WO2023042815A1 - シール付軸受 - Google Patents

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WO2023042815A1
WO2023042815A1 PCT/JP2022/034154 JP2022034154W WO2023042815A1 WO 2023042815 A1 WO2023042815 A1 WO 2023042815A1 JP 2022034154 W JP2022034154 W JP 2022034154W WO 2023042815 A1 WO2023042815 A1 WO 2023042815A1
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WO
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seal
sliding surface
lip
ratio
height
Prior art date
Application number
PCT/JP2022/034154
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English (en)
French (fr)
Inventor
克明 佐々木
泰裕 上堀
暦 秦
Original Assignee
Ntn株式会社
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    • 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
    • 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
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    • 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

  • the present invention relates to a sealed bearing comprising a rolling bearing and a sealing member.
  • a seal member is used to prevent early damage to the rolling bearing. For example, in transmissions mounted on vehicles such as automobiles and various construction machines, foreign matter such as abrasion powder of gears is mixed, so a sealing member prevents the abrasion powder from entering the bearing.
  • a ring-shaped core metal and an elastic material such as a rubber-like material are used, and the elastic material forms a seal lip portion.
  • a mating part such as a bearing ring, a slinger, or the like, which rotates relative to the seal member in the circumferential direction as the bearing rotates, is formed with a seal sliding surface that makes sliding contact with the seal lip portion.
  • the seal lip portion and the seal sliding surface are in sliding contact all around, and microscopically, there is a solid contact area.
  • the drag resistance (seal torque) of the seal lip causes an increase in bearing torque.
  • the sliding contact contributes to the temperature rise of the rolling bearing.
  • the pressure difference between the inside and outside of the bearing causes the seal lip portion to press against the seal sliding surface, causing an adsorption effect, which may increase the seal torque. .
  • the general contact seal has a limit to the high speed rotation of the bearing.
  • a non-contact seal in which a seal member is arranged in a non-contact manner with a mating component to form a labyrinth seal with the mating component, is suitable for high-speed rotation of the bearing because it does not make solid contact with the mating member. It is difficult to manage various errors in the size of the gap between the mating parts so as to prevent the intrusion of foreign matter of a predetermined particle size.
  • the heel of the seal lip portion is adhered to the inner peripheral edge that defines the inner diameter of the core bar, and the seal lip portion has a waist extending in the radial direction and a lip extending outward from the waist.
  • the lip head is formed of a solid portion formed along the entire circumferential direction, and a plurality of protrusions protruding from the solid portion toward the seal sliding surface side. ing.
  • This bearing with seal circulates lubricating oil between the internal space and the outside of the rolling bearing through a gap that can prevent foreign matter of a predetermined particle size from entering, and lubricates the lubricating oil on the seal sliding surface, and the bearing rotates.
  • the lubricating oil is drawn between the protrusions and the seal sliding surface, and the wedge effect at this time completely separates each protrusion from the seal sliding surface with an oil film, making it possible to create a fluid lubrication state. Therefore, it is possible to prevent foreign matter of a predetermined particle size from entering, prevent the seal lip portion from being attracted, and significantly reduce the seal torque.
  • the problem to be solved by the present invention is to provide a plurality of protrusions of an elastic seal lip portion extending inwardly from the inner peripheral edge of the core metal of the seal member, so that the seal slide surface and the seal slide surface when the bearing rotates.
  • the present invention includes a seal member composed of a metal core and an elastic material, and a seal sliding surface that slides in a circumferential direction with respect to the seal member, the seal member , a seal lip portion made of an elastic material including a waist extending radially and a lip head extending radially inward from the waist and inclined outwardly, the lip head extending along the entire circumference in the circumferential direction. and a plurality of projecting portions projecting from the solid portion toward the seal sliding surface side, and the plurality of projecting portions are formed in gaps between the projecting portions adjacent in the circumferential direction.
  • the sealed bearing formed in a manner capable of The height from the inner peripheral edge that defines the inner diameter of the solid portion to the lip tip of the solid portion is C, the thickness of the waist is D, the inner diameter of the solid portion above the lip tip is E, and the middle Let F be the interference set between the real portion and the seal sliding surface, and let R be the ratio between the pressure spike of the lubricating oil dragged in and the straining force, 0.50 ⁇ A/B ⁇ 0.80 and 0 .10 ⁇ C/B ⁇ 0.31, 0.05 ⁇ D/C ⁇ 0.22, 0.002 ⁇ F/(E/2) ⁇ 0.020 and 1 ⁇ R ⁇ 45 bottom.
  • the ratio R between the pressure spike and strain can be 1 ⁇ R. Since the oil film thickness is minimized at the point where the pressure spike of the lubricating oil dragged between the protrusion and the seal sliding surface occurs, if the ratio of the pressure spike to the straining force is R ⁇ 1, the protrusion and the seal sliding Solid contact of the moving surface occurs.
  • the pressure spike can be obtained by calculation based on the Reynolds equation.
  • the hardness of the elastic material is preferably 60 HS or more and 80 HS or less. By doing so, it is possible to optimize the straining force by using a general material as the elastic material forming the seal lip portion.
  • the ratio R between the pressure spike and the straining force preferably satisfies 21.1 ⁇ R ⁇ 44.9.
  • the numerical range of the ratio R is a value in consideration of the root mean square of the tolerance, and thereby both mass productivity and appropriate tension force can be achieved.
  • thermosetting elastomer Either a thermosetting elastomer or a thermoplastic elastomer may be used as the elastic material.
  • Sealed bearings according to the present invention can be used, for example, in vehicle transmissions, differentials, constant velocity joints, propeller shafts, turbochargers, drive motors, machine tools, wind power generators, and wheel bearings. Suitable for supporting applications.
  • the plurality of projections of the elastic seal lip portion extending inwardly from the inner peripheral edge of the core metal of the seal member allows the seal sliding surface and the seal to move when the bearing rotates. It is possible to achieve a fluid lubricating state between the lip portions and make the tightening force of the seal lip portion appropriate.
  • 1 is a cross-sectional view showing a sealing member of a sealed bearing according to an embodiment of the present invention
  • 1 is a cross-sectional view showing a sealed bearing according to an embodiment of the present invention
  • the left side view near the lip head of the sealing member shown in FIG. Enlarged view of the vicinity of the lip head in Fig. 2
  • Cross-sectional view of the VV line in FIG. Graph showing a calculation example of the oil film pressure distribution and oil film thickness between the protrusion and the seal sliding surface according to the embodiment
  • the sealed bearing shown in FIG. 2 includes a rolling bearing 1 and two sealing members 2 arranged on both sides of the rolling bearing 1.
  • the rolling bearing 1 is composed of an inner ring 3, an outer ring 4, a plurality of rolling elements 5 interposed between the inner ring 3 and the outer ring 4, and a retainer 6 that holds the plurality of rolling elements 5.
  • the sealing member 2 seals the inner space 7 of the rolling bearing 1 from the outside. The purpose of this sealing is to prevent foreign matter from entering the inner space 7 between the inner and outer rings 3 and 4, which is the periphery of the sealed bearing, and prevent early damage to the rolling bearing 1. It is not to seal the space 7 in a liquid-tight manner.
  • the inner ring 3 and outer ring 4 have raceway surfaces corresponding to the rolling elements 5 .
  • the inner ring 3 is attached to the rotating shaft S and rotates together with the rotating shaft S.
  • the outer ring 4 is attached to a member such as a housing, a gear, or the like that applies a load from the rotating shaft.
  • the rolling elements 5 revolve while being interposed between the inner ring 3 and the outer ring 4 .
  • a seal groove 8 for holding the seal member 2 is formed at the end of the inner circumference of the outer ring 4 .
  • a ball is adopted as the rolling element 5.
  • This sealed bearing is a deep groove ball bearing.
  • the internal space 7 is lubricated with lubricating oil (not shown; hereinafter the same) supplied from the outside.
  • Lubricating methods include, for example, a splashing method in which lubricating oil is applied to the bearing with a seal, and an oil bath method in which the lower portion of the bearing with a seal is immersed in an oil bath.
  • An appropriate amount of grease may be filled in the internal space 7 as an initial lubricant.
  • Rotating shaft S is provided as one rotating part, for example, of a vehicle transmission, differential, constant velocity joint, propeller shaft, turbocharger and drive motor, as well as machine tools, wind power generators and wheel bearings.
  • the vehicle drive motor means an electric motor provided as a power source in an electric vehicle (EV), a hybrid vehicle (HEV), or the like.
  • the central axis of the bearing with seal 1 (not shown, hereinafter the same), the central axis of the rotating shaft S (not shown, the same hereinafter), and the central axis of the seal member 2 (not shown, hereinafter the same) , the same.) are arranged coaxially.
  • the axial direction means the direction along the central axis of the object
  • the radial direction means the direction orthogonal to the central axis of the object
  • the circumferential direction means the central axis of the object. means the direction along the circumference of the circle.
  • the side away from the rolling elements in the axial direction is referred to as the axial outer side, and the side closer to the rolling elements is referred to as the axial inner side.
  • the side closer to the central axis in the radial direction is referred to as the radially inner side.
  • the axial direction corresponds to the horizontal direction in FIG. 2
  • the radial direction corresponds to the vertical direction in FIG.
  • the sealing member 2 is for preventing foreign matter from entering the internal space 7 from the outside.
  • the sealing member 2 is composed of a metal core 9 and an elastic material 10.
  • FIG. 1 is a half-section showing the manufacturing shape of the seal member 2, which substantially corresponds to a half-section of the seal member 2 in a natural state where no external force other than gravity acts.
  • This half section is a section on a virtual plane including the central axis of the seal member 2 on one side.
  • the core bar 9 includes a cylindrical plate portion 11 extending in the circumferential and axial directions, an annular plate portion 12 extending radially inward from the axially outer side of the cylindrical plate portion 11, and an annular plate A conical plate portion 13 extending axially inward from the portion 12 .
  • These cylindrical plate portion 11 to conical plate portion 13 are formed of metal plates such as steel plates. Examples of steel sheets include cold-rolled steel sheets (SPC).
  • the outer circumference of the cylindrical plate portion 11 defines the outer diameter of the core metal 9.
  • An inner peripheral edge 14 that defines the inner diameter of the core bar 9 is formed by the tip of the conical plate portion 13 and is formed in a flat surface along the entire periphery along the circumferential and axial directions.
  • the sealing member 2 includes a fitting portion 15 adhered to the cylindrical plate portion 11 of the core metal 9, a seal lip portion 16 located radially inward of the inner peripheral edge 14 of the core metal 9, the fitting portion 15 and the seal. It has a side portion 17 that connects with the lip portion 16 .
  • the fitting portion 15 to the side portion 17 are formed of the elastic material 10. As shown in FIG.
  • the hardness of the elastic member 10 is 60 HS or more and 80 HS or less.
  • This Shore hardness (HS) is a value obtained by a Shore hardness test method based on JIS K 6301 "Vulcanized rubber physical test method".
  • thermosetting elastomers include nitrile rubber (NBR), acrylic rubber (ACM), and fluororubber (FKM).
  • thermoplastic elastomers include polystyrene (TPS), olefin/alkene (TPO), and polyamide (TPAE).
  • the outer circumference of the inner ring 3 is formed with a seal sliding surface 18 that slides on the seal lip portion 16 in the circumferential direction.
  • the seal sliding surface 18 has a cylindrical surface along the entire circumference along the circumferential direction.
  • the outer peripheral edge of the fitting portion 15 of the sealing member 2 shown in FIG. 1 defines the outer diameter of the sealing member 2 .
  • the seal member 2 is attached to the outer ring 4 by press-fitting the fitting portion 15 into the seal groove 8 shown in FIG.
  • the seal lip portion 16 includes a waist 19 extending in the radial direction, a lip head 20 extending radially inward from the waist 19 and inclined axially outward, the waist 19 and a core bar. 9 and a heel 21 which is continuous with the inner peripheral edge 14 of 9 .
  • the waist 19 is formed in an annular shape along the entire circumference along the circumferential and radial directions. Therefore, the waist 19 is formed with a constant thickness.
  • the heel 21 is adhered to the inner peripheral edge 14 of the core bar 9 and becomes thicker as it approaches the inner peripheral edge 14 of the core bar 9. It continues to part 17.
  • FIG. 3 shows the axially inner side surface of the seal lip portion 16 of FIG.
  • the lip head 20 is composed of a solid portion 22 formed along the entire circumference and a plurality of protrusions 23 protruding from the solid portion 22 toward the seal sliding surface 18 side. Become.
  • the axially outer side surface of the solid portion 22 is located axially outer side with respect to the waist 19 over the entire circumference.
  • the axially inner side surface of the solid portion 22 continues from the tip of the solid portion 22 to the axially inner side surface of the waist 19 .
  • the tip of the solid portion 22 is included in the lip tip of the seal lip portion 16 .
  • the tip of the lip is the boundary between the axially inner side surface and the axially outer side surface of the seal lip portion 16 .
  • the projecting portion 23 protrudes in the direction normal to the side surface of the solid portion 22 on the inner side in the axial direction.
  • the plurality of protrusions 23 are arranged in the circumferential direction.
  • the circumferential pitch of the plurality of protrusions 23 is constant.
  • the projecting portion 23 extends in a direction perpendicular to the circumferential direction over its entire length.
  • the projection height of the protrusion 23 with respect to the solid portion 22 is constant at the portion where it can slide on the seal sliding surface 18 .
  • the overall shape of the seal lip portion 16 is rotationally symmetrical corresponding to the pitch of the protrusions 23 .
  • a radial interference is set between the seal lip portion 16 and the seal sliding surface 18 .
  • the seal lip portion 16 is pressed against the seal sliding surface 18 by the plurality of protrusions 23, and is pushed from the waist 19 as shown in FIG.
  • the lip head 20 bends. Due to this elastic deformation, the seal lip portion 16 produces a tightening force in the direction of tightening the seal sliding surface 18 . Mounting errors, manufacturing errors, and the like of the seal member 2 are absorbed by changes in the degree of bending of the seal lip portion 16 .
  • FIG. 5 shows a cross section taken along line VV in FIG. This cutting plane is a section on a virtual plane perpendicular to the axial direction.
  • the cross-sectional shape of the protrusion 23 is formed in a semicircular shape with a radius of curvature r.
  • the protrusion 23 pushed toward the seal sliding surface 18 is slightly compressed at its top portion due to the effect of straining force generated by the elastic deformation of the entire periphery of the seal lip portion 16, and the solid portion 22 are arranged in a non-contact state with the seal sliding surface 18 although they are slightly bent toward the side approaching the seal sliding surface 18 .
  • a gap 24 communicating with the internal space 7 and the outside is generated.
  • the protrusion 23 forms a wedge-shaped gap with the seal sliding surface 18 that is large on the gap 24 side and small on the protrusion 23 side.
  • the elastic contact area between the projection 23 and the seal sliding surface 18 has a finite length L (however, L is exaggerated) in the axial direction due to elastic deformation of the projection 23 as shown in FIG. occur.
  • L is exaggerated
  • the seal lip portion 16 and the seal sliding surface 18 relatively rotate in the circumferential direction.
  • the projection 23 causes the flow of lubricating oil in the gap 24 (lubricating oil when the seal sliding surface 18 rotates clockwise in FIG. ) is dragged into the gap between the seal sliding surface 18 and the seal sliding surface 18 in the circumferential direction. oil film becomes thicker.
  • the elastic contact area between the protrusion 23 and the seal sliding surface 18 includes a solid contact area, and the lubrication mode is boundary lubrication or mixed lubrication. lubrication.
  • the oil film thickness between the protrusion 23 and the seal sliding surface 18 becomes the combined roughness between the protrusion 23 and the seal sliding surface 18. The height ⁇ is exceeded by a margin, and each protrusion 23 and the seal sliding surface 18 are completely separated by an oil film, resulting in a fluid lubrication state.
  • the fluid lubrication state in which the seal lip portion 16 and the seal sliding surface 18 are completely separated by the oil film can be achieved.
  • the seal torque by the seal member 2 is reduced to the same level as that of a non-contact type seal, thereby suppressing the temperature rise of the bearing with seal and preventing the adsorption action of the seal lip portion 16. can be done.
  • the sealed bearing is generally lubricated by an appropriate method such as splashing or an oil bath.
  • the lubricating oil is commonly used for other lubricating parts such as gears in the transmission, is circulated by an oil pump, and is filtered by an oil filter provided in the circulation path. Intrusion of foreign matter with a grain size exceeding 0.05 mm is considered to have an adverse effect on bearing life. If the height H (see FIG. 5) of the protrusion 23 for creating the gap 24 is set to 0.07 mm or less, such a large foreign matter cannot easily pass through the gap 24 .
  • the height H of the projections 23 is 0.07 mm or less, for example, the interval between the projections 23 adjacent in the circumferential direction is 0.3 mm or more and 2.6 mm or less, and the circumferential width W of the projections 23 is 0.2 mm.
  • 1.0 mm or less, and the radius of curvature r of the surface of the protrusion 23 can be set in the range of 0.15 mm or more and less than 2.0 mm. In this setting example, when the oil temperature is 30 to 120° C.
  • the drag shear resistance of the lubricating oil increases, resulting in low torque.
  • the combined roughness ⁇ ⁇ (Rq 1 2 +Rq 2 2 ).
  • Rq 1 is the root mean square roughness of the seal sliding surface 18
  • Rq 2 is the root-mean-square roughness of the surface of the projection 23
  • the root-mean-square roughness is the value ( ⁇ m) of the root-mean-square roughness Rq defined in JIS (B0601:2013).
  • the combined roughness ⁇ of the above-described elastomer projection 23 and the seal sliding surface 18 formed on the steel bearing ring is generally a value sufficiently smaller than 1 ⁇ m.
  • the combined roughness ⁇ can be set to about 0.22 ⁇ m, for example, depending on the surface roughness properties obtained during molding of the protrusion 23 and the surface roughness properties obtained during the grinding finish of the seal sliding surface 18 .
  • the oil film thickness h is obtained based on elastohydrodynamic lubrication theory.
  • the relationship between the distribution of the oil film pressure p between the protrusion 23 and the seal sliding surface 18 and the oil film thickness h has a tendency as shown in the graph of FIG.
  • the flow direction x indicated by the horizontal axis in the figure corresponds to the circumferential direction, and the position of the origin 0 of the horizontal axis corresponds to the center of the contact ellipse.
  • the calculation results shown in the graph of FIG. 0.5 mm the height of the projections 23 in the natural state from the solid portion 22 is 40 ⁇ m, and the total number of projections 23 is 180, the kinematic viscosity of the lubricating oil (40° C.) is 26 mm 2 /s, and the bearing rotation A speed of 1500 rpm is assumed.
  • This calculation was performed by a soft EHL analysis in which the elastic deformation of the entire seal member 2 and the fluid pressure of the lubricating oil are coupled and solved.
  • the straining force of the seal lip portion 16 shown in FIGS. 4 and 5 acts on the pressure spikes. If the ratio R ⁇ 1 between the pressure spike and the straining force, the straining force exceeds the pressure spike, the formation of the oil film becomes insufficient, and solid contact between the protrusion 23 and the seal sliding surface 18 occurs. On the other hand, when the ratio R>1 is satisfied, the pressure spike is superior to the strain force, so the projection 23 and the seal sliding surface 18 can be completely separated by the oil film.
  • the ratio R between the pressure spike and strain force is a value obtained by dividing the pressure spike (MPa)/contact ellipse area (mm 2 ) value (N) by the strain force (N).
  • the straining force is generated by elastic deformation in the seal lip portion 16.
  • the rubber elastic deformation is determined by the heights A to C of each part in the cross section shown in FIG. It depends on the interference F.
  • the height A of the cored bar 9 is the height from the outer peripheral edge that defines the outer diameter of the cored bar 9 to the inner peripheral edge 14 that defines the inner diameter.
  • the height A corresponds to half the difference between the outer diameter and the inner diameter of the cored bar 9 .
  • Height B is the height from the outer diameter of the seal member 2 to the tip of the lip of the solid portion 22 .
  • the height B corresponds to half the difference between the outer diameter of the seal member 2 and the inner diameter E of the solid portion 22 .
  • the inner diameter E of the solid portion 22 is the diameter of an imaginary circle radially inscribed on the tip of the lip of the solid portion 22 .
  • the height C is the height from the inner peripheral edge 14 that defines the inner diameter of the cored bar 9 to the tip of the lip of the solid portion 22 .
  • the height C corresponds to half the difference between the inner diameter of the cored bar 9 and the inner diameter E of the solid portion 22 .
  • the thickness D of the waist 19 is the thickness from the axially outer side surface of the waist 19 to the axially inner side surface.
  • the interference F is the difference between the diameter of the seal sliding surface 18 (the diameter at the portion overlapping the solid portion 22 in the axial direction) and the inner diameter E of the solid portion 22 .
  • the ratio A/B indicates the distribution of the height of the core metal 9 in the total height of the entire circumference of the seal member 2 .
  • the ratio C/B indicates the distribution of the height of the entire periphery of the seal lip portion 16 to the total height of the entire periphery of the seal member 2 .
  • the ratio F/(E/2) indicates the distribution of the interference F to the height of the solid portion 22 .
  • the elastic deformation of the seal lip portion 16 is affected by the height of the entire periphery of the seal lip portion 16, the strength of the core metal 9 that withstands the strain force, and the distribution of the tightening margin F. It depends on the ratio C/B and the ratio F/(E/2).
  • the bending deformation from the waist 19 to the lip head 20, which affects the straining force is the ratio D/C, which is the ratio of the thickness of the waist 19 to the height of the entire circumference of the seal lip portion 16, and the ratio F/(E /2).
  • the elastic material 10 having a hardness of 60 HS to 80 HS, such as the aforementioned thermosetting elastomer or thermoplastic elastomer, which is usually used as the material of the seal lip portion 16, 0.50 ⁇ A/B ⁇ By satisfying 0.80 and 0.10 ⁇ C/B ⁇ 0.31 and 0.05 ⁇ D/C ⁇ 0.22 and 0.002 ⁇ F/(E/2) ⁇ 0.020, the core By appropriately adjusting the strength of the metal 9 and the elastic deformation of the seal lip portion 16 due to the interference F, 1 ⁇ R can be established.
  • the ratio A/B is the ratio of the core metal 9 to the total height of the entire circumference of the seal member 2, it is related to the rigidity of the seal lip portion 16, which is an element that affects the magnitude of the straining force.
  • the ratio A/B preferably satisfies 0.54 ⁇ A/B ⁇ 0.77, and more preferably satisfies 0.57 ⁇ A/B ⁇ 0.74. good.
  • the ratio C/B indicates the length of the waist 19 of the seal lip portion 16, this is also related to the rigidity of the seal lip portion 16.
  • the ratio C/B preferably satisfies 0.13 ⁇ C/B ⁇ 0.30, and more preferably satisfies 0.16 ⁇ C/B ⁇ 0.29. good.
  • the ratio D/C is the ratio of the thickness of the waist 19 of the seal lip portion 16 to the length of the waist 19, so it is related to the rigidity of the seal lip portion 16.
  • the ratio D/C preferably satisfies 0.06 ⁇ D/C ⁇ 0.21, more preferably 0.07 ⁇ D/C ⁇ 0.20. good.
  • the ratio F/(E/2) is a ratio that indicates the interference, so it is related to sealing performance.
  • the ratio F/(E/2) preferably satisfies 0.003 ⁇ F/(E/2) ⁇ 0.015, more preferably 0.0044 ⁇ F/ (E/2) ⁇ 0.0136 should be satisfied.
  • ratio A/B ratio A/B, ratio C/B, ratio D/C, and ratio F/(E/2) may be adopted in whole or in combination as appropriate.
  • the model assumed in the calculation of the example of FIG. 6 satisfies each numerical range of the ratio A/B, the ratio C/B, the ratio D/C, and the ratio F/(E/2).
  • the area of the contact ellipse is 0.035 mm 2 (short axis length 0.15 mm, long axis length 0.3 mm)
  • pressure spike is about 0.21 MPa
  • pressure spike/ The value of the area of the contact ellipse was about 5.94N
  • the straining force was about 0.21N. That is, the ratio R under the calculation conditions in the example of FIG. 6 is approximately 30 times.
  • the value of the ratio R under the calculation conditions in the example of FIG. 6 is the median value in the assumed model.
  • the ratio R varies, with a minimum of about 21 times and a maximum of about 45 times. Even when the ratio R is 45 times, the elastic deformation of the entire periphery of the seal lip portion 16 shown in FIGS. No expansion of the gap 24 occurs.
  • the ratio R between the pressure spike and the straining force increases as the straining force is set smaller, and decreases as the straining force is set larger.
  • the smaller the straining force the easier the transition to the fluid lubrication state and the smaller the drag shear resistance of the lubricating oil. This makes it easier for foreign matter exceeding a predetermined particle size to enter the internal space 7 .
  • the seal lip portion 16 is set too large, the straining force is set too small in order to achieve both low torque and foreign matter intrusion prevention.
  • the upper limit of the ratio R is 45 times, it is considered to be an appropriate tightening force from the viewpoint of achieving both low torque and foreign matter intrusion prevention.
  • the ratio R preferably satisfies 21.1 ⁇ R ⁇ 44.9.
  • the numerical range of this ratio R is a value calculated from the mean square of the tolerances of the dimensions A to F shown in FIG. As a result, it is possible to achieve both the mass productivity of the seal member 2 and the optimization of the straining force.
  • By setting the lower limit of the ratio R to 21.1 it is possible to reliably achieve 1 ⁇ R in mass production, and to avoid excessive setting of the straining force to obtain a good low torque property (hereinafter, as appropriate, the figure 1 to 5).
  • the sealed bearing according to the embodiment is as described above, and includes the seal member 2 composed of the metal core 9 and the elastic member 10, and the seal sliding surface that slides on the seal member 2 in the circumferential direction.
  • the seal member 2 includes a radially extending waist 19 and a lip head 20 extending radially inward from the waist 19 in a direction inclined outwardly to the outside.
  • the lip head 20 is composed of a solid portion 22 formed along the entire circumference in the circumferential direction, and a plurality of projections 23 projecting from the solid portion 22 toward the seal sliding surface 18 side, and the plurality of projections 23 are A gap 24 is formed between the protrusions 23 adjacent to each other in the circumferential direction, and the seal lip portion 16 is held in place by an oil film of lubricating oil that is dragged from the gap 24 between the protrusion 23 and the seal sliding surface 18 as the bearing rotates. and the seal sliding surface 18 can be in a fluid lubrication state.
  • the rolling bearing 1 is During rotation, fluid lubrication between the seal sliding surface 18 and the seal lip portion 16 can be realized, and the straining force of the seal lip portion 16 can be made appropriate.
  • the straining force is optimized by using a general material as the elastic material forming the seal lip portion. be able to.
  • the ratio R of the pressure spike to the straining force satisfies 21.1 ⁇ R ⁇ 44.9, so that both mass productivity and appropriate straining force can be achieved.
  • the present invention can be changed to an axial lip.
  • the radial lip refers to a seal lip portion that exerts a sealing action with a seal sliding surface along the axial direction or a seal sliding surface having an acute angle gradient of 45° or less with respect to the axial direction.
  • a lip is a seal lip portion that has a sealing action with a seal sliding surface having an inclination of more than 45° with respect to the axial direction.
  • an inner ring rotating radial ball bearing is illustrated, but the present invention can also be applied to appropriate types such as outer ring rotating bearings, thrust bearings, and roller bearings.

Abstract

シール部材（２）の芯金（９）の内周縁上から内方へ延びる弾性材製シールリップ部（１６）の複数の突起部（２３）によって軸受回転時にシール摺動面（１８）とシールリップ部（１６）間の流体潤滑状態を実現すると共に、シールリップ部（１６）の緊迫力を適切にするため、芯金（９）の高さＡ、シール部材（２）の外径から中実部（２２）のリップ先端上までの高さＢ、芯金（９）の内径を規定する内周縁（１４）から中実部（２２）のリップ先端上までの高さＣ、腰（１９）の厚さＤ、中実部（２２）のリップ先端上での内径Ｅ、中実部（２２）とシール摺動面（１８）間に設定された締め代Ｆ、潤滑油の圧力スパイクと緊迫力の比率Ｒについて、０．５０＜Ａ／Ｂ＜０．８０かつ０．１０＜Ｃ／Ｂ＜０．３１かつ０．０５＜Ｄ／Ｃ＜０．２２かつ０．００２＜Ｆ／（Ｅ／２）＜０．０２０かつ１＜Ｒ＜４５を満足するように設定する。

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。
　転がり軸受の早期破損を防止するため、シール部材が利用されている。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ため、シール部材により、摩耗粉等の軸受内部への侵入を防止している。
　従来、転がり軸受に備わる一般的なシール部材として、環状の芯金と、ゴム状材料等の弾性材とで構成し、その弾性材でシールリップ部を形成したものが利用されている。一方、軌道輪、スリンガ等、軸受回転に伴ってシール部材に対して周方向に相対回転する相手部品には、シールリップ部と摺接するシール摺動面が形成されている。
　一般的な接触シールは、シールリップ部とシール摺動面が全周で滑り接触し、微視的には固体接触領域を伴っている。シールリップ部の引き摺り抵抗（シールトルク）は、軸受トルクの上昇を招く。また、その滑り接触は、転がり軸受の温度上昇の一因となる。また、軸受内部が外部に対してシール部材で閉塞されるので、軸受内部と外部間の圧力差によってシールリップ部がシール摺動面に押し付けられる吸着作用が生じてシールトルクが増大することがある。これらのことから、一般的な接触シールでは、軸受の高速回転に限界がある。
　一方、シール部材を相手部品と非接触に配置し、その相手部品との間にラビリンスシールを形成する非接触シールは、相手部材と固体接触しないため、軸受の高速回転に適するが、シール部材及び相手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い。
　これに対し、特許文献１には、芯金の内径を規定する内周縁にシールリップ部のヒールを接着し、そのシールリップ部には径方向に延びる腰と、この腰から外部側へ延びるリップ頭とを形成し、このリップ頭を、周方向全周に形成した中実部と、この中実部からシール摺動面側へ突き出た複数の突起部とで構成したシール付軸受が開示されている。このシール付軸受は、所定粒径の異物侵入を防ぐことが可能な隙間を通じて転がり軸受の内部空間と外部間で潤滑油を流通させ、シール摺動面上での潤滑油を潤沢とし、軸受回転に伴って潤滑油を突起部とシール摺動面間に引き摺り込ませ、この際のくさび効果により各突起部とシール摺動面を油膜で完全に分離させて流体潤滑状態にすることが可能なため、所定粒径の異物侵入を防ぎ、シールリップ部の吸着も防ぎ、シールトルクを著しく低減することができる。
国際公開第２０１６／１４３７８６号
　特許文献１に開示されたシール付軸受は、各種誤差を吸収するため、シールリップ部の中実部とシール摺動面間に締め代が設定されている。このため、シールリップ部は、シール摺動面を締め付ける方向の緊迫力を生じる。この緊迫力は、各突起部とシール摺動面の弾性接触域に作用する。軸受回転に伴って前述の流体潤滑状態へ遷移させるには、その弾性接触域において、油膜に発生する圧力スパイクを緊迫力よりも大きくする必要がある。緊迫力が小さければ小さい程、シールトルクが下がる傾向になるが、緊迫力が小さ過ぎると、所定粒径を超える異物が軸受内部に侵入し易くなる。
　上述の背景に鑑み、この発明が解決しようとする課題は、シール部材の芯金の内周縁上から内方へ延びる弾性材製シールリップ部の複数の突起部によって軸受回転時にシール摺動面とシールリップ部間の流体潤滑状態を実現すると共に、シールリップ部の緊迫力を適切にすることにある。
　上記の課題を達成するため、この発明は、芯金と弾性材とで構成されたシール部材と、前記シール部材に対して周方向に摺動するシール摺動面とを備え、前記シール部材は、径方向に延びる腰と、前記腰から径方向内側に向かって外部側へ傾いた方向に延びるリップ頭とを含む弾性材製のシールリップ部を有し、前記リップ頭は、周方向全周に形成された中実部と、前記中実部からシール摺動面側へ突き出た複数の突起部とからなり、前記複数の突起部は、周方向に隣り合う前記突起部同士の間に隙間を生じさせ、かつ軸受回転に伴って前記隙間から前記突起部と前記シール摺動面間に引き摺り込まれる潤滑油の油膜によって前記シールリップ部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形成されているシール付軸受において、前記芯金の高さをＡとし、前記シール部材の外径から前記中実部のリップ先端上までの高さをＢとし、前記芯金の内径を規定する内周縁から前記中実部のリップ先端上までの高さをＣとし、前記腰の厚さをＤとし、前記中実部のリップ先端上での内径をＥとし、前記中実部と前記シール摺動面間に設定された締め代をＦとし、前記引き摺り込まれる潤滑油の圧力スパイクと緊迫力の比率をＲとして、０．５０＜Ａ／Ｂ＜０．８０かつ０．１０＜Ｃ／Ｂ＜０．３１かつ０．０５＜Ｄ／Ｃ＜０．２２かつ０．００２＜Ｆ／（Ｅ／２）＜０．０２０かつ１＜Ｒ＜４５を満足する構成を採用した。
　上記構成のように、シール部材の芯金の内周縁とシール摺動面間でのシールリップ部の撓み変形の態様に影響するパラメータであるＡ／Ｂ、Ｃ／Ｂ、Ｄ／Ｃ、Ｆ／（Ｅ／２）について、０．５０＜Ａ／Ｂ＜０．８０かつ０．１０＜Ｃ／Ｂ＜０．３１かつ０．０５＜Ｄ／Ｃ＜０．２２かつ０．００２＜Ｆ／（Ｅ／２）＜０．０２０を満足する範囲に設定すれば、圧力スパイクと緊迫力の比率Ｒについて１＜Ｒを成立させることができる。突起部とシール摺動面間に引き摺り込まれる潤滑油の圧力スパイクが発生する箇所で油膜厚さが最小になるため、圧力スパイクと緊迫力の比率Ｒ≦１である場合、突起部とシール摺動面の固体接触が生じてしまう。圧力スパイクは温度、流れの周速等の条件で変化するが、比率Ｒの上限を４５に見込んでおけば、流体潤滑状態を実現する低トルク性と異物侵入防止性の両立を図る観点から過小でない緊迫力にすることできる。したがって、１＜Ｒ＜４５を成立させると、流体潤滑状態を実現しつつ、緊迫力を適切にすることができる。
　ここで、圧力スパイクは、レイノルズ方程式に基づいて計算により求めることができる。また、シールトルクＴ（Ｎ・ｍ）＝摩擦係数μ×緊迫力Ｗ×接線半径ｒの関係式より緊迫力を逆算で求めることができる。
　前記弾性材の硬さは６０ＨＳ以上、８０ＨＳ以下であることが好ましい。このようにすると、シールリップ部を形成する弾性材として一般的な材料を用いて緊迫力を適切化することができる。
　前記圧力スパイクと緊迫力の比率Ｒは２１．１＜Ｒ＜４４．９を満足することが好ましい。この比率Ｒの数値範囲は公差の二乗平均を考慮した値であり、これにより、量産性と緊迫力の適切化の両立を図ることができる。
　前記弾性材としては、熱硬化性エラストマー及び熱可塑性エラストマーのいずれを用いてもよい。
　この発明に係るシール付軸受は、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、ターボチャージャ及び駆動モータ、並びに工作機械、風力発電機及びホイール軸受の中のいずれか一つの回転部を支持する用途に好適である。
　上述のように、この発明は、上記構成の採用により、シール部材の芯金の内周縁上から内方へ延びる弾性材製シールリップ部の複数の突起部によって軸受回転時にシール摺動面とシールリップ部間の流体潤滑状態を実現すると共に、シールリップ部の緊迫力を適切にすることができる。
この発明の実施形態に係るシール付軸受のシール部材を示す断面図 この発明の実施形態に係るシール付軸受を示す断面図 図１に示すシール部材のリップ頭付近の左側面図 図２のリップ頭付近の拡大図 図４のＶ－Ｖ線の断面図 実施形態に係る突起部とシール摺動面間の油膜圧力分布と油膜厚さの計算例を示すグラフ
　この発明の一例としての実施形態に係るシール付軸受を添付図面の図１～図６に基づいて説明する。
　図２に示すこのシール付軸受は、転がり軸受１と、転がり軸受１の両側に配置された二つのシール部材２と、を備える。
　転がり軸受１は、内輪３と、外輪４と、内輪３と外輪４との間に介在する複数の転動体５と、複数の転動体５を保持する保持器６とで構成されている。シール部材２は、転がり軸受１の内部空間７を外部に対して密封する。この密封の目的は、このシール付軸受の周囲である外部の異物が内外輪３、４間の内部空間７に侵入することを抑制して転がり軸受１の早期損傷を防止することであり、内部空間７を液密に密封することではない。
　内輪３及び外輪４は、転動体５に対応の軌道面を有する。内輪３は、回転軸Ｓに取り付けられ、回転軸Ｓと一体に回転する。外輪４は、ハウジング、ギア等、回転軸からの荷重を負荷させる部材に取り付けられる。転動体５は、内輪３及び外輪４間に介在しながら公転する。
　外輪４の内周の端部に、シール部材２を保持するシール溝８が形成されている。
　転動体５として、玉が採用されている。このシール付軸受は、深溝玉軸受となっている。
　内部空間７は、外部から供給される潤滑油（図示省略。以下、同じ。）によって潤滑される。潤滑方式としては、例えば、潤滑油をシール付軸受に掛けるはね掛け方式、又はシール付軸受の下部をオイルバスに漬ける油浴方式が挙げられる。初期潤滑剤として内部空間７に適量のグリースが封入されていてもよい。
　回転軸Ｓ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、ターボチャージャ及び駆動モータ、並びに工作機械、風力発電機及びホイール軸受の中のいずれか一つの回転部として設けられる。ここで、車両の駆動モータは、電気自動車（ＥＶ）、ハイブリッド自動車（ＨＥＶ）等に動力源として備わる電気モータを意味する。
　図２において、シール付軸受１の中心軸（図示省略、以下、同じ。）と、回転軸Ｓの中心軸（図示省略、以下、同じ。）と、シール部材２の中心軸（図示省略、以下、同じ。）は同軸に配置されている。以下、軸方向は、その対象物の中心軸に沿った方向を意味し、径方向は、その対象物の中心軸に直交する方向を意味し、周方向は、その対象物の中心軸を中心として一周する円周に沿った方向を意味する。また、軸方向に転動体から遠ざかる側を軸方向外部側といい、反対に転動体に接近する側を軸方向内部側という。また、径方向に中心軸に近づく側を径方向内側という。軸方向は図２において左右方向に相当し、径方向は図２において上下方向に相当する。
　このシール付軸受を囲む外部には、ギアの摩耗粉、クラッチの摩耗粉、微小砕石等、このシール付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シール部材２付近に到達し得る。シール部材２は、外部から内部空間７への異物侵入を抑制するためのものである。
　シール部材２は、芯金９と、弾性材１０とからなる。
　図１は、シール部材２の製造形状を示す半断面であり、実質的に重力以外の外力が作用しない自然状態でのシール部材２の半断面に相当する。この半断面は、シール部材２の中心軸を一辺に含む仮想平面上の断面である。
　図１に示すように、芯金９は、周方向及び軸方向に沿う円筒板部１１と、円筒板部１１の軸方向外部側から径方向内側へ延びる円環板部１２と、円環板部１２から軸方向内部側へ延びる円すい板部１３とからなる。これら円筒板部１１～円すい板部１３は、鋼板等の金属板によって形成されている。鋼板として、例えば、冷間圧延鋼板（ＳＰＣ）が挙げられる。
　円筒板部１１の外周は、芯金９の外径を規定する。芯金９の内径を規定する内周縁１４は、円すい板部１３の先端からなり、全周で周方向及び軸方向に沿う平坦面状に形成されている。
　シール部材２は、芯金９の円筒板部１１に接着された嵌合部１５と、芯金９の内周縁１４よりも径方向内側に位置するシールリップ部１６と、嵌合部１５とシールリップ部１６とを繋ぐ側面部１７とを有する。これら嵌合部１５～側面部１７は、弾性材１０により形成されている。
　弾性材１０の硬さは、６０ＨＳ以上、８０ＨＳ以下である。このショア硬さ（ＨＳ）は、ＪＩＳ　Ｋ　６３０１「加硫ゴム物理試験方法」に準拠したショア硬さ試験方法での値である。
　弾性材１０として、熱硬化性エラストマー及び熱可塑性エラストマーのいずれか一つを使用することができる。熱硬化性エラストマーとして、例えば、ニトリルゴム（ＮＢＲ）、アクリルゴム（ＡＣＭ）、フッ素ゴム（ＦＫＭ）等が挙げられる。熱可塑性エラストマーとして、例えば、ポリスチレン系（ＴＰＳ）、オレフィン／アルケン系（ＴＰＯ）、ポリアミド系（ＴＰＡＥ）等が挙げられる。
　図２に示すように、内輪３の外周には、シールリップ部１６に対して周方向に摺動するシール摺動面１８が形成されている。シール摺動面１８は、全周で周方向に沿う円筒面状になっている。
　図１に示すシール部材２の嵌合部１５の外周縁は、シール部材２の外径を規定する。嵌合部１５を図２に示すシール溝８に圧入することにより、シール部材２が外輪４に取り付けられる。
　図１に示すように、シールリップ部１６は、径方向に延びる腰１９と、腰１９から径方向内側に向かって軸方向外部側へ傾いた方向に延びるリップ頭２０と、腰１９と芯金９の内周縁１４との間に連続するヒール２１とからなる。
　腰１９は、全周で周方向及び径方向に沿う円環状に形成されている。したがって、腰１９は、一定の厚さに形成されている。
　ヒール２１は、芯金９の内周縁１４に接着されており、芯金９の内周縁１４に近くなる程に厚くなり、芯金９の軸方向内部側と軸方向外部側に接着された側面部１７に連続している。
　図３は、図１のシールリップ部１６の軸方向内部側の側面を示す。図１、図３に示すように、リップ頭２０は、周方向全周に形成された中実部２２と、中実部２２からシール摺動面１８側へ突き出た複数の突起部２３とからなる。
　中実部２２の軸方向外部側の側面は、全周で腰１９に対して軸方向外部側に位置する。中実部２２の軸方向内部側の側面は、中実部２２の先端から腰１９の軸方向内部側の側面まで連続する。中実部２２の先端は、シールリップ部１６のリップ先端に含まれる。このリップ先端は、シールリップ部１６の軸方向内部側の側面と軸方向外部側の側面との境界である。
　突起部２３は、中実部２２の軸方向内部側の側面に対する法線方向に突き出ている。複数の突起部２３は、周方向に並んでいる。複数の突起部２３の周方向ピッチは一定になっている。突起部２３は、その全長に亘って周方向と直交する方向に延びている。中実部２２に対する突起部２３の突出高さは、シール摺動面１８と摺動し得る部位において一定になっている。シールリップ部１６の全体的な形状は、突起部２３のピッチに対応した回転対称形になっている。
　シールリップ部１６とシール摺動面１８との間に径方向の締め代が設定されている。シール部材２を図２に示す状態となるように外輪４に取り付ける際、シールリップ部１６は、複数の突起部２３からシール摺動面１８に押し付けられて、図４に示すように腰１９からリップ頭２０が撓む。この弾性変形により、シールリップ部１６は、シール摺動面１８を締める方向の緊迫力を生む。シール部材２の取り付け誤差、製造誤差等は、シールリップ部１６の撓み具合の変化によって吸収される。
　図５は、図４のＶ－Ｖ線の切断面を示す。この切断面は、軸方向に直角な仮想平面上の断面である。図５に示すように、突起部２３の断面形状は、曲率半径ｒの半円状に形成されている。シール部材２の取り付け時、複数の突起部２３は、シール摺動面１８に接触し、シールリップ部１６の緊迫力に抗して突っ張る。このとき、シールリップ部１６の全周部の弾性変形で生じる緊迫力の作用により、シール摺動面１８に向けて押される突起部２３は、その頂上部において僅かに圧縮され、中実部２２は、僅かにシール摺動面１８へ接近する側に撓むもシール摺動面１８と非接触の状態に配置される。周方向に隣り合う突起部２３同士の間かつシール摺動面１８と中実部２２との間には、内部空間７と外部に連通する隙間２４が生じさせられる。軸受回転時、シールリップ部１６は、複数の突起部２３上でのみシール摺動面１８と摺動する。
　突起部２３は、シール摺動面１８との間に隙間２４側で大、当該突起部２３側で小となるくさび状隙間を形成する。また、突起部２３とシール摺動面１８の弾性接触域は、突起部２３の弾性変形により、図４に示すように軸方向に有限長Ｌ（ただしＬは誇張して図示している）で生じる。軸受回転時、シールリップ部１６とシール摺動面１８は、周方向に相対回転する。突起部２３とシール摺動面１８の弾性接触域においては、突起部２３が隙間２４内の潤滑油（図５においてシール摺動面１８が右回りに回転するときの潤滑油：Ｏｉｌの流れを模式的に矢線で例示する。）をシール摺動面１８との間に周方向に引き摺り込む際のくさび効果によって油膜形成が促進され、突起部２３とシール摺動面１８との間に介在する油膜厚さが厚くなる。
　軸受停止時や軸受回転速度が一定未満のとき、微視的には、突起部２３とシール摺動面１８の弾性接触域に固体接触領域が含まれており、その潤滑モードは境界潤滑又は混合潤滑である。突起部２３とシール摺動面１８の相対回転の周速が一定以上になると、突起部２３とシール摺動面１８間の油膜厚さは、突起部２３とシール摺動面１８間の合成粗さσを余裕で上回り、各突起部２３とシール摺動面１８が油膜で完全に分離させられた流体潤滑状態になる。これにより、シールリップ部１６とシール摺動面１８間を油膜で完全に分離させた流体潤滑状態にすることができる。このような流体潤滑状態になれば、シール部材２によるシールトルクを非接触式のシールと同等まで低減し、ひいてはシール付軸受の温度上昇を抑制し、シールリップ部１６の吸着作用を防止することができる。
　例えば、車両のトランスミッション内の回転部を支持する用途では、一般に、跳ねかけ、オイルバス等の適宜の方式でシール付軸受に給油される。その潤滑油は、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、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。粒径０．０５ｍｍを超える大きさの異物侵入は軸受寿命に悪影響を及ぼすと考えられる。隙間２４を生じさせるための突起部２３の高さＨ（図５参照）を０．０７ｍｍ以下に設定すれば、そのような大きな異物が隙間２４を容易に通過できない。突起部２３の高さＨが０．０７ｍｍ以下の場合、例えば、周方向に隣り合う突起部２３同士の間隔を０．３ｍｍ以上２．６ｍｍ以下、突起部２３の周方向幅Ｗを０．２ｍｍ以上１．０ｍｍ以下、かつ突起部２３の表面の曲率半径ｒを０．１５ｍｍ以上２．０ｍｍ未満の範囲に設定することができる。この設定例では、その油温３０～１２０℃、シールリップ部１６とシール摺動面１８の相対的な周速が０．２ｍ／ｓ以上の場合に、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に基づく潤滑領域図（Ｊｏｈｎｓｏｎチャート）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、すなわち前述の流体潤滑状態になると考えられる。なお、突起部２３の高さ、間隔、幅等を前述の設定例の数値範囲よりも小さくしても流体潤滑状態を実現することは可能だが、潤滑油の引き摺りせん断抵抗が増えて低トルク性に不利となり、また、突起部２３を成形するための転写面をエンドミル加工で金型に形成することが困難になる。
　油膜パラメータΛ≧３であれば、流体潤滑状態であると考えられる。油膜パラメータΛは、突起部２３とシール摺動面１８の弾性接触域（弾性流体潤滑理論における接触楕円）での最小の油膜厚さｈに対する合成粗さσの比であり、Λ＝ｈ／σである。
　合成粗さσ＝√（Ｒｑ1 ２＋Ｒｑ2 ２）である。Ｒｑ１は、シール摺動面１８の二乗平均平方根粗さである。Ｒｑ２は、突起部２３の表面における二乗平均平方根粗さである。ここで、二乗平均平方根粗さは、ＪＩＳ（Ｂ０６０１：２０１３）に規定された二乗平均平方根粗さＲｑの値（μｍ）である。
　前述のエラストマー製の突起部２３と、鋼製の軌道輪に形成されたシール摺動面１８との合成粗さσは、一般に、１μｍよりも十分に小さい値となる。合成粗さσは、例えば、突起部２３の成形時に得られる表面粗さ性状とシール摺動面１８の研削仕上げ時に得られる表面粗さ性状により、０．２２μｍ程度にすることが可能である。
　油膜厚さｈは、弾性流体潤滑理論に基づいて求められる。突起部２３とシール摺動面１８間の油膜圧力ｐの分布と油膜厚さｈの関係は、図６に示すグラフのような傾向となる。図６のグラフから明らかなように、最小の油膜厚さｈは、接触楕円内に生じる圧力スパイクのところ（図６の計算例においてはｘ＝０付近）で最小になる。
　なお、同図の横軸に示す流れ方向ｘは周方向に相当し、横軸の原点０の位置は接触楕円の中心に相当する。また、同図のグラフに示す計算結果は、図１に示す弾性材１０がアクリルゴム、シール摺動面１８の直径が６４ｍｍ、自然状態の突起部２３の半円状を規定する曲率半径が１．５ｍｍ、自然状態の突起部２３の中実部２２からの高さが４０μｍ、突起部２３の総数が１８０個のモデルにおいて、潤滑油の動粘度（４０℃）が２６ｍｍ２／ｓ、軸受回転速度が１５００ｒｐｍのときを想定している。この計算は、シール部材２の全体の弾性変形と潤滑油の流体圧力とを連成させて解くソフトＥＨＬ解析により行った。
　図２に示す転がり軸受１が回転するとき、図４、図５に示すシールリップ部１６の緊迫力は圧力スパイクの箇所に作用する。圧力スパイクと緊迫力の比率Ｒ≦１である場合、緊迫力が圧力スパイクに勝り、油膜の形成が不十分となり、突起部２３とシール摺動面１８の固体接触が生じてしまう。一方、比率Ｒ＞１が成立する場合、圧力スパイクが緊迫力に勝るので、突起部２３とシール摺動面１８を油膜で完全に分離させることが可能である。
　ここで、圧力スパイクと緊迫力の比率Ｒは、圧力スパイク（ＭＰａ）／接触楕円の面積（ｍｍ２）の値（Ｎ）を求め、これを緊迫力（Ｎ）で除算した値である。
　その緊迫力は、シールリップ部１６における弾性変形で発生する。そのゴム弾性変形は、図１に示す断面における各部の高さＡ～Ｃ、腰１９の厚さＤ、中実部２２の内径Ｅ、及び中実部２２とシール摺動面１８間に設定された締め代Ｆに依存する。
　ここで、芯金９の高さＡは、芯金９の外径を規定する外周縁から内径を規定する内周縁１４までの高さである。高さＡは、芯金９の外径と内径との差分の１／２の寸法に相当する。高さＢは、シール部材２の外径から中実部２２のリップ先端上までの高さである。高さＢは、シール部材２の外径と中実部２２の内径Ｅとの差分の１／２の寸法に相当する。中実部２２の内径Ｅは、中実部２２のリップ先端上に径方向に内接する仮想円の直径である。高さＣは、芯金９の内径を規定する内周縁１４から中実部２２のリップ先端上までの高さである。高さＣは、芯金９の内径と中実部２２の内径Ｅとの差分の１／２の寸法に相当する。腰１９の厚さＤは、腰１９の軸方向外部側の側面から軸方向内部側の側面までの厚さである。締め代Ｆは、シール摺動面１８の直径（中実部２２と軸方向に重なる部位での直径）と中実部２２の内径Ｅとの差分である。
　比率Ａ／Ｂは、シール部材２の全周部の総高さに占める芯金９の高さの配分を示す。比率Ｃ／Ｂは、シール部材２の全周部の総高さに占めるシールリップ部１６の全周部の高さの配分を示す。比率Ｆ／（Ｅ／２）は、締め代Ｆが中実部２２の高さに占める配分を示す。シールリップ部１６の全周部の高さと、緊迫力に耐える芯金９の強度と、締め代Ｆの配分がシールリップ部１６の弾性変形に影響するので、緊迫力は、比率Ａ／Ｂ、比率Ｃ／Ｂ、及び比率Ｆ／（Ｅ／２）に依存する。特に、緊迫力に影響する腰１９からリップ頭２０にかけての撓み変形は、腰１９の厚さとシールリップ部１６の全周部の高さの比である比率Ｄ／Ｃと、比率Ｆ／（Ｅ／２）に依存する。
　シールリップ部１６の材料として通常使用される前述の熱硬化性エラストマー、熱可塑性エラストマー等であって６０ＨＳ～８０ＨＳの硬さである弾性材１０を前提とする場合、０．５０＜Ａ／Ｂ＜０．８０かつ０．１０＜Ｃ／Ｂ＜０．３１かつ０．０５＜Ｄ／Ｃ＜０．２２かつ０．００２＜Ｆ／（Ｅ／２）＜０．０２０を満足することにより、芯金９の強度と、締め代Ｆによるシールリップ部１６の弾性変形を適切にして、１＜Ｒを成立させることができる。
　ここで、前述の寸法Ａ～Ｆに基づくＡ／Ｂ、Ｃ／Ｂ、Ｄ／Ｃ、及びＦ／（Ｅ／２）の数値範囲から、緊迫力が小さくなる側に外れた場合と、緊迫力が大きくなる側に外れた場合とを考える。緊迫力が小さくなる側に寸法が外れた場合は、比較的問題が少ないが、極端に外れて緊迫力が極小になると、シール性が低下する。一方、緊迫力が大きくなる側に寸法が外れた場合は、圧力スパイクよりも緊迫力が勝る状態から、１＜Ｒが成立するまで（流体潤滑になるまで）の回転数（周速）が上昇してしまい、例えば、アイドリングストップ機能を有する車両だと、停車の度にエンジン回転数が０ｒｐｍになるため、そこからアイドリング回転（例えば７００ｒｐｍ）になるまで流体潤滑にならない可能性がある。
　比率Ａ／Ｂは、シール部材２の全周部の総高さにおいて芯金９が占める比率なので、緊迫力の大きさに影響する要素であるシールリップ部１６の剛性に関係がある。適切な緊迫力を得るため、比率Ａ／Ｂについては、０．５４＜Ａ／Ｂ＜０．７７を満足することが好ましく、より好ましくは０．５７＜Ａ／Ｂ＜０．７４を満足するとよい。
　比率Ｃ／Ｂは、シールリップ部１６の腰１９の長さを示す比率なので、これもシールリップ部１６の剛性に関係がある。適切な緊迫力を得るため、比率Ｃ／Ｂについては、０．１３＜Ｃ／Ｂ＜０．３０を満足することが好ましく、より好ましくは０．１６＜Ｃ／Ｂ＜０．２９を満足するとよい。
　比率Ｄ／Ｃは、シールリップ部１６の腰１９の厚さと腰１９の長さの比率なので、シールリップ部１６の剛性に関係がある。適切な緊迫力を得るため、比率Ｄ／Ｃについては、０．０６＜Ｄ／Ｃ＜０．２１を満足することが好ましく、より好ましくは０．０７＜Ｄ／Ｃ＜０．２０を満足するとよい。
　比率Ｆ／（Ｅ／２）は、締め代を示す比率なので、シール性に関係がある。適切なシール性を得るため、比率Ｆ／（Ｅ／２）については、０．００３＜Ｆ／（Ｅ／２）＜０．０１５を満足することが好ましく、より好ましくは０．００４４＜Ｆ／（Ｅ／２）＜０．０１３６を満足するとよい。
　前述の比率Ａ／Ｂ、比率Ｃ／Ｂ、比率Ｄ／Ｃ、比率Ｆ／（Ｅ／２）の好ましい数値範囲については適宜に全部又は複数を組み合わせて採用してもよい。
　図６例の計算で想定したモデルは、前述の比率Ａ／Ｂ、比率Ｃ／Ｂ、比率Ｄ／Ｃ、比率Ｆ／（Ｅ／２）の各数値範囲を満足するものである。図６例の計算条件のとき、その接触楕円の面積は０．０３５ｍｍ２（短軸長さ０．１５ｍｍ、長軸長さ０．３ｍｍ）となり、圧力スパイクは約０．２１ＭＰａとなり、圧力スパイク／接触楕円の面積の値は約５．９４Ｎとなり、緊迫力は約０．２１Ｎとなった。つまり、図６例の計算条件のときの比率Ｒは約３０倍である。図６例の計算条件における比率Ｒの値は、想定モデルでの中央値的な値である。温度、流れの速度等の条件が異なれば、圧力スパイクは比較的大きく変化する一方、シールリップ部の全周部の弾性変形に依存する緊迫力はさほど変化しないため、圧力スパイクの変化に伴って比率Ｒは変化し、最小で約２１倍、最大で約４５倍となる。比率Ｒが４５倍のときでも、図４、図５に示すシールリップ部１６の全周部の弾性変形はシール摺動面１８から遠ざかる方向において少なく、異物侵入防止性の観点から問題となる程の隙間２４の拡大は生じない。
　圧力スパイクと緊迫力の比率Ｒは、緊迫力を小さく設定する程、大きくなり、緊迫力を大きく設定する程、小さくなる。緊迫力を小さくする程、流体潤滑状態に遷移し易くなりかつ潤滑油の引き摺りせん断抵抗が小さくなるので低トルク性が良好になる反面、シールリップ部１６がシール摺動面１８から遠ざかる方へ浮き易くなるので、所定粒径を超える異物の内部空間７への侵入が起こり易くなる。緊迫力を大きくする程、シールリップ部１６の浮きを防止することは可能だが、低トルク性を損ねることになる。許容する比率Ｒの上限を過大に設定すると、低トルク性及び異物侵入防止性を両立させる上で緊迫力を過小に設定することになる。図６例のモデルで示された比率Ｒの変化範囲を踏まえると、比率Ｒの上限を４５倍とすれば、低トルク性及び異物侵入防止性を両立させる観点から適切な緊迫力と考えられる。
　比率Ｒは２１．１＜Ｒ＜４４．９を満足することが好ましい。この比率Ｒの数値範囲は、図１に示す各寸法Ａ～Ｆの公差の二乗平均から算出した値である。これにより、シール部材２の量産性と緊迫力の適切化の両立を図ることができる。比率Ｒの下限を２１．１とすることにより、量産下で１＜Ｒを確実に成立させつつ、緊迫力の過大設定を避けて良好な低トルク性を得ることができる（以下、適宜、図１～図５参照のこと。）。
　実施形態に係るシール付軸受は、上述のようなものであり、芯金９と弾性材１０とで構成されたシール部材２と、シール部材２に対して周方向に摺動するシール摺動面１８とを備え、シール部材２が径方向に延びる腰１９と、腰１９から径方向内側に向かって外部側へ傾いた方向に延びるリップ頭２０とを含む弾性材１０製のシールリップ部１６を有し、リップ頭２０が周方向全周に形成された中実部２２と、中実部２２からシール摺動面１８側へ突き出た複数の突起部２３とからなり、複数の突起部２３が周方向に隣り合う突起部２３同士の間に隙間２４を生じさせ、かつ軸受回転に伴って隙間２４から突起部２３とシール摺動面１８間に引き摺り込まれる潤滑油の油膜によってシールリップ部１６及びシール摺動面１８間を流体潤滑状態にすることが可能な態様で形成されているものであって、特に、芯金９の高さをＡとし、シール部材２の外径から中実部２２のリップ先端上までの高さをＢとし、芯金９の内径を規定する内周縁１４から中実部２２のリップ先端上までの高さをＣとし、腰１９の厚さをＤとし、中実部２２のリップ先端上での内径をＥとし、中実部２２とシール摺動面１８間に設定された締め代をＦとし、前記引き摺り込まれる潤滑油の圧力スパイクと緊迫力の比率をＲとして、０．５０＜Ａ／Ｂ＜０．８０かつ０．１０＜Ｃ／Ｂ＜０．３１かつ０．０５＜Ｄ／Ｃ＜０．２２かつ０．００２＜Ｆ／（Ｅ／２）＜０．０２０かつ１＜Ｒを満足することにより、シール部材２の芯金９の内周縁１４上から内方へ延びる弾性材１０製シールリップ部１６の複数の突起部２３によって転がり軸受１の回転時にシール摺動面１８とシールリップ部１６間の流体潤滑状態を実現すると共に、シールリップ部１６の緊迫力を適切にすることができる。
　また、実施形態に係るシール付軸受は、弾性材１０の硬さが６０ＨＳ以上、８０ＨＳ以下であることにより、シールリップ部を形成する弾性材として一般的な材料を用いて緊迫力を適切化することができる。
　また、実施形態に係るシール付軸受は、圧力スパイクと緊迫力の比率Ｒが２１．１＜Ｒ＜４４．９を満足することにより、量産性と緊迫力の適切化の両立を図ることができる。
　なお、この実施形態では、シールリップ部１６がラジアルリップである例を示したが、この発明は、アキシアルリップに変更することも可能である。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部のことをいい、アキシアルリップは、軸方向に対して４５°を超える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部のことをいう。
　また、この実施形態では、内輪回転のラジアル玉軸受を例示したが、この発明は、外輪回転の軸受、スラスト軸受、ころ軸受等の適宜の形式にも適用することも可能である。
　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　転がり軸受
２　シール部材
３　内輪
４　外輪
７　内部空間
９　芯金
１０　弾性材
１４　内周縁
１５　嵌合部
１６　シールリップ部
１８　シール摺動面
１９　腰
２０　リップ頭
２２　中実部
２３　突起部
２４　隙間

Claims (5)

  1. 　芯金と弾性材とで構成されたシール部材と、前記シール部材に対して周方向に摺動するシール摺動面とを備え、
    　前記シール部材は、径方向に延びる腰と、前記腰から径方向内側に向かって外部側へ傾いた方向に延びるリップ頭とを含む弾性材製のシールリップ部を有し、前記リップ頭は、周方向全周に形成された中実部と、前記中実部からシール摺動面側へ突き出た複数の突起部とからなり、前記複数の突起部は、周方向に隣り合う前記突起部同士の間に隙間を生じさせ、かつ軸受回転に伴って前記隙間から前記突起部と前記シール摺動面間に引き摺り込まれる潤滑油の油膜によって前記シールリップ部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形成されているシール付軸受において、
    　前記芯金の高さをＡとし、前記シール部材の外径から前記中実部のリップ先端上までの高さをＢとし、前記芯金の内径を規定する内周縁から前記中実部のリップ先端上までの高さをＣとし、前記腰の厚さをＤとし、前記中実部のリップ先端上での内径をＥとし、前記中実部と前記シール摺動面間に設定された締め代をＦとし、前記引き摺り込まれる潤滑油の圧力スパイクと緊迫力の比率をＲとして、０．５０＜Ａ／Ｂ＜０．８０かつ０．１０＜Ｃ／Ｂ＜０．３１かつ０．０５＜Ｄ／Ｃ＜０．２２かつ０．００２＜Ｆ／（Ｅ／２）＜０．０２０かつ１＜Ｒ＜４５を満足することを特徴とするシール付軸受。
  2. 　前記弾性材の硬さは６０ＨＳ以上、８０ＨＳ以下である請求項１に記載のシール付軸受。
  3. 　前記圧力スパイクと緊迫力の比率Ｒは２１．１＜Ｒ＜４４．９を満足する請求項１又は２に記載のシール付軸受。
  4. 　前記弾性材として熱硬化性エラストマー及び熱可塑性エラストマーのいずれかが使用されている請求項１から３のいずれか１項に記載のシール付軸受。
  5. 　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、ターボチャージャ及び駆動モータ、並びに工作機械、風力発電機及びホイール軸受の中のいずれか一つの回転部を支持する請求項１から４のいずれか１項に記載のシール付軸受。
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