよい。
　また、上述の実施形態では、軸受内部空間の両側にシール部材を設けた例で説明したが、シール部材は、軸受内部空間の片側にのみ設けるようにしてもよい。
　今回開示された実施形態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。
１　シール部材
２　相手部材
３　軸受内部空間
４　外輪
５　転動体
７　シール摺動面
８　芯金
９　ゴム材
１０　シールリップ
１１　突起
１２　中実部
１３　表面部
１３ａ　周方向中央
１４　隙間
１００　シール付軸受
Ｓ１　入力軸（回転軸）
Ｓ２　出力軸（回転軸）

Claims (5)

  1. 　ゴム材で形成されたシールリップを有するシール部材と、前記シール部材に対して周方向に相対回転する相手部材とを備え、
    　前記相手部材に形成されたシール摺動面と、前記シールリップとの間に締め代が設定されており、
    　前記シールリップは、前記シール摺動面と流体潤滑状態で摺接する複数の突起を周方向に所定間隔で有し、
    　前記シールリップのうちの周方向に隣り合う前記突起間に亘る表面部と、前記相手部材の前記シール摺動面との間に、正の値の隙間が設けられているオイルシールにおいて、
    　前記表面部の周方向中央と前記シール摺動面との間での前記隙間の値が、前記突起の高さの０．７倍以下であることを特徴とするオイルシール。
  2. 　前記表面部の周方向中央と前記シール摺動面との間での前記隙間の値が、前記突起の高さの０．５倍以下である請求項１に記載のオイルシール。
  3. 　前記突起の高さが０．０１ｍｍ以上、０．１０ｍｍ未満である請求項１又は２に記載のオイルシール。
  4. 　請求項１から３のいずれか１項に記載のオイルシールを備え、前記シール部材が、軸受内部空間と外部との間を区切るものとなっているシール付軸受。
  5. 　自動車のトランスミッションの回転軸を支持する請求項４に記載のシール付軸受。
PCT/JP2018/007988 2017-03-03 2018-03-02 オイルシール及びシール付軸受 WO2018159809A1 (ja)

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