WO2024053666A1 - 軸受密封装置および車両用軸受装置 - Google Patents

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WO2024053666A1
WO2024053666A1 PCT/JP2023/032487 JP2023032487W WO2024053666A1 WO 2024053666 A1 WO2024053666 A1 WO 2024053666A1 JP 2023032487 W JP2023032487 W JP 2023032487W WO 2024053666 A1 WO2024053666 A1 WO 2024053666A1
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lip
slinger
sealing device
bearing
grease
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PCT/JP2023/032487
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東克隆 艾
智洋 水貝
智也 坂口
力 大木
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Ntn株式会社
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    • F16C19/14—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load
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    • F16J15/3244—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings with hydrodynamic pumping action
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    • F16J15/3248—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings provided with casings or supports
    • F16J15/3252—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings provided with casings or supports with rigid casings or supports
    • F16J15/3256—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings provided with casings or supports with rigid casings or supports comprising two casing or support elements, one attached to each surface, e.g. cartridge or cassette seals

Definitions

  • the present invention relates to a bearing sealing device and a vehicle bearing device, and specifically relates to a hub bearing sealing device and a hub bearing in the automobile-related field.
  • a sealing device is used to seal the space inside the bearing, and for example, a sealing device for a hub bearing is known.
  • a sealing device is used to prevent leakage of grease sealed in the bearing space, and to prevent dust, water, steam, muddy water, etc. from entering the inside of the bearing from the outside.
  • sealing devices are required to not only have good sealing performance, but also various other performances such as low torque and long life.
  • Patent Document 1 As a bearing sealing device, for example, one having a slinger fitted to one of the outer ring and the inner ring and a sealing member slidingly in contact with the slinger is known (see, for example, Patent Document 1).
  • the sealing member is attached to the metal core and comes into sliding contact with the surface of the slinger through a lip.
  • Patent Document 2 describes a sealing device having a sealing lip that is slidably in close contact with a surface having an angle with respect to an axis.
  • This sealing device has a certain length, such as the length of the lip tip, the length of the lip base, the thickness of the tip of the lip tip, the thickness of the base end of the lip tip, and the thickness of the lip base. The range is set.
  • Bearing sealing devices tend to exhibit sufficient sealing performance in a clean environment.
  • hub bearings are used outdoors and are sometimes exposed to large amounts of dust, and may also be exposed to rainwater, water from car washes, antifreeze agents, and the like.
  • it may be used in situations where it is immersed in muddy water. In such a situation, dust, water, etc. may easily enter the hub bearing, and sufficient sealing performance may not be obtained.
  • the torque generated by the hub bearing sealing device accounts for half of the total torque.
  • the torque of the sealing device for example, it may be possible to reduce the tension force of the lip against the mating member, but on the other hand, there is a risk that the sealing performance may deteriorate.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and provides a bearing sealing device that seals the bearing space by sliding the lip on the slinger, which has three-way abrasive wear resistance even in an environment where muddy water etc. enter. It is an object of the present invention to provide a bearing sealing device and a vehicle bearing device that can improve sealing performance. Another object of the present invention is to provide a bearing sealing device and a vehicle bearing device that can both reduce torque and maintain sealing performance.
  • a bearing sealing device is a bearing sealing device installed between an outer ring and an inner ring to seal a bearing space, wherein the bearing sealing device includes a sealing member made of an elastic material and a metal slinger, The sealing member has a first lip and a second lip provided outside the first lip, each lip contacts the slinger with a predetermined interference, and the sealing member has a first lip and a second lip provided outside the first lip.
  • the hardness HRC of the portion that makes sliding contact with the first lip and the second lip is greater than 10.
  • the initial average surface pressure of the second lip is smaller than the initial average surface pressure of the first lip.
  • the initial average surface pressure P of the lip against the mating member can be calculated from the following equation (1).
  • Average surface pressure P F/A...(1)
  • A Contact area of the lip
  • the reaction force F of the lip can be calculated using an analytical value using an analytical model or using a load cell. The measured value is used. Further, the contact area A can be calculated using the following equation (2).
  • A ⁇ ((r+W) 2 -r 2 )...(2) ⁇ : pi
  • r inner diameter of lip contact circle
  • W contact width The inner diameter r and contact width W of the lip contact circle are shown in FIG. 5, which will be described later.
  • For the contact width W of the lip an analytical value using the same analytical model as the analysis of the lip reaction force F, or a measured value measured using an optical microscope is used.
  • the tightening margin of the second lip is larger than the tightening margin of the first lip.
  • the slinger is characterized in that the hardness HRC of the portion that makes sliding contact with the first lip and the second lip is 15 to 45.
  • the slinger has a sleeve that is fitted into the inner ring, and a flange that extends radially outward from the sleeve, and the first lip and the second lip each slide into contact with the flange of the slinger. It is characterized by
  • the initial average surface pressure of the second lip is smaller than the initial average surface pressure of the first lip, and the interference of the second lip is larger than the interference of the first lip,
  • the hardness HRC of the portion of the slinger that makes sliding contact with the first lip and the second lip is 15 to 45, and the slinger has a sleeve that is fitted into the inner ring, and a portion that extends radially outward from the sleeve. a widening flange, the first lip and the second lip are each in sliding contact with the flange of the slinger, and grease is sealed between the first lip and the second lip. It is characterized by
  • a bearing device for a vehicle according to one embodiment of the present invention is a bearing device for a vehicle that rotatably supports wheels of an automobile, and includes a bearing sealing device for sealing a bearing space
  • the bearing sealing device according to one embodiment of the present invention is a bearing device for a vehicle that rotatably supports wheels of an automobile. It is characterized by being a bearing sealing device.
  • a bearing sealing device is a bearing sealing device installed between an outer ring and an inner ring to seal a bearing space
  • the bearing sealing device includes a sealing member made of an elastic material
  • the sealing member includes: It has a first lip and a second lip provided outside the first lip, each lip contacts a mating member with a predetermined tightening margin, and the first lip and the second lip contact each other with a predetermined tightening margin.
  • Grease is sealed in a space formed between the lip and the mating member, and the initial average surface pressure P2 of the second lip against the mating member is equal to the initial average surface pressure P2 of the second lip against the mating member. It is characterized in that the average surface pressure on the member is smaller than P1 . Note that the initial average surface pressure P of the lip against the mating member can be calculated from the above equation (1).
  • the sealing member has a third lip provided inside the first lip, and the space formed between the first lip, the third lip, and the mating member is also grease-free.
  • the amount of grease sealed in the space between the first lip, the second lip, and the mating member is the same as that between the first lip, the third lip, and the mating member. It is characterized in that the amount is greater than the amount of grease sealed in the space between the parts.
  • the tightening margin of the second lip is larger than the tightening margin of the first lip.
  • the mating member is a slinger having a sleeve fitted into the inner ring and a flange extending radially outward from the sleeve, and the first lip and the second lip are respectively attached to the flange of the slinger. It is characterized by sliding contact with.
  • a feature is that processing lines are formed on the surface of the flange so as to intersect with the rotational direction of the slinger.
  • the ratio of the average surface pressure P 2 to the average surface pressure P 1 is 1:3 to 1:20, and the seal member has a third lip provided inside the first lip, Grease is also sealed in the space formed between the first lip, the third lip, and the mating member, and the space between the first lip, the second lip, and the mating member.
  • the amount of grease sealed in the space is greater than or equal to the amount of grease sealed in the space between the first lip, the third lip, and the mating member;
  • the tightening allowance is larger than the tightening allowance of the first lip, and the mating member is a slinger having a sleeve fitted into the inner ring and a flange extending radially outward from the sleeve, The lip of and the second lip are each in sliding contact with the flange of the slinger, and the surface of the flange is provided with a machining line so as to intersect with the rotational direction of the slinger. .
  • a vehicle bearing device is a vehicle bearing device that rotatably supports the wheels of an automobile, and has a bearing sealing device that seals a bearing space
  • the bearing device is a vehicle bearing device that rotatably supports the wheels of an automobile. It is characterized by being a bearing sealing device of the form.
  • a bearing sealing device includes a sealing member made of an elastic material and a metal slinger, and the sealing member has a first lip (for example, a main lip) and an outer part of the first lip. a second lip located on the side (for example, a side lip), each lip contacts the slinger with a predetermined tightening margin, and the hardness of the portion of the slinger that makes sliding contact with the first lip and the second lip HRC is larger than 10 (for example, 15 to 45), the wear rate of the slinger can be suppressed even in an environment where muddy water or the like enters the contact portion between each lip and the slinger. As a result, it is possible to have excellent three-way abrasive wear resistance and improve sealing performance.
  • the first lip wears faster than the second lip. Since it remains, for example, it becomes easier to retain the grease sealed between the first lip and the second lip. Furthermore, since the tightening margin of the second lip is larger than the tightening margin of the first lip, it has excellent grease retention and water resistance.
  • the grease is sealed between the first lip and the second lip, the grease is easily supplied to the contact portion, and the wear rate of the slinger can be further suppressed.
  • a bearing sealing device includes a sealing member made of an elastic material, and the sealing member includes a first lip (for example, a main lip) and a second lip provided outside the first lip. lips (for example, side lips), each lip contacts a mating member with a predetermined tightening margin, and grease is sealed in a space formed between the first lip, the second lip, and the mating member. Therefore, grease is easily supplied to the contact portion of the side lip due to centrifugal force, and it is particularly easy to reduce the torque of the side lip. Furthermore, by retaining the grease in the space for a long period of time, for example, sealing performance can be maintained at the same level as conventional products.
  • the sealing member has a third lip (for example, a grease lip) provided inside the first lip, and the space formed between the first lip, the third lip, and the mating member also has grease.
  • the amount of grease sealed in the space between the first lip, the second lip, and the mating member is the same as the amount of grease sealed in the space between the first lip, the third lip, and the mating member. Since the amount of grease enclosed is greater than the amount of grease sealed in the seal, it is easier to prevent the intrusion of external foreign substances, and it is easier to maintain sealing performance.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an example of a hub bearing to which a bearing sealing device of the present invention is applied.
  • FIG. 3 is an enlarged end view showing the constituent members of the bearing sealing device of the present invention.
  • FIG. 1 is an enlarged sectional view showing a bearing sealing device of the present invention.
  • FIG. 2 is a plan view of an example of a slinger viewed along the axial direction.
  • FIG. 3 is a schematic diagram of the vicinity of the contact portion between the lip and the slinger.
  • FIG. 2 is a schematic diagram of a muddy water penetration tester. It is a graph showing the relationship between the hardness of the slinger and the operating time until muddy water enters the slinger.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a hub bearing as an example of a vehicle bearing device having a bearing sealing device of the present invention.
  • the hub bearing shown in FIG. 1 is also an axle bearing device on the drive wheel side that rotatably supports the axle.
  • the hub bearing 1 integrally has a vehicle body mounting flange 2b attached to a vehicle body (not shown) on its outer periphery, and has a double-row outer raceway surface 2a, 2a formed on its inner periphery.
  • a member (outer ring) 2 and a wheel mounting flange 4b to which a wheel (not shown) is attached to one end are integrally formed, and one inner raceway surface 4a facing the double-row outer raceway surface 2a, 2a on the outer periphery;
  • a cylindrical small-diameter stepped portion 4c is formed extending in the axial direction from the inner raceway surface 4a, and is press-fitted into the hub ring 4 having serrations 6 for torque transmission formed on the inner periphery, and into the small-diameter stepped portion 4c, and formed on the outer periphery.
  • a double row of rolling elements (balls) 7 are rotatably housed in a retainer 8 between the double row of outer raceway surfaces 2a, 2a and the opposing inner raceway surfaces 4a, 5a.
  • bearing sealing devices 11 and 18 are respectively installed in the annular space formed between the inner member 3 consisting of the hub ring 4 and the inner ring 5 and the outer member 2, and are sealed in the bearing space 9. This prevents grease from leaking and rainwater, dust, etc. from entering the bearing space 9 from the outside.
  • the bearing sealing device 18 on the outboard side includes a core metal 19 that is fitted inside the outer member 2 and formed in an annular shape, and a seal member 20 that is integrally vulcanized and bonded to the core metal 19. It consists of.
  • the sealing member 20 is made of an elastic member such as nitrile rubber, and includes two sealing lips 20b, 20c and a single sealing lip 20a. It is brought into direct sliding contact with the sliding contact surface formed in the arc shape of the inboard side base.
  • the bearing sealing device 11 on the inboard side (right side in the figure) is the bearing sealing device of the present invention. Details will be explained using FIGS. 2 and 3.
  • FIG. 2 shows a seal ring and a slinger member, which are the constituent members of the bearing sealing device.
  • each member shows a state before the bearing sealing device is assembled.
  • FIG. 2 shows cross-sections of an annular seal ring and a slinger member taken in the axial direction, with FIG. 2(a) showing the seal ring and FIG. 2(b) showing the slinger member. Although these are annular, only their upper portions are shown in FIG.
  • the seal ring 12 includes a core bar 13 that is fitted inside the outer member and has an L-shaped cross section, and a seal member that is integrally vulcanized and bonded to the core bar 13. It has 14.
  • the core metal 13 has a sleeve 13a that is fitted into the outer ring, and a flange 13b that extends radially inward from the sleeve 13a.
  • the seal member 14 is made of an elastic member such as rubber, and has a grease lip 14a, a main lip 14b, and a side lip 14c as lips, in order from the inside.
  • the main lip 14b corresponds to the first lip of the present invention
  • the side lip 14c corresponds to the second lip of the present invention
  • the grease lip 14a corresponds to the third lip of the present invention.
  • the bearing space side is referred to as the inside (also referred to as the sealing side), and the opposite side is referred to as the outside (also referred to as the atmosphere side).
  • the grease lip 14a mainly plays the role of preventing grease from flowing out from inside the bearing space, and extends diagonally inward in the radial direction and toward the inside of the bearing space.
  • the main lip 14b and the side lip 14c mainly play the role of preventing foreign matter from flowing into the bearing space from the outside.
  • the main lip 14b and the side lip 14c are bent in the middle, and their tips extend obliquely toward the outer side in the radial direction and the outer side of the bearing space.
  • each lip is formed to increase in the order of grease lip 14a, main lip 14b, and side lip 14c.
  • the lip lengths of the main lip 14b and the side lip 14c are each the length from the bent point to the tip.
  • the width of each lip is larger (wider) in the main lip 14b than in the side lip 14c.
  • the axially extending tip of the sleeve 13a of the core metal 13 is covered with an elastic member 14.
  • the portion of the elastic member that covers the tip is located furthest outside the bearing space.
  • D b the distance between the axial end surface 14d of the elastic member 14 and the tip of the main lip 14b
  • D c the distance between the axial end surface 14 d of the elastic member 14 and the tip of the side lip 14 c
  • D b is larger (D b >D c ).
  • D b is 0.60 mm to 1.2 mm
  • D c is 0.20 mm to 0.80 mm.
  • the slinger member 15 includes a slinger 16 that is fitted onto the inner ring and has an L-shaped cross section, and an elastic member 17 that is integrally bonded to the slinger 16.
  • the slinger 16 also includes a sleeve 16a that is fitted into the inner ring, and a flange 16b that extends radially outward from the sleeve 16a.
  • the material of the slinger 16 is not particularly limited, but may include austenitic stainless steel plate (JIS standard SUS304 series, etc.), martensitic stainless steel plate (SUS440C series, etc.), anti-corrosion treated cold rolled steel plate (JIS standard SUS304 series etc.) SPCC type, etc.) can be used, and these are formed by press working. Among these, martensitic stainless steel sheets are preferred, and heat-treated martensitic stainless steel sheets are more preferred from the viewpoint of corrosion resistance. Note that the core metal 13 of the seal ring 12 can also be made of the same material.
  • FIG. 3 shows an enlarged sectional view of the bearing sealing device.
  • the bearing sealing device 11 is installed between the outer member (outer ring) and the inner ring.
  • the bearing sealing device 11 is mounted so that the main lip 14b and the side lip 14c are in contact with the slinger 16 with a predetermined tightening margin.
  • the main lip 14b and the side lip 14c contact the flange 16b of the slinger 16 with a predetermined axial interference.
  • the main lip 14b and the side lip 14c before deformation are each shown by dotted lines.
  • the grease lip 14a contacts the sleeve 16a of the slinger 16 with a predetermined radial interference.
  • the first embodiment of the present invention is characterized in that the hardness HRC (JIS Z 2245) of the portion of the slinger 16 that makes sliding contact with the main lip 14b and the side lip 14c is greater than 10.
  • the hardness HRC of the inner surface of the flange portion 16b of the slinger 16 is greater than 10.
  • the wear rate of the slinger 16 is more dominant, so by specifying the hardness HRC of the slinger 16, the wear rate of the contact portion can be effectively suppressed. As a result, as shown in the examples, it is possible to lengthen the operating time until muddy water enters in the muddy water infiltration test.
  • the hardness HRC of the portion of the slinger 16 that makes sliding contact with the main lip 14b and the side lip 14c is preferably 15 to 70.
  • the hardness HRC may be 15 to 45, or 15 to 30.
  • increasing the hardness HRC tends to further suppress the wear rate, and from that point of view, the hardness HRC is preferably 50 to 70.
  • the surface roughness of the portion of the slinger 16 that makes sliding contact with the main lip 14b and the side lip 14c is not particularly limited, but is, for example, Ra 0.05 to 0.20 ⁇ m.
  • the hardness HRC of the portion in sliding contact with the grease lip 14a is not particularly limited, but it is preferably greater than hardness HRC10, and is approximately the same as the hardness of the portion in sliding contact with the main lip 14b and side lip 14c.
  • the hardness may be expressed as HRC.
  • the method for bringing the hardness HRC into a desired range is not particularly limited, but various heat treatments such as carburizing, carbonitriding, and induction hardening can be applied.
  • the hardness HRC at least the surface may have a desired hardness, and the inside may also have a desired hardness.
  • the wear rate of the slinger 16 from the viewpoint of further suppressing the wear rate of the slinger 16, as shown in FIG. It is preferable that g is enclosed.
  • This space S is formed in an annular shape.
  • the grease g can be easily supplied to the contact portion, so that the wear rate of the slinger 16 can be further suppressed.
  • the method for filling the space S with grease is not particularly limited, and examples include applying grease to the outside of the tip of the main lip 14b or the inside of the tip of the side lip 14c. As shown in FIG. 15, which will be described later, it may be applied in a spot between two lips.
  • FIG. 4 is a plan view of an example of a slinger viewed from the sleeve side along the axial direction.
  • the surface of the slinger that comes into sliding contact with the lip may become uneven due to processing such as grinding, and may have processing marks.
  • the processing lines 16c are formed in a spiral shape.
  • the machining lines are formed to intersect with the rotational direction of the slinger 16.
  • the above-mentioned processing marks may be formed not only on the flange 16b but also on the sleeve 16a.
  • the direction in which it mainly rotates is defined as the rotation direction here.
  • the space formed between the grease lip 14a, the main lip 14b, and the slinger 16 may also be filled with grease g.
  • the amount of grease g sealed in the space S is preferably greater than or equal to the amount of grease g sealed in the space formed between the grease lip 14a, the main lip 14b, and the slinger 16.
  • the amount may be larger than the enclosed amount.
  • Grease g contains a base oil and a thickener, and optionally contains additives such as an antioxidant and a rust preventive agent.
  • the worked penetration (JIS K 2220) of the grease g is, for example, 265 to 340, and may be 280 to 310.
  • base oil for grease g commonly used base oils in the grease field can be used.
  • base oils include mineral oil, synthetic hydrocarbon oil such as poly- ⁇ -olefin (PAO) oil, ester oil, ether oil, silicone oil, and fluorine oil.
  • PAO poly- ⁇ -olefin
  • the kinematic viscosity of the base oil at 40° C. is, for example, 10 mm 2 /s to 120 mm 2 /s.
  • the grease g sealed in the sealed space between the lips gradually moves in the direction of gravity as it rotates. In other words, it gradually moves to the lower half of the seal under its own weight. If the viscosity of the base oil is high, it will be difficult to flow, so once it moves to the lower half due to its own weight, it will be difficult to move to the upper half.
  • the kinematic viscosity of the base oil at 40° C. is preferably 100 mm 2 /s or less, and 50 mm 2 /s or less, in order to suppress the deviation of the grease due to its own weight and to make it easier for the grease to smooth out between the lips around the entire circumference. s or less is more preferable, and may be 30 mm 2 /s or less.
  • thickener for Grease G common ones commonly used in the field of grease can be used.
  • soap-based thickeners such as metal soaps and composite metal soaps
  • non-soap-based thickeners such as bentone, silica gel, diurea compounds, triurea compounds, tetraurea compounds, and urea-urethane compounds can be used.
  • the initial average surface pressure of each lip can be set as appropriate.
  • the initial average surface pressure of the main lip 14b is not particularly limited, but is, for example, 0.30 MPa to 0.75 MPa, preferably 0.50 MPa to 0.75 MPa.
  • the initial average surface pressure of the side lip 14c is, for example, 0.40 MPa to 0.70 MPa, preferably 0.40 MPa to 0.65 MPa.
  • the initial average surface pressure of the side lip 14c is preferably smaller than the initial average surface pressure of the main lip 14b. With this relationship, the main lip 14b wears faster than the side lip 14c, but since the side lip 14c remains, it becomes easier to retain the grease g sealed between these lips.
  • the sealing member 14 is characterized in that grease g is sealed in the space S formed between the main lip 14b, the side lip 14c, and the slinger 16, which is a mating member. .
  • This space S is formed in an annular shape.
  • the grease g accumulates near the contact portion between the side lip 14c and the flange 16b of the slinger 16 due to centrifugal force. This makes it easier to supply the grease g to the contact portions, thereby reducing the torque caused by the side lip 14c.
  • this grease g also plays a role in preventing the intrusion of external foreign matter, leading to maintenance of sealing performance.
  • the amount of grease sealed in the space S is, for example, 0.1 g to 1.0 g, preferably 0.1 g to 0.5 g, and more preferably 0.1 g to 0.3 g.
  • the grease g sealed in the sealed space S formed by the two lips in this way is retained for a long time and exhibits effects such as torque reduction.
  • the configurations shown in FIGS. 4 and 5 can be adopted as a configuration for retaining the grease g for a longer period of time (suppressing grease leakage). Note that the configuration of FIG. 4 is as described above.
  • FIG. 5 shows a schematic diagram of the vicinity of the contact area between the side lip and the slinger. Note that in FIG. 5, illustration of grease is omitted.
  • ⁇ the angle at which the side lip 14c contacts the flange 16b of the slinger on the atmospheric side
  • ⁇ the angle at which the side lip 14c contacts the flange 16b on the sealed side
  • W W in the figure indicates the contact width of the lip
  • r indicates the inner diameter of the contact circle of the lip.
  • the space formed between the grease lip 14a, the main lip 14b, and the slinger 16 may also be filled with grease g.
  • This space is also formed in an annular shape.
  • the grease g accumulates near the contact portion between the main lip 14b and the flange 16b of the slinger 16 due to centrifugal force.
  • the amount of grease sealed in the space formed between the grease lip 14a, the main lip 14b, and the slinger 16 is, for example, 0.1 g to 1.0 g, preferably 0.1 g to 0.5 g.
  • the amount is more preferably 0.1 g to 0.3 g.
  • the amount of grease g sealed in the space S is preferably greater than or equal to the amount of grease g sealed in the space formed between the grease lip 14a, the main lip 14b, and the slinger 16.
  • the amount may be larger than the enclosed amount.
  • the grease g sealed between the lips is, for example, a different grease from the grease sealed as a lubricant in the bearing space.
  • Grease g contains a base oil and a thickener, and optionally contains additives such as an antioxidant and a rust preventive agent. The details of the grease g are as described above.
  • the initial average surface pressure of each lip with respect to the slinger 16 can be set as appropriate.
  • the initial average surface pressure P 2 of the side lip 14c with respect to the slinger 16 is set smaller than the initial average surface pressure P 1 of the main lip 14b with respect to the slinger 16.
  • the main lip 14b wears faster than the side lip 14c, but since the side lip 14c remains, it becomes easier to retain the grease g sealed between these lips.
  • the initial average surface pressure of the lip against the slinger can be calculated by the method described above.
  • the initial average surface pressure P1 of the main lip 14b is one of the important factors.
  • the average surface pressure P1 is not particularly limited, it is preferably equal to that of a general sealing member, specifically, preferably 0.50 MPa or more, and more preferably 0.68 MPa or more.
  • the side lip 14c plays an important role in retaining grease, and can sufficiently retain grease if it is in contact with the mating member. However, the side lip 14c comes into contact with dust and muddy water, and unless a certain degree of sealing performance is ensured, foreign matter may quickly enter the side lip 14c.
  • the pressure at which water tries to enter is the water pressure at the depth of the seal radius. Therefore, the lower limit of the average surface pressure P2 of the side lip 14c is preferably the water pressure at the depth of the seal radius.
  • the average surface pressure of the side lip 14c of the seal member 14 used in the muddy water infiltration test of the example was 0.55 MPa, which was sufficiently large compared to the surrounding water pressure of 0.0035 MPa. Originally, it would be theoretically sufficient for the average surface pressure of the side lip to be 0.0035 MPa, but in practice, 0.035 MPa is considered to be the appropriate lower limit value.
  • the lower limit value of the average surface pressure P2 is set based on the lower limit value of the interference. For example, in the seal member of the example, when the average surface pressure P2 is 0.035 MPa, the axial interference is about 0.02 mm. At least 0.15 mm is required for press-fitting accuracy when setting the interference margin and accuracy for rubber processing. Therefore, in this case, the preferable average surface pressure is 0.19 MPa when the interference is 0.15 mm.
  • the ratio of the average surface pressure P 2 to the average surface pressure P 1 is not particularly limited, but is preferably 1:3 to 1:20, more preferably 1:3 to 1:5. For example, using the above numerical values, if the average surface pressure P 2 is 0.035 MPa and the average surface pressure P 1 is 0.68 MPa, the ratio of the average surface pressure P 2 and the average surface pressure P 1 is 1:19. .4. Further, when the average surface pressure P 2 is 0.19 MPa and the average surface pressure P 1 is 0.68 MPa, the ratio of the average surface pressure P 2 to the average surface pressure P 1 is 1:3.6.
  • the material of the slinger 16 with which each lip of the seal member 14 comes into sliding contact is preferably a heat-treated martensitic stainless steel plate.
  • various heat treatments such as carburizing treatment, carbonitriding treatment, and induction hardening can be applied.
  • Corrosion resistance and hardness HRC JIS Z 2245) can be improved by heat treatment.
  • the hardness HRC of the portion of the slinger 16 that makes sliding contact with the main lip 14b and the side lip 14c is preferably greater than 10, and more preferably 15 to 70. By setting the hardness HRC within these ranges, the wear rate of the slinger 16 can be reduced even if, for example, hard particles enter the contact area between the lips 14b, 14c and the slinger 16 and attack the slinger 16. can be lowered.
  • the hardness HRC may be from 15 to 45, or from 15 to 30. Further, since increasing the hardness HRC tends to further suppress the wear rate, from that viewpoint, the hardness HRC is preferably 50 to 70.
  • the surface roughness of the portion of the slinger 16 that makes sliding contact with the main lip 14b and the side lip 14c is not particularly limited, but is, for example, Ra 0.05 to 0.20 ⁇ m.
  • the tightening allowance T b of the main lip 14b and the tightening allowance T c of the side lip 14c are not particularly limited, but are, for example, 0.10 mm to 1.5 mm, and 0.10 mm to 1.5 mm. It may be 30 mm to 1.2 mm. From the viewpoint of retaining the grease g, it is preferable that the tightening margin Tc of the side lip 14c is larger than the tightening margin Tb of the main lip 14b. In this case, for example, the tightening margin T c of the side lip 14c is 0.60 mm to 1.2 mm, and the tightening margin T b of the main lip 14b is 0.30 mm to 0.80 mm.
  • the tightening allowance T a (not shown) of the grease lip 14a is not particularly limited, but is preferably smaller than both the tightening allowance T b of the main lip 14b and the tightening allowance T c of the side lip 14c.
  • nitrile rubber acrylic rubber, silicone rubber, fluororubber, or the like is used. If these rubbers are used beyond their heat resistance limits, they may deteriorate due to heat, harden, and lose elasticity, and in extreme cases, cracks may occur in the lip and sealing performance may deteriorate. For this reason, it is preferable to select it appropriately depending on the usage environment (temperature).
  • the bearing sealing device of the present invention is not limited to the configuration shown in FIG. 3.
  • the grease lip 14a of the seal member 14 is brought into contact with the slinger 16 with a predetermined radial interference, but a non-contact construction may be adopted.
  • the grease lip 14a may have a labyrinth seal structure in which it faces the sleeve 16a of the slinger 16 with a slight radial gap therebetween. In this case, the sealing torque can be reduced to improve the fuel efficiency of the vehicle.
  • the main lip 14b may be formed to extend radially inward and toward the outside of the bearing space. In this case, the main lip 14b may be in sliding contact with the sleeve 16a of the slinger 16.
  • the sealing member 14 has a three-lip structure, but it may have a four- or more lip structure.
  • FIG. 1 shows an example of a double-row angular contact ball bearing in which balls are used as the rolling elements 7 of the hub bearing 1, the present invention is not limited to this. It's okay. Furthermore, the structure of the hub bearing to which the bearing sealing device of the present invention is applied is not limited to the structure shown in FIG.
  • the bearing sealing device of the present invention can be used not only for hub bearings but also, for example, for differential gear mechanisms of automobiles, bearings for rotating shafts of pumps (water pumps, etc.), and the like.
  • the hardness HRC of the slinger (material: SUS430) is 10, in test example A2, the hardness HRC of the slinger (material: SUS440C) is 19, and in test example A3, the hardness HRC of the slinger (material: SUS440C) is 10. ) has a hardness HRC of 60, and the slinger of Test Example A3 is a heat-treated version of the slinger of Test Example A2. Note that the surface roughness of the slinger was Ra0.13.
  • the interference of the side lip was 0.90 mm
  • the interference of the main lip was 0.50 mm
  • the grease lip was in a non-contact form.
  • the tension force of the side lip was 3.932N
  • the tension force of the main lip was 4.160N
  • the average surface pressure of the side lip was 0.55MPa
  • the average surface pressure of the main lip was 0.61MPa.
  • muddy water penetration tests were conducted using three types of bearing sealing devices.
  • the test machine 21 includes a rotating shaft 22, an inner ring 23 that rotates together with the rotating shaft 22, an outer ring 24 that is a fixed ring, a bearing sealing device 25 that seals the space between the inner ring 23 and the outer ring 24, and a bearing sealing device 25 that seals the space between the inner ring 23 and the outer ring 24. It has a storage chamber 26 located on the atmosphere side of the device 25, muddy water 27 stored inside the storage chamber 26, and a propeller 28 that stirs the muddy water 27. As shown in FIG.
  • the testing machine 21 is configured to rotate the bearing sealing device 25 at a predetermined rotational speed while half-immersing it in muddy water 27.
  • muddy water enters the bearing sealing device 25, and energization is detected by the energization sensor 29 on the sealing side.
  • Figure 7(a) shows the relationship between the hardness of the slinger and the operating time until muddy water ingress. As shown in FIG. 7(a), as the slinger became harder, the operating time until muddy water entered became longer.
  • FIG. 7(b) shows the relationship between the hardness of the slinger and the amount of wear at the contact portion when muddy water enters.
  • FIG. 8 shows a microscopic image and an example of the cross-sectional shape of the contact portion when muddy water enters. As shown in the left column of FIG. 8, on the seal (lip) side, the wear amount was calculated as the horizontal distance from the highest point in the cross-sectional shape before the test to the highest point in the cross-sectional shape when muddy water entered. Further, the amount of wear on the slinger side was calculated as the distance from the unworn surface to the most concave point, as shown in the right column of FIG.
  • the amount of wear on the contact portion is the sum of the amount of wear on the lip side and the amount of wear on the slinger side. As shown in FIG. 7(b), even if the hardness of the slinger changed, the amount of wear (particularly the amount of wear on the main lip) during muddy water penetration was generally the same. In other words, in all test examples, it can be said that muddy water entered when the contact portion (particularly with the main lip) was worn down by a predetermined amount.
  • the wear rate ( ⁇ m/h) was calculated by dividing the wear amount of the contact portion by the operating time until muddy water intrusion.
  • the relationship between the hardness of the slinger and the wear rate of the contact portion is shown in FIG. 9(a). As the slinger became harder, the wear rate of the contact parts (especially on the main lip side) was reduced.
  • the relationship between the hardness of the slinger and the wear rate of the slinger is shown in FIG. 9(b).
  • the rate of wear of the slinger was reduced.
  • the wear rate of the slinger was 0.7 ⁇ m/h or less. It can be said that the cause of the reduction in the wear rate of the contact portion is mainly due to the reduction in the wear rate of the slinger. Therefore, in this test, by making the slinger harder than a predetermined level, the wear rate of the slinger was reduced, and as a result, the operating time until muddy water entered could be extended.
  • FIG. 10 shows the relationship between the tightening margin of each lip of the seal member of the bearing sealing device used in this test and the tension force.
  • the tension force increases as the interference increases.
  • the tolerance range of the lip is, for example, ⁇ 0.15 mm
  • the upper limit of the interference of the side lip is preferably within a range before the tension force of the side lip increases rapidly, and is about 1.3 mm in FIG. 10.
  • Table 1 shows suitable ranges of the tension force of each lip.
  • Table 2 shows the preferable range of the initial average surface pressure of each lip.
  • muddy water infiltration tests were conducted using bearing sealing devices consisting of the following combinations of seal members and slingers.
  • FIG. 11 shows the state of the contact portion after the muddy water penetration test of Test Example B1.
  • test example B1 had an operating time of 3 hours, sliding marks were observed at the contact area between seal A and slinger A even during that time.
  • black dents were observed in the sliding traces of slinger A.
  • this black dent was analyzed using a Raman spectrometer, a waveform similar to that of black rust was confirmed. Therefore, this black dent formed in the contact area of slinger A is considered to be black rust.
  • FIG. 12 shows the state of the contact portion after the muddy water penetration test of Test Example B2.
  • Test Example B2 no black rust was observed on the sliding marks of Slinger B. This is considered to be because corrosion resistance was increased by heat treating SUS440C.
  • SUS440C heat treating SUS440C.
  • uneven parts were observed in the sliding traces of slinger B.
  • the roughness curve in the sliding direction was obtained using a laser microscope, it was found to be a depression of several microns.
  • FIG. 13 shows the state of the contact portion after the muddy water penetration test of Test Example B3.
  • a discolored area black rust
  • no black rust was observed at the contact portion of slinger A with the main lip. This is thought to be due to muddy water passing through the contact area between the slinger and the side lip, causing corrosion. It is thought that ample grease is retained around the main lip, and even if muddy water gets in, the rust preventive agent contained in the grease will protect it.
  • FIG. 14 shows the state of the contact portion after the muddy water penetration test of Test Example B4.
  • Test Example B4 the several micron dents seen in Slinger B of Test Example B2 were not observed.
  • Seal B As shown in Table 3, when Seal B was used as the seal member, the wear rate of the slinger was reduced and the operating time until muddy water entered was lengthened. Specifically, Seal B's run time was about 25 times longer than Seal A, and the slinger wear rate of Seal B was significantly slower than Seal A's. In addition, from the observation of the contact area, in the case of Seal A, there is only one lip, and even if grease is applied, the centrifugal force and the weight of the grease will keep the grease on the contact area for a long time during operation. The protective power of the rust inhibitor in the grease is difficult and excessive wear can also occur. On the other hand, in Seal B, with two lips, grease is sealed in the space between the side lip and the main lip, so that it is possible to constantly supply grease to the contact portion.
  • ⁇ Grease A (Base oil: mineral oil (kinematic viscosity at 40°C 94.4 mm 2 /s), worked penetration 289, urea-based)
  • ⁇ Grease B (Base oil: PAO oil (kinematic viscosity at 40°C 17 mm 2 /s), worked penetration 285, lithium soap type)
  • ⁇ Grease application amount Side lip 0.3g (upper half 0.2g, lower half 0.1g), main lip 0.3g (upper half 0.15g, lower half 0.15g) ⁇ Driving time: 18 hours
  • ⁇ Test environment Room temperature (27°C)
  • the bearing sealing device can suppress the wear rate of the slinger, has excellent three-way abrasive wear resistance, and can significantly extend the operating time before muddy water intrudes.
  • the sealing performance was improved.
  • the structure allows grease to be retained for a long period of time, significantly extending the operating time before muddy water enters, and as a result, sealing performance has been improved.
  • the bearing sealing device of the present invention has excellent three-way abrasive wear resistance even in environments where muddy water etc. enter, and can improve sealing performance, so it can be used as a bearing sealing device for sealed rolling bearings that seals grease in the bearing space. Widely available. Further, since the bearing sealing device of the present invention can achieve both low torque and maintenance of sealing performance, it can be widely used as a bearing sealing device for sealed rolling bearings that seals grease in the bearing space.
  • Hub bearing (vehicle bearing device) 2 Outer member (outer ring) 3 Inner member 4 Hub ring 5 Inner ring 6 Serration 7 Rolling element 8 Cage 9 Bearing space 11 Bearing sealing device (inner side) 12 Seal ring 13 Core metal 14 Seal member 14a Grease lip (third lip) 14b Main lip (first lip) 14c Side lip (second lip) 14d End face 15 Slinger member 16 Slinger 16a Sleeve 16b Flange 16c Processing line 17 Elastic member 18 Bearing sealing device (outer side) 19 Core metal 20 Seal member 20a-20c Seal lip 21 Testing machine 22 Rotating shaft 23 Inner ring 24 Outer ring 25 Bearing sealing device 26 Storage chamber 27 Mud water 28 Propeller 29 Current sensor g Grease

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Abstract

泥水などが浸入する環境下でも耐三元アブレシブ摩耗性に優れ、密封性能を向上できる軸受密封装置および車両用軸受装置を提供する。軸受密封装置１１は、外輪および内輪の間に装着され軸受空間を密封し、弾性材料からなるシール部材１４と金属製のスリンガ１６とを備え、シール部材１４は、メインリップ１４ｂと、メインリップ１４ｂよりも外側に設けられるサイドリップ１４ｃとを有し、各リップ１４ｂ、１４ｃが所定の締め代をもってスリンガ１６に接触し、スリンガ１６においてメインリップ１４ｂおよびサイドリップ１４ｃと摺接する部分の硬さＨＲＣが１０より大きい。

Description

軸受密封装置および車両用軸受装置
　本発明は、軸受密封装置および車両用軸受装置に関し、具体的には、自動車関連分野におけるハブベアリングの密封装置およびハブベアリングに関する。
　自動車関連分野や一般産業機械分野などに用いられる軸受では、軸受内部の空間を密封する密封装置が用いられており、例えばハブベアリングの密封装置などが知られている。このような密封装置は、軸受空間に封入されたグリースの漏洩を防止するとともに、外部からの塵埃、水、水蒸気、泥水などの軸受内部への侵入を防止するために用いられている。近年の技術の進歩に伴い、密封装置は、密封性能が求められる他に、低トルク、長寿命など様々な性能が求められている。
　軸受密封装置としては、例えば、外輪および内輪のいずれか一方の軌道輪に嵌合されるスリンガと、該スリンガに摺接するシール部材とを有するものが知られている（例えば特許文献１参照）。このような軸受密封装置において、例えば、シール部材は芯金に取り付けられ、リップによってスリンガの表面に摺接する。また、特許文献２には、軸に対して角度をもつ面に摺動自在に密接するシールリップを有する密封装置が記載されている。この密封装置は、リップ先端部の長さ、リップ根元部の長さ、リップ先端部の先端部分の厚さ、リップ先端部の基端部分の厚さ、リップ根元部の厚さなどが所定の範囲に設定されている。
特開２０２０－１０１２３５号公報 特開２００９－１１５１１０号公報
　軸受密封装置は、清浄な環境下では密封性能を十分に発揮しやすい。しかしながら、例えば、ハブベアリングは屋外で使用され、時には多量の塵埃に曝され、また、雨水や洗車時の水、凍結防止剤などがかかることがある。さらに場合によっては、泥水に浸漬した状況で使用されることがある。このような状況では、塵埃や水などがハブベアリング内に侵入しやすく、十分な密封性能が得られないことがある。
　密封性能の低下の一因としては、密封装置の接触部に硬質粒子（砂塵、塵埃）が侵入し、弾性部材であるリップおよびスリンガを攻撃する、いわゆる三元アブレシブ摩耗が接触部で起きることが考えられる。三元アブレシブ摩耗が起きると、接触部におけるリップの締め代が急速に減少し、かつ、リップとスリンガの接触幅が急速に増加する。その結果、接触部での面圧が急速に低下し、密封性能が低下するおそれがある。
　一方で、ハブベアリングの密封装置で発生するトルクは、全体の半分も占めるとされている。密封装置を低トルク化するためには、例えば、相手部材に対するリップの緊迫力を低減することが考えられるが、その反面、密封性能が低下するおそれがある。
　本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、リップをスリンガに摺接させて軸受空間を密封する軸受密封装置において、泥水などが浸入する環境下でも耐三元アブレシブ摩耗性に優れ、密封性能を向上できる軸受密封装置および車両用軸受装置を提供することを目的とする。また、低トルク化と密封性能の保持を両立できる軸受密封装置および車両用軸受装置を提供することを目的とする。
　本発明の一形態の軸受密封装置は、外輪および内輪の間に装着され軸受空間を密封する軸受密封装置において、上記軸受密封装置は、弾性材料からなるシール部材と金属製のスリンガとを備え、上記シール部材は、第１のリップと、該第１のリップよりも外側に設けられる第２のリップとを有し、各リップが所定の締め代をもって上記スリンガに接触し、上記スリンガにおいて上記第１のリップおよび上記第２のリップと摺接する部分の硬さＨＲＣが１０より大きいことを特徴とする。
　上記第２のリップの初期の平均面圧は、上記第１のリップの初期の平均面圧よりも小さいことを特徴とする。
　リップの初期の相手部材に対する平均面圧Ｐは、下記の式（１）より算出できる。
平均面圧Ｐ＝Ｆ／Ａ・・・（１）
Ｆ：リップ全周における相手部材に対する反力（＝緊迫力）、Ａ：リップの接触面積
　上記の式（１）中、リップの反力Ｆは、解析モデルを用いた解析値や、ロードセルを用いて測定した測定値が用いられる。また、接触面積Ａは、下記の式（２）より算出できる。
Ａ＝π（（ｒ＋Ｗ）２－ｒ２）・・・（２）
π：円周率、ｒ：リップの接触円の内径、Ｗ：接触幅
　リップの接触円の内径ｒおよび接触幅Ｗは、後述の図５に示す。リップの接触幅Ｗは、リップの反力Ｆの解析と同一モデルの解析モデルを用いた解析値や、光学顕微鏡を用いて測定した測定値が用いられる。
　上記第２のリップの締め代は、上記第１のリップの締め代よりも大きいことを特徴とする。
　上記スリンガにおいて上記第１のリップおよび上記第２のリップと摺接する部分の硬さＨＲＣが１５～４５であることを特徴とする。
　上記スリンガは、上記内輪に嵌合されるスリーブと、該スリーブから径方向外側に広がるフランジとを有し、上記第１のリップおよび上記第２のリップはそれぞれ、上記スリンガの上記フランジに摺接することを特徴とする。
　上記第１のリップと上記第２のリップの間にグリースが封入されていることを特徴とする。
　上記第２のリップの初期の平均面圧は、上記第１のリップの初期の平均面圧よりも小さく、上記第２のリップの締め代は、上記第１のリップの締め代よりも大きく、上記スリンガにおいて上記第１のリップおよび上記第２のリップと摺接する部分の硬さＨＲＣが１５～４５であり、上記スリンガは、上記内輪に嵌合されるスリーブと、該スリーブから径方向外側に広がるフランジとを有し、上記第１のリップおよび上記第２のリップはそれぞれ、上記スリンガの上記フランジに摺接し、上記第１のリップと上記第２のリップの間にグリースが封入されていることを特徴とする。
　本発明の一形態の車両用軸受装置は、自動車の車輪を回転支持する車両用軸受装置であって、軸受空間を密封する軸受密封装置を有し、上記軸受密封装置が本発明の一形態の軸受密封装置であることを特徴とする。
　本発明の他の形態の軸受密封装置は、外輪および内輪の間に装着され軸受空間を密封する軸受密封装置において、上記軸受密封装置は、弾性材料からなるシール部材を備え、上記シール部材は、第１のリップと、該第１のリップよりも外側に設けられる第２のリップとを有し、各リップが所定の締め代をもって相手部材に接触し、上記第１のリップと上記第２のリップと上記相手部材との間に形成される空間にグリースが封入されており、上記第２のリップの初期の上記相手部材に対する平均面圧Ｐ２は、上記第１のリップの初期の上記相手部材に対する平均面圧Ｐ１よりも小さいことを特徴とする。なお、リップの初期の相手部材に対する平均面圧Ｐは、上記の式（１）より算出できる。
　上記平均面圧Ｐ２と上記平均面圧Ｐ１の割合が１：３～１：２０であることを特徴とする。
　上記シール部材は、上記第１のリップよりも内側に設けられる第３のリップを有し、上記第１のリップと上記第３のリップと上記相手部材との間に形成される空間にもグリースが封入されており、上記第１のリップと上記第２のリップと上記相手部材との間の空間に封入されるグリースの封入量が、上記第１のリップと上記第３のリップと上記相手部材との間の空間に封入されるグリースの封入量以上であることを特徴とする。
　上記第２のリップの締め代は、上記第１のリップの締め代よりも大きいことを特徴とする。
　上記相手部材は、上記内輪に嵌合されるスリーブと、該スリーブから径方向外側に広がるフランジとを有するスリンガであり、上記第１のリップおよび上記第２のリップはそれぞれ、上記スリンガの上記フランジに摺接することを特徴とする。
　上記フランジの表面に、上記スリンガの回転方向に対して交差するように加工目が形成されていることを特徴とする。
　上記平均面圧Ｐ２と上記平均面圧Ｐ１の割合が１：３～１：２０であり、上記シール部材は、上記第１のリップよりも内側に設けられる第３のリップを有し、上記第１のリップと上記第３のリップと上記相手部材との間に形成される空間にもグリースが封入されており、上記第１のリップと上記第２のリップと上記相手部材との間の空間に封入されるグリースの封入量が、上記第１のリップと上記第３のリップと上記相手部材との間の空間に封入されるグリースの封入量以上であり、上記第２のリップの締め代は、上記第１のリップの締め代よりも大きく、上記相手部材は、上記内輪に嵌合されるスリーブと、該スリーブから径方向外側に広がるフランジとを有するスリンガであり、上記第１のリップおよび上記第２のリップはそれぞれ、上記スリンガの上記フランジに摺接し、上記フランジの表面に、上記スリンガの回転方向に対して交差するように加工目が形成されていることを特徴とする。
　本発明の他の形態の車両用軸受装置は、自動車の車輪を回転支持する車両用軸受装置であって、軸受空間を密封する軸受密封装置を有し、上記軸受密封装置が本発明の他の形態の軸受密封装置であることを特徴とする。
　本発明の一形態の軸受密封装置は、弾性材料からなるシール部材と金属製のスリンガとを備え、シール部材は、第１のリップ（例えばメインリップ）と、該第１のリップよりも外方側に位置する第２のリップ（例えばサイドリップ）とを有し、各リップが所定の締め代をもってスリンガに接触し、スリンガにおいて第１のリップおよび第２のリップと摺接する部分の硬さＨＲＣが１０より大きい（例えば１５～４５）ので、各リップとスリンガとの接触部に泥水などが浸入する環境下でも、スリンガの摩耗速度を抑えることができる。これにより、耐三元アブレシブ摩耗性に優れ、密封性能を向上させることができる。
　第２のリップの初期の平均面圧は、第１のリップの初期の平均面圧よりも小さいので、第２のリップに比べて第１のリップの摩耗が速くなるが、第２のリップが残存することから、例えば、第１のリップと第２のリップの間に封入されたグリースを保持しやすくなる。また、第２のリップの締め代は、第１のリップの締め代よりも大きいので、グリースの保持性に優れるとともに、耐水性にも優れる。
　第１のリップと第２のリップの間にグリースが封入されているので、接触部にグリースが供給されやすく、スリンガの摩耗速度を一層抑えることができる。
　本発明の他の形態の軸受密封装置は、弾性材料からなるシール部材を備え、シール部材は、第１のリップ（例えばメインリップ）と、該第１のリップよりも外側に設けられる第２のリップ（例えばサイドリップ）とを有し、各リップが所定の締め代をもって相手部材に接触し、第１のリップと第２のリップと相手部材との間に形成される空間にグリースが封入されているので、遠心力によりサイドリップの接触部にグリースが供給されやすく、特にサイドリップの低トルク化を図りやすい。また、当該空間にグリースが長期的に保持されることで、例えば密封性能を従来品と同レベルに維持できる。
　さらに、第２のリップの初期の平均面圧Ｐ２は、第１のリップの初期の平均面圧Ｐ１よりも小さい（好ましくは、平均面圧Ｐ２：平均面圧Ｐ１＝１：３～１：２０である）ので、特に、サイドリップの緊迫力の低下によって低トルク化を図ることができる。この場合、サイドリップの緊迫力を低下させたとしても、上記空間にグリースが保持されることで外部の異物の侵入を阻止しやすく、密封性能を維持しやすい。
　シール部材は、第１のリップよりも内側に設けられる第３のリップ（例えばグリースリップ）を有し、第１のリップと第３のリップと相手部材との間に形成される空間にもグリースが封入されており、第１のリップと第２のリップと相手部材との間の空間に封入されるグリースの封入量が、第１のリップと第３のリップと相手部材との間の空間に封入されるグリースの封入量以上であるので、外部の異物の侵入を阻止しやすく、密封性能をより維持しやすい。
本発明の軸受密封装置が適用されるハブベアリングの一例を示す縦断面図である。 本発明の軸受密封装置の構成部材を示す拡大端面図である。 本発明の軸受密封装置を示す拡大断面図である。 スリンガの一例を軸方向に沿って見た平面図である。 リップとスリンガの接触部付近の模式図である。 泥水浸入試験機の模式図である。 スリンガの硬さと泥水浸入までの運転時間などの関係を示すグラフである。 接触部の顕微鏡画像と断面形状の例を示す図である。 スリンガの硬さと接触部の摩耗速度などの関係を示すグラフである。 各リップの締め代と緊迫力との関係を示すグラフである。 試験例Ｂ１の接触部における写真などである。 試験例Ｂ２の接触部における写真などである。 試験例Ｂ３の接触部における写真である。 試験例Ｂ４の接触部における写真である。 グリースの塗布状態を示す写真である。
　本発明の実施形態を図面に基づいて以下に説明する。図１は、本発明の軸受密封装置を有する車両用軸受装置の一例としてハブベアリングを示す縦断面図である。図１に示すハブベアリングは、車軸を回転可能に支持する駆動輪側の車軸用軸受装置でもある。
　図１に示すように、ハブベアリング１は、外周に車体（図示省略）に取り付けられる車体取付フランジ２ｂを一体に有し、内周に複列の外側軌道面２ａ、２ａが形成された外方部材（外輪）２と、一端部に車輪（図示省略）が取り付けられる車輪取付フランジ４ｂを一体に有し、外周に上記複列の外側軌道面２ａ、２ａに対向する一方の内側軌道面４ａ、および該内側軌道面４ａから軸方向に延びる円筒状の小径段部４ｃが形成され、内周にトルク伝達用のセレーション６が形成されたハブ輪４と、小径段部４ｃに圧入され、外周に他方の内側軌道面５ａが形成された内輪５とを備えている。
　回転側部材となる内方部材３は、内側軌道面４ａ、５ａを有し、固定側部材となる外方部材２は、複列の外側軌道面２ａ、２ａを有する。複列の外側軌道面２ａ、２ａと、これらに対向する内側軌道面４ａ、５ａ間には複列の転動体（ボール）７が保持器８によって転動自在に収容されている。また、ハブ輪４と内輪５とからなる内方部材３と、外方部材２との間に形成される環状空間には軸受密封装置１１、１８がそれぞれ装着され、軸受空間９に封入されたグリースの漏洩と、外部から雨水やダストなどが軸受空間９に侵入するのを防止している。
　アウトボード側（図中左側）の軸受密封装置１８は、外方部材２に内嵌され、円環状に形成された芯金１９と、この芯金１９に一体に加硫接着されたシール部材２０とからなる。シール部材２０はニトリルゴムなどの弾性部材からなり、２本のシールリップ２０ｂ、２０ｃと単一のシールリップ２０ａを備え、それぞれの先端縁をハブ輪４の表面、具体的には、車輪取付フランジのインボード側基部の円弧状に形成された摺接面に直接摺接させている。
　一方、図１において、インボード側（図中右側）の軸受密封装置１１が本発明の軸受密封装置である。詳細については、図２および図３を用いて説明する。
　まず、図２に、軸受密封装置の構成部材であるシールリングとスリンガ部材をそれぞれ示す。図２において、各部材は、軸受密封装置の組み立て前の状態を示す。図２は、環状のシールリングとスリンガ部材をそれぞれ軸方向で切断した切断面を示しており、図２（ａ）がシールリングを示し、図２（ｂ）がスリンガ部材を示す。これらは環状であるが、図２においては、その上側部分のみを示している。
　図２（ａ）に示すように、シールリング１２は、外方部材に内嵌され、断面Ｌ字状に形成された芯金１３と、この芯金１３に一体に加硫接着されたシール部材１４を有する。芯金１３は、外輪に嵌合されるスリーブ１３ａと、スリーブ１３ａから径方向内側に広がるフランジ１３ｂとを有する。シール部材１４はゴムなどの弾性部材からなり、リップとして、内側から順に、グリースリップ１４ａ、メインリップ１４ｂ、サイドリップ１４ｃを有している。メインリップ１４ｂが本発明の第１のリップに相当し、サイドリップ１４ｃが本発明の第２のリップに相当し、グリースリップ１４ａが本発明の第３のリップに相当する。本発明の軸受密封装置において、軸受空間側を内側（密封側ともいう）、反対側を外側（大気側ともいう）という。
　グリースリップ１４ａは、主に軸受空間内部からのグリースの流出を防止する役割を担い、径方向内側かつ軸受空間内側に向かって斜めに延びている。一方、メインリップ１４ｂおよびサイドリップ１４ｃは、主に外部から軸受空間内部への異物の流入を防止する役割を担っている。メインリップ１４ｂおよびサイドリップ１４ｃは、途中で屈曲して、先端が径方向外側かつ軸受空間外側に向かって斜めに延びている。
　図２（ａ）において、各リップの長さは、グリースリップ１４ａ、メインリップ１４ｂ、サイドリップ１４ｃの順に長くなるように形成されている。なお、メインリップ１４ｂおよびサイドリップ１４ｃのリップ長さはそれぞれ、屈曲した箇所から先端までの長さである。例えば、各リップの幅は、メインリップ１４ｂの方が、サイドリップ１４ｃよりも大きく（幅広）なっている。
　シールリング１２において、芯金１３のスリーブ１３ａの軸方向に延びる先端部は弾性部材１４によって覆われている。当該先端部を覆った部分の弾性部材が最も軸受空間外側に位置している。図２（ａ）に示すように、弾性部材１４の軸方向端面１４ｄとメインリップ１４ｂの先端との距離をＤｂ、弾性部材１４の軸方向端面１４ｄとサイドリップ１４ｃの先端との距離をＤｃとすると、Ｄｂの方が大きい（Ｄｂ＞Ｄｃ）ことが好ましい。この場合、具体的な数値として、Ｄｂが０．６０ｍｍ～１．２ｍｍであり、Ｄｃが０．２０ｍｍ～０．８０ｍｍである。
　図２（ｂ）に示すように、スリンガ部材１５は、内輪に外嵌され、断面Ｌ字状に形成されたスリンガ１６と、スリンガ１６に一体に接着された弾性部材１７とを有する。また、スリンガ１６は、内輪に嵌合されるスリーブ１６ａと、スリーブ１６ａから径方向外側に広がるフランジ１６ｂとを有する。スリンガ１６の材質は特に限定されないが、オーステナイト系ステンレス鋼鈑（ＪＩＳ規格のＳＵＳ３０４系など）、マルテンサイト系ステンレス鋼鈑（ＳＵＳ４４０Ｃ系など）、防錆処理された冷間圧延鋼鈑（ＪＩＳ規格のＳＰＣＣ系など）などを用いることができ、これらをプレス加工にて形成される。これらの中でも、マルテンサイト系ステンレス鋼鈑が好ましく、耐食性の点から、熱処理したマルテンサイト系ステンレス鋼鈑がより好ましい。なお、シールリング１２の芯金１３も同様の材質を用いることができる。
　次に、図３に軸受密封装置の拡大断面図を示す。軸受密封装置１１は外方部材（外輪）と内輪との間に装着される。軸受密封装置１１は、メインリップ１４ｂ、サイドリップ１４ｃが所定の締め代をもってスリンガ１６に接触するように装着される。図３では、メインリップ１４ｂ、サイドリップ１４ｃは所定の軸方向締め代をもってスリンガ１６のフランジ１６ｂに接触する。なお、図３において、変形前のメインリップ１４ｂ、サイドリップ１４ｃをそれぞれ点線で示している。また、グリースリップ１４ａは所定の径方向締め代をもってスリンガ１６のスリーブ１６ａに接触する。
［第１実施形態］
　本発明の第１実施形態では、スリンガ１６においてメインリップ１４ｂおよびサイドリップ１４ｃと摺接する部分の硬さＨＲＣ（ＪＩＳ　Ｚ　２２４５）が１０より大きいことを特徴としている。図３では、例えば、スリンガ１６のフランジ部１６ｂの内側面の硬さＨＲＣが１０より大きくなっている。これらリップ１４ｂ、１４ｃが摺接する部分の硬さＨＲＣを１０より大きくすることで、リップ１４ｂ、１４ｃとスリンガ１６の接触部に硬質粒子が侵入して、スリンガ１６を攻撃するような場合であっても、スリンガ１６の摩耗速度を低下させることができる。なお、三元アブレシブ摩耗においては、スリンガ１６の摩耗速度がより支配的であることから、スリンガ１６の硬さＨＲＣを規定することで、接触部の摩耗速度を効果的に抑えることができる。その結果、実施例で示すように、泥水浸入試験において、泥水が浸入するまでの運転時間を長くすることができる。
　スリンガ１６においてメインリップ１４ｂおよびサイドリップ１４ｃと摺接する部分の硬さＨＲＣは１５～７０が好ましい。具体的には、上記硬さＨＲＣは１５～４５であってもよく、１５～３０であってもよく。また、後述の実施例に示すように、硬さＨＲＣを増大させることで摩耗速度を一層抑えられる傾向があることから、その観点では上記硬さＨＲＣは５０～７０が好ましい。
　スリンガ１６においてメインリップ１４ｂおよびサイドリップ１４ｃと摺接する部分の表面粗さは特に限定されないが、例えばＲａ０．０５～０．２０μｍである。
　なお、スリンガ１６において、グリースリップ１４ａが摺接する部分の硬さＨＲＣについては、特に限定されないが、硬さＨＲＣ１０より大きいことが好ましく、また、メインリップ１４ｂおよびサイドリップ１４ｃと摺接する部分と同程度の硬さＨＲＣとしてもよい。
　スリンガ１６において、硬さＨＲＣを所望の範囲にするための方法は特に限定されないが、例えば、浸炭処理、浸炭窒化処理、高周波焼入れなどの各種熱処理を適用できる。上記硬さＨＲＣについては、少なくとも表面が所望の硬さであればよく、内部も所望の硬さであってもよい。
　上記第１実施形態において、スリンガ１６の摩耗速度をより抑える観点から、図３に示すように、メインリップ１４ｂとサイドリップ１４ｃと相手部材であるスリンガ１６との間に形成される空間Ｓにグリースｇが封入されていることが好ましい。この空間Ｓは環状に形成される。これにより、接触部にグリースｇを供給しやすくなることから、スリンガ１６の摩耗速度を一層抑えることができる。空間Ｓにグリースを封入する方法としては、特に限定されず、例えば、メインリップ１４ｂの先端外側や、サイドリップ１４ｃの先端内側にグリースを塗布することなどが挙げられる。後述の図１５に示すように、２つのリップの間にスポット状に塗布してもよい。
　ここで、グリースｇをより長期に保持する（グリース漏れを抑制する）構成として図４を用いて説明する。図４は、スリンガの一例をスリーブ側から軸方向に沿って見た平面図である。スリンガにおいて、リップと摺接するスリンガの表面は、例えば研削などの加工によって凹凸が生じ、加工目が生じる場合がある。その場合、グリース保持の観点から、スリンガの回転方向と反対向きの加工目を形成することが好ましい。例えば図４において、スリンガ１６が反時計周り（回転方向Ｘ）に回転するとした場合、スリンガ１６のフランジ１６ｂの表面に、回転方向Ｘとは反対側に向かって外径側から内径側にかけて加工目１６ｃが形成される。図４では、スパイラル状に加工目１６ｃが形成されている。このように、スリンガ１６の回転方向に対して加工目が交差するように形成されるとよい。また、スリンガ１６において、フランジ１６ｂに限らず、スリーブ１６ａに上記のような加工目が形成されてもよい。なお、スリンガ１６が両方向に回転する場合、ここでは、主に回転する方向を回転方向とする。
　また、図３に示すように、グリースリップ１４ａとメインリップ１４ｂとスリンガ１６との間に形成される空間にもグリースｇが封入されていてもよい。
　空間Ｓに封入されるグリースｇの封入量は、グリースリップ１４ａとメインリップ１４ｂとスリンガ１６との間に形成される空間に封入されるグリースｇの封入量以上であることが好ましく、当該グリースｇの封入量よりも多くてもよい。
　このように、リップ間に封入されるグリースｇには、例えば、軸受空間内の潤滑剤として封入されるグリースとは異なるグリースが用いられる。グリースｇは、基油と増ちょう剤を含み、必要に応じて、酸化防止剤や防錆剤などの添加剤を含む。グリースｇの混和ちょう度（ＪＩＳ　Ｋ　２２２０）は、例えば２６５～３４０であり、２８０～３１０であってもよい。
　グリースｇの基油は、通常、グリースの分野で使用される一般的なものを使用できる。例えば、鉱油、ポリ－α－オレフィン（ＰＡＯ）油などの合成炭化水素油、エステル油、エーテル油、シリコーン油、フッ素油などが挙げられる。基油の４０℃における動粘度は、例えば１０ｍｍ２／ｓ～１２０ｍｍ２／ｓである。ここで、リップ間の密封空間に封入されたグリースｇは、回転するにつれて重力方向へ徐々に移動する。つまり、自重でシールの下半分に徐々に移動する。そして、基油粘度が高いと流動しにくいことから、自重で一度下半分に移動すると、上半分にならされにくくなる。一方、基油粘度が低いと流動しやすいことから、自重で下半分に移動したとしても、再び上半分にならされやすい。このような観点から、グリースの自重による偏りを抑制し、グリースが全周においてリップ間でならされやすくするため、基油の４０℃における動粘度は、１００ｍｍ２／ｓ以下が好ましく、５０ｍｍ２／ｓ以下がより好ましく、３０ｍｍ２／ｓ以下であってもよい。
　グリースｇの増ちょう剤は、通常グリースの分野で使用される一般的なものを使用できる。例えば、金属石けん、複合金属石けんなどの石けん系増ちょう剤、ベントン、シリカゲル、ジウレア化合物、トリウレア化合物、テトラウレア化合物、ウレア・ウレタン化合物などの非石けん系増ちょう剤を使用できる。
　また、各リップの初期の平均面圧は、適宜設定することができる。メインリップ１４ｂの初期の平均面圧は、特に限定されないが、例えば０．３０ＭＰａ～０．７５ＭＰａであり、０．５０ＭＰａ～０．７５ＭＰａであることが好ましい。また、サイドリップ１４ｃの初期の平均面圧は、例えば０．４０ＭＰａ～０．７０ＭＰａであり、０．４０ＭＰａ～０．６５ＭＰａであることが好ましい。
　サイドリップ１４ｃの初期の平均面圧は、メインリップ１４ｂの初期の平均面圧よりも小さいことが好ましい。この関係にすることにより、サイドリップ１４ｃに比べてメインリップ１４ｂの摩耗が速くなるが、サイドリップ１４ｃが残存することから、これらリップ間に封入されたグリースｇを保持しやすくなる。
［第２実施形態］
　本発明の第２実施形態では、シール部材１４は、メインリップ１４ｂとサイドリップ１４ｃと相手部材であるスリンガ１６との間に形成される空間Ｓにグリースｇが封入されていることを特徴としている。この空間Ｓは環状に形成される。回転時には、グリースｇは遠心力によって、サイドリップ１４ｃとスリンガ１６のフランジ１６ｂとの接触部付近に溜まる。これにより、接触部にグリースｇを供給しやすくなることから、サイドリップ１４ｃによるトルクを低減させることができる。また、このグリースｇが外部の異物の侵入を阻止する役割も果たすことで、密封性能の保持にも繋がる。
　空間Ｓに封入されるグリースの封入量は、例えば、０．１ｇ～１．０ｇであり、好ましくは０．１ｇ～０．５ｇであり、より好ましくは０．１ｇ～０．３ｇである。
　このように２つのリップで構成された密封空間Ｓに封入されたグリースｇは、長期的に保持されてトルクの低減などの効果を発揮する。ここで、グリースｇをより長期に保持する（グリース漏れを抑制する）構成について図４、図５の構成を採用できる。なお、図４の構成については、上述したとおりである。
　図５はサイドリップとスリンガの接触部付近の模式図を示している。なお、図５ではグリースの図示を省略している。ここで、大気側においてサイドリップ１４ｃがスリンガのフランジ１６ｂに接する角度をα、密封側において接する角度をβとすると、グリース保持の観点から、α＞βの関係であることが好ましい。なお、図中のＷはリップの接触幅を示し、ｒは、リップの接触円の内径を示す。
　また、図３に示すように、グリースリップ１４ａとメインリップ１４ｂとスリンガ１６との間に形成される空間にもグリースｇが封入されていてもよい。この空間も環状に形成される。この場合、回転時には、グリースｇは遠心力によって、メインリップ１４ｂとスリンガ１６のフランジ１６ｂとの接触部付近に溜まる。これにより、接触部にグリースｇを供給しやすくなることから、メインリップ１４ｂによるトルクも低減させることができる。グリースリップ１４ａとメインリップ１４ｂとスリンガ１６との間に形成される空間に封入されるグリースの封入量は、例えば、０．１ｇ～１．０ｇであり、好ましくは０．１ｇ～０．５ｇであり、より好ましくは０．１ｇ～０．３ｇである。
　空間Ｓに封入されるグリースｇの封入量は、グリースリップ１４ａとメインリップ１４ｂとスリンガ１６との間に形成される空間に封入されるグリースｇの封入量以上であることが好ましく、当該グリースｇの封入量よりも多くてもよい。
　リップ間に封入されるグリースｇには、例えば、軸受空間内の潤滑剤として封入されるグリースとは異なるグリースが用いられる。グリースｇは、基油と増ちょう剤を含み、必要に応じて、酸化防止剤や防錆剤などの添加剤を含む。グリースｇの詳細については、上述したとおりである。
　また、各リップのスリンガ１６に対する初期の平均面圧は、適宜設定することができる。第２実施形態において、例えば、サイドリップ１４ｃのスリンガ１６に対する初期の平均面圧Ｐ２は、メインリップ１４ｂのスリンガ１６に対する初期の平均面圧Ｐ１よりも小さく設定される。この関係にすることにより、サイドリップ１４ｃに比べてメインリップ１４ｂの摩耗が速くなるが、サイドリップ１４ｃが残存することから、これらリップ間に封入されたグリースｇを保持しやすくなる。なお、リップのスリンガに対する初期の平均面圧は、上述の方法で算出できる。
　以下に、リップの軸方向締め代の最適化による低トルク化について説明する。シールの密封性の確保において、メインリップ１４ｂの初期の平均面圧Ｐ１は重要な要素の１つである。平均面圧Ｐ１は、特に限定されないが、一般的なシール部材と同等であることが好ましく、具体的には、０．５０ＭＰａ以上が好ましく、０．６８ＭＰａ以上がより好ましい。一方、本発明において、サイドリップ１４ｃはグリースを保持する役割として重要であり、相手部材に接触していれば十分グリースを保持することが可能である。しかし、サイドリップ１４ｃは、塵埃、泥水と接し、ある程度の密封性を確保しないと、早期に異物の侵入が起き得る。そこで、路面で走っている自動車のタイヤが下半分泥水に浸漬していると仮定して、この場合、水が浸入しようとする圧力がシール半径深さの水圧である。よって、サイドリップ１４ｃの平均面圧Ｐ２の下限値は、シール半径深さの水圧であることが好ましい。
　実施例の泥水浸入試験で使用したシール部材１４のサイドリップ１４ｃの平均面圧は０．５５ＭＰａで、周囲の水圧０．００３５ＭＰａに対して十分大きくなっている。本来であれば、サイドリップの平均面圧は、理論上０．００３５ＭＰａがあれば十分であるが、実用上、０．０３５ＭＰａが下限値の適正値であると考えられる。
　ところで、サイドリップ１４ｃの平均面圧Ｐ２を下限値に設定すると、サイドリップ１４ｃの締め代が過少となる可能性がある。締め代設定時の圧入精度やゴム加工上の精度などを考慮すると、少なくともある程度（下限値）の締め代が必要と考えられる。そのため、平均面圧のＰ２の下限値は、締め代の下限値に基づいて設定することが好ましい。例えば、実施例のシール部材では、平均面圧Ｐ２を０．０３５ＭＰａとすると、軸方向の締め代が約０．０２ｍｍである。締め代設定時の圧入精度や、ゴム加工上の精度など少なくとも０．１５ｍｍが必要である。そのため、この場合、好ましい平均面圧は、締め代０．１５ｍｍ時の０．１９ＭＰａとなる。
　平均面圧Ｐ２と平均面圧Ｐ１の割合は特に限定されないが、１：３～１：２０であることが好ましく、１：３～１：５であることがより好ましい。例えば、上記の数値を用いて言えば、平均面圧Ｐ２が０．０３５ＭＰａ、平均面圧Ｐ１が０．６８ＭＰａの場合、平均面圧Ｐ２と平均面圧Ｐ１の比は１：１９．４となる。また、平均面圧Ｐ２が０．１９ＭＰａ、平均面圧Ｐ１が０．６８ＭＰａの場合、平均面圧Ｐ２と平均面圧Ｐ１の比は１：３．６となる。
　第２実施形態において、シール部材１４の各リップが摺接するスリンガ１６の材質は、熱処理したマルテンサイト系ステンレス鋼鈑が好ましい。熱処理としては、例えば、浸炭処理、浸炭窒化処理、高周波焼入れなどの各種熱処理を適用できる。熱処理により耐食性や硬さＨＲＣ（ＪＩＳ　Ｚ　２２４５）を向上させることができる。
　スリンガ１６においてメインリップ１４ｂおよびサイドリップ１４ｃと摺接する部分の硬さＨＲＣは１０より大きいことが好ましく、１５～７０がより好ましい。硬さＨＲＣをこれらの範囲にすることで、例えば、リップ１４ｂ、１４ｃとスリンガ１６の接触部に硬質粒子が侵入して、スリンガ１６を攻撃するような場合であっても、スリンガ１６の摩耗速度を低下させることができる。上記硬さＨＲＣは１５～４５であってもよく、１５～３０であってもよく。また、硬さＨＲＣを増大させることで摩耗速度を一層抑えられる傾向があることから、その観点では上記硬さＨＲＣは５０～７０が好ましい。
　スリンガ１６においてメインリップ１４ｂおよびサイドリップ１４ｃと摺接する部分の表面粗さは特に限定されないが、例えばＲａ０．０５～０．２０μｍである。
　また、上記第１実施形態および第２実施形態において、メインリップ１４ｂの締め代Ｔｂ、サイドリップ１４ｃの締め代Ｔｃは特に限定されないが、例えば０．１０ｍｍ～１．５ｍｍであり、０．３０ｍｍ～１．２ｍｍであってもよい。グリースｇの保持性の観点では、サイドリップ１４ｃの締め代Ｔｃは、メインリップ１４ｂの締め代Ｔｂよりも大きいことが好ましい。この場合、例えば、サイドリップ１４ｃの締め代Ｔｃは０．６０ｍｍ～１．２ｍｍであり、メインリップ１４ｂの締め代Ｔｂは０．３０ｍｍ～０．８０ｍｍである。
　グリースリップ１４ａの締め代Ｔａ（図示省略）については、特に限定されないが、メインリップ１４ｂの締め代Ｔｂ、サイドリップ１４ｃの締め代Ｔｃの両方よりも小さいことが好ましい。
　シール部材１４の材質としては、ニトリルゴム、アクリルゴム、シリコーンゴム、またはフッ素ゴムなどが用いられる。これらのゴムは、耐熱性の限界をこえて使用すると、熱劣化し、硬化して弾性が損なわれ、極端な場合はリップにクラックが生じ、シール性能が低下するおそれがある。このため、使用環境（温度）に応じて適宜選択することが好ましい。
　本発明の軸受密封装置は、図３の構成に限定されるものではない。例えば、図３では、シール部材１４のグリースリップ１４ａを所定の径方向締め代をもってスリンガ１６に接触させる構成としたが、非接触の構成としてもよい。例えば、グリースリップ１４ａを、スリンガ１６のスリーブ１６ａと僅かな径方向隙間を介して対向するラビリンスシール構造としてもよい。この場合、シールトルクを低減して、車両の燃費向上などを図ることができる。
　また、シール部材１４において、メインリップ１４ｂが、径方向内側かつ軸受空間外側に向かって延びるように形成されていてもよい。この場合、メインリップ１４ｂがスリンガ１６のスリーブ１６ａに摺接するようにしてもよい。
　図３では、シール部材１４は３枚リップ構造としたが、４枚以上のリップ構造であってもよい。
　図１では、ハブベアリング１の転動体７にボールを使用した複列アンギュラ玉軸受を例示したが、本発明はこれに限らず、転動体７に円錐ころを使用した複列円錐ころ軸受であってもよい。また、本発明の軸受密封装置が適用されるハブベアリングの構造は、図１の構造に限定されるものではない。
　本発明の軸受密封装置は、ハブベアリングに限らず、例えば、自動車の差動歯車機構、ポンプ（ウォータポンプなど）の回転軸の軸受などにも使用することができる。
［試験例Ａ］
　図３に示した軸受密封装置と同様の形状の軸受密封装置を３種類準備した。３種類の軸受密封装置として、シールリングには同じものを用い、スリンガ部材にはスリンガの硬さが異なるものを用いた。シールリングのシール部材には、ニトリル（ＮＢＲ）ゴムを用いた。当該シールリングに、スリンガ部材を装着して、軸受密封装置を得た。
　試験例Ａ１は、スリンガ（材質：ＳＵＳ４３０）の硬さＨＲＣが１０であり、試験例Ａ２は、スリンガ（材質：ＳＵＳ４４０Ｃ）の硬さＨＲＣが１９であり、試験例Ａ３は、スリンガ（材質：ＳＵＳ４４０Ｃ）の硬さＨＲＣが６０であり、試験例Ａ３のスリンガは、試験例Ａ２のスリンガを熱処理したものである。なお、スリンガの表面粗さはＲａ０．１３とした。
　この試験の初期（試験前）において、サイドリップの締め代は０．９０ｍｍ、メインリップの締め代は０．５０ｍｍ、グリースリップは非接触の形態とした。また、サイドリップの緊迫力は３．９３２Ｎ、メインリップの緊迫力は４．１６０Ｎであり、サイドリップの平均面圧は０．５５ＭＰａ、メインリップの平均面圧は０．６１ＭＰａであった。
　図６に示す泥水浸入試験機を用いて、３種類の軸受密封装置による泥水浸入試験を実施した。図６に示すように、泥水中に半分浸漬された場合を想定して密封性試験を実施した。試験機２１は、回転軸２２と、回転軸２２と一体に回転する内輪２３と、固定輪である外輪２４と、内輪２３と外輪２４の間の空間を密封する軸受密封装置２５と、軸受密封装置２５の大気側に位置する収容室２６と、収容室２６の内部に貯留した泥水２７と、泥水２７を撹拌するプロペラ２８とを有する。図６に示すように、試験機２１は、軸受密封装置２５を泥水２７に半分浸漬させながら所定の回転速度で回転させる構成となっている。そして、軸受密封装置２５の寿命となった場合、内部に泥水が浸入し、密封側にある通電センサ２９により通電が検出される構成となっている。
　試験は以下の条件で行い、泥水の浸入が検出されるまでの時間を測定した。
・回転速度：１１００ｒｐｍ
・軸偏心：０ｍｍ狙い
・泥水組成：関東ローム（ＪＩＳ　Ｚ　８９０１、試験用粉体１の８種）、１０質量％
・グリースＡ：（基油：鉱油（４０℃における動粘度９４．４ｍｍ２／ｓ）、混和ちょう度２８９、ウレア系）
・グリース塗布量：サイドリップ０．１５ｇ、メインリップ０．１５ｇ
　スリンガの硬さと泥水浸入までの運転時間の関係を図７（ａ）に示す。図７（ａ）に示すように、スリンガが硬くなるにつれて、泥水が浸入するまでの運転時間が長くなった。
　続いて、スリンガの硬さと泥水浸入時の接触部の摩耗量の関係を図７（ｂ）に示す。また、泥水浸入時における接触部の顕微鏡画像と断面形状の一例を図８に示す。摩耗量は、図８の左列に示すように、シール（リップ）側では、試験前の断面形状で最も高い点から、泥水浸入時の断面形状で最も高い点までの水平距離として算出した。また、スリンガ側の摩耗量は、図８の右列に示すように、摩耗していない面から、最も凹んでいる点までの距離として算出した。接触部の摩耗量は、リップ側の摩耗量とスリンガ側の摩耗量の合計である。図７（ｂ）に示すように、スリンガの硬さが変わっても、泥水浸入時の摩耗量（特にメインリップの摩耗量）は、概ね同様であった。つまり、いずれの試験例においても、接触部（特にメインリップとの）が所定量摩耗した時点で泥水が浸入したといえる。
　上記接触部の摩耗量を泥水浸入までの運転時間で割って、摩耗速度（μｍ／ｈ）を算出した。スリンガの硬さと接触部の摩耗速度の関係を図９（ａ）に示す。スリンガが硬くなるにつれて、接触部の摩耗速度（特にメインリップ側）が低減された。
　次に、スリンガの硬さとスリンガの摩耗速度の関係を図９（ｂ）に示す。スリンガが硬くなるにつれて、スリンガの摩耗速度が低減された。具体的には、試験例Ａ２、Ａ３の軸受密封装置では、スリンガの摩耗速度が０．７μｍ／ｈ以下であった。接触部の摩耗速度が低減された原因は、主にスリンガの摩耗速度が低減されたためであるといえる。そのため、この試験では、スリンガを所定以上に硬くすることで、スリンガの摩耗速度が低減され、その結果、泥水が浸入するまでの運転時間を延長させることができた。
　ここで、図１０に、この試験で使用した軸受密封装置のシール部材の各リップの締め代と緊迫力との関係を示す。図１０に示すように、締め代の増加に伴って緊迫力が大きくなる。リップの公差範囲は、例えば±０．１５ｍｍであるため、メインリップは少なくとも０．１５ｍｍの締め代を確保することが好ましい。例えば、サイドリップの締め代の上限値は、サイドリップの緊迫力が急上昇する手前の範囲にすることが好ましく、図１０では１．３ｍｍ程度である。この場合について、各リップの緊迫力の好適な範囲を表１に示す。また、各リップの初期の平均面圧の好適な範囲を表２に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
［試験例Ｂ］
　次に、メインリップとサイドリップとスリンガとの間に形成される空間にグリースが保持されることについて評価した。
　図６に示す泥水浸入試験機を用いて、下記のシール部材とスリンガとの各組み合わせからなる軸受密封装置による泥水浸入試験を実施した。
　以下の条件で行い、泥水の浸入が検出されるまでの時間を測定した。結果を表３に示す。
・シール部材：シールＡ（サイドリップのみ、メインリップとグリースリップを切除）、Ｄｃ＝０．６ｍｍ、グリースの長期保持不可な構造
　　　　　　　シールＢ（サイドリップとメインリップ、グリースリップは非接触）、Ｄｂ＝１．０ｍｍ、Ｄｃ＝０．６ｍｍ、グリースの長期保持可能な構造
・スリンガ：スリンガＡ（ＳＵＳ４４０Ｃ：熱処理なし）、硬さＨＲＣ１９．０、摺動方向粗さＲａ０．１１４６
　　　　　　スリンガＢ（ＳＵＳ４４０Ｃ：熱処理あり）、硬さＨＲＣ５９．８、摺動方向粗さＲａ０．１１４４
・回転速度：１１００ｒｐｍ
・軸偏心：０ｍｍ狙い
・泥水組成：関東ローム（ＪＩＳ　Ｚ　８９０１、試験用粉体１の８種）、１０質量％
・グリースＡ：（基油：鉱油（４０℃における動粘度９４．４ｍｍ２／ｓ）、混和ちょう度２８９、ウレア系）
・グリース塗布量：サイドリップ０．１５ｇ、メインリップ０．１５ｇ
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　試験例Ｂ１の泥水浸入試験後の接触部の状態を図１１に示す。試験例Ｂ１は運転時間が３時間であったが、その時間でもシールＡとスリンガＡの接触部に摺動痕が確認された。また、スリンガＡの摺動痕に黒い凹みが観察された。この黒い凹みについて、ラマン分光分析装置で分析したところ、黒錆びと同様の波形が確認された。そのため、スリンガＡの接触部に生じたこの黒い凹みは、黒錆びと考えられる。
　試験例Ｂ２の泥水浸入試験後の接触部の状態を図１２に示す。試験例Ｂ２では、スリンガＢの摺動痕に黒錆びのようなものは観察されなかった。これは、ＳＵＳ４４０Ｃを熱処理することで耐食性が増加したためと考えられる。しかし、Ａ部の拡大画像などに示すように、スリンガＢの摺動痕に、凹凸のような部分が観察された。レーザー顕微鏡で摺動方向の粗さ曲線を取得したところ、数ミクロンの凹みであった。
　試験例Ｂ３の泥水浸入試験後の接触部の状態を図１３に示す。スリンガＡのサイドリップとの接触部では、矢印のように、変色した部分（黒錆び）が観察された。一方、スリンガＡのメインリップとの接触部には黒錆びのようなものは観察されなかった。これは、泥水がスリンガとサイドリップとの接触部を通過し、腐食を引き起こしたと考えられる。メインリップの周囲には潤沢なグリースが保持され、泥水が浸入しても、グリースに含まれる防錆剤で保護されると考えられる。
　試験例Ｂ４の泥水浸入試験後の接触部の状態を図１４に示す。試験例Ｂ４では、試験例Ｂ２のスリンガＢで見られた数ミクロンの凹みは観察されなかった。
　表３に示すように、シール部材にシールＢを用いた場合は、スリンガの摩耗速度が低減され、泥水が浸入するまでの運転時間が長くなった。具体的には、シールＢの運転時間は、シールＡより約２５倍長く、シールＢのスリンガの摩耗速度は、シールＡより大幅に遅くなった。また、接触部の観察の結果から、シールＡの場合はリップ１枚のみであり、グリースを塗布しても、運転した際に、遠心力やグリースの自重により、接触部にグリースを長期保持することが困難であり、グリース中の防錆剤の保護力、また、過剰摩耗が起き得る。一方、シールＢではリップ２枚で、グリースがサイドリップとメインリップの間の空間内に封鎖されることで、接触部にグリースを常に供給することが可能である。
　次に、グリースの自重による重力方向への移動について検討した。図１５（ａ）、（ｂ）に示すように、試験前において、各グリースを、サイドリップとメインリップの間およびグリースリップとメインリップの間に、スポット状に塗布した。なお、この試験では、下半分よりも上半分の方が多めになるように塗布した。得られた軸受密封装置を下記の試験条件で運転させ、試験後に上半分と下半分のグリースの重量をそれぞれ測定した。結果を表４に示す。
・グリースＡ：（基油：鉱油（４０℃における動粘度９４．４ｍｍ２／ｓ）、混和ちょう度２８９、ウレア系）
・グリースＢ：（基油：ＰＡＯ油（４０℃における動粘度１７ｍｍ２／ｓ）、混和ちょう度２８５、リチウム石鹸系）
・グリース塗布量：サイドリップ０．３ｇ（上半分０．２ｇ、下半分０．１ｇ）、メインリップ０．３ｇ（上半分０．１５ｇ、下半分０．１５ｇ）
・運転時間：１８ｈ
・試験環境：室温（２７℃）
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000004
　グリースＡを用いた場合、試験前には上半分を多めに塗布しても、試験後には下半分のグリース量が上半分よりも多い結果となった。グリースの基油の粘度が比較的高く、自重で下半分に移動したが、再び上半分に戻ることが比較的困難であったと考えられる。一方、グリースＢを用いた場合は、試験後において上半分のグリース量が下半分よりも多い結果となった。グリースの基油の粘度が低く、グリースが全周においてリップ間でならされやすいためと考えられる。
　このように、本実施例に係る軸受密封装置は、スリンガの摩耗速度を抑えることができ、耐三元アブレシブ摩耗性に優れ、泥水が浸入するまでの運転時間を大幅に延長でき、その結果、密封性を向上することができた。また、グリースを長期保持可能な構造であり、泥水が浸入するまでの運転時間を大幅に延長でき、その結果、密封性を向上することができた。
　本発明の軸受密封装置は、泥水などが浸入する環境下でも耐三元アブレシブ摩耗性に優れ、密封性能を向上できるので、グリースを軸受空間内に密封する密封型の転がり軸受の軸受密封装置として広く利用できる。また、本発明の軸受密封装置は、低トルク化と密封性能の保持を両立できるので、グリースを軸受空間内に密封する密封型の転がり軸受の軸受密封装置として広く利用できる。
　１　　ハブベアリング（車両用軸受装置）
　２　　外方部材（外輪）
　３　　内方部材
　４　　ハブ輪
　５　　内輪
　６　　セレーション
　７　　転動体
　８　　保持器
　９　　軸受空間
　１１　軸受密封装置（インナー側）
　１２　シールリング
　１３　芯金
　１４　シール部材
　１４ａ　グリースリップ（第３のリップ）
　１４ｂ　メインリップ（第１のリップ）
　１４ｃ　サイドリップ（第２のリップ）
　１４ｄ　端面
　１５　スリンガ部材
　１６　スリンガ
　１６ａ　スリーブ
　１６ｂ　フランジ
　１６ｃ　加工目
　１７　弾性部材
　１８　軸受密封装置（アウター側）
　１９　芯金
　２０　シール部材
　２０ａ～２０ｃ　シールリップ
　２１　試験機
　２２　回転軸
　２３　内輪
　２４　外輪
　２５　軸受密封装置
　２６　収容室
　２７　泥水
　２８　プロペラ
　２９　通電センサ
　ｇ　　グリース

Claims (15)

  1. 　外輪および内輪の間に装着され軸受空間を密封する軸受密封装置において、
    　前記軸受密封装置は、弾性材料からなるシール部材と金属製のスリンガとを備え、
    　前記シール部材は、第１のリップと、該第１のリップよりも外側に設けられる第２のリップとを有し、各リップが所定の締め代をもって前記スリンガに接触し、前記スリンガにおいて前記第１のリップおよび前記第２のリップと摺接する部分の硬さＨＲＣが１０より大きいことを特徴とする軸受密封装置。
  2. 　前記第２のリップの初期の平均面圧は、前記第１のリップの初期の平均面圧よりも小さいことを特徴とする請求項１記載の軸受密封装置。
  3. 　前記第２のリップの締め代は、前記第１のリップの締め代よりも大きいことを特徴とする請求項１記載の軸受密封装置。
  4. 　前記スリンガにおいて前記第１のリップおよび前記第２のリップと摺接する部分の硬さＨＲＣが１５～４５であることを特徴とする請求項１記載の軸受密封装置。
  5. 　前記スリンガは、前記内輪に嵌合されるスリーブと、該スリーブから径方向外側に広がるフランジとを有し、前記第１のリップおよび前記第２のリップはそれぞれ、前記スリンガの前記フランジに摺接することを特徴とする請求項１記載の軸受密封装置。
  6. 　前記第１のリップと前記第２のリップの間にグリースが封入されていることを特徴とする請求項１記載の軸受密封装置。
  7. 　前記第２のリップの初期の平均面圧は、前記第１のリップの初期の平均面圧よりも小さく、前記第２のリップの締め代は、前記第１のリップの締め代よりも大きく、
    　前記スリンガにおいて前記第１のリップおよび前記第２のリップと摺接する部分の硬さＨＲＣが１５～４５であり、
    　前記スリンガは、前記内輪に嵌合されるスリーブと、該スリーブから径方向外側に広がるフランジとを有し、前記第１のリップおよび前記第２のリップはそれぞれ、前記スリンガの前記フランジに摺接し、前記第１のリップと前記第２のリップの間にグリースが封入されていることを特徴とする請求項１記載の軸受密封装置。
  8. 　自動車の車輪を回転支持する車両用軸受装置であって、
    　軸受空間を密封する軸受密封装置を有し、前記軸受密封装置が請求項１記載の軸受密封装置であることを特徴とする車両用軸受装置。
  9. 　外輪および内輪の間に装着され軸受空間を密封する軸受密封装置において、
    　前記軸受密封装置は、弾性材料からなるシール部材を備え、
    　前記シール部材は、第１のリップと、該第１のリップよりも外側に設けられる第２のリップとを有し、各リップが所定の締め代をもって相手部材に接触し、前記第１のリップと前記第２のリップと前記相手部材との間に形成される空間にグリースが封入されており、
    　前記第２のリップの前記相手部材に対する初期の平均面圧Ｐ２は、前記第１のリップの前記相手部材に対する初期の平均面圧Ｐ１よりも小さいことを特徴とする軸受密封装置。
  10. 　前記平均面圧Ｐ２と前記平均面圧Ｐ１の割合が１：３～１：２０であることを特徴とする請求項９記載の軸受密封装置。
  11. 　前記シール部材は、前記第１のリップよりも内側に設けられる第３のリップを有し、前記第１のリップと前記第３のリップと前記相手部材との間に形成される空間にもグリースが封入されており、
    　前記第１のリップと前記第２のリップと前記相手部材との間の空間に封入されるグリースの封入量が、前記第１のリップと前記第３のリップと前記相手部材との間の空間に封入されるグリースの封入量以上であることを特徴とする請求項９記載の軸受密封装置。
  12. 　前記第２のリップの締め代は、前記第１のリップの締め代よりも大きいことを特徴とする請求項９記載の軸受密封装置。
  13. 　前記相手部材は、前記内輪に嵌合されるスリーブと、該スリーブから径方向外側に広がるフランジとを有するスリンガであり、前記第１のリップおよび前記第２のリップはそれぞれ、前記スリンガの前記フランジに摺接することを特徴とする請求項９記載の軸受密封装置。
  14. 　前記フランジの表面に、前記スリンガの回転方向に対して交差するように加工目が形成されていることを特徴とする請求項１３記載の軸受密封装置。
  15. 　前記平均面圧Ｐ２と前記平均面圧Ｐ１の割合が１：３～１：２０であり、
    　前記シール部材は、前記第１のリップよりも内側に設けられる第３のリップを有し、前記第１のリップと前記第３のリップと前記相手部材との間に形成される空間にもグリースが封入されており、
    　前記第１のリップと前記第２のリップと前記相手部材との間の空間に封入されるグリースの封入量が、前記第１のリップと前記第３のリップと前記相手部材との間の空間に封入されるグリースの封入量以上であり、
    　前記第２のリップの締め代は、前記第１のリップの締め代よりも大きく、
    　前記相手部材は、前記内輪に嵌合されるスリーブと、該スリーブから径方向外側に広がるフランジとを有するスリンガであり、前記第１のリップおよび前記第２のリップはそれぞれ、前記スリンガの前記フランジに摺接し、前記フランジの表面に、前記スリンガの回転方向に対して交差するように加工目が形成されていることを特徴とする請求項９記載の軸受密封装置。
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