WO2020032086A1 - メカニカルシール - Google Patents

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WO2020032086A1
WO2020032086A1 PCT/JP2019/031066 JP2019031066W WO2020032086A1 WO 2020032086 A1 WO2020032086 A1 WO 2020032086A1 JP 2019031066 W JP2019031066 W JP 2019031066W WO 2020032086 A1 WO2020032086 A1 WO 2020032086A1
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WO
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fluid
mechanical seal
sealing ring
groove
dynamic pressure
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Application number
PCT/JP2019/031066
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English (en)
French (fr)
Inventor
壮敏 板谷
一光 香取
猛 細江
Original Assignee
イーグル工業株式会社
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Publication date
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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
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
    • F16J15/34—Sealings between relatively-moving surfaces with slip-ring pressed against a more or less radial face on one member

Definitions

  • the present invention relates to a mechanical seal for sealing a rotary shaft.
  • Some of such mechanical seals are used for components that rotate using exhaust gas or high-pressure fluid such as those described above.
  • a turbocharger in which an output is improved by rotating a turbine using exhaust gas discharged from an engine of an automobile or the like and supercharging the engine with air compressed by a compressor.
  • the bearings supporting the rotating shaft are lubricated with a lubricating fluid such as lubricating oil, and a mechanical seal is used to seal the lubricating fluid between the rotating shaft and the housing.
  • a lubricating fluid such as lubricating oil
  • a mechanical seal disclosed in Patent Literature 1 is provided on a turbine side of a rotating shaft in a turbocharger, that is, on a high temperature side, and is discharged from an engine inside and outside a sliding surface of a fixed sealing ring and a sliding surface of a rotating sealing ring.
  • Exhaust gas, which is a high-pressure fluid, and a lubricating fluid are sealed.
  • a spring is used as a means for biasing a rotary seal ring toward a fixed seal ring. Because of the high temperature of the exhaust gas, the spring deteriorates due to the heat, and the urging force for urging the rotary seal ring toward the fixed seal ring cannot be maintained. There is a possibility that it can not be prevented.
  • the present invention has been made in view of such a problem, and an object of the present invention is to provide a mechanical seal capable of maintaining an effect of preventing a high-pressure fluid from entering a lubricating fluid side.
  • the mechanical seal of the present invention is: In a mechanical seal that seals a lubricating fluid and a high-pressure fluid by a fixed sealing ring fixed to the housing and a rotating sealing ring provided on the high temperature side of the rotating shaft and rotating with the rotating shaft,
  • the rotating seal ring on the high temperature side is directed toward the fixed sealing ring by an urging means arranged on the low temperature side for urging the sealing rings of the mechanical seal provided on the low temperature side of the rotating shaft so as to approach each other. It is biased in the axial direction.
  • the urging force of the urging means disposed on the low-temperature side is used. Therefore, there is no need to arrange a spring that can withstand high temperatures on the high temperature side. Therefore, the urging force for urging the rotary seal ring toward the fixed seal ring can be maintained, and the intrusion of the high-pressure fluid into the lubricating fluid side can be effectively prevented. Further, the urging means is common to the mechanical seal on the high temperature side and the mechanical seal on the low temperature side, so that the structure can be simplified.
  • the fixed sealing ring is provided with a fluid introduction path that opens toward a sliding surface of the fixed sealing ring
  • One of the sliding surface of the fixed sealing ring and the sliding surface of the rotating sealing ring has a supply groove communicating with the opening of the fluid introduction passage and extending in the circumferential direction, and a supply groove extending from the supply groove to the high-pressure fluid side.
  • An extended dynamic pressure generating groove is formed.
  • the depth of the supply groove is formed deeper than the dynamic pressure generation groove. According to this, at the time of high-speed rotation of the rotating shaft, even if the internal differential pressure between the supply groove and the dynamic pressure generation groove increases, the fluid introduced from the fluid introduction path remains abundantly on the bottom side of the supply groove. Fluid can be stably supplied to the dynamic pressure generating groove for ease of use.
  • the fluid introduction path, the supply groove, and the dynamic pressure generation groove are formed in the fixed sealing ring. According to this, since the fluid introduction path, the supply groove, and the dynamic pressure generation groove are collectively formed in the stationary seal ring, the manufacture of the mechanical seal is facilitated.
  • the supply groove is formed in an annular shape. According to this, between the sliding surfaces, the fluid introduced from the fluid introduction path is easily supplied in the circumferential direction by the supply groove, and the high-pressure fluid does not easily enter the lubricating fluid side.
  • a dynamic pressure generating groove extending from the supply groove toward the lubricating fluid is formed.
  • the fluid film is formed by the fluid between the sliding surfaces on the high-pressure fluid side and the lubricating fluid side with respect to the supply groove, leakage of the lubricating fluid to the high-pressure fluid side is prevented, and the lubricating fluid side is formed. It is possible to prevent the high-pressure fluid from intruding into the fluid.
  • the sum of the dynamic pressures generated by the dynamic pressure generating grooves extending toward the high-pressure fluid is greater than the sum of the dynamic pressures generated by the dynamic pressure generating grooves extending toward the lubricating fluid. According to this, the leakage of the lubricating fluid to the high-pressure fluid side can be prevented, and the intrusion of the high-pressure fluid to the lubricating fluid side can be reliably prevented.
  • a fluid introduction groove is formed on the lubricating fluid side relative to the dynamic pressure generating groove extending on the lubricating fluid side. According to this, since the dynamic pressure generating groove and the fluid introduction groove extending to the lubricating fluid side are formed so as not to overlap in the radial direction, leakage of the lubricating fluid to the high pressure fluid side is prevented, and the fluid introduction groove is formed. Thereby, a lubricating fluid can be introduced between the sliding surfaces to improve the lubricity.
  • air is introduced from the fluid introduction path. According to this, not only can air be easily used as the introduction fluid, but even if the air introduced from the fluid introduction path mixes with the lubricating fluid, the influence of contamination or the like is unlikely to occur.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view illustrating a structure of a turbocharger using a mechanical seal according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view illustrating a structure of a mechanical seal according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a view of the rotary seal ring in the first embodiment viewed from a sliding surface side.
  • FIG. 3 is a view of the stationary sealing ring in the first embodiment as viewed from a sliding surface side. It is the figure which looked at from the sliding surface side which shows the modification 1 of a fixed sealing ring. It is the figure which looked at from the sliding surface side which shows the modification 2 of a fixed sealing ring. It is the figure seen from the sliding surface side which shows the modification 3 of a fixed sealing ring.
  • FIG. 9 is an enlarged cross-sectional view illustrating a structure of a mechanical seal according to a second embodiment.
  • FIG. 9 is a view of a rotary seal ring according to a second embodiment as
  • the mechanical seal 1 of the present invention is incorporated in a turbocharger T used for an engine (not shown) of an automobile or the like, and seals a lubricating oil L as a lubricating fluid and an exhaust gas G as a high-pressure fluid (see FIG. 2). ).
  • the high-pressure fluid is a fluid having a higher pressure than the lubricating fluid.
  • a turbocharger T includes a turbine wheel 110 that rotates by receiving a flow of exhaust gas G of an engine of an automobile or the like, a shaft 100 as a rotating shaft that transmits rotation of the turbine wheel 110, A compressor wheel 120 that rotates together with 100 and is taken in from the outside and compresses air A drawn into the engine; a housing 130 that forms a flow path of exhaust gas G and air A around the turbine wheel 110 and the compressor wheel 120; It is mainly composed of
  • the housing 130 has a substantially cylindrical center housing 131 in which a shaft hole 131a into which the shaft 100 is inserted, a turbine housing 132 joined to an axial left end of the center housing 131, and an axial right end of the center housing 131. And a compressor housing 133 joined to the portion.
  • the turbine housing 132 and the compressor housing 133 are joined to both ends of the center housing 131 in the axial direction, so that scroll portions 132a and 133a for guiding exhaust gas G or air A are formed on the outer peripheral side. .
  • the turbine wheel 110 is fixed to the shaft 100 at the left end in the axial direction, and the compressor wheel 120 is fixed to the right end in the axial direction.
  • the shaft 100 is rotatably and axially movable with respect to the center housing 131 by a pair of journal bearings 140 provided in the center housing 131 so as to be axially separated from the shaft hole 131a.
  • a thrust bearing 141 is fixed to the axial right end of the shaft 100.
  • the thrust bearing 141 contacts the left end in the axial direction of the disk-shaped thrust plate 142 fixed to the center housing 131 only when the shaft 100 moves to the compressor wheel 120 on the right side in the axial direction. This prevents overcompression of the mechanical seal 2 on the compressor wheel 120 side described later without obstructing rotation of the mechanical seal 2.
  • a mechanical seal 1 on the turbine wheel 110 side that is, a high temperature side (hereinafter, may be simply referred to as the mechanical seal 1)
  • a mechanical seal 2 on the wheel 120 side that is, a low-temperature side (hereinafter, may be simply referred to as the mechanical seal 2) is provided.
  • the turbocharger T seals the lubricating oil L that lubricates the pair of journal bearings 140 and the thrust bearing 141 that support the shaft 100 in the center housing 131 with the mechanical seals 1 and 2, and seals the mechanical seal 1.
  • Exhaust gas G of an engine that rotates the turbine wheel 110 is sealed on the turbine housing 132 side with the air seal A interposed therebetween, and air A is sealed on the compressor housing 133 side with the mechanical seal 2 interposed therebetween.
  • the mechanical seals 1 and 2 are of an inside / static type that seals leakage of the lubricating oil L from the outer periphery to the inner periphery.
  • the lubricating oil L also functions as a cooling medium for cooling the turbocharger T.
  • the mechanical seal 1 mainly includes an annular rotary seal ring 21 fixed to the shaft 100 and an annular fixed seal ring 31 fixed to the center housing 131.
  • an annular rotary seal ring 21 fixed to the shaft 100 By sliding the sliding surface 21a of the rotary sealing ring 21 and the sliding surface 31a of the fixed sealing ring 31 in close contact with each other, the gap between the center housing 131 and the shaft 100 can be sealed.
  • the rotary seal ring 21 is axially urged toward the fixed seal ring 31 together with the shaft 100 by the urging force of the spring 50 (see FIG. 1) constituting the mechanical seal 2 and the pressure of the air A in the compressor housing 133. I have. According to this, in forming the mechanical seal 1 for preventing the intrusion of the high-pressure fluid on the rotating shaft side on the turbine wheel 110 side that takes in the high-pressure exhaust gas discharged from the engine, it is rotationally sealed toward the stationary sealing ring 31. Since the urging force of the spring 50 as the urging means of the mechanical seal 2 on the compressor wheel 120 side is used as the means for urging the ring 21, there is no need to arrange a spring capable of withstanding exhaust gas on the turbine wheel 110 side. .
  • the urging force for urging the rotary seal ring 21 toward the stationary seal ring 31 can be maintained, and the intrusion of the high-pressure fluid into the lubricating fluid side can be effectively prevented.
  • the urging means of the mechanical seal 2 is not limited to a spring, but may be, for example, a rubber bellows.
  • the rotary seal ring 21 and the stationary seal ring 31 are typically formed of a combination of metals or a combination of a metal (hard material) and carbon (soft material).
  • the present invention is not limited to this. Any material that is used as a moving material is applicable.
  • carbon resin-molded carbon, sintered carbon, etc. can be used, including carbon in which carbonaceous material and graphite material are mixed.
  • metal materials, resin materials, surface modifying materials (coating materials), composite materials, and the like are also applicable.
  • the rotary seal ring 21 has a sliding surface 21a formed at the left end in the axial direction.
  • the sliding surface 21a is configured as a flat surface.
  • the sliding surface 21a indicates a substantial sliding portion between the stationary sealing ring 31 and the sliding surface 31a.
  • a plurality of fluid introduction grooves 14 are formed on the sliding surface 21 a side of the rotary seal ring 21 so as to be spaced apart in the circumferential direction.
  • the fluid introduction groove 14 opens on the outer diameter side of the rotary seal ring 21, that is, on the lubricating oil L side, and on the sliding surface 21 a side, and spirals toward the inner diameter side.
  • a dynamic pressure is generated on the tip side of the fluid introduction groove 14, that is, on the inner diameter side, and the dynamic pressure functions to draw the lubricating oil L into the fluid introduction groove 14. .
  • the fluid introduction groove 14 is arranged such that the tip thereof overlaps the sliding surface 31 a of the stationary sealing ring 31, and introduces the lubricating oil L between the rotating sealing ring 21 and the sliding surfaces 21 a, 31 a of the stationary sealing ring 31.
  • the lubricity between the sliding surfaces 21a and 31a is enhanced.
  • the fixed sealing ring 31 has a base 31 b having a sliding surface 31 a formed at the right end in the axial direction, and has a larger diameter than the base 31 b extending in the outer diameter direction from the left end in the axial direction of the base 31 b. And a mounting step 31b formed at the left end in the axial direction of the axial hole 131a of the center housing 131, and is fixed in a state of being in contact with the mounting step 131b. I have.
  • a through hole 131d is provided on an inner peripheral surface 131c that comes into contact with the outer peripheral surface of the mounting portion 31c of the stationary seal ring 31 so that air F can be introduced through the center housing 131.
  • the air F introduced into the through-hole 131d is the outside air that is cleaned and introduced from the outside of the turbocharger T through a filter (not shown) or the like. It has a low content and is unlikely to affect contamination and the like even when mixed with the lubricating oil L.
  • the fluid passage 10 is formed in the stationary seal ring 31 so as to penetrate the stationary seal ring 31 in an L-shape in cross section from the outer peripheral surface of the mounting portion 31c to the sliding surface 31a side.
  • the fluid introduction path 10 has an opening 10a on the inlet side opened to the outer peripheral surface of the mounting portion 31c and communicates with the through hole 131d of the center housing 131, and an opening 10b on the exit side as an opening of the fluid introduction path. It is open to the sliding surface 31a side.
  • only one opening 10b is formed at the bottom of a supply groove 11 described later on the sliding surface 31a (see FIG. 4).
  • the fixed sealing ring 31 has an annular supply groove 11 formed substantially at the center in the radial direction of the sliding surface 31 a, and an inner circumferential side from the supply groove 11, that is, a high pressure fluid side. It has a plurality of dynamic pressure generating grooves 12A extending toward the high-pressure exhaust gas G side, and a plurality of dynamic pressure generating grooves 12B extending from the supply groove 11 to the outer peripheral side, that is, to the lubricating oil L side as the lubricating fluid side.
  • the sliding surface 31a of the fixed sealing ring 31 is shown in FIG. 3, and the end face of the mounting portion 31c is not shown.
  • the supply groove 11 is formed in an annular shape so as to pass through the formation position of the opening 10b of the fluid introduction passage 10, and the depth of the supply groove 11 is set sufficiently deeper than the depths of the dynamic pressure generation grooves 12A and 12B. (See FIG. 2).
  • the opening 10b of the fluid introduction path 10 is formed at a circumferential position where the dynamic pressure generating grooves 12A and 12B are not formed at the bottom of the supply groove 11, and obstructs the dynamic pressure generated in the dynamic pressure generating grooves 12A and 12B. It has become difficult.
  • the dynamic pressure generating grooves 12A and 12B are inclined in the rotation direction of the rotary seal ring 21 inside and outside the supply groove 11, respectively.
  • the dynamic pressure generating groove 12A on the high-pressure exhaust gas G side generates the dynamic pressure on the lubricating oil L side. It is formed wider in the circumferential direction than the groove 12B, and the length and the depth in the radial direction are set to be substantially the same.
  • the present invention is not limited to this embodiment.
  • the dynamic pressure generating groove 12A may be formed radially longer or deeper than the dynamic pressure generating groove 12B.
  • the dynamic pressure generating groove 12A on the exhaust gas G side has a higher pressure than the sum of the dynamic pressures generated by the dynamic pressure generating groove 12B on the lubricating oil L side by the relative rotation with the rotary seal ring 21.
  • the sum of the dynamic pressures generated by is larger.
  • the turbocharger T is mainly slid by the lubricating oil L introduced from the fluid introduction groove 14 at the time of low-speed rotation of the turbine, whereas the turbocharger T is at the time of high-speed rotation of the turbine such as a supercharging operation.
  • sliding is performed by air F introduced between the sliding surfaces 21 a and 31 a of the rotary sealing ring 21 and the stationary sealing ring 31 from the fluid introduction path 10. According to this, at the time of high-speed rotation of the turbine, the air F is introduced from the fluid introduction passage 10 provided in the fixed sealing ring 31 between the rotating sealing ring 21 and the sliding surfaces 21a, 31a of the fixed sealing ring 31.
  • the air F is supplied in the circumferential direction by the supply groove 11, and is supplied from the supply groove 11 to the dynamic pressure generating groove 12 A extending toward the high-pressure exhaust gas G to generate a dynamic pressure at an inner peripheral end, thereby causing sliding. Between the surfaces 21a and 31a, a fluid film is formed on the exhaust gas G side higher in pressure than the supply groove 11 by the air F introduced from the fluid introduction passage 10, so that the high-pressure exhaust gas G Intrusion can be prevented.
  • the air F introduced from the fluid introduction passage 10 is supplied to the dynamic pressure generating groove 12A to generate a dynamic pressure at the inner peripheral end, so that the sliding surfaces 21a and 31a are separated from each other, and the fluid introduction is performed. By mixing with the lubricating oil L introduced from the groove 14, the lubricity between the sliding surfaces 21a and 31a can be maintained.
  • the dynamic pressure generating grooves 12A, 12B extending inside and outside the supply groove 11, respectively, are formed between the sliding surfaces 21a, 31a on the exhaust gas G side and the lubricating oil L side higher than the supply groove 11 between the sliding grooves 21a, 31a. Since the fluid film is formed by the air F as the fluid introduced from the fluid introduction passage 10, the leakage of the lubricating oil L to the high-pressure exhaust gas G side is prevented, and the high-pressure exhaust gas to the lubricating oil L side is prevented. G can be prevented from entering.
  • the depth of the supply groove 11 is formed to be deeper than the dynamic pressure generation grooves 12A and 12B, the internal space between the supply groove 11 and the dynamic pressure generation grooves 12A and 12B when the shaft 100 rotates at a high speed. Even if the differential pressure increases, the air F introduced from the fluid introduction passage 10 tends to remain abundantly on the bottom side of the supply groove 11, so that the air F can be stably supplied to the dynamic pressure generation grooves 12A and 12B. it can.
  • the fluid introduction path 10 the supply groove 11, and the dynamic pressure generating grooves 12A and 12B are formed collectively in the stationary seal ring 31, the manufacture of the mechanical seal 1 together with the rotary seal ring 21 is facilitated. Further, since the air F introduced from the fluid introduction passage 10 is supplied to the supply groove 11 and the dynamic pressure generation grooves 12A and 12B without straddling between the sliding surfaces 21a and 31a, the supply efficiency is high. In addition, there is no need for precision of axis alignment between the sliding surfaces 21a and 31a.
  • the supply groove 11 is formed in an annular shape, the air F introduced from the fluid introduction passage 10 is easily supplied in the circumferential direction by the supply groove 11 between the sliding surfaces 21a and 31a. Are present in the radial direction, so that high-pressure exhaust gas G does not easily enter the lubricating oil L side.
  • the dynamic pressure generating grooves 22A extending in the direction of the high-pressure exhaust gas G may be narrow and have a large number arranged in the circumferential direction, as shown in a second modification of FIG. According to this, the dynamic pressure can be generated more uniformly in the circumferential direction.
  • the dynamic pressure generating groove 32A may be formed close to the inner peripheral edge of the fixed sealing ring 31, as shown in a third modification of FIG. According to this, the fluid film formed by the outside air introduced from the fluid introduction passage 10 is brought close to the high-pressure exhaust gas G side, and the influence of contamination on the lubricating oil interposed between the sliding surfaces 21a and 31a is prevented. it can.
  • the stationary seal ring 31 ′ constituting the mechanical seal is formed with a fluid introduction passage 10 ′ that opens toward the sliding surface 31 a ′.
  • the rotary seal ring 21 ' has an annular supply groove 11' formed substantially at the center in the radial direction of the sliding surface 21a ', and a high-pressure fluid as a high-pressure fluid side from the supply groove 11'. It has a plurality of dynamic pressure generating grooves 12A 'extending to the exhaust gas G side, and a plurality of dynamic pressure generating grooves 12B' extending from the supply groove 11 'to the outer peripheral side, that is, to the lubricating oil L side as the lubricating fluid side. .
  • the fluid introduction passage 10 ′ formed in the stationary sealing ring 31 ′ has an opening 10 b ′ on the outlet side as an opening of the fluid introduction passage opened on the sliding surface 31 a, and the supply of the rotary sealing ring 21 ′. It faces and communicates with the groove 11 '. Therefore, even with such a configuration, air F can be introduced from the fluid introduction path 10 ′ into the supply groove 11 ′, the dynamic pressure generation groove 12 A ′, and the dynamic pressure generation groove 12 B ′, and the same as in the first embodiment. The effect can be achieved.
  • the mechanical seal is described as an example of an inside / static mechanical seal, but an outside type that seals a liquid that leaks from the inner circumference of the sliding surface toward the outer circumference. Is also applicable to the mechanical seal.
  • the mode in which the air F (outside air) is introduced from the fluid introduction path 10 has been described.
  • the fluid introduced from the fluid introduction path 10 may be other than air such as nitrogen gas. It may be a fluid.
  • the fluid introduced from the fluid introduction passage 10 is not limited to the fluid taken in from the outside of the housing 130, and for example, the air A in the compressor housing 133 may be introduced.
  • the fluid introduction path 10 has been described as being formed only at one position on the sliding surface 31a side.
  • the present invention is not limited thereto, and the fluid introducing passage 10 may be formed at a plurality of positions on the sliding surface 31a.
  • the fixed sealing ring 31 may be provided with a plurality of openings 10 b branched from one fluid introduction path 10.
  • the supply groove is not limited to the one formed in an annular shape, and may be divided in the circumferential direction.
  • Fluid introduction groove 14 may be formed in fixed seal ring 31. Further, in the above-described embodiment, the provision of the fluid introduction groove 14 allows the lubricating oil L to be positively introduced into the sliding surfaces 21a, 31a of the rotary seal ring 21 and the stationary seal ring 31, thereby improving lubricity. However, since the lubricating oil L can be introduced between the sliding surfaces 21a and 31a by the fluid pressure without the fluid introduction groove 14, the fluid introduction groove 14 may be omitted. .
  • the mechanical seal is described as being incorporated in the turbocharger T.
  • the target for which the mechanical seal is used is not limited to the turbocharger T, and the mechanical seal is rotated using a high-pressure fluid such as exhaust gas or steam.
  • lubricating fluid is arranged on one of the inside and outside of the sliding surface, and the lubricating fluid is interposed between the sliding surfaces of the fixed seal ring and the rotary seal ring, thereby ensuring lubricity.
  • the present invention can be used for various devices in which a high-pressure fluid is provided on the other side of the sliding surface.

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Abstract

摺動面間における潤滑性を維持しながら潤滑流体側への高圧流体の侵入を防止することができるメカニカルシールを提供する。　ハウジング１３０に固定される固定密封環３１と、シャフト１００の高温側に設けられてシャフト１００とともに回転する回転密封環２１とにより、潤滑流体と高圧流体とを軸封するメカニカルシール１において、高温側の回転密封環２１は、シャフト１００の低温側に設けられるメカニカルシール２における密封環同士を近接せしめるように付勢する低温側のバネ５０により、固定密封環３１に向けて軸方向に付勢されている。

Description

メカニカルシール
　本発明は、回転軸を軸封するメカニカルシールに関する。
　従来のメカニカルシールは、ハウジングに固定される固定密封環と、回転軸に固定され回転軸とともに回転する回転密封環とを相対回転させることにより、ハウジングと回転軸との間の隙間を軸封している。
　このようなメカニカルシールには、排気ガスや上記等の高圧流体を利用して回転する部品に用いられるものがある。例えば、自動車等のエンジンから排出される排気ガスを利用してタービンを回転させ、コンプレッサにより圧縮した空気をエンジンに過給することで出力を向上させるターボチャージャに適用されるものがある。ターボチャージャのような高速回転機器においては、回転軸を支持する軸受を潤滑油等の潤滑流体により潤滑させており、回転軸とハウジングとの間で潤滑流体を軸封するためにメカニカルシールが用いられる場合が多い。
　例えば、特許文献１に示されるメカニカルシールは、ターボチャージャにおける回転軸のタービン側、すなわち高温側に設けられ、固定密封環の摺動面および回転密封環の摺動面の内外においてエンジンから排出される高圧流体である排気ガスと潤滑流体とを軸封している。
特開２００８－２２３５６９号公報（第６頁、第１図）
　このような高圧流体と潤滑流体とを軸封するメカニカルシールにおいては、固定密封環に向けて回転密封環を付勢する手段としてバネが用いられているが、タービン側、すなわち高温側は高圧流体である排気ガスにより高温となるため、バネが熱により劣化し、回転密封環を固定密封環に向けて付勢する付勢力を維持できず、潤滑流体側への高圧流体の侵入を長期に亘って防止することができなくなる虞があった。
　本発明は、このような問題点に着目してなされたもので、潤滑流体側への高圧流体の侵入を防止する効果を維持できるメカニカルシールを提供することを目的とする。
　前記課題を解決するために、本発明のメカニカルシールは、
　ハウジングに固定される固定密封環と、回転軸の高温側に設けられて前記回転軸とともに回転する回転密封環とにより、潤滑流体と高圧流体とを軸封するメカニカルシールにおいて、
　前記高温側の回転密封環は、前記回転軸の低温側に設けられるメカニカルシールにおける密封環同士を近接せしめるように付勢する低温側に配置された付勢手段により、前記固定密封環に向けて軸方向に付勢されている。
　これによれば、高温の高圧流体が通過する高温側に配置するメカニカルシールの固定密封環に向けて回転密封環を付勢する手段として、低温側に配置された付勢手段の付勢力を利用するため、高温側に高温に耐え得るバネを配置する必要がない。そのため、回転密封環を固定密封環に向けて付勢する付勢力を維持でき、潤滑流体側への高圧流体の侵入を効果的に防止することができる。また、付勢手段は、高温側のメカニカルシールと低温側のメカニカルシールに共通となるので構造を簡素とできる。
　好適には、前記固定密封環には、前記固定密封環の摺動面に向け開口する流体導入路が設けられ、
　前記固定密封環の摺動面または前記回転密封環の摺動面のいずれか一方には、前記流体導入路の開口に連通され周方向に延びる供給溝と、前記供給溝から前記高圧流体側に延びる動圧発生溝が形成されている。
　これによれば、固定密封環と回転密封環の摺動面間において、固定密封環に設けられる流体導入路から導入された導入流体は、供給溝により周方向に供給された後、高圧流体側に延びる動圧発生溝に移動して動圧を発生させ、摺動面間において、供給溝よりも高圧流体側に向けて発生する流体の動圧による流体膜が形成され、潤滑流体側への高圧流体の侵入を防止することができる。
　好適には、前記供給溝の深さは、前記動圧発生溝よりも深く形成されている。
　これによれば、回転軸の高速回転時において、供給溝と動圧発生溝との間の内部差圧が大きくなっても流体導入路から導入された流体が供給溝の底側に潤沢に残りやすくするため、動圧発生溝に流体を安定して供給することができる。
　好適には、前記流体導入路、前記供給溝および前記動圧発生溝は、前記固定密封環に形成されている。
　これによれば、固定密封環に流体導入路、供給溝および動圧発生溝を集約して形成することで、メカニカルシールの製造が容易となる。
　好適には、前記供給溝は、環状に形成されている。
　これによれば、摺動面間において、流体導入路から導入された流体が供給溝により周方向に亘り供給されやすく、かつ潤滑流体側に高圧流体が侵入し難い。
　好適には、前記供給溝から前記潤滑流体側に延びる動圧発生溝が形成されている。
　これによれば、摺動面間において、供給溝よりも高圧流体側および潤滑流体側に流体により流体膜が形成されるため、高圧流体側への潤滑流体の漏れを防止するとともに、潤滑流体側への高圧流体の侵入を防止することができる。
　好適には、前記潤滑流体側に延びる前記動圧発生溝が発生させる動圧の和よりも前記高圧流体側に延びる前記動圧発生溝が発生させる動圧の和の方が大きい。
　これによれば、高圧流体側への潤滑流体の漏れを防止するとともに、潤滑流体側への高圧流体の侵入を確実に防止することができる。
　好適には、前記潤滑流体側に延びる前記動圧発生溝よりも前記潤滑流体側には、流体導入溝が形成されている。
　これによれば、潤滑流体側に延びる動圧発生溝と流体導入溝とが径方向に重畳しないように形成されることにより、高圧流体側への潤滑流体の漏れを防止するとともに、流体導入溝により摺動面間に潤滑流体を導入して潤滑性を高めることができる。
　好適には、前記流体導入路からは空気が導入されている。
　これによれば、導入流体として空気を利用しやすいばかりか、流体導入路から導入された空気が潤滑流体と混合してもコンタミ等の影響を与え難い。
本発明の実施例１におけるメカニカルシールが使用されるターボチャージャの構造を示す断面図である。 実施例１におけるメカニカルシールの構造を示す拡大断面図である。 実施例１における回転密封環を摺動面側から見た図である。 実施例１における固定密封環を摺動面側から見た図である。 固定密封環の変形例１を示す摺動面側から見た図である。 固定密封環の変形例２を示す摺動面側から見た図である。 固定密封環の変形例３を示す摺動面側から見た図である。 実施例２におけるメカニカルシールの構造を示す拡大断面図である。 実施例２における回転密封環を摺動面側から見た図である。
　本発明に係るメカニカルシールを実施するための形態を実施例に基づいて以下に説明する。
　実施例１に係るメカニカルシールにつき、図１から図４を参照して説明する。
　本発明のメカニカルシール１は、図示しない自動車等のエンジンに用いられるターボチャージャＴに組み込まれ、潤滑流体としての潤滑油Ｌと高圧流体としての排気ガスＧとを軸封している（図２参照）。尚、高圧流体とは、潤滑流体よりも圧力が高い流体のことを示している。
　先ず、ターボチャージャＴについて説明する。図１に示されるように、ターボチャージャＴは、自動車等のエンジンの排気ガスＧの流れを受けて回転するタービンホイール１１０と、タービンホイール１１０の回転を伝達する回転軸としてのシャフト１００と、シャフト１００とともに回転し外部から取り込まれ、エンジンに吸入される空気Ａを圧縮するコンプレッサホイール１２０と、タービンホイール１１０およびコンプレッサホイール１２０の周辺における排気ガスＧおよび空気Ａの流路を形成するハウジング１３０と、から主に構成されている。
　ハウジング１３０は、シャフト１００が挿通される軸孔１３１ａが形成される略円筒形状のセンタハウジング１３１と、センタハウジング１３１の軸方向左端部に接合されるタービンハウジング１３２と、センタハウジング１３１の軸方向右端部に接合されるコンプレッサハウジング１３３と、から構成されている。尚、タービンハウジング１３２およびコンプレッサハウジング１３３は、センタハウジング１３１の軸方向両端部に接合されることにより、外周側にそれぞれ排気ガスＧまたは空気Ａを導流するスクロール部１３２ａ，１３３ａが形成されている。
　シャフト１００には、軸方向左端にタービンホイール１１０、軸方向右端にコンプレッサホイール１２０が一体に固定されている。また、シャフト１００は、センタハウジング１３１の軸孔１３１ａとの間に軸方向に離間して設けられる一対のジャーナル軸受１４０によって、センタハウジング１３１に対して回転可能かつ軸方向移動可能に支持されている。さらに、シャフト１００の軸方向右端部には、スラスト軸受１４１が固定されている。スラスト軸受１４１は、シャフト１００が軸方向右側であるコンプレッサホイール１２０側に移動した場合のみ、センタハウジング１３１に固定される円板状のスラストプレート１４２の軸方向左端面に当接することにより、シャフト１００の回転を阻害することなく後述するコンプレッサホイール１２０側のメカニカルシール２の過圧縮を防止できるようになっている。
　また、シャフト１００には、一対のジャーナル軸受１４０およびスラスト軸受１４１の両側には、タービンホイール１１０側、すなわち高温側のメカニカルシール１（以下、単にメカニカルシール１と言うこともある。）と、コンプレッサホイール１２０側、すなわち低温側のメカニカルシール２（以下、単にメカニカルシール２と言うこともある。）がそれぞれ設けられている。
　このように、ターボチャージャＴは、メカニカルシール１，２によって、センタハウジング１３１内でシャフト１００を支持する一対のジャーナル軸受１４０およびスラスト軸受１４１を潤滑させる潤滑油Ｌを軸封し、メカニカルシール１を挟んでタービンハウジング１３２側でタービンホイール１１０を回転させるエンジンの排気ガスＧを軸封し、またメカニカルシール２を挟んでコンプレッサハウジング１３３側で空気Ａを軸封している。すなわち、メカニカルシール１，２は潤滑油Ｌの外周から内周方向への漏れをシールするインサイド・静止型である。尚、潤滑油ＬはターボチャージャＴを冷却する冷却媒体としても機能している。
　次に、タービンホイール１１０側のメカニカルシール１について詳しく説明する。尚、コンプレッサホイール１２０側のメカニカルシール２は、一般的なメカニカルシールの構成であるため、詳細な説明を省略する。
　図２に示されるように、メカニカルシール１は、シャフト１００に固定される円環状の回転密封環２１と、センタハウジング１３１に固定される円環状の固定密封環３１と、から主に構成され、回転密封環２１の摺動面２１ａと固定密封環３１の摺動面３１ａとを互いに密接摺動させることにより、センタハウジング１３１とシャフト１００との間の隙間を軸封できるようになっている。
　回転密封環２１は、メカニカルシール２を構成するバネ５０（図１参照）の付勢力およびコンプレッサハウジング１３３内の空気Ａの圧力によりシャフト１００とともに固定密封環３１に向けて軸方向に付勢されている。これによれば、エンジンから排出される高圧の排気ガスを吸気するタービンホイール１１０側で回転軸側に高圧流体の侵入を防止するメカニカルシール１を構成するにあたり、固定密封環３１に向けて回転密封環２１を付勢する手段として、コンプレッサホイール１２０側のメカニカルシール２の付勢手段としてのバネ５０の付勢力を利用するため、タービンホイール１１０側に排気ガスに耐え得るバネを配置する必要がない。そのため、回転密封環２１を固定密封環３１に向けて付勢する付勢力を維持でき、潤滑流体側への高圧流体の侵入を効果的に防止することができる。尚、メカニカルシール２の付勢手段はバネに限らず、例えばゴムベローズ等であってもよい。
　回転密封環２１および固定密封環３１は、代表的には金属同士または金属（硬質材料）とカーボン（軟質材料）の組み合わせで形成されるが、これに限らず、摺動材料はメカニカルシール用摺動材料として使用されているものであれば適用可能である。尚、カーボンとしては、炭素質と黒鉛質の混合したカーボンをはじめ、樹脂成形カーボン、焼結カーボン等が利用できる。また、上記摺動材料以外では、金属材料、樹脂材料、表面改質材料（コーティング材料）、複合材料等も適用可能である。
　回転密封環２１は、軸方向左端に摺動面２１ａが形成されている。摺動面２１ａは、平坦面として構成されている。尚、本実施例において、摺動面２１ａとは固定密封環３１の摺動面３１ａとの実質的な摺動部分のことを示している。また、回転密封環２１の摺動面２１ａ側には、流体導入溝１４が周方向に離間して複数形成されている。図２と図３に示されるように、流体導入溝１４は、回転密封環２１の外径側すなわち潤滑油Ｌ側と、摺動面２１ａ側とに開口し、内径側に向けてスパイラル状に形成されており、回転密封環２１の回転により、流体導入溝１４の先端側、すなわち内径側に動圧を発生させ、この動圧により潤滑油Ｌを流体導入溝１４内に引き込むように機能する。
　流体導入溝１４は、その先端が固定密封環３１の摺動面３１ａに重なるように配置されており、潤滑油Ｌを回転密封環２１と固定密封環３１の摺動面２１ａ，３１ａ間に導入し、摺動面２１ａ，３１ａ間の潤滑性を高めている。
　図２に示されるように、固定密封環３１は、軸方向右端に摺動面３１ａが形成される基部３１ｂと、基部３１ｂの軸方向左端部から外径方向に延び基部３１ｂよりも大径に形成される取付部３１ｃと、を有する段付き円筒形状に構成され、センタハウジング１３１の軸孔１３１ａの軸方向左端部に形成される取付段部１３１ｂに対して当接させた状態で固定されている。尚、センタハウジング１３１の取付段部１３１ｂにおいて、固定密封環３１の取付部３１ｃの外周面と当接する内周面１３１ｃには、センタハウジング１３１を貫通し空気Ｆを導入可能な貫通孔１３１ｄが設けられている。尚、貫通孔１３１ｄに導入される空気Ｆは、本実施例ではターボチャージャＴの外側から図示しないフィルター等を通過させて清浄処理されて導入される外気であり、少なくとも排気ガスＧよりも不純物の含有量が少なく、潤滑油Ｌと混合してもコンタミ等の影響を与え難いものである。
　また、固定密封環３１には、取付部３１ｃの外周面から摺動面３１ａ側にかけて断面視Ｌ字状に固定密封環３１を貫通する流体導入路１０が形成されている。流体導入路１０は、入口側の開口部１０ａが取付部３１ｃの外周面に開放し前述したセンタハウジング１３１の貫通孔１３１ｄと連通するとともに、流体導入路の開口としての出口側の開口部１０ｂが摺動面３１ａ側に開放している。尚、本実施例では、開口部１０ｂは、摺動面３１ａの後述する供給溝１１の底部に一箇所のみ形成されている（図４参照）。
　図４に示されるように、固定密封環３１には、摺動面３１ａの径方向略中央部に形成される環状の供給溝１１と、供給溝１１から内周側、すなわち高圧流体側としての高圧の排気ガスＧ側に延びる複数の動圧発生溝１２Ａと、供給溝１１から外周側、すなわち潤滑流体側としての潤滑油Ｌ側に延びる複数の動圧発生溝１２Ｂと、有している。尚、説明の便宜上、図３においては固定密封環３１の摺動面３１ａのみを示し、取付部３１ｃの端面の表示を省略している。
　供給溝１１は、流体導入路１０の開口部１０ｂの形成位置を通るように環状に形成され、供給溝１１の深さは、動圧発生溝１２Ａ，１２Ｂの深さよりも十分に深く設定されている（図２参照）。尚、流体導入路１０の開口部１０ｂは、供給溝１１の底部において動圧発生溝１２Ａ，１２Ｂが形成されない周方向位置に形成され、動圧発生溝１２Ａ，１２Ｂにおいて発生する動圧を阻害し難くなっている。
　動圧発生溝１２Ａ，１２Ｂは、供給溝１１の内外でそれぞれ回転密封環２１の回転方向に傾いており、高圧の排気ガスＧ側の動圧発生溝１２Ａは、潤滑油Ｌ側の動圧発生溝１２Ｂよりも周方向に幅広に形成され、径方向の長さおよび深さは略同一に設定されている。尚、本実施例に限らず、動圧発生溝１２Ａが動圧発生溝１２Ｂよりも径方向に長く、或いはより深く形成してもよく、このように動圧発生溝１２Ａを動圧発生溝１２Ｂよりも大型に形成することで、回転密封環２１との相対回転により潤滑油Ｌ側の動圧発生溝１２Ｂが発生させる動圧の和よりも、高圧の排気ガスＧ側の動圧発生溝１２Ａが発生させる動圧の和の方が大きくなっている。
　ターボチャージャＴは、タービンの低速回転時には、流体導入溝１４から導入された潤滑油Ｌによる摺動が主体であるのに対し、過給運転時等のタービンの高速回転時においては、流体導入溝１４から導入された潤滑油に加えて流体導入路１０から回転密封環２１と固定密封環３１の摺動面２１ａ，３１ａ間に導入された空気Ｆによる摺動となる。これによれば、タービンの高速回転時には、回転密封環２１と固定密封環３１の摺動面２１ａ，３１ａ間において、固定密封環３１に設けられる流体導入路１０から空気Ｆを導入することにより、空気Ｆが供給溝１１により周方向に供給されるとともに、供給溝１１から高圧の排気ガスＧ側に延びる動圧発生溝１２Ａに供給され内周側の端部で動圧を発生させ、摺動面２１ａ，３１ａ間において、流体導入路１０から導入された空気Ｆによって供給溝１１よりも高圧の排気ガスＧ側に流体膜が形成されるため、潤滑油Ｌ側への高圧の排気ガスＧの侵入を防止することができる。また、流体導入路１０から導入される空気Ｆは、動圧発生溝１２Ａに供給され内周側の端部で動圧を発生させるため、摺動面２１ａ，３１ａ間を離間させるとともに、流体導入溝１４から導入された潤滑油Ｌとが混ざり合うことで、摺動面２１ａ，３１ａ間の潤滑性を維持することができる。
　また、供給溝１１の内外にそれぞれ延びる動圧発生溝１２Ａ，１２Ｂが形成されているため、摺動面２１ａ，３１ａ間において、供給溝１１よりも高圧の排気ガスＧ側および潤滑油Ｌ側に流体導入路１０から導入された流体としての空気Ｆにより流体膜が形成されるため、高圧の排気ガスＧ側への潤滑油Ｌの漏れを防止するとともに、潤滑油Ｌ側への高圧の排気ガスＧの侵入を防止することができる。
　また、供給溝１１の深さは、動圧発生溝１２Ａ，１２Ｂよりも深く形成されているため、シャフト１００の高速回転時において、供給溝１１と動圧発生溝１２Ａ，１２Ｂとの間の内部差圧が大きくなっても流体導入路１０から導入された空気Ｆが供給溝１１の底側に潤沢に残りやすくするため、動圧発生溝１２Ａ，１２Ｂに空気Ｆを安定して供給することができる。
　また、固定密封環３１に流体導入路１０、供給溝１１および動圧発生溝１２Ａ，１２Ｂが集約して形成されるため、回転密封環２１と合わせてメカニカルシール１の製造が容易となる。さらに、流体導入路１０から導入される空気Ｆが摺動面２１ａ，３１ａ間を跨ぐことなく、供給溝１１および動圧発生溝１２Ａ，１２Ｂに供給されることとなるため、供給効率が高く、かつ摺動面２１ａ，３１ａ同士の軸合わせの精度を必要としない。
　また、供給溝１１は、環状に形成されているため、摺動面２１ａ，３１ａ間において、流体導入路１０から導入された空気Ｆが供給溝１１により周方向に供給されやすく、かつ供給溝１１が径方向に介在することにより潤滑油Ｌ側に高圧の排気ガスＧが侵入し難い。
　尚、流体導入路１０から導入された空気Ｆによって供給溝１１よりも高圧の排気ガスＧ側に流体膜を形成することで、潤滑油Ｌ側への高圧の排気ガスＧの侵入を防止する効果については達成できるため、図５の変形例１に示されるように、固定密封環３１には、潤滑油Ｌ方向に延びる動圧発生溝１２Ｂは省略してもよい。
　また、高圧の排気ガスＧ方向に延びる動圧発生溝２２Ａは、図６の変形例２に示されるように、幅狭にし、かつ周方向に配置される数を多くしてもよい。これによれば、周方向により均等に動圧を発生させることができる。
　また、動圧発生溝３２Ａは、図７の変形例３に示されるように、固定密封環３１の内径縁部に近接させて形成されていてもよい。これによれば、流体導入路１０から導入された外気により形成される流体膜を高圧の排気ガスＧ側に近接させ、摺動面２１ａ，３１ａ間に介在する潤滑油へのコンタミの影響を防止できる。
　次に、実施例２に係るメカニカルシールにつき、図８と図９を参照して説明する。尚、前記実施例に示される構成部分と同一構成部分については同一符号を付して重複する説明を省略する。
　図８と図９に示されるように、メカニカルシールを構成する固定密封環３１’には、その摺動面３１ａ’側に開口する流体導入路１０’が形成されている。一方、回転密封環２１’には、摺動面２１ａ’の径方向略中央部に形成される環状の供給溝１１’と、供給溝１１’から内周側、すなわち高圧流体側としての高圧の排気ガスＧ側に延びる複数の動圧発生溝１２Ａ’と、供給溝１１’から外周側、すなわち潤滑流体側としての潤滑油Ｌ側に延びる複数の動圧発生溝１２Ｂ’と、有している。そして、固定密封環３１’に形成された流体導入路１０’は、流体導入路の開口としての出口側の開口部１０ｂ’が摺動面３１ａ上に開放し、且つ回転密封環２１’の供給溝１１’に対向し連通している。よってこのような構成であっても、流体導入路１０’から供給溝１１’、動圧発生溝１２Ａ’、動圧発生溝１２Ｂ’に空気Ｆを導入することができ、実施例１と同様の効果を奏することができる。
　以上、本発明の実施例を図面により説明してきたが、具体的な構成はこれら実施例に限られるものではない。
　例えば、前記実施例においてメカニカルシールは、インサイド・静止型のメカニカルシールを例に説明したが、摺動面の内周から外周方向へ向かって漏れようとする液体をシールする形式であるアウトサイド型のメカニカルシールにも適用可能である。
　また、前記実施例において、流体導入路１０から空気Ｆ（外気）が導入される態様について説明したが、これに限らず、流体導入路１０から導入される流体は、窒素ガス等の空気以外の流体であってもよい。また、流体導入路１０から導入される流体は、ハウジング１３０の外部から取り込まれるものに限らず、例えばコンプレッサハウジング１３３内の空気Ａが導入されてもよい。
　また、前記実施例では、流体導入路１０は、摺動面３１ａ側に一箇所のみ形成されるものとして説明したが、これに限らず、摺動面３１ａに複数箇所形成されていてもよく、さらに、固定密封環３１には一本の流体導入路１０から分岐しての複数の開口部１０ｂが設けられる構成であってもよい。
　また、供給溝は、環状に形成されるものに限らず、周方向に分断されていてもよい。
　また、流体導入溝１４は固定密封環３１に形成されていてもよい。さらに、前記実施例では、流体導入溝１４を備えることで、回転密封環２１と固定密封環３１の摺動面２１ａ，３１ａに潤滑油Ｌを積極的に導入することで、潤滑性を向上させているが、流体導入溝１４を備えずとも、流体圧力により摺動面２１ａ，３１ａ間に潤滑油Ｌを導入させることは可能であるため、流体導入溝１４を省略した構成であってもよい。
　また、前記実施例においてメカニカルシールは、ターボチャージャＴに組み込まれる構成で説明したが、メカニカルシールが利用される対象はターボチャージャＴに限らず、排気ガスや蒸気等の高圧流体を利用して回転する部品に用いることができ、特に摺動面の内外の一方に潤滑流体を配し、固定密封環および回転密封環の摺動面間に潤滑流体を介在させることにより、潤滑性を確保しながら、摺動面の内外の他方に高圧流体が配されるような、様々な装置に用いることができる。
１　　　　　　　　メカニカルシール
１０　　　　　　　流体導入路
１０ｂ　　　　　　開口部
１１　　　　　　　供給溝
１２Ａ　　　　　　動圧発生溝
１２Ｂ　　　　　　動圧発生溝
１４　　　　　　　流体導入溝
２１　　　　　　　回転密封環
２１ａ　　　　　　摺動面
３１　　　　　　　固定密封環
３１ａ　　　　　　摺動面
１００　　　　　　シャフト
Ｆ　　　　　　　　空気
Ｇ　　　　　　　　排気ガス（高圧流体）
Ｌ　　　　　　　　潤滑油（潤滑流体）
Ｔ　　　　　　　　ターボチャージャ

Claims (9)

  1. 　ハウジングに固定される固定密封環と、回転軸の高温側に設けられて前記回転軸とともに回転する回転密封環とにより、潤滑流体と高圧流体とを軸封するメカニカルシールにおいて、
    　前記高温側の回転密封環は、前記回転軸の低温側に設けられるメカニカルシールにおける密封環同士を近接せしめるように付勢する低温側に配置された付勢手段により、前記固定密封環に向けて軸方向に付勢されているメカニカルシール。
  2. 　前記固定密封環には、前記固定密封環の摺動面に向け開口する流体導入路が設けられ、
    　前記固定密封環の摺動面または前記回転密封環の摺動面のいずれか一方には、前記流体導入路の開口に連通され周方向に延びる供給溝と、前記供給溝から前記高圧流体側に延びる動圧発生溝が形成されている請求項１に記載のメカニカルシール。
  3. 　前記供給溝の深さは、前記動圧発生溝よりも深く形成されている請求項２に記載のメカニカルシール。
  4. 　前記流体導入路、前記供給溝および前記動圧発生溝は、前記固定密封環に形成されている請求項２または３に記載のメカニカルシール。
  5. 　前記供給溝は、環状に形成されている請求項２ないし４のいずれかに記載のメカニカルシール。
  6. 　前記供給溝から前記潤滑流体側に延びる動圧発生溝が形成されている請求項２ないし５のいずれかに記載のメカニカルシール。
  7. 　前記潤滑流体側に延びる前記動圧発生溝が発生させる動圧の和よりも前記高圧流体側に延びる前記動圧発生溝が発生させる動圧の和の方が大きい請求項６に記載のメカニカルシール。
  8. 　前記潤滑流体側に延びる前記動圧発生溝よりも前記潤滑流体側には、流体導入溝が形成されている請求項６または７に記載のメカニカルシール。
  9. 　前記流体導入路からは空気が導入されている請求項２ないし８のいずれかに記載のメカニカルシール。
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