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Die Erfindung betrifft ein fluiddynamisches Lagersystem gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 zur Drehlagerung eines Spindelmotors, insbesondere eines Spindelmotors wie er insbesondere zum Antrieb eines Festplattenlaufwerks verwendet wird.
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Es ist bekannt, fluiddynamische Lagersysteme zur Drehlagerung von Spindelmotoren zum Antrieb von Festplattenlaufwerken zu verwenden. Die Präzision und Laufgenauigkeit eines solchen fluiddynamischen Lagersystems hängt insbesondere von dessen Steifigkeit und Dämpfungskonstante ab. Steifigkeit und Dämpfungskonstante beeinflussen die Frequenzübertragungsfunktion des Lagersystems und dessen Schwingungsverhalten. Das Schwingungsverhalten oder Resonanzverhalten beeinflusst den wiederholbaren und besonders den nicht wiederholbaren Schlag des Lagersystems, welcher wiederum Einfluss auf die Spurgenauigkeit des Festplattenlaufwerks hat. Daher wird angestrebt, insbesondere den nicht wiederholbaren Schlag so klein wie möglich zu halten.
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Bei fluiddynamischen Lagern in Festplattenlaufwerken werden insbesondere zwei Resonanzschwingungen unterschieden:
- Eine erste Schwingungsmode (Halbfrequenzmode) und
- eine zweite Schwingungsmode (Strukturmode).
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Die erste Schwingungsmode wird auch als Halbfrequenzwirbel (half speed whirl) bezeichnet. Dieser Halbfrequenzwirbel wird hervorgerufen durch eine exzentrische Bewegung der Welle des Lagers in der Lagerbohrung, wodurch sich die Spaltbreite des Lagerspalts an einer Seite der Welle verengt und gleichzeitig auf der anderen Seite der Welle aufweitet. Dadurch wird das Lagerfluid wirbelartig durch den verengten Bereich des Lagerspalts gepresst und beschleunigt, während es im verbreiterten Bereich des Lagerspalts abgebremst wird. Die Eigenfrequenz des Halbfrequenzwirbels beträgt typischerweise etwa 40 % bis 50 % der Drehzahl des Lagers, Bei einer Drehzahl des Lagers von beispielsweise 10.000 Umdrehungen pro Minute liegt die Eigenfrequenz des Halbfrequenzwirbels bei etwa 65 Hz bis 85 Hz.
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Die zweite Schwingungsmode wird als Strukturmode oder Parallelmode bezeichnet und hat eine sehr viel höhere Eigenfrequenz als der Halbfrequenzwirbel und liegt beispielsweise zwischen 1 kHz und 4 kHz. Die Eigenfrequenz der Strukturmode hängt unter anderem von der Konstruktion des Spindelmotors und der vom Spindelmotor angetriebenen Last (Speicherplatten des Festplattenlaufwerks) ab.
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Um die Eigenschaften, insbesondere die Laufgenauigkeit des Festplattenlaufwerks zu verbessern, sollte die Amplitude der hochfrequenten Resonanz der Strukturmode so weit wie möglich reduziert werden. Dies kann dadurch erreicht werden, dass die Spaltbreite des radialen Lagerspalts im Bereich der Radiallager vergrößert wird. Dadurch wird aber gleichzeitig die (Kipp-)Steifigkeit des Lagersystems verringert, was nicht erwünscht ist. Somit ist die Änderung der Spaltbreite des Lagerspalts im Bereich der Radiallager keine geeignete Lösung zur Verringerung der hochfrequenten Resonanzen.
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Es ist Aufgabe der Erfindung, ein fluiddynamisches Lagersystem anzugeben, bei dem die Amplitude der hochfrequenten Resonanz der Strukturmode wesentlich reduziert ist, ohne die (Kipp-)Steifigkeit des Lagersystems übermäßig zu verschlechtern.
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Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch ein fluiddynamisches Lager mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
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Bevorzugte Ausgestaltungen der Erfindung und weitere vorteilhafte Merkmale sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
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Das fluiddynamische Lagersystem umfasst mindestens ein feststehendes Lagerbauteil und ein drehbares Lagerbauteil, die durch einen mit einem Lagerfluid gefüllten Lagerspalt voneinander getrennt sind, wobei entlang des Lagerspalts in einem gegenseitigen axialen Abstand ein erstes fluiddynamisches Radiallager und ein zweites fluiddynamisches Radiallager angeordnet sind, und das erste und das zweite fluiddynamische Radiallager Lagerrillenstrukturen aufweisen, die auf Lagerflächen des feststehenden Lagerbauteils und/oder des drehbaren Lagerbauteils angeordnet sind, wobei die axiale Länge des ersten (oberen) fluiddynamischen Radiallagers größer ist als die axiale Länge des zweiten (unteren) fluiddynamischen Radiallagers.
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Erfindungsgemäß ist das Verhältnis zwischen der axialen Länge des ersten (oberen) fluiddynamischen Radiallagers und der axialen Länge des zweiten (unteren) fluiddynamischen Radiallagers kleiner als 1,75, vorzugsweise kleiner als 1,70 und besonders bevorzugt kleiner als 1,66.
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Durch das erfindungsgemäße Verhältnis zwischen der axialen Länge des ersten fluiddynamischen Radiallagers und der axialen Länge des zweiten fluiddynamischen Radiallagers wird ein verbessertes Frequenzverhalten des Spindelmotors im Bereich der Strukturmode zwischen 1 kHz und 4 kHz erreicht, ohne dass die Steifigkeit des Lagersystems darunter leidet.
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In einer bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung sind die Lagerrillenstrukturen des ersten fluiddynamischen Radiallagers bezüglich einer in Umfangsrichtung verlaufenden Symmetrielinie asymmetrisch ausgebildet und weisen eine in axialer Richtung verlaufende symmetrische Länge und eine asymmetrische Länge auf. Die Lagerrillenstrukturen des zweiten fluiddynamischen Axiallagers sind bezüglich einer in Umfangsrichtung verlaufenden Symmetrielinie vorzugsweise symmetrisch ausgebildet und weisen eine in axialer Richtung verlaufende symmetrische Länge auf, wobei das Verhältnis zwischen der symmetrischen Länge des ersten fluiddynamischen Radiallagers und der symmetrischen Länge des zweiten fluiddynamischen Radiallagers kleiner als 1,46 ist.
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In einer besonders bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung ist das Verhältnis zwischen der symmetrischen Länge des ersten fluiddynamischen Radiallagers und der symmetrischen Länge des zweiten fluiddynamischen Radiallagers kleiner als 1,43 und kann insbesondere auch kleiner als 1,41 sein.
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Das Frequenzverhalten des Spindelmotors kann durch diese Maßnahmen nochmals verbessert werden.
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Die radiale Spaltbreite des Lagerspalts beträgt zwischen 3,5 Mikrometer und 6,5 Mikrometer bei einem Durchmesser der Welle von vorzugsweise 3,5 mm bis 4,5 mm. Die Spaltbreite des Lagerspalts bestimmt unter anderem die Lagersteifigkeit und die Ausprägung (Amplitude) des Halbfrequenzwirbels.
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Die Lagerrillenstrukturen bestehen in bekannter Weise aus mehreren einzelnen Lagerrillen, die über den Umfang der Lagerfläche des Radiallagers verteilt angeordnet sind. In einer bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung weisen die Lagerrillenstrukturen des ersten und des zweiten fluiddynamischen Radiallagers jeweils 11 Lagerrillen auf.
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Die Lagerrillenstrukturen können im Sinne der Erfindung beliebige Geometrien haben und beispielsweise fischgrätenartig, auch als „herringbone“-artig bezeichnet, sinusförmig, pfeilförmig, auch als „chevron“-artig bezeichnet, oder anders geformt sein. Dabei können die Lagerrillen durchgängig oder unterbrochen sein. Ebenso kann es vorgesehen sein, dass ein unterbrochenes Lagerrillenmuster durch einen geradlinigen Abschnitt verbunden ist. Die Lagerrillen können beispielsweise durch ein elektrochemisches Abtragungsverfahren (englisch: Electrochemical Machining, kurz ECM) auf einer Lageroberfläche aufgebracht werden.
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Ein fluiddynamisches Lagersystem gemäß der Erfindung kann insbesondere in einem Spindelmotor eingesetzt werden, der einen Stator, einen Rotor und ein elektromagnetisches Antriebssystem aufweist. Dieser Spindelmotor kann dazu verwendet werden, um mindestens eine Speicherplatte eines Festplattenlaufwerks drehend anzutreiben.
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Nachfolgend wird die Erfindung anhand eines Ausführungsbeispiels unter Bezugnahme auf die Zeichnungsfiguren näher beschrieben. Hieraus ergeben sich weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung.
- 1 zeigt einen Schnitt durch einen Spindelmotor mit fluiddynamischem Lagersystem gemäß der Erfindung.
- 2 zeigt schematisch einen Vergleich der Frequenzübertragungsfunktion eines Spindelmotors nach dem Stand der Technik und eines erfindungsgemäßen Spindelmotors mit fluiddynamischem Lagersystem.
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1 zeigt einen Schnitt durch einen Spindelmotor, der mittels eines erfindungsgemäßen fluiddynamischen Lagersystems drehgelagert ist. Der Spindelmotor umfasst eine feststehende Basisplatte 10 mit einer zylindrischen Öffnung, in welcher eine Lagerbuchse 12 befestigt ist. Die Lagerbuchse 12 weist eine axiale zylindrische Lagerbohrung auf, in welcher eine Welle 14 drehbar aufgenommen ist. Zwischen dem Innendurchmesser der Lagerbohrung und dem etwas kleineren Außendurchmesser der Welle 14 ist ein Lagerspalt 18 vorgesehen, der mit einem Lagerfluid, beispielsweise einem Lageröl, gefüllt ist.
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Einander zugeordnete Lagerflächen der Lagerbuchse 12 und der Welle 14 bilden zusammen ein erstes fluiddynamisches Radiallager 24 und ein zweites fluiddynamisches Radiallager 26, die durch entsprechende Lagerrillenstrukturen 24a, 26a ausgestaltet sind. Die Lagerrillenstrukturen 24a, 26a sind auf der Oberfläche der Lagerbohrung und/oder der Oberfläche der Welle 14 angeordnet. Sobald sich die Welle 14 in der Lagerbuchse 12 dreht, üben die Lagerrillenstrukturen 24a, 26a eine Pumpwirkung auf das im Lagerspalt 18 befindliche Lagerfluid aus. Auf diese Weise entsteht im Lagerspalt ein hydrodynamischer Druck, wobei sich ein homogener und gleichmäßig dicker Schmiermittelfilm innerhalb des Lagerspalts 18 ausbildet, der die Radiallager 24, 26 tragfähig macht. Solange sich die Welle 14 in der Lagerbohrung dreht, wird diese durch den mittels der Lagerrillenstrukturen 24a, 26a erzeugten fluiddynamischen Druck stabilisiert und läuft berührungslos in der Lagerbohrung getrennt durch den Lagerspalt 18. Die beiden Radiallager 24, 26 sind durch einen Bereich mit vergrößerter Lagerspaltbreite, dem sogenannten Separatorspalt 28, axial voneinander getrennt.
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Die beiden Radiallager 24, 26 sind in einem bestimmten Lagerabstand (D) axial voneinander beabstandet. Als Lagerabstand (d) der beiden fluiddynamischen Radiallager 24, 26 wird die Länge bezeichnet, die den Abstand zwischen dem Apex des oberen ersten Radiallagers 24 und dem Apex des unteren zweiten Radiallagers 26 bemisst. Als Apex kann der Punkt der Lagerrillenstrukturen 24a, 26a bezeichnet werden, an dem eine an die Lagerrillenstrukturen angelegte gedachte Tangente parallel zur Rotationsachse 42 verläuft.
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Die Kippsteifigkeit des fluiddynamischen Lagersystems wird überwiegend durch die Ausgestaltung der fluiddynamischen Radiallager 24, 26 und die Spaltbreite des Lagerspalts 18 bestimmt.
Je größer die axiale Länge (L1), (L2) der beiden fluiddynamischen Radiallager 24, 26 ist, desto größer ist die Kippsteifigkeit des Lagersystems.
Je größer der axiale Lagerabstand (D) zwischen den beiden fluiddynamischen Radiallagern 24, 26 ist, desto größer ist die Kippsteifigkeit des Lagersystems.
Je kleiner die Spaltbreite des Lagerspalts 18 ist, desto größer ist die Kippsteifigkeit des Lagersystems.
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Üblicherweise ist die axiale Länge (L1) des ersten (oberen) Radiallagers 24 deutlich größer als die axiale Länge (L2) des zweiten (unteren) Radiallagers 26, da sich das erste Radiallager 24 nahe dem Schwerpunkt des Rotorbauteils des Spindelmotors befindet und dort die größte Lagerkraft benötigt wird.
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Es hat sich herausgestellt, dass die Resonanzamplitude der Strukturmode erheblich reduziert werden kann, wenn man die axiale Länge (L1) des ersten fluiddynamischen Radiallagers 24 verringert und zwar derart, dass das Verhältnis zwischen der axialen Länge (L1) des ersten fluiddynamischen Radiallagers 24 und der axialen Länge (L2) des zweiten fluiddynamischen Radiallagers 26 kleiner als 1,75, bevorzugt kleiner als 1,70 und besonders bevorzugt kleiner als 1,66 ist Außerdem ist es vorteilhaft, wenn man den gleichzeitig den Lagerabstand (D) zwischen den beiden Radiallagern 24, 26 vergrößert. Beispielsweise kann man den Lagerabstand (D) etwa um die Hälfte des Betrags vergrößern, um welchen man die Lagerlänge (L1) des ersten Radiallagers 24 verringert.
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Vorzugsweise sind die Lagerrillenstrukturen 24a des ersten (oberen) Radiallagers 24 bezüglich einer in Umfangsrichtung verlaufenden Symmetrielinie (S1) asymmetrisch ausgebildet und weisen eine in axialer Richtung verlaufende symmetrische Länge (Ls) und eine asymmetrische Länge (La) auf. Aufgrund dieser asymmetrischen Ausgestaltung der Lagerrillenstrukturen 24a erzeugt das erste Radiallager 24 keine gleichmäßige Pumpwirkung in beide Richtungen des Lagerspalts 18, sondern eine gerichtete Pumpwirkung, die überwiegend nach unten in Richtung des zweiten Radiallagers 26 gerichtet ist. Somit ist die Lagerlänge (L1) des ersten (oberen) Radiallagers die Summe aus der symmetrischen Länge (Ls) und der asymmetrischen Länge (La).
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Das zweite (untere) Radiallager 26 umfasst Lagerrillenstrukturen 26a, die bezüglich einer in Umfangsrichtung verlaufenden Symmetrielinie (S2) vorzugsweise symmetrisch angeordnet sind. Das zweite Radiallager 26 umfasst daher lediglich eine in axialer Richtung verlaufende symmetrische Länge, so dass die Lagerrillenstrukturen 26a des zweiten Radiallagers 26 eine gleichmäßige Pumpwirkung auf das Lagerfluid in beide Richtungen des Lagerspalts 18 erzeugen. Aufgrund der Symmetrie des zweiten (unteren) Radiallagers ist die symmetrische Länge des zweiten Radiallagers gleich der axialen Länge (L2) des zweiten fluiddynamischen Radiallagers.
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Wichtig ist, dass das Verhältnis zwischen der symmetrischen Länge (Ls) des ersten fluiddynamischen Radiallagers 24 und der symmetrischen Länge (L2) des zweiten fluiddynamischen Radiallagers 26 kleiner als 1,46, bevorzugt kleiner als 1,43 und besonders bevorzugt kleiner als 1,41 ist.
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An einem Ende der Welle 14 ist eine Druckplatte 20 angeordnet, die auf die Welle 14 aufgepresst oder alternativ einteilig mit der Welle 14 ausgebildet ist. Gegenüberliegend der Druckplatte 20 ist die Lagerbuchse 12 durch eine Abdeckplatte 22 verschlossen. Sowohl die Druckplatte 20 als auch die Abdeckplatte 22 sind in entsprechenden Aussparungen der Lagerbuchse konzentrisch zur Lagerbohrung aufgenommen. Die obere Stirnseite der Druckplatte 20 bildet zusammen mit einer gegenüberliegenden Fläche der Lagerbuchse 12 ein erstes fluiddynamisches Axiallager 30. Die untere Stirnseite der Druckplatte 20 bildet zusammen mit einer gegenüberliegenden Fläche der Abdeckplatte 22 ein zweites fluiddynamisches Axiallager 32. Die beiden fluiddynamischen Axiallager 30, 32 weisen jeweils Axiallagerrillen auf, die auf der oberen Lagerfläche der Druckplatte 20 und/oder der Lagerfläche der Lagerbuchse 12 beziehungsweise der unteren Lagerfläche der Druckplatte 20 und/oder der Abdeckplatte 22 angeordnet sind.
Die Axiallagerrillen der Axiallager 30, 32 sind vorzugsweise spiralrillenförmig oder aber auch fischgrätenförmig ausgebildet
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Sobald die an der Welle 14 angeordnete Druckplatte 20 in Rotation versetzt wird, baut sich aufgrund der Axiallagerrillen auf den Axiallagerflächen der beiden Axiallager 30, 32 ein hydrodynamischer Druck in dem die Druckplatte umgebenden Lagerspalt 18 auf. Dadurch werden die Axiallager 30, 32 tragfähig, und die Druckplatte 20 wird berührungsfrei in der vorgesehenen Aussparung der Lagerbuchse 12 positioniert.
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Das offene Ende des Lagerspalts 18 ist durch eine Dichtung, beispielsweise einen kapillaren Dichtungsspalt 34, abgedichtet. Der Dichtungsspalt 34 wird gebildet durch eine äußere Umfangsfläche der Welle 14 und eine innere Umfangsfläche der Lagerbuchse 12. Die innere Umfangsfläche der Lagerbuchse 12 ist vorzugsweise abgeschrägt, so dass der Dichtungsspalt 34 einen im Wesentlichen konischen Querschnitt aufweist. Der Dichtungsspalt 34 ist unmittelbar mit dem Lagerspalt 18 verbunden und anteilig mit Lagerfluid gefüllt.
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Das freie Ende der Welle 14 ist mit einer Nabe 16 verbunden. Die Nabe 16 ist entsprechend dem Zweck des Spindelmotors ausgebildet und im vorliegenden Beispiel aus Aluminium gefertigt. Ist der Spindelmotor als Antrieb eines Festplattenlaufwerks gedacht, werden auf der Nabe 16 eine oder mehrere Speicherplatten des Festplattenlaufwerks angeordnet und befestigt. Die Befestigung der Speicherplatte erfolgt beispielsweise mittels einer Klammer, die durch Schrauben an der Nabe 16 befestigt ist und die Speicherplatte auf die Nabe 16 presst.
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An einem inneren unteren Rand der Nabe 16 ist ein ringförmiger Rotormagnet 40 mit einer Mehrzahl von Polpaaren angeordnet. Der Rotormagnet 40 liegt an einem Rückschlussring 38 an. Gegenüberliegend dem Rotormagneten 40 ist an der Basisplatte 10 eine Statoranordnung 36 befestigt, die durch einen radialen Luftspalt von dem Rotormagneten 40 getrennt ist. Die Statoranordnung 36 weist Statorwicklungen auf, die entsprechend mit Strom versorgt ein elektrisches Wechselfeld erzeugen, so dass der Rotor, bestehend aus der Nabe 16 und der Welle 14, in Drehung versetzt wird.
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Ein typisches fluiddynamisches Lagersystem gemäß dieser Erfindung zur Drehlagerung eines Spindelmotors zum Antrieb eines 3,5-Zoll-Festplattenlaufwerks hat folgende Kenngrößen:
| Durchmesser der Welle: | 4 mm | |
| Radiale Spaltbreite des Lagerspalts: | 4,5 Mikrometer | |
| Gesamtlänge des ersten Radiallagers: | 2,83 mm | |
| Symmetrische Länge des ersten Radiallagers: | 2,4 mm | |
| Gesamtlänge des zweiten Radiallagers: | 1,7 mm | (symmetrisch) |
| Lagerabstand (D): | 8,4 mm | |
| Anzahl der Lagerrillen: | 11 | |
| Art der Lagerrillen: | sinusförmig | |
| Tiefe der Lagerrillen: | 8 Mikrometer | |
| Breite der Lagerrillen: | 0,145 mm | |
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In diesem Beispiel weist das Verhältnis zwischen der axialen Länge (L1) des ersten fluiddynamischen Radiallagers 24 und der axialen Länge (L2) des zweiten fluiddynamischen Radiallagers 26 einen Wert von 1,66 auf.
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Das Verhältnis zwischen der symmetrischen Länge des ersten fluiddynamischen Radiallagers und der symmetrischen Länge des zweiten fluiddynamischen Radiallagers beträgt in diesem Beispiel 1,41.
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2 zeigt einen Vergleich der Frequenzübertragungsfunktion eines Spindelmotors zur Verwendung als Antrieb von Computer-Festplatten nach dem Stand der Technik und eines erfindungsgemäßen Spindelmotors mit fluiddynamischem Lagersystem und den oben genannten Kennwerten.
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Die Kurve (A) zeigt die Frequenzübertragungsfunktion eines Spindelmotors nach dem Stand der Technik. Hier beträgt das Verhältnis zwischen der axialen Länge des ersten fluiddynamischen Radiallagers und der axialen Länge des zweiten fluiddynamischen Radiallagers 1,96.
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Die Kurve (B) zeigt die Frequenzübertragungsfunktion eines Spindelmotors gemäß der Erfindung mit den oben genannten Kennwerten. Das Verhältnis zwischen der axialen Länge (L1) des ersten fluiddynamischen Radiallagers 24 und der axialen Länge (L2) des zweiten fluiddynamischen Radiallagers 26 beträgt hier 1,66.
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Man erkennt, dass bei der Kurve (A) die Amplitude der Strukturmode bei der Resonanzfrequenz von ca. 1500 Hz etwa 45 µin/g beträgt, während bei der Kurve (B) die Amplitude der Strukturmode bei der Resonanzfrequenz von ca. 1500 Hz etwa 33 µin/g beträgt. Das bedeutet, dass die Amplitude der Strukturmode bei der Resonanzfrequenz erfindungsgemäß um ca. 25 % reduziert werden konnte, ohne dass die Kippsteifigkeit des Lagersystems sich merklich verschlechterte.
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Es hat große Vorteile, wenn ein solcher Spindelmotor zum Antrieb eines Festplattenlaufwerks eingesetzt wird. Das Servo-System der Schreib-Leseeinheit des Festplattenlaufwerks wird durch die nun wesentlich geringere Amplitude der Resonanzfrequenz der Strukturmode bedeutend weniger gestört.
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Die Amplitude der ersten Schwingungsmode, also des Halbfrequenzwirbels (half frequency whirl) bei ca. 70 Hz vergrößert sich bei Kurve (B) im Vergleich zu Kurve (A) nur geringfügig, was in der Praxis unbedeutend ist.
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Bezugszeichenliste
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- 10
- Basisplatte
- 12
- Lagerbuchse
- 14
- Welle
- 16
- Nabe
- 18
- Lagerspalt
- 20
- Druckplatte
- 22
- Abdeckplatte
- 24
- erstes (oberes) Radiallager
- 24a
- Lagerrillenstrukturen
- 26
- zweites (unteres) Radiallager
- 26a
- Lagerrillenstrukturen
- 28
- Separatorspalt
- 30
- Axiallager
- 32
- Axiallager
- 34
- Dichtungsspalt
- 36
- Statoranordnung
- 38
- Rückschlussring
- 40
- Rotormagnet
- 42
- Drehachse
- A
- Kurve
- B
- Kurve
- D
- Lagerabstand
- L1
- Lagerlänge erstes Radiallager
- L2
- Lagerlänge zweites Radiallager
- S1
- Symmetrielinie des ersten Radiallagers
- S2
- Symmetrielinie des zweiten Radiallagers
- Ls
- symmetrische Länge des ersten Radiallagers
- La
- asymmetrische Länge des ersten Radiallagers
