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WO2025005065A1 - 軸シール - Google Patents

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WO2025005065A1
WO2025005065A1 PCT/JP2024/022916 JP2024022916W WO2025005065A1 WO 2025005065 A1 WO2025005065 A1 WO 2025005065A1 JP 2024022916 W JP2024022916 W JP 2024022916W WO 2025005065 A1 WO2025005065 A1 WO 2025005065A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
shaft seal
lip
housing
shaft
height
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
PCT/JP2024/022916
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
真也 小田
智裕 ▲高▼田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
NTN Corp
Original Assignee
NTN Corp
NTN Toyo Bearing Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by NTN Corp, NTN Toyo Bearing Co Ltd filed Critical NTN Corp
Publication of WO2025005065A1 publication Critical patent/WO2025005065A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Pending legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C27/00—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • 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
    • 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 shaft seals for rotating shafts, and in particular to shaft seals for compressors for car air conditioners.
  • Patent Document 1 discloses a shaft seal used in scroll compressors for car air conditioners. This shaft seal is inserted into a mounting groove in the shaft to seal the refrigerant oil between the shaft and the housing.
  • the shaft seal expands in diameter when it receives hydraulic pressure (usually around 0.4 MPa) from the sealing side, and each lip seals the refrigerant oil by coming into close contact with the inner circumferential surface of the housing and the outer circumferential surface of the shaft, respectively.
  • the shaft seal in Patent Document 1 is disclosed as being approximately U-shaped in axial cross section, with an inner lip extending to the high pressure side and sliding against the rotating shaft, and an outer lip provided on the outer diameter side of the inner lip, with the inclination angle of the inner lip relative to the outer circumferential surface of the rotating shaft being 5° to 20°, and the length of the inner lip in the axial cross section of the shaft seal being 2.0 mm to 6.5 mm.
  • This shaft seal is said to be able to exert an appropriate tension force on the rotating shaft, reduce rotational torque, and have excellent sealing properties.
  • shaft seals are usually installed with an outer lip that is tightened against the inner circumferential surface of the housing.
  • the shaft seal When installed with a tightening margin, the shaft seal will shrink in the inward direction.
  • the amount of shrinkage of the shaft seal in the inward direction affects the pressing force of the inner lip against the outer circumferential surface of the shaft. Since the outer lip of the shaft seal is fixed to the inner circumferential surface of the housing and the inner lip slides against the outer circumferential surface of the shaft, the pressing force of the inner lip against the outer circumferential surface of the shaft affects the rotational torque. In other words, it is believed that the rotational torque can be stabilized by reducing the variation in the amount of shrinkage of the shaft seal in the inward direction due to the tightening margin of the outer lip.
  • Patent Document 1 considers the length of the inner lip, but does not consider the outer lip at all.
  • the present invention was made in consideration of these circumstances, and aims to provide a shaft seal that reduces the rotational torque of the shaft seal by optimizing the dimensions of the outer lip, while reducing the variation in the amount of inner diameter contraction when installed in a housing, thereby suppressing the variation in rotational torque.
  • the shaft seal of the present invention is an annular shaft seal provided between a rotating shaft and a housing, the shaft seal having an inner lip and an outer lip provided on the outer diameter side of the inner lip, characterized in that, in the shaft seal in a free state, when the height of the outer lip is L1 and the height of the inner lip is L2, 0.5 ⁇ (L1/L2) ⁇ 0.9, and the inclination angle of the outer lip with respect to the axial direction is greater than 5°. Also, in the shaft seal, the inner lip slides against the outer peripheral surface of the rotating shaft while being in close contact with it, and the outer lip is fitted into the housing with a tightening margin.
  • the "free state” refers to a state in which no external force is acting on the shaft seal, for example, a state in which a rotating shaft is not inserted and the seal is not attached to a housing.
  • the inclination angle of the outer lip with respect to the axial direction refers to the angle between the outer peripheral surface of the outer lip and the axial direction.
  • the interference between the shaft seal and the housing (d-D) is 0.2 mm to 0.7 mm.
  • the inclination angle is between 9° and 17°.
  • the above shaft seal is characterized in that 0.5 ⁇ (L1/L2) ⁇ 0.7.
  • the interference between the shaft seal and the housing (d-D) is 0.2 mm to 0.7 mm
  • the inclination angle is 9° to 17°
  • the shaft seal satisfies 0.5 ⁇ (L1/L2) ⁇ 0.7.
  • the shaft seal is characterized in that the lip thickness of the outer lip is thinner than the lip thickness of the inner lip.
  • the shaft seal is characterized by being a shaft seal used on the rotating shaft of a scroll compressor for an in-vehicle air conditioner.
  • the shaft seal of the present invention has a relationship between the outer lip height L1 and the inner lip height L2 of 0.5 ⁇ (L1/L2) ⁇ 0.9, and the inclination angle of the outer lip relative to the axial direction is greater than 5°. This ensures low torque while reducing the variation in the amount of inner diameter contraction when installed in the housing compared to conventional configurations where (L1/L2) is 1 or more (see Figure 8), resulting in a shaft seal with reduced variation in rotational torque.
  • the press-in force (lip rigidity) tends to be larger than in conventional configurations.
  • the press-in force can be prevented from becoming excessive, which results in ensuring sealing performance.
  • FIG. 1 is a diagram showing an example of a shaft seal of the present invention mounted on a rotating shaft.
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view of the shaft seal of FIG. 1 in a free state.
  • FIG. 2 is a schematic cross-sectional view showing a compression mechanism of a scroll compressor.
  • 1 is a graph showing the relationship between L1/L2 and the amount of change in inner diameter.
  • 1 is a graph showing the relationship between L1/L2 and press-in force.
  • FIG. 1 is a schematic diagram of a measurement test of rotational torque. 13 is a graph showing test results of rotational torque.
  • FIG. 1 is a diagram showing a configuration of a conventional shaft seal.
  • the inventors conducted extensive research, focusing on the variation in rotational torque between shaft seals, in order to stabilize the rotational torque of a rotating shaft supported by shaft seals installed inside a housing. As a result, they surprisingly discovered that the ratio of the outer lip height to the inner lip height affects the variation.
  • the present invention is based on this finding.
  • FIG. 1 shows an axial cross-sectional view of the shaft seal attached to a rotating shaft.
  • the shaft seal 5 is an annular member having a substantially J-shaped cross-sectional view in the axial direction, and has an inner lip 2 on the inner diameter side of the seal extending to one side in the axial direction, and an outer lip 1 provided on the outer diameter side of the seal than the inner lip 2.
  • the inner lip 2 and the outer lip 1 each extend from a base end 3.
  • the length of the inner lip 2 is longer than the length of the outer lip 1.
  • the inner lip 2, the outer lip 1, and the base end 3 form a recessed groove 4.
  • the housing 7 is provided with an insertion hole 7a through which the rotating shaft 6 is inserted, and an annular groove 8 is provided around the insertion hole 7a.
  • the shaft seal 5 is fitted into this annular groove 8 with a tightening margin, and the inner lip 2 slides on the rotating shaft 6 as the rotating shaft 6 rotates around the axis O.
  • the shaft seal 5 is installed in the annular groove 8 so that the inner lip 2 and the outer lip 1 each extend to the high pressure side.
  • the recessed groove 4 side corresponds to the high pressure side
  • the back surface 3a side of the base end 3 corresponds to the low pressure side.
  • the shaft seal 5 of the present invention can suppress variation in rotational torque while ensuring low torque performance by optimizing the ratio (L1/L2) of the height L1 of the outer lip 1 in the free state to the height L2 of the inner lip 2 in the free state.
  • the height L1 of the outer lip 1 in the free state is the distance in the height direction (axial direction X) between the back surface 3a of the base end 3 and the tip 1a of the outer lip 1, as shown in FIG. 2.
  • the height L2 of the inner lip 2 in the free state is the distance in the height direction (axial direction X) between the back surface 3a of the base end 3 and the tip 2a of the inner lip 2.
  • FIG 2 shows an enlarged cross-sectional view of the shaft seal before it is attached to the housing (free state).
  • the outer diameter lip and the inner diameter lip are formed so that they are inclined in the direction in which the tips 1a, 2a move away from each other.
  • the inner surface of the shaft seal 5 is formed so that it continuously reduces in diameter from the back surface 3a to the tip 2a, and the outer surface of the shaft seal 5 is formed so that it continuously expands in diameter from the back surface 3a to the tip 1a.
  • the outer lip height in the free state is L1 and the inner lip height in the free state is L2, the outer lip height L1 is smaller than the inner lip height L2 (L1 ⁇ L2). Specifically, 0.5 ⁇ (L1/L2) ⁇ 0.9.
  • the back surface 3a and the bottom surface of the groove are formed as flat surfaces that are approximately parallel to a plane perpendicular to the axis of the shaft seal 5.
  • the height L1 of the outer lip 31 is greater than the height L2 of the inner lip 32 (L1>L2) in order to increase the pressure-receiving area relative to the housing.
  • L1 is made smaller than L2 (specifically, L1/L2 is made 0.9 or less), which reduces the variation in the inner diameter change of the shaft seal after the housing is pressed into it, as shown in the examples described later, and as a result, the variation in the rotational torque can be reduced.
  • L1/L2 is set to 0.5 or more.
  • L1/L2 is smaller.
  • L1/L2 is preferably 0.5 ⁇ (L1/L2) ⁇ 0.8, more preferably 0.5 ⁇ (L1/L2) ⁇ 0.7, and may be 0.5 ⁇ (L1/L2) ⁇ 0.6.
  • the height L1 of the outer lip 1 is, for example, 1.0 mm to 2.5 mm
  • the height L2 of the inner lip 2 is, for example, 2.0 mm to 4.0 mm.
  • the press-fitting force tends to be larger than that of the conventional configuration. Therefore, it is preferable to set the thickness of the outer lip, which affects the rigidity of the lip.
  • the lip thickness t1 of the outer lip 1 thinner than the lip thickness t2 of the inner lip 2.
  • the lip thickness t1 of the outer lip 1 thinner than the thickness t3 of the base end 3.
  • the lip thickness t1 is, for example, 0.3 mm to 0.7 mm.
  • the inclination angle ⁇ of the outer lip 1 relative to the axial direction is greater than 5°.
  • the upper limit of the inclination angle ⁇ is, for example, 25°.
  • the inclination angle ⁇ is preferably 7° to 20°, and may be 9° to 20° or 9° to 17°.
  • the outer diameter d of the shaft seal 5 is, for example, 35 mm or less, or 27 mm or less, and may be 23 mm or less.
  • the outer diameter d of the shaft seal 5 refers to the maximum outer diameter of the shaft seal 5 in a free state, and in FIG. 2, it indicates the distance between the outer edges of the tips 1a of the opposing outer diameter lips 1.
  • the shaft seal 5 has an inner lip 2 that fits tightly against the outer circumferential surface of the rotating shaft 6, and an outer lip 1 that fits tightly against the side wall of the annular groove 8, thereby preventing the high-pressure fluid from leaking to the low-pressure side.
  • fluids include refrigerant, oil, and a mixture of refrigerant and oil.
  • the fluid pressure is, for example, 0.3 MPa to 1.0 MPa, and may be 0.5 MPa to 1 MPa. Even at a relatively high pressure of 0.5 MPa to 1 MPa, the shaft seal of the present invention can keep the rotational torque low.
  • the shaft seal 5 is fitted into the housing 7 with a tight fit.
  • the outer diameter d of the shaft seal 5 in its free state must be larger than the inner diameter D of the housing 7 (see Figure 2).
  • the interference (d-D) between the shaft seal 5 and the housing 7, which is the difference between the outer diameter dimension d of the shaft seal and the inner diameter dimension D of the housing, is not particularly limited, but is, for example, about 0.1 mm to 1.0 mm, preferably 0.2 mm to 0.7 mm, and may be 0.4 mm to 0.7 mm.
  • the shaft seal of the present invention is not limited to the configuration shown in FIG. 2.
  • the bottom surface of the groove in FIG. 2 is configured as a flat surface
  • the bottom surface may be arc-shaped.
  • the corners of the shaft seal (including the tips of each lip) may be provided with an inclined surface such as a chamfer.
  • a compression mechanism is provided on the high-pressure side of the housing 7.
  • the compression mechanism may be of any type as long as it compresses the fluid by the rotation of the rotating shaft 6, and may be of a scroll type or a swash plate type.
  • the compression mechanism is composed of a fixed scroll and a movable scroll that orbits relative to the fixed scroll.
  • FIG. 3 shows a partial cross-sectional view of the scroll type compression mechanism.
  • the compression mechanism 9 includes a fixed rotor 11 having a base plate 11a and a fixed scroll blade 11b standing upright on the surface thereof, and a movable rotor 12 having a base plate 12a and a movable scroll blade 12b standing upright on the surface thereof.
  • the fixed rotor 11 and the movable rotor 12 are eccentrically engaged with each other to form a compression chamber 10 therebetween.
  • the movable rotor 12 is directly or indirectly connected to the above-mentioned rotating shaft, and the compression chamber 10 moves toward the center of the spiral shape as the movable rotor 12 revolves around the axis of the fixed rotor 11, compressing the fluid.
  • the compressed compressed fluid is discharged from the discharge pipe through the discharge port 13 at the center of the movable rotor 12 and flows out into the refrigeration cycle. Then, the fluid of the refrigeration cycle (such as refrigerant gas) is introduced into the compression chamber 10 through a suction port (not shown).
  • the fluid of the refrigeration cycle such as refrigerant gas
  • the shaft seal of the present invention is made of a thermoplastic elastomer composition or a resin composition.
  • the shaft seal is a molded body of a thermoplastic elastomer composition.
  • the flexural modulus measured in accordance with ASTM D790 is preferably 200 MPa to 2400 MPa, and more preferably 200 MPa to 1800 MPa.
  • the elastomer that is the main component is not limited, and polyolefin-based elastomers, polyester-based elastomers, polyamide-based elastomers, etc. can be used. From the viewpoint of heat resistance and chemical resistance, polyester-based elastomers are particularly preferred. Polyester-based elastomers contain hard segments and soft segments, with polyester units being used in the hard segments and polyether units or polyester units being used in the soft segments. Polyester-based elastomers are polyester-polyether type or polyester-polyester type multiblock copolymers.
  • the resin that is the main component (base resin) is not limited, and examples that can be used include polyamide (PA) resin, polyphenylene sulfide (PPS) resin, polyether ether ketone (PEEK) resin, polyamide imide (PAI) resin, polytetrafluoroethylene (PTFE) resin, tetrafluoroethylene-perfluoroalkoxyethylene copolymer (PFA) resin, tetrafluoroethylene-hexafluoropropylene copolymer (FEP) resin, ethylene-tetrafluoroethylene copolymer (ETFE) resin, polyvinylidene fluoride resin, liquid crystal polymer, polyethersulfone resin, polysulfone resin, polyphenylsulfone resin, polyarylate resin, polyetherimide resin, polyimide resin, polyester resin, etc.
  • PA polyamide
  • PPS polyphenylene sulfide
  • PEEK polyether ether ketone
  • PAI poly
  • thermoplastic elastomer compositions and resin compositions can be blended with solid lubricants such as PTFE resin, graphite, and molybdenum disulfide to improve friction and wear properties.
  • solid lubricants such as PTFE resin, graphite, and molybdenum disulfide to improve friction and wear properties.
  • the amount of solid lubricant is preferably 1% to 40% by volume, and more preferably 1% to 20% by volume, relative to 100% by volume of the thermoplastic elastomer composition or resin composition. If it exceeds 40% by volume, the elongation properties of the thermoplastic elastomer composition or resin composition may decrease, and cracks may occur when the shaft seal is assembled into the rotating shaft.
  • thermoplastic elastomer composition or resin composition may contain fibrous reinforcing materials such as carbon fiber, glass fiber, and aramid fiber, spherical fillers such as spherical silica, scaly reinforcing materials such as mica, sliding reinforcing materials such as calcium phosphate and calcium sulfate, and microfiber reinforcing materials such as potassium titanate whiskers. Colorants such as carbon black and iron oxide may also be blended. These may be blended alone or in combination.
  • the shaft seal of the present invention can be used for the rotating shaft (main shaft) of a scroll compressor for an in-vehicle air conditioner.
  • the scroll compressor can be either belt-driven using engine power, or motor-driven without using engine power.
  • the shaft seal of the present invention can also be used in applications other than compressors.
  • the shaft seal of the present invention is molded by injection molding, for example, using a general injection molding machine for thermoplastic resins.
  • the materials constituting the thermoplastic elastomer composition or the resin composition are mixed as necessary using a Henschel mixer, ball mixer, ribbon blender, or the like, and then melt-kneaded in a melt extruder such as a twin-screw kneading extruder to obtain molding pellets.
  • the filler may be added by using a side feed when melt-kneading in a twin-screw extruder or the like.
  • the molding pellets are then molded into the shaft seal by injection molding.
  • Example 1-2 the outer lip height was changed to evaluate the variation in the inner diameter change amount, etc.
  • the thermoplastic elastomer composition was pelletized using a twin-screw kneading extruder. The obtained pellets were used to manufacture shaft seals with four levels of outer lip height by injection molding.
  • the shape was as shown in Figure 2, and (L1/L2) was 0.52 and 0.70.
  • (L1/L2) was 0.91.
  • Comparative Example 2 the shape was as shown in Figure 8, and (L1/L2) was 1.09. Table 1 shows the initial (free state) nominal dimensions of each shaft seal.
  • Figure 4(b) shows the relationship between the lip height ratio (L1/L2) and the rotational torque. Since the rotational torque affects the strength of contact between the inner lip of the shaft seal and the outer circumferential surface of the rotating shaft, shaft seals with large amounts of inner diameter change have stronger contact with the rotating shaft, which tends to increase the rotational torque. As the variation in the amount of inner diameter change decreases, the variation in the rotational torque also decreases as (L1/L2) decreases (see Figure 4(b)).
  • the press-in force was measured as an assembly test into the housing.
  • the press-in force was measured using a push-pull gauge.
  • the criterion for the press-in force was set to 300N or less as a reference range in which no malfunction occurs during assembly and operation of the shaft seal. If the force exceeds 300N, the shaft seal may deform during assembly, and the amount of leakage may increase due to assembly failure. Although no lower limit is set, it is desirable that the shaft seal does not rotate relative to the housing when the rotating shaft rotates. If the shaft seal rotates relative to the housing when the rotating shaft rotates, the outer circumferential surface of the shaft seal may be worn, which may lead to a decrease in sealing performance.
  • the force is 40N, preferably 50N, and more preferably 60N, and 100N will further increase safety.
  • Examples 3, 4, 5, Comparative Example 3 Relationship between L1/L2 and press-fitting force.
  • Examples 6, 7, 8, 9 Relationship between outer diameter interference and press-fitting force.
  • Examples 10, 11, 12, Comparative Example 4 Relationship between lip angle and press-fitting force.
  • L1/L2 is set to 0.5 or more and 0.9 or less.
  • L1/L2 is smaller than 0.5, the rigidity of the outer lip increases, so the press-in force exceeds, for example, 300 N, which may affect the assembly and sealing properties of the shaft seal.
  • L1/L2 is larger than 0.9, as shown in FIG. 4(b) above, the variation in rotational torque between the shaft seals tends to increase.
  • the rigidity of the outer lip decreases, so the press-in force becomes smaller than, for example, 100 N.
  • the lip angle is set to be greater than 5°.
  • the lip angle is smaller than 9°, the contact area with the housing during press-in becomes large, and the press-in force may exceed, for example, 300 N, which may affect the assembly and sealing properties of the shaft seal.
  • the lip angle is greater than 17°, the rigidity of the outer lip decreases, and the press-in force tends to be less than, for example, 100 N.
  • FIG. 6 Seal performance test Using a rotation torque tester shown in FIG. 6, a rotation torque test was performed under the above conditions to measure the amount of oil leakage.
  • the housing of the tester 14 is formed by assembling an outer housing 17 and an inner housing 18. At the mating surface of these housings, an O-ring 19 is arranged in the outer circumferential groove of the inner housing 18 to prevent refrigeration oil from leaking from the mating surface.
  • the shaft seal 15 is in close contact with the rotating shaft 16, and the inner diameter lip slides against the outer circumferential surface of the rotating shaft 16 due to the rotation of the rotating shaft 16.
  • the refrigeration oil was pumped and supplied to the space inside the housing. As shown in FIG.
  • the refrigeration oil flows in from the inflow passage 17b, passes through the space inside the housing, and flows out from the outflow passage 17c.
  • the amount of oil leakage is based on the amount of refrigeration oil leaking from between the rotating shaft 16 and the insertion hole 17a, and indicates the amount of leakage for one minute after the start of the test. The results are shown in Table 3.
  • the present invention by optimizing the dimensions of the outer lip of the shaft seal (ratio of outer lip height to inner lip height, outer tightening margin, lip angle, etc.), it is possible to realize a shaft seal that ensures low torque performance while suppressing variation in rotational torque.
  • the shaft seal of the present invention can reduce the variation in the amount of contraction of the outer lip while reducing the rotational torque of the shaft seal, thereby suppressing the variation in rotational torque, and can therefore be widely used as a shaft seal that seals a sealed fluid while making sliding contact with the outer circumferential surface of a rotating shaft. It is particularly suitable as a shaft seal for a rotating shaft that rotates the compression mechanism of a scroll-type refrigerant compressor in an in-vehicle air conditioner.

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Abstract

軸シールの回転トルクを低減しつつ、ハウジングに設置時の内径収縮量のばらつきを低減させ、これにより回転トルクのばらつきを抑制できる軸シールを提供する。軸シール５は、回転軸６とハウジング７の間に設けられる環状の軸シールであって、内径リップ２と、内径リップ２よりも外径側に設けられる外径リップ１とを備え、自由状態の軸シール５において、外径リップ１の高さをＬ１、内径リップ２の高さをＬ２としたとき、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．９であり、外径リップ１の軸方向に対する傾斜角度が５°よりも大きい。

Description

軸シール
　本発明は、回転軸の軸シールに関し、特に、カーエアコン用コンプレッサの軸シールに関する。
　自動車の電動化が進む中で、カーエアコンを含む電動コンプレッサの需要は年々増加傾向にある。自動車の省電力化の一つとして、電動コンプレッサの電力損失を抑える要求がある。安定した低電力損失を実現するためには、ユニットの設計段階で装置のトルク損失を精度よく推定する必要がある。そのため、部品の一つである軸シールにおいて、低トルク化に加え、トルクのばらつきを抑えることで、軸シールをユニットに組み込んだときのトルク損失のコントロールがしやすくなる。
　例えば、特許文献１には、カーエアコンのスクロール式圧縮機に用いられる軸シールが開示されている。この軸シールは、シャフトの取付溝に挿入されて、シャフトとハウジングの間で、冷媒油をシールするものである。軸シールは、密封側からの油圧（通常０．４ＭＰａ程度）を受けて拡径し、各リップがハウジング内周面とシャフト外周面にそれぞれ密着することで冷媒油をシールする。
　特許文献１の軸シールは、軸方向の断面視が略Ｕ字状であり、高圧側に延伸して回転軸と摺動する内径リップと、該内径リップよりも外径側に設けられた外径リップとを備え、回転軸の外周面に対する内径リップの傾斜角度が５°～２０°であり、軸シールの軸方向の断面視において内径リップの長さが２．０ｍｍ～６．５ｍｍであることが開示されている。この軸シールは、回転軸に対する緊迫力を適度に発揮させることができ、回転トルクを低減できるとともにシール性に優れるとされている。
国際公開第２０２１／１１７６０１号
　ところで、軸シールは通常、ハウジング内周面に対して外径リップが締め代をもって装着される。締め代をもって装着された場合、軸シールは内径方向へ収縮することになる。そして、軸シールの内径方向への収縮量は、内径リップのシャフト外周面への押し付け力に影響する。軸シールは、外径リップがハウジング内周面に固定され、内径リップがシャフト外周面と摺動するため、内径リップのシャフト外周面への押し付け力は、回転トルクに影響する。すなわち、外径リップの締め代による、軸シールの内径方向への収縮量のばらつきを低減させることで回転トルクの安定化を図ることができると考えられる。特許文献１では、内径リップの長さなどについて検討はされているものの、外径リップについては何ら検討されていない。
　本発明はこのような事情に鑑みてなされたものであり、外径リップの寸法などを最適化することで、軸シールの回転トルクを低減しつつ、ハウジングに設置時の内径収縮量のばらつきを低減させ、これにより回転トルクのばらつきを抑制できる軸シールを提供することを目的とする。
　本発明の軸シールは、回転軸とハウジングの間に設けられる環状の軸シールであって、上記軸シールは、内径リップと、該内径リップよりも外径側に設けられる外径リップとを備え、自由状態の上記軸シールにおいて、上記外径リップの高さをＬ１、上記内径リップの高さをＬ２としたとき、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．９であり、上記外径リップの軸方向に対する傾斜角度が５°よりも大きいことを特徴とする。また、上記軸シールにおいて、内径リップは回転軸の外周面に密着しながら摺動し、外径リップはハウジングに対して締め代をもって嵌め合わされる。
　本発明において「自由状態」とは、軸シールにいずれの外力も作用していない状態を指し、例えば、回転軸が挿通されておらず、かつ、ハウジングに装着されていない状態をいう。また、外径リップの軸方向に対する傾斜角度とは、外径リップの外周面と軸方向とがなす角度をいう。
　自由状態の上記軸シールの外径寸法をｄ、上記ハウジングの内径寸法をＤとすると、上記軸シールと上記ハウジングとの締め代（ｄ－Ｄ）が０．２ｍｍ～０．７ｍｍであることを特徴とする。
　上記傾斜角度が９°～１７°であることを特徴とする。
　上記軸シールにおいて、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．７であることを特徴とする。
　自由状態の上記軸シールの外径寸法をｄ、上記ハウジングの内径寸法をＤとすると、上記軸シールと上記ハウジングとの締め代（ｄ－Ｄ）が０．２ｍｍ～０．７ｍｍであり、上記傾斜角度が９°～１７°であり、上記軸シールにおいて、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．７であることを特徴とする。
　上記軸シールにおいて、上記外径リップのリップ厚さが上記内径リップのリップ厚さよりも薄いことを特徴とする。
　上記軸シールは、車載エアコン用スクロール式圧縮機における回転軸に用いられる軸シールであることを特徴とする。
　本発明の軸シールは、外径リップ高さＬ１と内径リップ高さＬ２との関係が０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．９であり、外径リップの軸方向に対する傾斜角度が５°よりも大きいので、低トルク性を確保しながら、従来の（Ｌ１／Ｌ２）が１以上の構成（図８参照）に比べて、ハウジングに設置時の内径収縮量のばらつきを低減させ、これにより回転トルクのばらつきが抑えられた軸シールとなる。
　軸シールにおいて、自由状態の軸シールの外径寸法をｄ、ハウジングの内径寸法をＤとすると、軸シールとハウジングとの締め代（ｄ－Ｄ）が０．２ｍｍ～０．７ｍｍであるので、ハウジングに対する圧入力を適度なものとしやすく、結果としてシール性の確保などに繋がる。
　本発明では、（Ｌ１／Ｌ２）を上述の範囲に設定することで、従来構成に比べて圧入力（リップの剛性）が大きくなりやすいところ、例えば、当該軸シールにおいて、外径リップのリップ厚さを内径リップのリップ厚さよりも薄くすることで、圧入力が過大となることを抑制でき、結果としてシール性の確保などに繋がる。
本発明の軸シールの一例を回転軸に装着した状態の図である。 図１の軸シールの自由状態の拡大断面図である。 スクロール式圧縮機の圧縮機構部を示す模式断面図である。 Ｌ１／Ｌ２と内径変化量との関係などを示すグラフである。 Ｌ１／Ｌ２と圧入力との関係などを示すグラフである。 回転トルクの測定試験の概略図である。 回転トルクの試験結果を示すグラフである。 従来の軸シールの構成を示す図である。
　本発明者らは、ハウジング内において装着された軸シールに支承された回転軸の回転トルクの安定化を図るべく、軸シール間での回転トルクのばらつきに着目して鋭意研究を重ねた。その結果、驚くべきことに、内径リップ高さに対する外径リップ高さの比がそのばらつきに影響することを見出した。本発明はこのような知見に基づくものである。
　本発明の軸シールを適用した圧縮機について図１に基づいて説明する。図１は、軸シールを回転軸に装着した状態の軸方向断面図を示している。図１に示すように、軸シール５は、軸方向の断面視が略Ｊ字状の環状部材であり、軸方向一方側に延伸したシール内径側の内径リップ２と、内径リップ２よりもシール外径側に設けられた外径リップ１とを有する。内径リップ２と外径リップ１はそれぞれ基端部３から延伸している。軸シール５では、内径リップ２の長さの方が、外径リップ１の長さよりも長くなっている。内径リップ２と外径リップ１と基端部３によって、凹溝４が形成される。ハウジング７には、回転軸６が挿通される挿入孔７ａが設けられており、挿入孔７ａの周囲に環状溝８が設けられている。軸シール５は、この環状溝８に締め代をもって嵌め合わされ、回転軸６が軸Ｏを中心に回転することで、内径リップ２が回転軸６に摺動する。
　図１において、軸シール５は、内径リップ２と外径リップ１とがそれぞれ高圧側に延伸するように環状溝８に装着されている。この場合、凹溝４側が高圧側に相当し、基端部３の背面３ａ側が低圧側に相当する。装着した状態では、軸シール５の外径リップ１の先端部付近が環状溝８の側壁に回転不能に接触し、内径リップ２の先端部付近が回転軸６の外周面に回転不能に接触する。また、基端部３の背面３ａが環状溝８の底壁に密着する。一方、外径リップ１と側壁との間、および内径リップ２と回転軸６との間にはそれぞれ空間が形成される。
　ここで、本発明の軸シール５は、自由状態の内径リップ２の高さＬ２に対する自由状態の外径リップ１の高さＬ１の比（Ｌ１／Ｌ２）を最適化することで、低トルク性を確保しつつ、回転トルクのばらつきを抑えることができる。自由状態の外径リップ１の高さＬ１は、図２に示すように、基端部３の背面３ａから外径リップ１の先端部１ａとの間の高さ方向（軸方向Ｘ）における距離である。また、自由状態の内径リップ２の高さＬ２は、基端部３の背面３ａから内径リップ２の先端部２ａとの間の高さ方向（軸方向Ｘ）における距離である。
　軸シール５の詳細について図２を参照して説明する。図２は、ハウジングに装着される前の状態（自由状態）の軸シールの拡大断面図を示す。軸シール５において、外径リップと内径リップは相互に先端部１ａ、２ａが離れる方向へ傾斜して形成されている。図２では、軸シール５の内周面は、背面３ａから先端部２ａにかけて連続的に縮径するように形成され、軸シール５の外周面は、背面３ａから先端部１ａにかけて連続的に拡径するように形成される。
　軸シール５において、自由状態の外径リップ高さをＬ１、自由状態の内径リップ高さをＬ２とすると、外径リップ高さＬ１の方が内径リップ高さＬ２よりも小さくなっている（Ｌ１＜Ｌ２）。具体的には、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．９となっている。図２において、背面３ａおよび凹溝の底面は、軸シール５の軸心と直交する面と略平行な平坦面で形成されている。
　従来（図８参照）の軸シール３５では、ハウジングに対する受圧面積を大きくするべく、外径リップ３１の高さＬ１の方が内径リップ３２の高さＬ２よりも大きくなっている（Ｌ１＞Ｌ２）。これに対して、本発明の軸シール５では、図２に示すように、Ｌ１をＬ２よりも小さくする（具体的にはＬ１／Ｌ２を０．９以下にする）ことで、後述の実施例で示すように、ハウジング圧入後の軸シールの内径変化量のばらつきを小さくでき、結果的に回転トルクのばらつきを小さくすることができる。すなわち、外径リップ１の高さＬ１を相対的に小さくすることで、ハウジング圧入後の軸シールの状態の再現性に優れ、軸シールの内径寸法の相互間のばらつきを小さくできる。一方で、Ｌ１／Ｌ２が小さくなり過ぎると、つまり相対的に外径リップ１の高さＬ１が小さくなり過ぎると、組み付け時に軸シールが変形し、その組み付け不良によってリーク量の増大を招くおそれがある。そこで、Ｌ１／Ｌ２を０．５以上としている。
　本発明において、回転トルクの安定化の観点からは、Ｌ１／Ｌ２が小さいほど好ましい。具体的には、Ｌ１／Ｌ２は、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．８が好ましく、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．７がより好ましく、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．６であってもよい。
　また、外径リップ１の高さＬ１は、例えば１．０ｍｍ～２．５ｍｍであり、内径リップ２の高さＬ２は、例えば２．０ｍｍ～４．０ｍｍである。
　Ｌ１／Ｌ２を上述した範囲に設定することで、従来構成に比べて圧入力（リップの剛性）が大きくなる傾向がある。そのため、リップの剛性に影響する外径リップの厚さについても設定することが好ましい。具体的には、軸シール５において、外径リップの剛性が高くなりすぎないようにするため、すなわち圧入力が大きくなりすぎないようにするため、外径リップ１のリップ厚さｔ１を、内径リップ２のリップ厚さｔ２よりも薄くすることが好ましい。さらに、外径リップ１のリップ厚さｔ１を、基端部３の厚さｔ３よりも薄くすることが好ましい。なお、リップ厚さｔ１は、例えば０．３ｍｍ～０．７ｍｍである。
　軸シール５において、外径リップ１の軸方向に対する傾斜角度θは５°よりも大きくなっている。傾斜角度θを５°よりも大きくことで、後述のシール性能試験で示すようにシール性を確保することができる。傾斜角度θの上限は、例えば２５°である。傾斜角度θは７°～２０°が好ましく、９°～２０°であってもよく、９～１７°であってもよい。
　軸シール５の外径寸法ｄは、例えば３５ｍｍ以下であり、または２７ｍｍ以下であり、２３ｍｍ以下であってもよい。本発明において、軸シール５の外径寸法ｄは、自由状態の軸シール５の最大外径寸法をいい、図２では、対向する外径リップ１の先端部１ａの外縁間の距離を示す。
　図１に示すように、軸シール５は、内径リップ２が回転軸６の外周面に密着するとともに、外径リップ１が環状溝８の側壁に密着することで、高圧側の流体が低圧側へ漏れ出すことを防いでいる。流体は、冷媒、油、冷媒と油の混合物などが挙げられる。流体圧は、例えば０．３ＭＰａ～１．０ＭＰａであり、０．５ＭＰａ～１ＭＰａであってもよい。比較的高圧である０．５ＭＰａ～１ＭＰａであっても、本発明の軸シールによれば、回転トルクを低く抑えることができる。
　ここで、軸シール５はハウジング７に締め代をもって嵌め合わされている。すなわち、自由状態の軸シール５の外径寸法ｄを、ハウジング７の内径寸法Ｄ（図２参照）よりも大きくする必要がある。
　軸シールの外径寸法ｄとハウジングの内径寸法Ｄとの差である軸シール５とハウジング７との締め代（ｄ－Ｄ）は特に限定されないが、例えば０．１ｍｍ～１．０ｍｍ程度であり、０．２ｍｍ～０．７ｍｍであることが好ましく、０．４ｍｍ～０．７ｍｍであってもよい。締め代（ｄ－Ｄ）を上記範囲に設定することで、圧入力を適度にしやすくなり、ひいてはシール性を確保しやすくなる。
　なお、本発明の軸シールは、図２の形態に限らない。例えば、図２では、凹溝の底面を平坦面で構成したが、当該底面を円弧状にしてもよい。また、軸シールの角部（各リップの先端部も含む）に、面取りなどの傾斜面を設けてもよい。
　図１の圧縮機において、ハウジング７の高圧側には圧縮機構部が設けられる。圧縮機構部の形態は、回転軸６の回転によって流体の圧縮が行われる機構であればよく、スクロール式や斜板式などを採用できる。例えば、スクロール式の場合、圧縮機構部は、固定スクロールと、該固定スクロールに対して旋回運動する可動スクロールとを組み合わせて構成される。
　図３には、スクロール式の圧縮機構部の一部断面図を示す。図３に示すように、圧縮機構部９は、基板１１ａとその表面に直立する固定側スクロール翼１１ｂを有する固定ロータ１１と、基板１２ａとその表面に直立する可動側スクロール翼１２ｂを有する可動ロータ１２とを備えている。固定ロータ１１と可動ロータ１２が相互に偏心状態にかみ合わされて、それらの間に圧縮室１０が形成されている。可動ロータ１２は、上述の回転軸に直接的または間接的に接続されており、可動ロータ１２が固定ロータ１１の軸線の周りで公転することにより、圧縮室１０が渦巻形状の中心側に移動して流体の圧縮が行なわれる。圧縮された圧縮流体は、可動ロータ１２の中心部の吐出口１３を通って吐出管から吐出され、冷凍サイクルに流出する。そして、冷凍サイクルの流体（冷媒ガスなど）が吸入口（図示省略）を介して圧縮室１０へ導入される。
　本発明の軸シールは、熱可塑性エラストマー組成物または樹脂組成物からなる。例えば、軸シールは熱可塑性エラストマー組成物の成形体である。この場合、ＡＳＴＭ　Ｄ７９０に準拠して測定される曲げ弾性率が２００ＭＰａ～２４００ＭＰａであることが好ましく、２００ＭＰａ～１８００ＭＰａであることが好ましい。
　熱可塑性エラストマー組成物において、主成分となるエラストマーは限定されるものではなく、ポリオレフィン系エラストマー、ポリエステル系エラストマー、ポリアミド系エラストマーなどを用いることができる。耐熱性、耐薬品性の点から、ポリエステル系エラストマーが特に好ましい。ポリエステル系エラストマーは、ハードセグメントとソフトセグメントを含み、ハードセグメントにポリエステル単位、ソフトセグメントにポリエーテル単位またはポリエステル単位が用いられる。ポリエステル系エラストマーは、ポリエステル－ポリエーテル型またはポリエステル－ポリエステル型のマルチブロック共重合体である。
　軸シールが樹脂組成物の成形体である場合において、主成分となる樹脂（ベース樹脂）は限定されるものではなく、ポリアミド（ＰＡ）樹脂、ポリフェニレンサルファイド（ＰＰＳ）樹脂、ポリエーテルエーテルケトン（ＰＥＥＫ）樹脂、ポリアミドイミド（ＰＡＩ）樹脂、ポリテトラフルオロエチレン（ＰＴＦＥ）樹脂、テトラフルオロエチレン－パーフルオロアルコキシエチレン共重合体（ＰＦＡ）樹脂、テトラフルオロエチレン－ヘキサフルオロプロピレン共重合体（ＦＥＰ）樹脂、エチレン－テトラフルオロエチレン共重合体（ＥＴＦＥ）樹脂、ポリビニリデンフルオライド樹脂、液晶ポリマー、ポリエーテルスルホン樹脂、ポリスルホン樹脂、ポリフェニルスルホン樹脂、ポリアリレート樹脂、ポリエーテルイミド樹脂、ポリイミド樹脂、ポリエステル樹脂などを用いることができる。
　上記の熱可塑性エラストマー組成物および樹脂組成物には、摩擦摩耗特性を向上させる目的で、ＰＴＦＥ樹脂、グラファイト、二硫化モリブデンなどの固体潤滑剤を配合することができる。
　固体潤滑剤の配合量は、熱可塑性エラストマー組成物または樹脂組成物１００体積％に対して、１体積％～４０体積％が好ましく、１体積％～２０体積％がより好ましい。４０体積％を超えると、熱可塑性エラストマー組成物または樹脂組成物の伸び特性が低下するおそれがあり、軸シールを回転軸に組み込む際に割れが発生するおそれがある。
　なお、本発明の効果を阻害しない程度に、熱可塑性エラストマー組成物または樹脂組成物に、炭素繊維、ガラス繊維、アラミド繊維などの繊維状補強材、球状シリカなどの球状充填材、マイカなどの鱗状補強材、リン酸カルシウム、硫酸カルシウムなどの摺動補強材、チタン酸カリウムウィスカなどの微小繊維補強材を用いてもよい。カーボンブラック、酸化鉄などの着色剤も配合できる。これらは単独で配合することも、組み合せて配合することもできる。
　本発明の軸シールは、車載エアコン用スクロール式圧縮機における回転軸（主軸）に用いることができる。スクロール式圧縮機は、エンジン動力を利用したベルト駆動、エンジン動力を利用しないモータ駆動のどちらであってもよい。また、本発明の軸シールは、圧縮機に限らず用いることができる。
　本発明の軸シールは、例えば一般的な熱可塑性樹脂用の射出成形機を用い、射出成形によって成形される。上記熱可塑性エラストマー組成物または上記樹脂組成物を構成する各材料を、必要に応じて、ヘンシェルミキサー、ボールミキサー、リボンブレンダーなどにて混合した後、二軸混練押出し機などの溶融押出し機にて溶融混練し、成形用ペレットを得ることができる。なお、充填材の投入は、二軸押出し機などで溶融混練する際にサイドフィードを採用してもよい。この成形用ペレットを用いて射出成形により軸シールを成形する。
［実施例１～２、比較例１～２］
　実施例１～２および比較例１～２では、外径リップ高さを変化させて内径変化量などのばらつきを評価した。まず、熱可塑性エラストマー組成物を二軸混練押出し機にてペレット化した。得られたペレットを用いて射出成形により、外径リップ高さが４水準の軸シールを作製した。実施例１～２は、図２に示すような形状とし、（Ｌ１／Ｌ２）を０．５２、０．７０とした。比較例１は、（Ｌ１／Ｌ２）を０．９１とした。また、比較例２は図８に示すような形状とし、（Ｌ１／Ｌ２）を１．０９とした。表１に各軸シールの初期（自由状態）の呼び寸法を示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
（１）内径変化量の測定
　実施例１～２および比較例１～２について、それぞれ４個の軸シールを用いて（試験数４）ハウジングへの圧入を行った。自由状態の軸シールの内径寸法と、ハウジング内径２７．５ｍｍのハウジングに圧入した後の軸シールの内径寸法とを画像測定器によってそれぞれ測定し、その差から、ハウジング圧入による内径変化量（＝軸シールの内径方向への収縮量）を算出した。ここでの内径寸法としては、対向する内径リップの先端部２ａ間の距離（最小内径寸法）を測定した。図４（ａ）に、リップ高さの比（Ｌ１／Ｌ２）と内径変化量との関係を示す。図４（ａ）に示すように、リップ高さの比が小さい（この場合、外径リップ高さが小さい）ほど、内径変化量のばらつきが小さくなる傾向が見られた。
（２）回転トルクの測定
　実施例１～２および比較例１～２について、それぞれ４個の軸シールを用いて、下記の試験条件で回転トルクを測定した。
＜試験条件＞
　　油圧　　　：１．０ＭＰａ
　　油温　　　：１００℃
　　回転数　　：７０００ｒｐｍ
　　内径締め代：０．７ｍｍ
　図４（ｂ）に、リップ高さの比（Ｌ１／Ｌ２）と回転トルクとの関係を示す。回転トルクは、軸シールの内径リップと回転軸の外周面の接触の強さに影響するため、内径変化量が大きい軸シールでは、回転軸への接触が強くなり、回転トルクが大きくなりやすい。内径変化量のばらつき幅が小さくなることに起因して、（Ｌ１／Ｌ２）が小さくなるほど回転トルクのばらつき幅も小さくなった（図４（ｂ）参照）。
［実施例３～１２、比較例３～５］
　次に、軸シールの各寸法についてさらに検討した。上記のペレットを用いて射出成形により、表２記載の軸シールをそれぞれ作製した。表２の各寸法は、自由状態（ハウジング圧入前）の寸法である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
（３）組み込み試験
　ハウジングへの組み込み試験として圧入力を測定した。圧入力はプッシュプルゲージによって測定した。なお、圧入力の判定基準は、軸シールの組付け時と運転中に不具合が起きない参考の範囲として、３００Ｎ以下とした。３００Ｎを超えると、組付け時に軸シールが変形し、組付け不良の発生によってリーク量が増大する可能性がある。下限値は特に設けないが、回転軸が回転したときにハウジングに対して軸シールが回転しない程度であることが望ましい。なお、回転軸が回転したときにハウジングに対して軸シールが回転した場合、軸シールの外周面が摩耗するおそれがありシール性の低下に繋がることが考えられる。安全面を考慮すると４０Ｎであり、好ましくは５０Ｎであり、さらに好ましくは６０Ｎであり、１００Ｎとするとさらに安全性が高くなる。
　なお、圧入力の検証内容の組み合わせは以下のとおりである。
実施例３、４、５、比較例３　　　：Ｌ１／Ｌ２と圧入力との関係
実施例６、７、８、９　　　　　　：外径締め代と圧入力との関係
実施例１０、１１、１２、比較例４：リップ角度と圧入力との関係
（３－１）Ｌ１／Ｌ２と圧入力との関係
　図５（ａ）に示すように、Ｌ１／Ｌ２が大きくなるほど圧入力は小さくなる傾向がある。本発明ではＬ１／Ｌ２を０．５以上０．９以下としている。ここで、Ｌ１／Ｌ２が０．５より小さいと、外径リップの剛性が高くなるため、圧入力が例えば３００Ｎを超え、軸シールの組付け性、シール性に影響を及ぼす可能性がある。一方、Ｌ１／Ｌ２が０．９より大きいと、上記図４（ｂ）で示したように、軸シール間で回転トルクのばらつきが大きくなる傾向がある。また、外径リップの剛性が低くなって、圧入力が例えば１００Ｎよりも小さくなる。
（３－２）外径締め代と圧入力との関係
　図５（ｂ）に示すように、外径締め代（ｄ－Ｄ）が大きくなるほど圧入力は大きくなる傾向がある。ここで、外径締め代（ｄ－Ｄ）が０．７ｍｍより大きいと、外径リップの剛性が高くなるため、圧入力が例えば３００Ｎを超え、軸シールの組付け性、シール性に影響を及ぼす可能性がある。一方、外径締め代（ｄ－Ｄ）が０．２ｍｍより小さいと、圧入力が例えば１００Ｎを下回る傾向になる。
（３－３）リップ角度と圧入力との関係
　図５（ｃ）に示すように、外径リップのリップ角度が大きくなるほど圧入力は小さくなる傾向がある。本発明ではリップ角度を５°よりも大きくしている。図５（ｃ）で言えば、例えばリップ角度が９°より小さいと、圧入時のハウジングとの接触面積が大きくなるため、圧入力が例えば３００Ｎを超え、軸シールの組付け性、シール性に影響を及ぼす可能性がある。一方、リップ角度が１７°より大きいと、外径リップの剛性が低くなって、圧入力が例えば１００Ｎを下回る傾向になる。
（４）初期性能試験
　実施例３および比較例５の軸シールについて、図６に示す回転トルク試験機を用いて、下記の条件で回転トルク試験を実施した。回転トルクとしては、試験開始後１分間の平均値を算出した。結果を図７のグラフに示す。
＜試験条件＞
　　油圧　　　：０．３ＭＰａ、０．５ＭＰａ、１．０ＭＰａ
　　油温　　　：１００℃
　　回転数　　：３０００ｒｐｍ、７０００ｒｐｍ
　　内径締め代：０．４ｍｍ
　　回転軸　　：材質Ｓ４５Ｃ
　　冷凍機油　：ポリアルキレングリコール油
　　試験時間　：１分
　図７に示すように、いずれの油圧の場合も、実施例３の回転トルクは、比較例５の回転トルクよりも低い値であった。また、油圧が高くなるにつれ、回転トルクの低減量が大きくなった。
（５）シール性能試験
　図６に示す回転トルク試験機を用いて、上記の条件で回転トルク試験を実施して、オイルリーク量を測定した。図６に示すように、試験機１４のハウジングは、外周側ハウジング１７と内周側ハウジング１８とを組み付けて構成される。これらハウジングの合わせ面において、内周側ハウジング１８の外周溝にはＯリング１９が配置されており、合わせ面から冷凍機油が漏れることを防止している。軸シール１５は回転軸１６に密着しており、回転軸１６の回転によって内径リップが回転軸１６の外周面と摺接する。冷凍機油を圧送して、ハウジング内空間に供給した。冷凍機油は、図６に示すように、流入路１７ｂから流入し、ハウジング内空間を経て、流出路１７ｃから流出する。オイルリーク量は、回転軸１６と挿通孔１７ａとの間から漏れ出た冷凍機油の量に基づいており、試験開始後１分間の漏れ量を示している。結果を表３に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　オイルリーク量は少ない方が、製品寿命が長くなると推測できるため望ましく、１．０ｍｌ／ｍｉｎを超えないことが望ましい。いずれの実施例でもオイルリーク量は少なく、高いシール性を示した。特に、Ｌ１／Ｌ２が最も小さい（外径リップが最も短い）実施例３でも、十分なシール性を示した。
　上記のように、本発明では、軸シールにおいて外径リップの寸法など（内径リップ高さに対する外径リップ高さの比、外径締め代、リップ角度など）を最適化することで、低トルク性を確保しつつ、回転トルクのばらつきを抑えた軸シールを実現できる。
　本発明の軸シールは、軸シールの回転トルクを低減しつつ、外径リップの収縮量のばらつきを低減させ、回転トルクのばらつきを抑制できるので、回転軸の外周面に摺接しながら密封流体を封止する軸シールとして広く使用できる。特に、車載エアコンのスクロール式冷媒圧縮機の圧縮機構部を回転させる回転軸の軸シールに適している。
　　１　　外径リップ
　　２　　内径リップ
　　３　　基端部
　　４　　凹溝
　　５　　軸シール
　　６　　回転軸
　　７　　ハウジング
　　８　　環状溝
　　９　　圧縮機構部
　　１０　圧縮室
　　１１　固定ロータ
　　１２　可動ロータ
　　１３　吐出口
　　１４　試験機
　　１５　軸シール
　　１６　回転軸
　　１７　外周側ハウジング
　　１８　内周側ハウジング
　　１９　Ｏリング

Claims (7)

  1. 　回転軸とハウジングの間に設けられる環状の軸シールであって、
    　前記軸シールは、内径リップと、該内径リップよりも外径側に設けられる外径リップとを備え、
    　自由状態の前記軸シールにおいて、前記外径リップの高さをＬ１、前記内径リップの高さをＬ２としたとき、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．９であり、前記外径リップの軸方向に対する傾斜角度が５°よりも大きいことを特徴とする軸シール。
  2. 　自由状態の前記軸シールの外径寸法をｄ、前記ハウジングの内径寸法をＤとすると、前記軸シールと前記ハウジングとの締め代（ｄ－Ｄ）が０．２ｍｍ～０．７ｍｍであることを特徴とする請求項１記載の軸シール。
  3. 　前記傾斜角度が９°～１７°であることを特徴とする請求項１記載の軸シール。
  4. 　前記軸シールにおいて、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．７であることを特徴とする請求項１記載の軸シール。
  5. 　自由状態の前記軸シールの外径寸法をｄ、前記ハウジングの内径寸法をＤとすると、前記軸シールと前記ハウジングとの締め代（ｄ－Ｄ）が０．２ｍｍ～０．７ｍｍであり、前記傾斜角度が９°～１７°であり、前記軸シールにおいて、０．５≦（Ｌ１／Ｌ２）≦０．７であることを特徴とする請求項１記載の軸シール。
  6. 　前記軸シールにおいて、前記外径リップのリップ厚さが前記内径リップのリップ厚さよりも薄いことを特徴とする請求項１記載の軸シール。
  7. 　前記軸シールは、車載エアコン用スクロール式圧縮機における回転軸に用いられる軸シールであることを特徴とする請求項１記載の軸シール。
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