JP4041931B2

JP4041931B2 - Rod sealing device

Info

Publication number: JP4041931B2
Application number: JP10354398A
Authority: JP
Inventors: 裕樹岡田; 俊次鈴木
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1998-03-31
Filing date: 1998-03-31
Publication date: 2008-02-06
Anticipated expiration: 2018-03-31
Also published as: JPH11287327A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車高調整用の油圧シリンダや衝撃吸収用の油圧緩衝器などのシリンダ装置のロッドをシールするためのシール装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、車高調整用の油圧シリンダは、図８に示すように、油液が封入されたシリンダ１内に摺動可能にピストン（図示略）を嵌装し、このピストンに一端部が連結されたピストンロッド２の他端部を前記シリンダ１の開口端部に装着したロッドガイド３を摺動可能に挿通させてシリンダ１外まで延ばしている。シリンダ１は、ここでは有底の外筒４内に納められており、前記ロッドガイド３は、この外筒４とシリンダ１との間の環状室５を閉じる蓋体としても共用され、外筒４の開口端部に螺合させたロックリング６によりその位置が固定されている。ピストンロッド２内には油通路（図示略）が設けられており、シリンダ内には、前記油通路を通じて外部の給排油手段（図示略）から油液が給排され、これに応じてピストンロッド２の伸長長さが変化し、車高が調整されるようになっている。
【０００３】
このような油圧シリンダにおいて、ピストンロッド２のシールは、一般に、ロッドガイド３の内周に設けた環状溝７内に配置した二重シール８と、ロックリング６内に配置したオイルシール９とにより二段階でなされるようになっている。二重シール８は、ピストンロッド２に摺接するロッドシール１０とこのロッドシール１０をピストンロッド２側へ弾発付勢（バックアップ）するＯリング１１とからなっている。この場合、ロッドシール１０は、摺動特性を重視して摺動性能に優れた材料、例えばフッ素樹脂から形成されており、これとピストンロッド２との間からは、シリンダ内室１２の油圧の上昇に応じて、わずかの油漏れが生じるようになっている。一方、オイルシール９はシール性の良好なゴムから形成されており、前記ロッドシール１０とピストンロッド２との間から漏れ出た油液（漏れ油）は、このオイルシール９により外部への漏出が防止される。一方、この外部への漏出が防止された油液は、二重シール８とオイルシール９との間に形成した油溜室１３に一旦溜った後、ロッドガイド３に設けた油通路１４を通じて前記環状室（ドレン室）５へ逃がされるようになる。
【０００４】
しかし、上記した従来一般の油圧シリンダでは、シリンダ内室１２（高圧側）の油圧がある値以上に上昇すると、図９に示すように油溜室１３内（低圧側）との差圧ΔＰにより、Ｏリング１１が上方に押し上げられて、ロッドガイド３の上側（低圧側）のシール受面３ａに強く押圧され、Ｏリング１１が圧縮変形して、ロッドシール１０をピストンロッド２に強い力で押付ける。この結果、ロッドシール１０とピストンロッド２との間の摩擦抵抗が増大し、ピストンロッド２の円滑な伸縮動が阻害されて乗り心地の悪化を招き、その上、ロッドシール１０の摩耗が増大して、油漏れが激しくなるという問題があった。
なお、油圧緩衝器においても、上記したロッドシール１０とＯリング１１とからなる二重シール８を採用することが多くなっており、このものでも同様の問題が発生している。ただし、油圧緩衝器の場合は、シリンダ１の周りの環状室５はリザーバとして提供される。
【０００５】
上記問題を解決するため、特開平１０−５４４３６号公報には、図１０に示すように、ロッドシール１０の、ピストン延長方向の前側となる前端部分の外周に環状の切欠１５を設け、ロッドガイド３を本体１６と蓋体１７とからなる分割構成として、その蓋体１７から延設した環状突起１８を前記切欠１５内に位置させるようにしている。このようなシール構造とすることにより、Ｏリング１１に大きな油圧がかかって、ロッドシール１０に大きな付勢力が加わるような場合は、ロッドガイド３に設けた突起１８がその付勢力を分担し、ロッドシール１０がピストンロッド２に強く押し付けられることはなくなる。
【０００６】
ところで、ロッドシール１０とピストンロッド２との接触面における接触面圧分布は、理想的には図１１の右側グラフに示すように、シリンダ内室１２（図８）側すなわち高圧側の接触限界点Ａの付近で面圧が最大となり、油溜室１３（図８）側すなわち低圧側の接触限界点Ｂの付近で面圧が最小となるカーブを描くことが望ましい。換言すれば、高圧側の接触圧力勾配θ₁ が低圧側の接触圧力勾配θ₂ よりも大きい（θ₁ ＞θ₂ ）ことが望ましく、このような接触面圧分布となる場合には油漏れは生じない。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記Ｏリング１１とロッドシール１０との間に環状突起１８を介在させた新たなシール構造によれば、ロッドシール１０の前端がロッドガイド３の低圧側シール受面３ａに強く押付けられる結果、図１２に点線にて示すように、ロードシール１０にその前端側を半径内方へ寄せる方向のモーメントが働き、ロッドシール１０がその前端側を縮径させた状態に変形する。このため、同図の右側のグラフに点線にて示すように、高圧側の接触限界点Ａ′付近の面圧が低下する一方で、低圧側接触限界点Ｂ′付近の面圧が上昇し、その接触面圧分布が上記した理想のカーブ（実線で示す）から大きくずれるようになり（θ₁ ＜θ₂ ）、シール性能が低下して油漏れ量が多くなる。
そして、上記したロッドシール１０の変形は、図１３に示すように、ロッドシール１０が摩耗した場合（摩耗部分を斜線で示す）により顕著となり、同図の右側のグラフに点線にて示すように、高圧側の接触限界点Ａ′付近の面圧が著しく低下する一方で、低圧側接触限界点Ｂ′付近の面圧が著しく上昇し、多量の油漏れが発生するようになる。
【０００８】
また、フッ素樹脂で形成されているロッドシール１０の線膨張係数α₁ がα₁ ＝100 ×10^-6(K^-1) となっているのに対し、通常鋼材で形成されているロッドガイド３の線膨張係数α₂ はα₂ ＝12×10^-6(K^-1) となっている。そして、この線膨張係数の差（α₁ −α₂ ）により、使用中の摩擦熱などにより温度が上昇すると、図１４に示すように、ロッドシール１０の段差面１０ａと突起１８の先端面１８ａとの間に隙間Ｓが生じ、この場合は、ロッドシール１０の変形がより一層顕著となって、油漏れがより一層激しくなる。しかも、このように隙間Ｓが生じると、図１５に示すようにこの隙間Ｓ内にＯリング１１が食込み、その後のロッドシール１０の傾斜によって前記食込み部分が破損してＯリング１１の寿命が低下することにもなる。
【０００９】
本発明は、上記従来の問題点に鑑みてなされたもので、その課題とするところは、ロッドシールとロッドとの間に適切な接触面圧が得られるようにすると共に、その接触面圧の最大値が常に高圧側の接触限界点付近に現れるようにし、もってロッドの円滑な作動と安定したシール性能とを保証することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため、本発明は、ロッドを摺動可能に案内するロッドガイドの内周に形成された環状溝内に、前記ロッドに摺接するロッドシールと該ロッドシールを前記ロッド側へ弾発付勢するＯリングとからなる二重シールを配置したシール装置において、前記ロッドシールの、ロッド延長方向の前側となる前端部分の外周に環状の切欠を形成すると共に、該切欠内にロッドガイドから延設した環状突起を位置させ、かつ前記ロッドシールの前端と前記ロッドガイドのシール受面との間に隙間が形成されるように、前記切欠の軸方向深さと前記環状突起の長さとを設定したことを特徴とする。
【００１１】
本発明においては、ロッドガイドに設けた突起が、Ｏリングからロッドシールにかかる付勢力を分担するので、ロッドシールの全体がロッドに強く押し付けられることはなくなる。しかも、ロッドシールの前端とロッドガイドの低圧側シール受面との間に隙間が形成されるので、ロッドシールには、その後端側を半径内方へ寄せる方向のモーメントが働き、常に低圧側接触限界点付近で面圧が最小となり、かつ高圧側接触限界点付近で面圧が最大となる理想的な接触面圧分布が得られる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。
図１および２は、本発明の第１の実施の形態を示したものである。なお、以下に述べる各実施の形態は、前記車高調整用の油圧シリンダに適用したもので、本シール装置を含む油圧シリンダの基本構造は、前出図８および１０に示したものと同じであるので、こゝでは同一部分には同一符号を付し、それらの説明を省略することとする。
【００１４】
本第１の実施の形態において、シリンダ１内のピストンから延ばされたピストンロッド（ロッド）２を摺動案内するロッドガイド３は、前出図１０に関連して説明したように本体１６と蓋体１７とからなっている。本体１６は、その外周が段付き形状をなしており、その小径部分をシール部材２０を介してシリンダ１に嵌合させ、かつその大径部分をシール部材２１を介して外筒４に嵌合させることによりシリンダ内室１２およびドレン室５の開口端を液密に塞いでいる。一方、蓋体１７は、外筒４に螺合させた前記ロックリング６により本体１６に対して押圧固定されており、この組付状態において、本体１６と蓋体１７との間には、前記二重シール８を収納するための環状溝７（図１）が形成されている。したがって、ロッドガイド３の低圧側シール受面３ａは、本実施の形態では前記蓋体１７に設定されることになる。なお、本体１６の内周にはブッシュ２３が嵌合されており、ピストンロッド２は、直接的にはこのブッシュ２３により摺動案内されるようになっている。また、オイルシール９側の油溜室１３に溜った油液をドレン室５に戻すための油通路１４にはオリフィス２４が設けられており、このオリフィス２４により油溜室１３内には所定の油圧が保持されるようになっている。
【００１５】
二重シール８を構成するロッドシール１０は、前記したように、その低圧側となる前端部分の外周に環状の切欠１５を有しており、この切欠１５内には、前記したようにロッドガイド３を構成する蓋体１７から延設した環状突起１８が配置されている。しかして、本第１の実施の形態においては、ロッドシール１０の前端と蓋体１７に設定された低圧側シール受面３ａとの間に、温度が上昇しても常に隙間が形成されるように、切欠１５の軸方向深さＬ₁ と環状突起１８の長さＬ₂ とを初期設定している。
【００１６】
具体的には、ロッドシール１０の線膨張係数をα₁ 、蓋体１７の線膨張係数をα₂ 、最大温度差をΔＴとした場合、下記式の条件
（Ｌ₂ −Ｌ₁ ）＋（Ｌ₂ ・α₂ −Ｌ₁ ・α₁ ）ΔＴ＞０
ただし、α₁ ＞α₂
を満足するように初期隙間δを設定するようにし、これにより、温度が最大限に上昇した後でも、蓋体１７（ロッドガイド３）とロッドシール１０との間には、わずかの隙間δ′が確保されるようなる。
【００１７】
上記第１の実施の形態においては、図示を略す給排油手段によりシリンダ１内に油液が供給され、シリンダ内室１２の圧力が高まると、ロッドシール１０とピストンロッド２との間のわずかの隙から油漏れが発生する。そして、油圧シリンダにかかる負荷の影響でシリンダ内室１２の圧力が一時的に高圧になると、シリンダ内室１２と油溜室１３との差圧ΔＰが一時的に増大し、ロッドシール１０とピストンロッド２との間から多量の油が漏出しようとする。しかし、本第１の実施の形態においては、ロッドシール１０の前端と蓋体１７（ロッドガイド３）の低圧側シール受面３ａとの間には、常に隙間（δ〜δ′）が形成されているので、ロッドシール１０には、その後端側を半径内方へ寄せる方向のモーメントが働き、図３に示すように、ロッドシール１０がその後端側を縮径させた状態に変形する。このため、同図の右側のグラフに点線にて示すように、高圧側の接触限界点Ａ′付近の面圧が上昇する一方で、低圧側接触限界点Ｂ′付近の面圧が低下し、その接触面圧分布が、前記した理想のカーブ（実線で示す）に近似してシール性能が向上し、前記した多量の油漏れは未然に防止されるようになる。なお、本第１の実施の形態では、ロッドシール１０の線膨張係数α₁ が蓋体１７の線膨張係数α₂ よりも大きい（α₁ ＞α₂ ）場合を前提にしているが、両者の関係が逆の場合（α₁ ≦α₂ ）は、前記初期設定の隙間δが温度上昇に応じて拡大するので、前記した油漏れの心配は全くない。
【００１８】
また、上記した差圧ΔＰにより、Ｏリング１１が蓋体１７のシール受面３ａに強く押圧されて圧縮変形し、ロッドシール１０をピストンロッド２に強い力で押付けようとするが、ロッドガイド３に設けた突起１８がその付勢力を分担するので、ロッドシール１０がピストンロッド２に強く押し付けられることはなくなり、ピストンロッド２の円滑な伸縮動が保証される。本第１の実施の形態においては特に、オイルシール９の下側の油溜室１３とドレン室５とを連通する油通路１４はオリフィス２４により絞られているので、前記油溜室１３に蓄えられた油液の圧力が可及的上昇し、この結果、シリンダ内室１２と油溜室１３との差圧ΔＰはそれほど大きくならない。このため、Ｏリング１１からロッドシール１０に加えられる付勢力がさらに抑制され、ピストンロッド２の円滑な伸縮動がより確実に保証される。なお、上記第１の実施の形態では、常時、蓋体１７（ロッドガイド３）とロッドシール１０との間に隙間δが設けられる例を示したが、シリンダ内室１２の圧力が上昇した場合、隙間δがなくなるものあっても、常時隙間δがあるものと比べれば劣るが、効果を得ることができる。
【００１９】
図４は、本発明の第２の実施の形態を示したものである。本第２の実施の形態の特徴とするところは、蓋体１７に設けた環状突起１８の先端内周縁に所定のアールＲ₁ の湾曲面３０を設けると共に、ロッドシール１０の高圧側接触限界部にも所定のアールＲ₂ の湾曲面３１を設けた点にある。このように湾曲面３０，３１を設けることにより、ロッドシール１０には、その後端側を縮径させた状態により変形し易くなり、高圧側の接触減退点Ａ付近の面圧がより高まって、そのシール性能はより一層向上するようになる。
【００２０】
図５は、本発明の第３の実施の形態を示したものである。本第３の実施の形態の特徴とするところは、ロッドシール１０に形成した環状切欠１５の径方向の深さを浅く、または蓋体１７に設けた環状突起１８の肉厚を厚くすることにより、突起１８の内面にロッドシール１０を密接させるようにした点にある。このように、突起１８の内面にロッドシール１０を密接させることにより、ロッドシール１０に生じるモーメントは可及的に低減され、ロッドシール１０の高圧側接触限界点Ａに応力が過度に集中することがなくなって、その付近に生じ易い局部的な摩耗が抑制され、ロッドシール１０の耐久性が向上する。
【００２１】
図６および７は、本発明の第４の実施の形態を示したものである。本第４の実施の形態の特徴とするところは、ロッドシール１０の前端の肉部を円弧状の中高形状として、その円弧面３２を前記蓋体１７（ロッドガイド３）の低圧側シール受面３ａに線接触させるようにした点にある。このようにロッドシール１０の前端形状を設定することにより、ロッドシール１０と蓋体１７との線膨張係数の差によりロッドシール１０の前端が低圧側シール受面３ａに押圧されても、図７に示すようにロッドシール１０の前端部の圧縮変形量はわずかとなり、その前端側を半径内方へ寄せる方向にモーメントが働いても、その量はわずかとなり、上記各実施の形態と同様に理想的な接触面圧分布が得られてシール性は向上する。なお、前記ロッドシール１０の前端の円弧面３２は、凸形状に代えることができる。
【００２２】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明によれば、ロッドシールとロッドとの間に適切な接触面圧が得られると共に、その接触面圧の最大値が常に高圧側の接触限界点付近に現れるようになり、ロッドの円滑な作動と安定したシール性能とが保証されて、装置に対する信頼性が著しく向上する。
また、シール性能の確保は、ロッドシールとロッドガイドに設けた環状突起との寸法関係の変更、またはロッドシール自体の形状変更だけで対処しているので、コストアップなしに量産への適用が可能となり、その利用価値は大なるものがある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態である、ロッドのシール装置の構造を示す断面図である。
【図２】本第１の実施の形態としてのシール装置を適用した車高調整用油圧シリンダの要部を示す断面図である。
【図３】本シール装置によるシール性能の向上理由を説明するための模式図である。
【図４】本発明の第２の実施の形態を示す模式図である。
【図５】本発明の第３の実施の形態を示す模式図である。
【図６】本発明の第４の実施の形態を示す模式図である。
【図７】本第４の実施の形態におけるロッドシールの変形状態を示す模式図である。
【図８】従来のシール装置の一般的構造とこれを適用した車高調整用油圧シリンダの要部構造を示す断面図である。
【図９】従来のシール装置を拡大して示す断面図である。
【図１０】本発明のシール装置と実質的に同じ新型のシール装置の構造を示す断面図である。
【図１１】新型のシール装置における理想的な接触面圧分布を示す模式図である。
【図１２】新型のシール装置における不具合状態の一例を説明する模式図である。
【図１３】新型のシール装置における不具合状態の他の例を説明する模式図である。
【図１４】新型のシール装置における不具合状態の、さらに他の例を説明する模式図である。
【図１５】新型のシール装置における不具合状態の、さらに他の例を説明する模式図である。
【符号の説明】
１シリンダ
２ロッド
３ロッドガイド（ロッド）
３ａ低圧側シール受面
４外筒
５ドレン室（環状室）
８二重シール
７環状室
９オイルシール
１０ロッドシール
１１Ｏリング
１３油溜室
１４油通路
１５切欠
１６本体
１７蓋体
１８環状突起
３２円弧面[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a sealing device for sealing a rod of a cylinder device such as a hydraulic cylinder for adjusting a vehicle height or a hydraulic shock absorber for shock absorption.
[0002]
[Prior art]
For example, as shown in FIG. 8, a hydraulic cylinder for adjusting the vehicle height has a piston (not shown) slidably fitted in a cylinder 1 in which oil is sealed, and one end is connected to the piston. The other end of the piston rod 2 is slidably inserted through the rod guide 3 attached to the open end of the cylinder 1 and extends to the outside of the cylinder 1. The cylinder 1 is housed in a bottomed outer cylinder 4 here, and the rod guide 3 is also used as a lid for closing the annular chamber 5 between the outer cylinder 4 and the cylinder 1. The position is fixed by a lock ring 6 screwed into the opening end of 4. An oil passage (not shown) is provided in the piston rod 2, and oil is supplied / discharged from an external oil supply / discharge means (not shown) through the oil passage, and the piston is accordingly supplied. The extension length of the rod 2 changes, and the vehicle height is adjusted.
[0003]
In such a hydraulic cylinder, the piston rod 2 is generally sealed by a double seal 8 disposed in an annular groove 7 provided in the inner periphery of the rod guide 3 and an oil seal 9 disposed in the lock ring 6. It is made in two steps. The double seal 8 includes a rod seal 10 that is in sliding contact with the piston rod 2 and an O-ring 11 that elastically biases (backs up) the rod seal 10 toward the piston rod 2 side. In this case, the rod seal 10 is made of a material excellent in sliding performance with emphasis on sliding characteristics, for example, a fluororesin, and between this and the piston rod 2, the hydraulic pressure of the cylinder inner chamber 12 is reduced. In response to the rise, a slight oil leak occurs. On the other hand, the oil seal 9 is made of rubber having a good sealing property, and the oil liquid (leakage oil) leaking from between the rod seal 10 and the piston rod 2 leaks to the outside through the oil seal 9. Is prevented. On the other hand, the oil liquid from which leakage to the outside is prevented is temporarily accumulated in an oil reservoir chamber 13 formed between the double seal 8 and the oil seal 9 and then passed through an oil passage 14 provided in the rod guide 3. It escapes to the annular chamber (drain chamber) 5.
[0004]
However, in the above-described conventional general hydraulic cylinder, when the hydraulic pressure in the cylinder inner chamber 12 (high pressure side) rises above a certain value, as shown in FIG. 9, due to the differential pressure ΔP with respect to the oil reservoir chamber 13 (low pressure side). The O-ring 11 is pushed upward and is strongly pressed against the seal receiving surface 3a on the upper side (low pressure side) of the rod guide 3, the O-ring 11 is compressed and deformed, and the rod seal 10 is pressed against the piston rod 2 with a strong force. Press. As a result, the frictional resistance between the rod seal 10 and the piston rod 2 is increased, the smooth expansion and contraction of the piston rod 2 is hindered, and the riding comfort is deteriorated. In addition, the wear of the rod seal 10 is increased. As a result, there was a problem that oil leakage became severe.
In addition, in the hydraulic shock absorber, the double seal 8 composed of the rod seal 10 and the O-ring 11 is often employed, and the same problem occurs in this case. However, in the case of a hydraulic shock absorber, the annular chamber 5 around the cylinder 1 is provided as a reservoir.
[0005]
In order to solve the above problem, in Japanese Patent Laid-Open No. 10-54436, as shown in FIG. 10, an annular notch 15 is provided on the outer periphery of the front end portion of the rod seal 10 on the front side in the direction of extending the piston. 3 is divided into a main body 16 and a lid 17, and an annular projection 18 extending from the lid 17 is positioned in the notch 15. By adopting such a seal structure, when a large hydraulic pressure is applied to the O-ring 11 and a large urging force is applied to the rod seal 10, the projection 18 provided on the rod guide 3 shares the urging force, The rod seal 10 is not strongly pressed against the piston rod 2.
[0006]
By the way, the contact surface pressure distribution at the contact surface between the rod seal 10 and the piston rod 2 is ideally the contact limit point on the cylinder inner chamber 12 (FIG. 8) side, that is, the high pressure side, as shown in the right graph of FIG. It is desirable to draw a curve in which the surface pressure is maximum near A and the surface pressure is minimum near the contact limit point B on the oil reservoir 13 (FIG. 8) side, that is, the low pressure side. In other words, it is desirable that the contact pressure gradient θ ₁ on the high pressure side is larger than the contact pressure gradient θ ₂ on the low pressure side (θ ₁ > θ ₂ ). Does not occur.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, according to the new seal structure in which the annular protrusion 18 is interposed between the O ring 11 and the rod seal 10, the front end of the rod seal 10 is strongly pressed against the low pressure side seal receiving surface 3 a of the rod guide 3. As shown by a dotted line in FIG. 12, a moment in the direction of moving the front end side radially inward acts on the load seal 10, and the rod seal 10 is deformed into a state in which the diameter of the front end side is reduced. For this reason, as indicated by the dotted line in the graph on the right side of the figure, the surface pressure near the contact limit point A ′ on the high pressure side decreases, while the surface pressure near the contact limit point B ′ on the low pressure side increases, The contact surface pressure distribution is greatly deviated from the ideal curve (shown by the solid line) described above (θ ₁ <θ ₂ ), the sealing performance is reduced, and the amount of oil leakage is increased.
As shown in FIG. 13, the deformation of the rod seal 10 described above becomes more prominent when the rod seal 10 is worn (the worn portion is indicated by diagonal lines), as shown by the dotted line in the graph on the right side of the figure. The surface pressure in the vicinity of the contact limit point A ′ on the high pressure side is significantly reduced, while the surface pressure in the vicinity of the contact limit point B ′ on the low pressure side is significantly increased, and a large amount of oil leakage occurs.
[0008]
In addition, the linear expansion coefficient α ₁ of the rod seal 10 made of fluororesin is α ₁ = 100 × 10 ⁻⁶ (K ⁻¹ ), whereas the rod guide 3 is usually made of steel. The linear expansion coefficient α ₂ is α ₂ = 12 × 10 ⁻⁶ (K ⁻¹ ). When the temperature rises due to frictional heat during use or the like due to the difference in linear expansion coefficient (α ₁ −α ₂ ), as shown in FIG. 14, the step surface 10a of the rod seal 10 and the tip surface 18a of the protrusion 18 In this case, the deformation of the rod seal 10 becomes more prominent and oil leakage becomes even more severe. In addition, when the gap S is generated in this manner, the O-ring 11 bites into the gap S as shown in FIG. 15 , and the biting portion is damaged by the subsequent inclination of the rod seal 10, thereby reducing the life of the O-ring 11. It will also do.
[0009]
The present invention has been made in view of the above-described conventional problems, and the problem is that an appropriate contact surface pressure can be obtained between the rod seal and the rod, and the contact surface pressure can be reduced. It is to ensure that the maximum value always appears in the vicinity of the contact limit point on the high pressure side, thereby ensuring smooth operation of the rod and stable sealing performance.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problems, the present invention provides a rod seal that slides on the rod in an annular groove formed on an inner periphery of a rod guide that slidably guides the rod, and elastically pushes the rod seal toward the rod. In the sealing device in which a double seal comprising an oscillating O-ring is arranged, an annular notch is formed on the outer periphery of the front end portion of the rod seal on the front side in the rod extending direction, and a rod guide is provided in the notch An axial depth of the notch and a length of the annular projection are set such that an annular projection extending from the position is positioned and a gap is formed between the front end of the rod seal and the seal receiving surface of the rod guide. It is characterized by setting.
[0011]
In the present invention , since the protrusion provided on the rod guide shares the urging force applied from the O-ring to the rod seal, the entire rod seal is not strongly pressed against the rod. In addition, since a gap is formed between the front end of the rod seal and the low pressure side seal receiving surface of the rod guide, a moment in the direction of moving the rear end side radially inward acts on the rod seal, and the low pressure side contact is always achieved. An ideal contact surface pressure distribution in which the surface pressure is minimum near the limit point and the surface pressure is maximum near the high pressure side contact limit point can be obtained.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
1 and 2 show a first embodiment of the present invention. Each embodiment described below is applied to the vehicle height adjusting hydraulic cylinder, and the basic structure of the hydraulic cylinder including the sealing device is the same as that shown in FIGS. Therefore, in this case, the same parts are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
[0014]
In the first embodiment, the rod guide 3 that slides and guides the piston rod (rod) 2 extended from the piston in the cylinder 1 includes the main body 16 as described above with reference to FIG. It consists of a lid 17. The main body 16 has a stepped outer periphery, and a small diameter portion is fitted to the cylinder 1 via the seal member 20, and a large diameter portion is fitted to the outer cylinder 4 via the seal member 21. By doing so, the opening ends of the cylinder inner chamber 12 and the drain chamber 5 are liquid-tightly closed. On the other hand, the lid body 17 is pressed and fixed to the main body 16 by the lock ring 6 screwed into the outer cylinder 4. In this assembled state, the lid body 17 has a gap between the main body 16 and the lid body 17. An annular groove 7 (FIG. 1) for housing the double seal 8 is formed. Therefore, the low pressure side seal receiving surface 3a of the rod guide 3 is set to the lid 17 in the present embodiment. A bush 23 is fitted to the inner periphery of the main body 16, and the piston rod 2 is directly slid and guided by the bush 23. In addition, an orifice 24 is provided in the oil passage 14 for returning the oil liquid accumulated in the oil reservoir 13 on the oil seal 9 side to the drain chamber 5, and the orifice 24 has a predetermined inside in the oil reservoir 13. Hydraulic pressure is maintained.
[0015]
As described above, the rod seal 10 constituting the double seal 8 has the annular cutout 15 on the outer periphery of the front end portion on the low pressure side, and the rod guide 10 is inserted into the cutout 15 as described above. An annular projection 18 extending from the lid body 17 constituting 3 is disposed. Therefore, in the first embodiment, a gap is always formed between the front end of the rod seal 10 and the low pressure side seal receiving surface 3a set on the lid 17 even if the temperature rises. Further, the axial depth L ₁ of the notch 15 and the length L ₂ of the annular protrusion 18 are initially set.
[0016]
Specifically, when the linear expansion coefficient of the rod seal 10 is α ₁ , the linear expansion coefficient of the lid 17 is α ₂ , and the maximum temperature difference is ΔT, the condition (L ₂ −L ₁ ) + (L ₂ · α ₂ −L ₁ · α ₁ ) ΔT> 0
However, α ₁ > α ₂
Thus, the initial gap δ is set so as to satisfy the following condition. Thus, even after the temperature rises to the maximum, a slight gap δ ′ is provided between the lid body 17 (rod guide 3) and the rod seal 10. Will be secured.
[0017]
In the first embodiment, when an oil liquid is supplied into the cylinder 1 by a supply / discharge oil means (not shown) and the pressure in the cylinder inner chamber 12 increases, a slight gap between the rod seal 10 and the piston rod 2 is obtained. Oil leaks from the gap. When the pressure in the cylinder chamber 12 temporarily becomes high due to the load on the hydraulic cylinder, the differential pressure ΔP between the cylinder chamber 12 and the oil reservoir 13 temporarily increases, and the rod seal 10 and the piston A large amount of oil tends to leak from between the rod 2. However, in the first embodiment, a gap (δ to δ ′) is always formed between the front end of the rod seal 10 and the low pressure side seal receiving surface 3a of the lid body 17 (rod guide 3). Therefore, the rod seal 10 is subjected to a moment in the direction of moving the rear end side radially inward, so that the rod seal 10 is deformed into a state in which the rear end side is reduced in diameter as shown in FIG. For this reason, as indicated by the dotted line in the graph on the right side of the figure, the surface pressure near the contact limit point A ′ on the high pressure side increases while the surface pressure near the contact limit point B ′ on the low pressure side decreases, The contact surface pressure distribution approximates to the ideal curve (shown by a solid line) and the sealing performance is improved, and the above-described large amount of oil leakage is prevented in advance. In the first embodiment, it is assumed that the linear expansion coefficient α ₁ of the rod seal 10 is larger than the linear expansion coefficient α ₂ of the lid body 17 (α ₁ > α ₂ ). When the relationship is reversed (α ₁ ≦ α ₂ ), the initial gap δ expands as the temperature rises, so there is no concern about the aforementioned oil leakage.
[0018]
Further, the O-ring 11 is strongly pressed against the seal receiving surface 3a of the lid body 17 by the above-described differential pressure ΔP and is compressed and deformed, and the rod seal 10 tries to press the piston rod 2 with a strong force. Since the projection 18 provided on the shaft shares the urging force, the rod seal 10 is not strongly pressed against the piston rod 2, and the smooth expansion and contraction of the piston rod 2 is guaranteed. In the first embodiment, in particular, the oil passage 14 that communicates the lower oil reservoir 13 and the drain chamber 5 with the oil seal 9 is throttled by the orifice 24, so that it is stored in the oil reservoir 13. As a result, the pressure difference ΔP between the cylinder inner chamber 12 and the oil reservoir chamber 13 does not increase so much. For this reason, the urging force applied to the rod seal 10 from the O-ring 11 is further suppressed, and the smooth expansion and contraction of the piston rod 2 is more reliably ensured. In the first embodiment, the example in which the gap δ is always provided between the lid 17 (rod guide 3) and the rod seal 10 has been described. However, when the pressure in the cylinder inner chamber 12 increases. Even if the gap δ disappears, it is inferior to that always having the gap δ, but the effect can be obtained.
[0019]
FIG. 4 shows a second embodiment of the present invention. A feature of the second embodiment is that a curved surface 30 having a predetermined radius R ₁ is provided on the inner peripheral edge of the tip of the annular protrusion 18 provided on the lid body 17, and the high-pressure side contact limit portion of the rod seal 10 is provided. In addition, a curved surface 31 having a predetermined radius R ₂ is provided. By providing the curved surfaces 30 and 31 in this way, the rod seal 10 is easily deformed by reducing the diameter of the rear end side thereof, and the surface pressure near the contact decline point A on the high pressure side is further increased. The sealing performance is further improved.
[0020]
FIG. 5 shows a third embodiment of the present invention. The feature of the third embodiment is that the annular notch 15 formed in the rod seal 10 has a shallow radial depth, or the annular protrusion 18 provided on the lid 17 has a thick wall. The rod seal 10 is brought into close contact with the inner surface of the protrusion 18. In this way, by bringing the rod seal 10 into close contact with the inner surface of the protrusion 18, the moment generated in the rod seal 10 is reduced as much as possible, and stress is excessively concentrated on the high pressure side contact limit point A of the rod seal 10. The local wear that tends to occur in the vicinity thereof is suppressed, and the durability of the rod seal 10 is improved.
[0021]
6 and 7 show a fourth embodiment of the present invention. The feature of the fourth embodiment is that the front end of the rod seal 10 has an arcuate medium-high shape, and the arc surface 32 is a low pressure side seal receiving surface of the lid body 17 (rod guide 3). 3a is in line contact. By setting the front end shape of the rod seal 10 in this way, even if the front end of the rod seal 10 is pressed against the low pressure side seal receiving surface 3a due to the difference in linear expansion coefficient between the rod seal 10 and the lid body 17, FIG. As shown in FIG. 3, the amount of compressive deformation at the front end of the rod seal 10 is small, and even if a moment acts in the direction of moving the front end toward the inside of the radius, the amount is small, which is ideal as in the above embodiments. A good contact surface pressure distribution is obtained and the sealing performance is improved. The arc surface 32 at the front end of the rod seal 10 can be replaced with a convex shape.
[0022]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the present invention, an appropriate contact surface pressure is obtained between the rod seal and the rod, and the maximum value of the contact surface pressure always appears near the contact limit point on the high pressure side. Thus, the smooth operation of the rod and the stable sealing performance are ensured, and the reliability of the apparatus is remarkably improved.
In addition, ensuring sealing performance is handled only by changing the dimensional relationship between the rod seal and the annular protrusion provided on the rod guide, or by changing the shape of the rod seal itself, so it can be applied to mass production without increasing costs. And its utility value is great.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing the structure of a rod sealing device according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a main part of a vehicle height adjusting hydraulic cylinder to which the sealing device according to the first embodiment is applied.
FIG. 3 is a schematic diagram for explaining the reason for improving the sealing performance by the sealing device.
FIG. 4 is a schematic diagram showing a second embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a schematic diagram showing a third embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a schematic diagram showing a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a schematic diagram showing a deformed state of a rod seal in the fourth embodiment.
FIG. 8 is a cross-sectional view showing a general structure of a conventional sealing device and a main structure of a vehicle height adjusting hydraulic cylinder to which the conventional sealing apparatus is applied.
FIG. 9 is an enlarged sectional view of a conventional sealing device.
FIG. 10 is a cross-sectional view showing the structure of a new type of sealing device substantially the same as the sealing device of the present invention.
FIG. 11 is a schematic diagram showing an ideal contact surface pressure distribution in a new type of sealing device.
FIG. 12 is a schematic diagram for explaining an example of a failure state in a new-type sealing device.
FIG. 13 is a schematic diagram for explaining another example of a failure state in the new-type sealing device.
FIG. 14 is a schematic diagram for explaining still another example of a failure state in the new-type sealing device.
FIG. 15 is a schematic diagram for explaining still another example of a failure state in the new type sealing device.
[Explanation of symbols]
1 Cylinder 2 Rod 3 Rod guide (rod)
3a Low pressure side seal receiving surface 4 Outer cylinder 5 Drain chamber (annular chamber)
8 Double seal 7 Annular chamber 9 Oil seal 10 Rod seal 11 O-ring 13 Oil reservoir chamber 14 Oil passage 15 Notch 16 Body 17 Lid 18 Annular protrusion 32 Arc surface

Claims

油液が封入されたシリンダ内に一端部が挿入され、他端部が前記シリンダの開口端部に装着したロッドガイドを摺動可能に挿通してシリンダ外へ延ばされたロッドと、前記ロッドガイドとの間をシールするシール装置であって、前記ロッドガイドの内周に形成した環状溝内に、前記ロッドに摺接するロッドシールと該ロッドシールを前記ロッド側へ弾発付勢するＯリングとからなる二重シールを配置したものにおいて、前記ロッドシールの、ロッド延長方向の前側となる前端部分の外周に環状の切欠を形成すると共に、該切欠内にロッドガイドから延設した環状突起を位置させ、かつ前記ロッドシールの前端と前記ロッドガイドの低圧側シール受面との間に隙間が形成されるように、前記切欠の軸方向深さと前記環状突起の長さとを設定したことを特徴とするロッドのシール装置。A rod having one end inserted into a cylinder filled with oil and the other end slidably inserted through a rod guide attached to the opening end of the cylinder, and extending out of the cylinder; and the rod A seal device that seals between a guide and a rod seal that slides on the rod in an annular groove formed on an inner periphery of the rod guide and an O-ring that elastically biases the rod seal toward the rod In the rod seal, an annular notch is formed on the outer periphery of the front end portion on the front side in the rod extending direction of the rod seal, and an annular protrusion extending from the rod guide is provided in the notch. And the axial depth of the notch and the length of the annular protrusion were set so that a gap was formed between the front end of the rod seal and the low pressure side seal receiving surface of the rod guide. Sealing device of the rod characterized by and.