JP2009030745A - 流体軸受装置およびこれを備えたスピンドルモータ - Google Patents

Abstract

【課題】潤滑流体の外部への漏れ出しを防止して、良好なシール性能を維持することが可能な流体軸受装置およびこれを備えたスピンドルモータを提供する。
【解決手段】流体軸受装置３０は、シャフト３２と、スリーブ３１と、微少間隙に充填される潤滑剤３６と、ラジアル軸受部４２と、スラスト軸受部４１，４３と、軸受シール部３７と、を備えている。そして、スリーブ３１のシャフト３２方向への変動容積を示すＶ１と軸受シール部３７の開放端３７Ａ近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数を示すＰ１との関数Ｐ１／Ｖ１の値を所定値以上としている。
【選択図】図４

Description

本発明は、ハードディスクドライブ（以下、ＨＤＤと示す。）等のように情報を記録もしくは再生する装置に搭載される流体軸受装置およびこれを備えたスピンドルモータに関する。

近年、回転するディスクを用いた記録装置等はそのメモリー容量が増大し、また、データの転送速度が高速化している。このため、記録装置に使用される軸受は、ディスク負荷を高精度に回転させるための高い性能と信頼性とが要求されている。そこで、これらの記録装置には、高精度回転に適した流体軸受置が用いられている。また、小型ノートパソコン等のモバイル機器においては、より一層、高容量、小型化、さらに耐衝撃性にも強い記録装置が要求されている。

流体軸受装置は、軸とスリーブ部材との間にオイル等の潤滑流体を介在させ、動圧発生溝によって回転時にポンピング圧力を発生し、これにより、軸がスリーブに対して非接触で回転する。流体軸受装置は、軸とスリーブとが非接触であるため機械的な摩擦が無く、高速かつ高精度な回転に適している。
特開２００２−５４６２８号公報 特開２００３−１５８８６１号公報

モバイル商品に用いられる流体軸受装置は、耐衝撃性、軸受隙間に空気が混入して油膜切れを生じたり、オイルが漏れを生じたりしない事が要求されている。特に、耐衝撃性は、従来は７００Ｇ程度の要求であったが、今日では２０００Ｇもの高い耐衝撃性能が要求されるようになっている。

特許文献１および特許文献２に示されるような流体軸受装置においては、軸と一体的に取り付けられたフランジは、スリーブとスラスト板との間に、それぞれ軸方向の隙間（ガタ）を持っている。そして、上記流体軸受装置が軸方向に衝撃荷重が加えられると、軸が軸方向への移動を繰り返し、水鉄砲のピストンが出入りするような状態になる。このとき、軸受隙間に充填されたオイルが開口部から噴出して気泡が流入し、やがて、油膜切れが発生してしまう。

本発明は、上記従来の課題を解決するもので、潤滑流体の外部への漏れ出しを防止して、良好なシール性能を維持することが可能な流体軸受装置およびこれを備えたスピンドルモータを提供することを目的とする。

第１の発明に係る流体軸受装置は、軸と、スリーブ部材と、潤滑流体と、軸受部と、軸受シール部と、を備えている。スリーブ部材は、開口端と閉塞端とを含む軸受孔を有しており、軸受孔内に軸が微少間隙を介して挿入され、軸に対して相対回転可能な状態に配置されている。潤滑流体は、微少間隙に充填されている。軸受部は、潤滑流体を介して軸とスリーブ部材とを軸の半径方向に支持するラジアル軸受部と、軸方向に支持するスラスト軸受部と、を有している。軸受シール部は、軸受部の開放端側に配置されており、潤滑流体が開放端から漏れ出すことを軸とスリーブ部材との間に働く毛管力によって抑制する。そして、変動容積を示すＶ１と第１毛管圧力係数を示すＰ１との関数Ｐ１／Ｖ１の値が所定値以上である。また、Ｖ１とＰ１とは、以下のように示される。

Ｖ１＝π×ｄｇ×ｄｇ×Ｇ ・・・（１）
Ｖ１：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な容積［ｍ³］
ｄｇ：開口端における軸受部の最外半径［ｍ］
Ｇ ：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な距離［ｍ］
Ｆｇ１ｏ＝π×Ｄ１×γ×ｃｏｓθ ・・・（２）
Ｆｇ１ｉ＝π×Ｄ１ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（３）
Ｄ１ｉ＝Ｄ１−２×ｒ１ ・・・（４）
Ｆｇ１＝Ｆｇ１ｏ＋Ｆｇ１ｉ ・・・（５）
Ａｇ１＝π×（Ｄ１²−Ｄ１ｉ²）／４ ・・・（６）
Ｐ１＝Ｆｇ１／Ａｇ１ ・・・（７）
Ｐ１：軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
Ｄ１：軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径［ｍ］
ｒ１：軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］

ここでは、変動容積を示すＶ１と第１毛管圧力係数を示すＰ１との関係に着目し、関数Ｐ１／Ｖ１の値が所定値以上となるようにしている。
なお、ここでいう軸には、軸に取り付けられているロータハブ等も含む。
以下に、Ｐ１、Ｖ１についてそれぞれ説明する。
変動容積Ｖ１は、スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な容積をいい、以下の関係式（１）によって示される。

Ｖ１＝π×ｄｇ×ｄｇ×Ｇ ・・・（１）

ここで、開口端における軸受部の最外半径を示すｄｇは、例えば、軸受シール部が、スリーブ部材の外周面と軸部に取り付けられたロータハブの内周面とによって形成されており、スリーブ部材の開口端近傍にスラスト軸受部が配置されている場合には、スラスト軸受部の軸の半径方向における最も外側部分における半径をいう。また、例えば、軸受シール部が、軸の外周面とスリーブ部材の内周面とによって形成されており、スリーブ部材の開口端近傍に軸受シール部が配置されている場合には、ラジアル軸受部の半径をいう。

第１毛管圧力係数Ｐ１は、軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（２）〜（６）によって導かれる関係式（７）によって示される。

Ｆｇ１ｏ＝π×Ｄ１×γ×ｃｏｓθ ・・・（２）
Ｆｇ１ｉ＝π×Ｄ１ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（３）
Ｄ１ｉ＝Ｄ１−２×ｒ１ ・・・（４）
Ｆｇ１＝Ｆｇ１ｏ＋Ｆｇ１ｉ ・・・（５）
Ａｇ１＝π×（Ｄ１²−Ｄ１ｉ²）／４ ・・・（６）
Ｐ１＝Ｆｇ１／Ａｇ１ ・・・（７）

ここで、ｒ１は、開放端近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚を示している。一般的に、軸受シール部を形成するスリーブ部材、あるいは、軸の周面（以下、軸受シール面と示す）は、開放端側に向かって隙間が広くなる方向に傾斜している。このとき、開放端近傍に位置する気液境界面も軸方向に対して略垂直に形成されず傾斜して形成される場合もある。従って、内外軸受シール面が互いにαの角度を有する場合においては、内外軸受シール面の二等分線も傾斜する（２／α）場合があり、このとき、例えば、関係式（２）を厳密に表現すれば、以下の関係式（２Ａ）に示されるようになる。

Ｆｇ１ｏ＝π×Ｄ１×γ×ｃｏｓθ×ｃｏｓ（α／２） ・・・（２Ａ）

ところが、上記軸受シール面の角度αは、大きくても２０度程度であり、これによる気液境界面の傾きも１０度程度である。このとき、ｃｏｓ（α／２）≒０．９８５であることから、軸受シール面の角度αを計算上無視しても関係式（２）に影響はない。
さらに、軸受シール部における潤滑流体溜まりの容積を示すＶ２と、変動容積を示すＶ１とは、Ｖ１＜Ｖ２の関係を満たしている。

従来の流体軸受装置においては、軸と一体的に取り付けられたフランジは、スリーブ部材とスラスト板との間に、それぞれ軸方向の隙間（ガタ）を有しており、軸方向に衝撃荷重が加えられると、軸が軸方向への移動を繰り返し、水鉄砲のピストンが出入りするような状態になる。このとき、軸受隙間に充填されたオイルが開口部から噴出して気泡が流入し、やがて、油膜切れが発生してしまう。そこで、軸方向の隙間を一定範囲に設計することによって、耐衝撃性能を確保するような対策が行われてきたが、より大きな衝撃荷重が加わるモバイル商品に用いられる流体軸受装置等では、シール性能を維持することができない。

そこで、本発明の流体軸受装置においては、軸受シール部におけるシール性能と相関関係があると考えられる第１毛管圧力係数Ｐ１と、耐衝撃性能と相関関係があると考えられる変動容積Ｖ１との関係（Ｐ１／Ｖ１）に着目し、関数Ｐ１／Ｖ１が所定値以上となるようにしている。そして、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点を想定衝撃荷重、軸受形状ごとに算出し、上記所定値として適用する。

これにより、所定の衝撃荷重、軸受形状に対応する関数Ｐ１／Ｖ１の値を満たすことによって、外部から衝撃が加えられた場合でも、潤滑流体が開放端から漏れ出すことを防止することが可能となる。
この結果、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第２の発明に係る流体軸受装置は、第１の発明に係る流体軸受装置であって、軸は、開口部側に略円形の天板と天板から垂下する円筒壁とから形成されるロータハブ部材が取り付けられており、軸受シール部は、スリーブ部材の外周面とロータハブ部材の内周面とによって形成されており、関数Ｐ１／Ｖ１の値は、４．５×１０¹¹以上である。

ここでは、上記変動容積を示すＶ１と、ロータハブ部材の円筒壁とスリーブ部材の外周面とから形成されている軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数を示すＰ１との関数Ｐ１／Ｖ１の値を、４．５×１０¹¹以上としている。

ここで、４．５×１０¹¹という値は、開口部側に略円形の天板と天板から垂下する円筒壁とから形成されるロータハブ部材が軸に取り付けられ、軸受シール部が、スリーブ部材の外周面とロータハブ部材の内周面とによって形成されている上述の流体軸受装置において、想定衝撃荷重を２０００Ｇとしたときに、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点として算出された値である。
これにより、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第３の発明に係る流体軸受装置は、第１の発明に係る流体軸受装置であって、軸受シール部は、軸の外周面とスリーブ部材の内周面とによって形成されており、関数Ｐ１／Ｖ１の値は、１．５×１０¹²以上である。
ここでは、上記変動容積を示すＶ１と、軸の外周面とスリーブ部材の内周面とから形成されている軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数を示すＰ１との関数Ｐ１／Ｖ１の値を、１．５×１０¹²以上としている。

ここで、１．５×１０¹²という値は、軸受シール部が、軸の外周面とスリーブ部材の内周面とによって形成された上述の流体軸受装置において、想定衝撃荷重を２０００Ｇとしたときに、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点として算出された値である。
これにより、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第４の発明に係る流体軸受装置は、第１の発明に係る流体軸受装置であって、変動容積を示すＶ１と第２毛管圧力係数を示すＰ２との関数Ｐ２／Ｖ１の値が所定値以上である。そして、Ｖ１とＰ２とは、以下のように示される。

Ｖ１＝π×ｄｇ×ｄｇ×Ｇ ・・・（８）
Ｖ１：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な容積［ｍ³］
ｄｇ：開口端における軸受部の最外半径［ｍ］
Ｇ ：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な距離［ｍ］
Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（９）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１１）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１２）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１３）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１４）
Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］

ここでは、軸受シール部におけるシール性能と相関関係があると考えられる第２毛管圧力係数Ｐ２と、耐衝撃性能と相関関係があると考えられる変動容積Ｖ２との関係（Ｐ２／Ｖ１）に着目し、関数Ｐ２／Ｖ１が所定値以上となるようにしている。そして、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点を想定衝撃荷重、軸受形状ごとに算出し、上記所定値として適用する。

以下に、Ｐ２、Ｖ１についてそれぞれ説明する。
変動容積Ｖ１は、スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な容積をいい、以下の関係式（８）によって示される。

Ｖ１＝π×ｄｇ×ｄｇ×Ｇ ・・・（８）

第２毛管圧力係数Ｐ２は、軸受シール部の奥部、すなわち、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（９）〜（１３）によって導かれる関係式（１４）によって示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（９）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１１）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１２）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１３）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１４）

なお、ここでいう軸受シール部の奥部とは、軸受シール部の開放端から軸受部に向かって奥側の部分をいう。例えば、軸受シール部が、開放端に向かって隙間が広がる方向にテーパ形状を有している場合には、隙間の最も小さい部分を軸受シール部の奥部という。

ここで、ｒ２は、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚を示している。一般的に、軸受シール部を形成するスリーブ部材、あるいは、軸の周面（以下、軸受シール面と示す）は、開放端側に向かって隙間が広くなる方向に傾斜している。このとき、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面も軸方向に対して略垂直に形成されず傾斜して形成される場合もある。従って、内外軸受シール面が互いにαの角度を有する場合においては、内外軸受シール面の二等分線も傾斜する場合があり、このとき、例えば、関係式（１４）を厳密に表現すれば、以下の関係式（１４Ａ）に示されるようになる。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ×ｃｏｓ（α／２） ・・・（１４Ａ）

ところが、上記軸受シール面の角度αは、大きくても２０度程度であり、これによる気液境界面の傾きも１０度程度である。このとき、ｃｏｓ（α／２）≒０．９８５であることから、軸受シール面の角度αを計算上無視しても関係式（１４）に影響はない。

これにより、所定の衝撃荷重、軸受形状に対応する関数Ｐ２／Ｖ１の値を満たすことによって、潤滑流体が開放端から漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。
この結果、気液境界面が変動した場合であっても、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第５の発明に係る流体軸受装置は、第１の発明に係る流体軸受装置であって、変動容積を示すＶ１と、第１毛管圧力係数を示すＰ１と、軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、潤滑流体が充填されている部分の軸方向における距離である軸受長さを示すＬと、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値が以下の関係式（１５）を満たしている。

（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌ≧４５０００ ・・・（１５）

ここでは、ラジアル軸受部に混入した気泡は、気液境界面の外径Ｄ１が大きく開口面積が広い方がラジアル軸受外部に排出される確率が高くなり、また、たとえ気泡が軸受内部に閉じこめられてしまった場合でも、軸受部が長いほど気泡による性能劣化が少ないと推定して、本発明の流体軸受装置においては、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値が所定値以上となるようにしている。

ここで、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌには、軸受シール部の開放端における開口面積との相関を示すＤ１×Ｄ１と、ラジアル軸受部の長さを示すＬとが含まれている。そして、所定値を４５０００以上とすれば、ラジアル軸受部に混入した気泡による性能劣化を抑えることが可能となる。
この結果、ラジアル軸受内部に混入した気泡によってシール性能が劣化することを防止することが可能となる。

第６の発明に係る流体軸受装置は、第１の発明に係る流体軸受装置であって、変動容積を示すＶ１と、第１毛管圧力係数を示すＰ１と、軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、軸方向における潤滑流体が充填されている部分の距離である軸受長さを示すＬと、軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間を示すｒ３と、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値が以下の関係式（１６）を満たしている。

（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌ≧０．１ ・・・（１６）

ここでは、ラジアル軸受部に混入した気泡は、開口面積が広い方が軸受外部に排出される確率が高くなり、またたとえ気泡が軸受内部に閉じこめられてしまった場合でも、軸受部の容積が大きいほど気泡による性能劣化が少ないと推定して、本発明の流体軸受装置においては、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値が所定値以上となるようにしている。

ここで、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌには、軸受シール部の開放端における開口面積との相関を示すＤ１×Ｄ１と、ラジアル軸受部の容積との相関を示すｒ３×Ｌとが含まれている。そして、所定値を０．１以上とすれば、ラジアル軸受部に混入した気泡による性能劣化を抑えることが可能となる。
この結果、ラジアル軸受内部に混入した気泡によってシール性能が劣化することを防止することが可能となる。

第７の発明に係る流体軸受装置は、第１の発明に係る流体軸受装置であって、第２毛管圧力係数を示すＰ２と第３毛管圧力係数を示すＰ３との関数Ｐ３／Ｐ２の値が所定値以上である。そして、Ｐ２とＰ３とは、以下のように示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１７）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１８）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１９）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（２０）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（２１）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（２２）
Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
Ｆｇ３ｏ＝π×Ｄ３×γ×ｃｏｓθ ・・・（２３）
Ｆｇ３ｉ＝π×Ｄ３ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（２４）
Ｄ３ｉ＝Ｄ３−２×ｒ３ ・・・（２５）
Ｆｇ３＝Ｆｇ３ｏ＋Ｆｇ３ｉ ・・・（２６）
Ａｇ＝π×（Ｄ３²−Ｄ３ｉ²）／４ ・・・（２７）
Ｐ３＝Ｆｇ３／Ａｇ３ ・・・（２８）
Ｐ３：ラジアル軸受部における毛管圧力係数［Ｐａ］
γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
Ｄ３：軸の外径［ｍ］
ｒ３：軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間［ｍ］

ここでは、衝撃荷重が解除された瞬時に潤滑流体を軸受隙間に戻すために、ラジアル軸受部における毛管圧力係数を示すＰ３を軸受シール部の奥部における毛管圧力係数を示すＰ２よりも大きくすればよい点に着目し、本発明の流体軸受装置においては、関数Ｐ３／Ｐ２の値が所定値以上となるようにしている。そして、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点を想定衝撃荷重、軸受形状ごとに算出し、上記所定値として適用する。

ここで、繰り返し衝撃荷重が加えられると、潤滑流体漏れの発生は顕著となるのは、衝撃荷重によって軸受シール部における潤滑流体溜まりに移動した潤滑流体が、表面張力によってラジアル軸受部の隙間に戻される前に次の衝撃荷重を受けることによると考えられる。

以下に、Ｐ２、Ｐ３についてそれぞれ説明する。
第２毛管圧力係数Ｐ２は、軸受シール部の奥部、すなわち、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（１７）〜（２１）によって導かれる関係式（２２）によって示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１７）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１８）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１９）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（２０）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（２１）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（２２）

なお、ここでいう軸受シール部の奥部とは、軸受シール部の開放端から軸受部に向かって奥側の部分をいう。例えば、軸受シール部が、開放端に向かって隙間が広がる方向にテーパ形状を有している場合には、隙間の最も小さい部分を軸受シール部の奥部という。

ここで、ｒ２は、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚を示している。一般的に、軸受シール部を形成するスリーブ部材、あるいは、軸の周面（以下、軸受シール面と示す）は、開放端側に向かって隙間が広くなる方向に傾斜している。このとき、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面も軸方向に対して略垂直に形成されず傾斜して形成される場合もある。従って、内外軸受シール面が互いにαの角度を有する場合においては、内外軸受シール面の二等分線も傾斜する場合があり、このとき、例えば、関係式（１７）を厳密に表現すれば、以下の関係式（１７Ａ）に示されるようになる。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ×ｃｏｓ（α／２） ・・・（１７Ａ）

ところが、上記軸受シール面の角度αは、大きくても２０度程度であり、これによる気液境界面の傾きも１０度程度である。このとき、ｃｏｓ（α／２）≒０．９８５であることから、軸受シール面の角度αを計算上無視しても関係式（１７）に影響はない。

第３毛管圧力係数Ｐ３は、ラジアル軸受部における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（２３）〜（２７）によって導かれる関係式（２８）によって示される。
Ｆｇ３ｏ＝π×Ｄ３×γ×ｃｏｓθ ・・・（２３）
Ｆｇ３ｉ＝π×Ｄ３ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（２４）
Ｄ３ｉ＝Ｄ３−２×ｒ３ ・・・（２５）
Ｆｇ３＝Ｆｇ３ｏ＋Ｆｇ３ｉ ・・・（２６）
Ａｇ＝π×（Ｄ３²−Ｄ３ｉ²）／４ ・・・（２７）
Ｐ３＝Ｆｇ３／Ａｇ３ ・・・（２８）

ここで、ｒ３は、軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間を示している。なお、ここでいう隙間は、ラジアル軸受部に形成されている動圧発生溝の溝深さは無視している。
これにより、所定の衝撃荷重、軸受形状に対応する関数Ｐ３／Ｐ２の値を満たすことによって、繰り返し衝撃荷重が加えられた場合でも、潤滑流体が開放端から漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。
この結果、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第８の発明に係る流体軸受装置は、第１の発明に係る流体軸受装置であって、第２毛管圧力係数を示すＰ２と流路抵抗係数を示すＫｒとの関数Ｐ２／Ｋｒの値が所定値以上である。そして、Ｐ２とＫｒとは、以下のように示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（２９）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（３０）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（３１）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（３２）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（３３）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（３４）
Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
Ｋｒ＝１２×μ×Ｌｒ×（Ｔ×ｒ３×ｒ３×ｒ３） ・・・（３５）
Ｋｒ：流路抵抗係数
ｒ３：軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間［ｍ］
Ｌｒ：ラジアル軸受部長さ［ｍ］
Ｔ＝π×Ｄ３ ・・・（３６）
Ｔ：流路幅［ｍ］
Ｄ３：軸の外径［ｍ］

ここでは、衝撃荷重が解除された瞬時に潤滑流体を軸受隙間に戻すために、軸受シール部の奥部における毛管圧力係数を示すＰ２に対してラジアル軸受部における流路抵抗Ｋｒを十分に小さくすればよい点に着目し、本発明の流体軸受装置においては、関数Ｐ２／Ｋｒが所定値以上となるようにしている。そして、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点を想定衝撃荷重、軸受形状ごとに算出し、上記所定値として適用する。

ここで、繰り返し衝撃荷重が加えられると、潤滑流体漏れの発生は顕著となるのは、衝撃荷重によって軸受シール部における潤滑流体溜まりに移動した潤滑流体が、表面張力によってラジアル軸受部の隙間に戻される前に次の衝撃荷重を受けることによると考えられる。

以下に、Ｐ２、Ｋｒについてそれぞれ説明する。
第２毛管圧力係数Ｐ２は、軸受シール部の奥部、すなわち、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（２９）〜（３３）によって導かれる関係式（３４）によって示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（２９）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（３０）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（３１）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（３２）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（３３）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（３４）

なお、ここでいう軸受シール部の奥部とは、軸受シール部の開放端から軸受部に向かって奥側の部分をいう。例えば、軸受シール部が、開放端に向かって隙間が広がる方向にテーパ形状を有している場合には、隙間の最も小さい部分を軸受シール部の奥部という。

ここで、ｒ２は、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚を示している。一般的に、軸受シール部を形成するスリーブ部材、あるいは、軸の周面（以下、軸受シール面と示す）は、開放端側に向かって隙間が広くなる方向に傾斜している。このとき、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面も軸方向に対して略垂直に形成されず傾斜して形成される場合もある。従って、内外軸受シール面が互いにαの角度を有する場合においては、内外軸受シール面の二等分線も傾斜する場合があり、このとき、例えば、関係式（２９）を厳密に表現すれば、以下の関係式（２９Ａ）に示されるようになる。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ×ｃｏｓ（α／２） ・・・（２９Ａ）

ところが、上記軸受シール面の角度αは、大きくても２０度程度であり、これによる気液境界面の傾きも１０度程度である。このとき、ｃｏｓ（α／２）≒０．９８５であることから、軸受シール面の角度αを計算上無視しても関係式（２９）に影響はない。

流路抵抗係数Ｋｒは、ラジアル軸受部における流路抵抗係数をいい、以下の関係式（３５）によって示される。

Ｋｒ＝１２×μ×Ｌｒ×（Ｔ×ｒ３×ｒ３×ｒ３）・・・（３５）

ここで、Ｌｒは、ラジアル軸受部の軸方向における長さをいう。例えば、ラジアル軸受部が、軸方向において２箇所（２段）に形成されている場合には、両方の軸受部の長さの和をいう。

また、流路幅Ｔは、下記に示す関係式（３６）によって計算され、Ｄ３は、軸の外径を示している。

Ｔ＝π×Ｄ３ ・・・（３６）

また、ｒ３は、軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間を示している。なお、ここでいう隙間は、ラジアル軸受部に形成されている動圧発生溝の溝深さは無視している。
これにより、所定の衝撃荷重、軸受形状に対応する関数Ｐ２／Ｋｒの値を満たすことによって、繰り返し衝撃荷重が加えられた場合でも、潤滑流体が開放端から漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。
この結果、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第９の発明に係る流体軸受装置は、第１の発明に係る流体軸受装置を搭載したスピンドルモータである。
ここでは、スピンドルモータが、上述の流体軸受装置を搭載している。
これにより、外部から衝撃が加えられた場合でも、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能なスピンドルモータを提供することができる。

第１０の発明に係る流体軸受装置は、軸と、スリーブ部材と、潤滑流体と、軸受部と、軸受シール部と、を備えている。スリーブ部材は、開口端と閉塞端とを含む軸受孔を有しており、軸受孔内に軸が微少間隙を介して挿入され、軸に対して相対回転可能な状態に配置されている。潤滑流体は、微少間隙に充填されている。軸受部は、潤滑流体を介して軸とスリーブ部材とを軸の半径方向に支持するラジアル軸受部と、軸方向に支持するスラスト軸受部と、を有している。軸受シール部は、軸受部の開放端側に配置されており、潤滑流体が開放端から漏れ出すことを軸とスリーブ部材との間に働く毛管力によって抑制する。そして、変動容積を示すＶ１と第２毛管圧力係数を示すＰ２との関数Ｐ２／Ｖ１の値が所定値以上である。また、Ｖ１とＰ２とは、以下のように示される。

Ｖ１＝π×ｄｇ×ｄｇ×Ｇ ・・・（１０１）
Ｖ１：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な容積［ｍ³］
ｄｇ：開口端における軸受部の最外半径［ｍ］
Ｇ ：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な距離［ｍ］
Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０２）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０３）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１０４）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１０５）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１０６）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１０７）
Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］

ここでは、変動容積を示すＶ１と第２毛管圧力係数を示すＰ２との関係に着目し、関数Ｐ２／Ｖ１の値が所定値以上となるようにしている。
なお、ここでいう軸には、軸に取り付けられているロータハブ等も含む。
以下に、Ｐ２、Ｖ１についてそれぞれ説明する。
変動容積Ｖ１は、スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な容積をいい、以下の関係式（１０１）によって示される。

Ｖ１＝π×ｄｇ×ｄｇ×Ｇ ・・・（１０１）

ここで、開口端における軸受部の最外半径を示すｄｇは、例えば、軸受シール部が、スリーブ部材の外周面と軸部に取り付けられたロータハブの内周面とによって形成されており、スリーブ部材の開口端近傍にスラスト軸受部が配置されている場合には、スラスト軸受部の軸の半径方向における最も外側部分における半径をいう。また、例えば、軸受シール部が、軸の外周面とスリーブ部材の内周面とによって形成されており、スリーブ部材の開口端近傍に軸受シール部が配置されている場合には、ラジアル軸受部の半径をいう。

第２毛管圧力係数Ｐ２は、軸受シール部の奥部、すなわち、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（１０２）〜（１０６）によって導かれる関係式（１０７）によって示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０２）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０３）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１０４）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１０５）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１０６）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１０７）

なお、ここでいう軸受シール部の奥部とは、軸受シール部の開放端から軸受部に向かって奥側の部分をいう。例えば、軸受シール部が、開放端に向かって隙間が広がる方向にテーパ形状を有している場合には、隙間の最も小さい部分を軸受シール部の奥部という。

ここで、ｒ２は、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚を示している。一般的に、軸受シール部を形成するスリーブ部材、あるいは、軸の周面（以下、軸受シール面と示す）は、開放端側に向かって隙間が広くなる方向に傾斜している。このとき、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面も軸方向に対して略垂直に形成されず傾斜して形成される場合もある。従って、内外軸受シール面が互いにαの角度を有する場合においては、内外軸受シール面の二等分線も傾斜する場合があり、このとき、例えば、関係式（１０２）を厳密に表現すれば、以下の関係式（１０２Ａ）に示されるようになる。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ×ｃｏｓ（α／２） ・・・（１０２Ａ）

ところが、上記軸受シール面の角度αは、大きくても２０度程度であり、これによる気液境界面の傾きも１０度程度である。このとき、ｃｏｓ（α／２）≒０．９８５であることから、軸受シール面の角度αを計算上無視しても関係式（１０２）に影響はない。

さらに、軸受シール部における潤滑流体溜まりの容積を示すＶ２と、変動容積を示すＶ１とは、Ｖ１＜Ｖ２の関係を満たしている。
従来の流体軸受装置においては、軸と一体的に取り付けられたフランジは、スリーブ部材とスラスト板との間に、それぞれ軸方向の隙間（ガタ）を有しており、軸方向に衝撃荷重が加えられると、軸が軸方向への移動を繰り返し、水鉄砲のピストンが出入りするような状態になる。このとき、軸受隙間に充填されたオイルが開口部から噴出して気泡が流入し、やがて、油膜切れが発生してしまう。そこで、軸方向の隙間を一定範囲に設計することによって、耐衝撃性能を確保するような対策が行われてきたが、より大きな衝撃荷重が加わるモバイル商品に用いられる流体軸受装置等では、シール性能を維持することができない。

そこで、本発明の流体軸受装置においては、軸受シール部におけるシール性能と相関関係があると考えられる第２毛管圧力係数Ｐ２と、耐衝撃性能と相関関係があると考えられる変動容積Ｖ２との関係（Ｐ２／Ｖ１）に着目し、関数Ｐ２／Ｖ１が所定値以上となるようにしている。そして、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点を想定衝撃荷重、軸受形状ごとに算出し、上記所定値として適用する。

これにより、所定の衝撃荷重、軸受形状に対応する関数Ｐ２／Ｖ１の値を満たすことによって、外部から衝撃が加えられた場合でも、潤滑流体が開放端から漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。
この結果、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第１１の発明に係る流体軸受装置は、第１０の発明に係る流体軸受装置であって、軸は、開口部側に略円形の天板と天板から垂下する円筒壁とから形成されるロータハブ部材が取り付けられており、軸受シール部は、スリーブ部材の外周面とロータハブ部材の内周面とによって形成されており、関数Ｐ２／Ｖ１の値は、１．０×１０¹²以上である。

ここでは、上記変動容積を示すＶ１と、ロータハブ部材の円筒壁とスリーブ部材の外周面とから形成されている軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数を示すＰ２との関数Ｐ２／Ｖ１の値を、１．０×１０¹²以上としている。

ここで、１．０×１０¹²という値は、開口部側に略円形の天板と天板から垂下する円筒壁とから形成されるロータハブ部材が軸に取り付けられ、軸受シール部が、スリーブ部材の外周面とロータハブ部材の内周面とによって形成されている上述の流体軸受装置において、想定衝撃荷重を２０００Ｇとしたときに、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点として算出された値である。
これにより、上記形状の流体軸受装置が外部から衝撃が加えられた場合でも、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第１２の発明に係る流体軸受装置は、第１０の発明に係る流体軸受装置であって、軸受シール部は、軸の外周面とスリーブ部材の内周面とによって形成されており、関数Ｐ２／Ｖ１の値は、６．０×１０¹²以上である。

ここでは、上記変動容積を示すＶ１と、軸の外周面とスリーブ部材の内周面とから形成されている軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数を示すＰ２との関数Ｐ２／Ｖ１の値を、６．０×１０¹²以上としている。

ここで、６．０×１０¹²という値は、軸受シール部が、軸の外周面とスリーブ部材の内周面とによって形成された上述の流体軸受装置において、想定衝撃荷重を２０００Ｇとしたときに、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点として算出された値である。
これにより、上記形状の流体軸受装置が外部から衝撃が加えられた場合でも、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第１３の発明に係る流体軸受装置は、第１０の発明に係る流体軸受装置であって、変動容積を示すＶ１と、第１毛管圧力係数を示すＰ１と、軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、潤滑流体が充填されている部分の軸方向における距離である軸受長さを示すＬと、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値が以下の関係式（１０８）を満たしている。

（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌ≧４５０００ ・・・（１０８）

ここでは、ラジアル軸受部に混入した気泡は、開口面積が広い方がラジアル軸受外部に排出される確率が高くなり、またたとえ気泡が軸受内部に閉じこめられてしまった場合でも、軸受部が長いほど気泡による性能劣化が少ないと推定して、本発明の流体軸受装置においては、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値が所定値以上となるようにしている。

ここで、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌには、軸受シール部の開放端における開口面積との相関を示すＤ１×Ｄ１と、ラジアル軸受部の長さを示すＬとが含まれている。そして、所定値を４５０００以上とすれば、ラジアル軸受部に混入した気泡による性能劣化を抑えることが可能となる。
この結果、ラジアル軸受内部に混入した気泡によってシール性能が劣化することを防止することが可能となる。

第１４の発明に係る流体軸受装置は、第１０の発明に係る流体軸受装置であって、変動容積を示すＶ１と、第１毛管圧力係数を示すＰ１と、軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、軸方向における潤滑流体が充填されている部分の距離である軸受長さを示すＬと、軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間を示すｒ３と、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値が以下の関係式（１０９）を満たしている。

（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌ≧０．１ ・・・（１０９）

ここでは、ラジアル軸受部に混入した気泡は、開口面積が広い方が軸受外部に排出される確率が高くなり、またたとえ気泡が軸受内部に閉じこめられてしまった場合でも、軸受部の容積が大きいほど気泡による性能劣化が少ないと推定して、本発明の流体軸受装置においては、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値が所定値以上となるようにしている。

ここで、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌには、軸受シール部の開放端における開口面積との相関を示すＤ１×Ｄ１と、ラジアル軸受部の容積との相関を示すｒ３×Ｌとが含まれている。そして、所定値を０．１以上とすれば、ラジアル軸受部に混入した気泡による性能劣化を抑えることが可能となる。
この結果、ラジアル軸受内部に混入した気泡によってシール性能が劣化することを防止することが可能となる。

第１５の発明に係る流体軸受装置は、第１０の発明に係る流体軸受装置であって、第２毛管圧力係数を示すＰ２と第３毛管圧力係数を示すＰ３との関数Ｐ３／Ｐ２の値が所定値以上である。そして、Ｐ２とＰ３とは、以下のように示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１０）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１１）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１１２）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１１３）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１１４）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１１５）
Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
Ｆｇ３ｏ＝π×Ｄ３×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１６）
Ｆｇ３ｉ＝π×Ｄ３ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１７）
Ｄ３ｉ＝Ｄ３−２×ｒ３ ・・・（１１８）
Ｆｇ３＝Ｆｇ３ｏ＋Ｆｇ３ｉ ・・・（１１９）
Ａｇ＝π×（Ｄ３²−Ｄ３ｉ²）／４ ・・・（１２０）
Ｐ３＝Ｆｇ３／Ａｇ３ ・・・（１２１）
Ｐ３：ラジアル軸受部における毛管圧力係数［Ｐａ］
γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
Ｄ３：軸の外径［ｍ］
ｒ３：軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間［ｍ］

ここでは、衝撃荷重が解除された瞬時に潤滑流体を軸受隙間に戻すために、ラジアル軸受部における毛管圧力係数を示すＰ３を軸受シール部の奥部における毛管圧力係数を示すＰ２よりも大きくすればよい点に着目し、本発明の流体軸受装置においては、関数Ｐ３／Ｐ２の値が所定値以上となるようにしている。そして、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点を想定衝撃荷重、軸受形状ごとに算出し、上記所定値として適用する。

ここで、繰り返し衝撃荷重が加えられると、潤滑流体漏れの発生は顕著となるのは、衝撃荷重によって軸受シール部における潤滑流体溜まりに移動した潤滑流体が、表面張力によってラジアル軸受部の隙間に戻される前に次の衝撃荷重を受けることによると考えられる。
以下に、Ｐ２、Ｐ３についてそれぞれ説明する。
第２毛管圧力係数Ｐ２は、軸受シール部の奥部、すなわち、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（１１０）〜（１１４）によって導かれる関係式（１１５）によって示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１０）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１１）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１１２）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１１３）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１１４）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１１５）

なお、ここでいう軸受シール部の奥部とは、軸受シール部の開放端から軸受部に向かって奥側の部分をいう。例えば、軸受シール部が、開放端に向かって隙間が広がる方向にテーパ形状を有している場合には、隙間の最も小さい部分を軸受シール部の奥部という。

第３毛管圧力係数Ｐ３は、ラジアル軸受部における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（１１６）〜（１２０）によって導かれる関係式（１２１）によって示される。

Ｆｇ３ｏ＝π×Ｄ３×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１６）
Ｆｇ３ｉ＝π×Ｄ３ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１７）
Ｄ３ｉ＝Ｄ３−２×ｒ３ ・・・（１１８）
Ｆｇ３＝Ｆｇ３ｏ＋Ｆｇ３ｉ ・・・（１１９）
Ａｇ＝π×（Ｄ３²−Ｄ３ｉ²）／４ ・・・（１２０）
Ｐ３＝Ｆｇ３／Ａｇ３ ・・・（１２１）

ここで、ｒ３は、軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間を示している。なお、ここでいう隙間は、ラジアル軸受部に形成されている動圧発生溝の溝深さは無視している。
これにより、所定の衝撃荷重、軸受形状に対応する関数Ｐ３／Ｐ２の値を満たすことによって、繰り返し衝撃荷重が加えられた場合でも、潤滑流体が開放端から漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。
この結果、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第１６の発明に係る流体軸受装置は、第１０の発明に係る流体軸受装置であって、第２毛管圧力係数を示すＰ２と流路抵抗係数を示すＫｒとの関数Ｐ２／Ｋｒの値が所定値以上である。そして、Ｐ２とＫｒとは、以下のように示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１２２）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１２３）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１２４）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１２５）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１２６）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１２７）
Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
Ｋｒ＝１２×μ×Ｌｒ×（Ｔ×ｒ３×ｒ３×ｒ３）・・・（１２８）
Ｋｒ：流路抵抗係数
ｒ３：軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間［ｍ］
Ｌｒ：ラジアル軸受部長さ［ｍ］
Ｔ＝π×Ｄ３ ・・・（１２９）
Ｔ：流路幅［ｍ］
Ｄ３：軸の外径［ｍ］

ここでは、衝撃荷重が解除された瞬時に潤滑流体を軸受隙間に戻すために、軸受シール部の奥部における毛管圧力係数を示すＰ２に対してラジアル軸受部における流路抵抗Ｋｒを十分に小さくすればよい点に着目し、本発明の流体軸受装置においては、関数Ｐ２／Ｋｒが所定値以上となるようにしている。そして、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点を想定衝撃荷重、軸受形状ごとに算出し、上記所定値として適用する。

ここで、繰り返し衝撃荷重が加えられると、潤滑流体漏れの発生は顕著となるのは、衝撃荷重によって軸受シール部における潤滑流体溜まりに移動した潤滑流体が、表面張力によってラジアル軸受部の隙間に戻される前に次の衝撃荷重を受けることによると考えられる。
以下に、Ｐ２、Ｋｒについてそれぞれ説明する。
第２毛管圧力係数Ｐ２は、軸受シール部の奥部、すなわち、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（１２２）〜（１２６）によって導かれる関係式（１２７）によって示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１２２）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１２３）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１２４）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１２５）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１２６）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１２７）

なお、ここでいう軸受シール部の奥部とは、軸受シール部の開放端から軸受部に向かって奥側の部分をいう。例えば、軸受シール部が、開放端に向かって隙間が広がる方向にテーパ形状を有している場合には、隙間の最も小さい部分を軸受シール部の奥部という。

流路抵抗係数Ｋｒは、ラジアル軸受部における流路抵抗係数をいい、以下の関係式（１２８）によって示される。

Ｋｒ＝１２×μ×Ｌｒ×（Ｔ×ｒ３×ｒ３×ｒ３）・・・（１２８）

ここで、Ｌｒは、ラジアル軸受部の軸方向における長さをいう。例えば、ラジアル軸受部が、軸方向において２箇所（２段）に形成されている場合には、両方の軸受部の長さの和をいう。

また、流路幅Ｔは、下記に示す関係式（１２９）によって計算され、Ｄ３は、軸の外径を示している。

Ｔ＝π×Ｄ３ ・・・（１２９）

また、ｒ３は、軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間を示している。なお、ここでいう隙間は、ラジアル軸受部に形成されている動圧発生溝の溝深さは無視している。
これにより、所定の衝撃荷重、軸受形状に対応する関数Ｐ２／Ｋｒの値を満たすことによって、繰り返し衝撃荷重が加えられた場合でも、潤滑流体が開放端から漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。
この結果、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第１７の発明に係る流体軸受装置は、第１０の発明に係る流体軸受装置を搭載したスピンドルモータである。
ここでは、スピンドルモータが、上述の流体軸受装置を搭載している。
これにより、外部から衝撃が加えられた場合でも、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能なスピンドルモータを提供することができる。

第１８の発明に係る流体軸受装置は、軸と、スリーブ部材と、潤滑流体と、軸受部と、軸受シール部と、を備えている。スリーブ部材は、開口端と閉塞端とを含む軸受孔を有しており、軸受孔内に軸が微少間隙を介して挿入され、軸に対して相対回転可能な状態に配置されている。潤滑流体は、微少間隙に充填されている。軸受部は、潤滑流体を介して軸とスリーブ部材とを軸の半径方向に支持するラジアル軸受部と、軸方向に支持するスラスト軸受部と、を有している。軸受シール部は、軸受部の開放端側に配置されており、潤滑流体が開放端から漏れ出すことを軸とスリーブ部材との間に働く毛管力によって抑制する。そして、第２毛管圧力係数を示すＰ２と流路抵抗を示すＫｒとの関数Ｐ２／Ｋｒの値が所定値以上である。また、Ｐ２とＫｒとは、以下のように示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（２０１）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（２０２）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（２０３）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（２０４）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（２０５）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（２０６）
Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
Ｋｒ＝１２×μ×Ｌｒ×（Ｔ×ｒ３×ｒ３×ｒ３）・・・（２０７）
Ｋｒ：流路抵抗係数
ｒ３：軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間［ｍ］
Ｌｒ：ラジアル軸受部長さ［ｍ］
Ｔ＝π×Ｄ３ ・・・（２０８）
Ｔ：流路幅［ｍ］
Ｄ３：軸の外径［ｍ］

ここでは、第２毛管圧力係数を示すＰ２と流路抵抗係数を示すＫｒとの関係に着目し、関数Ｐ２／Ｋｒの値が所定値以上となるようにしている。
なお、ここでいう軸には、軸に取り付けられているロータハブ等も含む。

以下に、Ｐ２、Ｋｒについてそれぞれ説明する。
第２毛管圧力係数Ｐ２は、軸受シール部の奥部、すなわち、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（２０１）〜（２０５）によって導かれる関係式（２０６）によって示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（２０１）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（２０２）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（２０３）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（２０４）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（２０５）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（２０６）

なお、ここでいう軸受シール部の奥部とは、軸受シール部の開放端から軸受部に向かって奥側の部分をいう。例えば、軸受シール部が、開放端に向かって隙間が広がる方向にテーパ形状を有している場合には、隙間の最も小さい部分を軸受シール部の奥部という。

ここで、ｒ２は、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚を示している。一般的に、軸受シール部を形成するスリーブ部材、あるいは、軸の周面（以下、軸受シール面と示す）は、開放端側に向かって隙間が広くなる方向に傾斜している。このとき、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面も軸方向に対して略垂直に形成されず傾斜して形成される場合もある。従って、内外軸受シール面が互いにαの角度を有する場合においては、内外軸受シール面の二等分線も傾斜する場合があり、このとき、例えば、関係式（２０１）を厳密に表現すれば、以下の関係式（２０１Ａ）に示されるようになる。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ×ｃｏｓ（α／２） ・・・（２０１Ａ）

ところが、上記軸受シール面の角度αは、大きくても２０度程度であり、これによる気液境界面の傾きも１０度程度である。このとき、ｃｏｓ（α／２）≒０．９８５であることから、軸受シール面の角度αを計算上無視しても関係式（２０１）に影響はない。
流路抵抗係数Ｋｒは、ラジアル軸受部における流路抵抗係数をいい、以下の関係式（２０７）によって示される。

Ｋｒ＝１２×μ×Ｌｒ×（Ｔ×ｒ３×ｒ３×ｒ３）・・・（２０７）

ここで、Ｌｒは、ラジアル軸受部の軸方向における長さをいう。例えば、ラジアル軸受部が、軸方向において２箇所（２段）に形成されている場合には、両方の軸受部の長さの和をいう。

また、流路幅Ｔは、下記に示す関係式（２０８）によって計算され、Ｄ３は、軸の外径を示している。

Ｔ＝π×Ｄ３ ・・・（２０８）

また、ｒ３は、軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間を示している。なお、ここでいう隙間は、ラジアル軸受部に形成されている動圧発生溝の溝深さは無視している。

従来の流体軸受装置においては、軸と一体的に取り付けられたフランジは、スリーブ部材とスラスト板との間に、それぞれ軸方向の隙間（ガタ）を有しており、軸方向に衝撃荷重が加えられると、軸が軸方向への移動を繰り返し、水鉄砲のピストンが出入りするような状態になる。このとき、軸受隙間に充填された潤滑流体が開口部から噴出して気泡が流入し、やがて、油膜切れが発生してしまう。そこで、軸方向の隙間を一定範囲に設計することによって、耐衝撃性能を確保するような対策が行われてきたが、より大きな衝撃荷重が加わるモバイル商品に用いられる流体軸受装置等では、シール性能を維持することができない。

また、繰り返し衝撃荷重が加えられると、潤滑流体漏れの発生は顕著となる。これは、衝撃荷重によって軸受シール部における潤滑流体溜まりに移動した潤滑流体が、表面張力によってラジアル軸受部の隙間に戻される前に次の衝撃荷重を受けることによると考えられる。

そこで、衝撃荷重が解除された瞬時に潤滑流体を軸受隙間に戻すために、軸受シール部の奥部における毛管圧力係数を示すＰ２に対してラジアル軸受部における流路抵抗Ｋｒを十分に小さくすればよい点に着目し、本発明の流体軸受装置においては、関数Ｐ２／Ｋｒが所定値以上となるようにしている。そして、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点を想定衝撃荷重、軸受形状ごとに算出し、上記所定値として適用する。

これにより、所定の衝撃荷重、軸受形状に対応する関数Ｐ２／Ｋｒの値を満たすことによって、外部から衝撃が加えられた場合でも、潤滑流体が開放端から漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。
この結果、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第１９の発明に係る流体軸受装置は、第１８の発明に係る流体軸受装置であって、軸は、開口部側に略円形の天板と天板から垂下する円筒壁とから形成されるロータハブ部材が取り付けられており、軸受シール部は、スリーブ部材の外周面とロータハブ部材の内周面とによって形成されており、関数Ｐ２／Ｋｒの値は、７．０×１０^-14以上である。

ここでは、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数を示すＰ２と、ラジアル軸受部における流路抵抗係数を示すＫｒとの関数Ｐ２／Ｋｒの値を、７．０×１０^-14以上としている。

ここで、７．０×１０^-14という値は、開口部側に略円形の天板と天板から垂下する円筒壁とから形成されるロータハブ部材が軸に取り付けられ、軸受シール部が、スリーブ部材の外周面とロータハブ部材の内周面とによって形成されている上述の流体軸受装置において、想定衝撃荷重を２０００Ｇとしたときに、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点として算出された値である。
これにより、上記形状の流体軸受装置が外部から衝撃が加えられた場合でも、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる

第２０の発明に係る流体軸受装置は、第１８の発明に係る流体軸受装置であって、軸受シール部は、軸の外周面とスリーブ部材の内周面とによって形成されており、記関数Ｐ２／Ｋｒの値は、１．５×１０^-16以上である。

ここでは、軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数を示すＰ２と、ラジアル軸受部における流路抵抗係数を示すＫｒとの関数Ｐ２／Ｋｒの値を、１．５×１０^-16以上としている。
ここで、１．５×１０^-16という値は、軸受シール部が、軸の外周面とスリーブ部材の内周面とによって形成された上述の流体軸受装置において、想定衝撃荷重を２０００Ｇとしたときに、潤滑流体が軸受シール部の開放端から漏れ出さないための臨界点として算出された値である。
これにより、上記形状の流体軸受装置が外部から衝撃が加えられた場合でも、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

第２１の発明に係る流体軸受装置は、第１８の発明に係る流体軸受装置であって、変動容積を示すＶ１と、第１毛管圧力係数を示すＰ１と、軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、潤滑流体が充填されている部分の軸方向における距離である軸受長さを示すＬと、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値が以下の関係式（２０９）を満たしている。

（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌ≧４５０００ ・・・（２０９）

ここでは、ラジアル軸受部に混入した気泡は、開口面積が広い方がラジアル軸受外部に排出される確率が高くなり、またたとえ気泡が軸受内部に閉じこめられてしまった場合でも、軸受部が長いほど気泡による性能劣化が少ないと推定して、本発明の流体軸受装置においては、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値が所定値以上となるようにしている。

ここで、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌには、軸受シール部の開放端における開口面積との相関を示すＤ１×Ｄ１と、ラジアル軸受部の長さを示すＬとが含まれている。そして、所定値を４５０００以上とすれば、ラジアル軸受部に混入した気泡による性能劣化を抑えることが可能となる。
この結果、ラジアル軸受内部に混入した気泡によってシール性能が劣化することを防止することが可能となる。

第２２の発明に係る流体軸受装置は、第１８の発明に係る流体軸受装置であって、変動容積を示すＶ１と、第１毛管圧力係数を示すＰ１と、軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、軸方向における潤滑流体が充填されている部分の距離である軸受長さを示すＬと、軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間を示すｒ３と、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値が以下の関係式（２１０）を満たしている。

（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌ≧０．１ ・・・（２１０）

ここでは、ラジアル軸受部に混入した気泡は、開口面積が広い方が軸受外部に排出される確率が高くなり、またたとえ気泡が軸受内部に閉じこめられてしまった場合でも、ラジアル軸受部の容積が大きいほど気泡による性能劣化が少ないと推定して、本発明の流体軸受装置においては、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値が所定値以上となるようにしている。

ここで、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌには、軸受シール部の開放端における開口面積との相関を示すＤ１×Ｄ１と、ラジアル軸受部の容積との相関を示すｒ３×Ｌとが含まれている。そして、所定値を０．１以上とすれば、ラジアル軸受部に混入した気泡による性能劣化を抑えることが可能となる。
この結果、ラジアル軸受内部に混入した気泡によってシール性能が劣化することを防止することが可能となる。

第２３の発明に係る流体軸受装置は、第１８の発明に係る流体軸受装置を搭載したスピンドルモータである。
ここでは、スピンドルモータが、上述の流体軸受装置を搭載している。
これにより、外部から衝撃が加えられた場合でも、潤滑流体が外部へ漏れ出すことを防止して、良好なシール性能を維持することが可能なスピンドルモータを提供することができる。

本発明に係る流体軸受装置によれば、潤滑流体の外部への漏れ出しを防止して、良好なシール性能を維持することが可能となる。

本発明の一実施形態に係る流体軸受装置３０を含むスピンドルモータ１について、図１〜図７を用いて説明すれば以下の通りである。
なお、以下の説明において、図１における上下方向を「軸方向」、上方向を「軸方向上
側」（軸方向外側）、下方向を「軸方向下側」（軸方向内側）と表現するが、これらは実際の流体軸受装置３０の取り付け方向を限定するものではない。

［スピンドルモータ１の全体構成］
スピンドルモータ１は、記録ディスク１１を回転駆動するための装置であり、図１に示すように、主に、回転部材１０と、静止部材２０と、流体軸受装置３０とから構成されている。

回転部材１０は、主に、記録ディスク１１が装着されるハブ（ロータハブ）１２と、後述するステータ２２とともに磁気回路を構成するロータ磁石１３とから構成されている。
ハブ１２は、略円形の天板部１２Ａと、天板部１２Ａから垂下する円筒壁部１２Ｂと、軸方向下側の外周部に配置されたディスク載置部１２Ｃとが一体成形されている。ハブ１２の外周側には、２枚の記録ディスク１１が環状のスペーサ１４を介して嵌め込まれており、ディスク載置部１２Ｃの上に載置されている。シャフト（軸）３２の軸方向上側には、クランパ１５がネジ１６により固定されており、ハブ１２は、シャフト３２に対して圧入接着により固定、あるいは、両部材が一体に成形されている。記録ディスク１１は、クランパ１５により軸方向下側に押さえられており、クランパ１５とディスク載置部１２Ｃとの間に狭持されている。

ロータ磁石１３は、ハブ１２の内周側に固定されており、後述するステータ２２とともに磁気回路を構成する。
静止部材２０は、図示しない記録ディスク駆動装置のハウジングに固定されており、主に、ベース２１と、ベース２１に固定されたステータ２２とから構成されている。ステータ２２は、ロータ磁石１３の内周側に半径方向に対向して配置されている。ベース２１の中央部には、流体軸受装置３０が固定されている。流体軸受装置３０は、静止部材２０に対して回転部材１０を回転可能に支持している。

［流体軸受装置３０の構成］
流体軸受装置３０は、図２に示すように、主に、スリーブ（スリーブ部材）３１と、シャフト３２と、フランジ３３と、スラスト板３４と、潤滑剤（潤滑流体）３６および軸受シール部３７から構成されている。スリーブ３１およびスラスト板３４が静止側の部材を構成し、シャフト３２およびフランジ３３が回転側の部材を構成している。

スリーブ３１は、軸方向に延びる筒状の部材であり、ベース２１に接着などにより固定されている。スリーブ３１には、開口端３１Ａと、スラスト板３４等によって形成される閉塞端３１Ｂと、を含む軸受孔３１Ｃが形成されている。また、スリーブ３１の上端面には、複数のスラスト動圧発生溝３１Ｅが形成されており、スリーブ３１およびハブ１２の間には、スラスト動圧発生溝３１Ｅを有するスラスト軸受部４１が形成されている。スラスト動圧発生溝３１Ｅは、例えば、スパイラル形状を有している。そして、スラスト軸受部４１において発生する支持圧により、シャフト３２および回転部材１０は軸方向に支持される。また、スラスト動圧発生溝３１Ｅは、ヘリングボーン形状であってもよい。

シャフト３２は、軸方向に延びる円柱状の部材であり、ハブ１２を回転可能に支持している。具体的には、シャフト３２は、スリーブ３１の内周側に隙間を介して相対回転可能に配置されており、シャフト３２の軸方向上側の端部にはハブ１２が固定されている。そして、シャフト３２の外周面には、複数のラジアル動圧発生溝３２Ａが形成されており、スリーブ３１およびシャフト３２の間には、ラジアル動圧発生溝３２Ａを有するラジアル軸受部４２が形成されている。ラジアル動圧発生溝３２Ａは、例えば、軸方向に非対称なヘリングボーン形状を有している。そして、ラジアル軸受部４２において発生する支持圧により、シャフト３２および回転部材１０は半径方向に支持される。

フランジ３３は、円板状の部材であり、シャフト３２の軸方向下側の端部に固定されている。フランジ３３の軸方向上側の面には、複数のスラスト動圧発生溝３３Ａが形成されており、フランジ３３とスリーブ３１との間にはスラスト動圧発生溝３３Ａを有するスラスト軸受部４３が形成されている。スラスト動圧発生溝３３Ａは、例えば、スパイラル形状を有している。スラスト軸受部４３において発生する支持圧により、シャフト３２および回転部材１０は、軸方向に支持される。なお、シャフト３２とフランジ３３とは、一体成形されていてもよい。また、スラスト動圧発生溝３３Ａは、ヘリングボーン形状であってもよい。

スリーブ３１の軸方向下側の端部には、環状の凹部３１Ｄが形成されており、フランジ３３の外周部は、凹部３１Ｄとスラスト板３４との間に収容されている。
また、スリーブ３１には、連通孔３１Ｆが形成されている。具体的には、図１および図２に示すように、連通孔３１Ｆは、スリーブ３１の上端面と凹部３１Ｄ近傍とを軸方向に貫通している。

軸受シール部３７は、スラスト軸受部４１の開放端３７Ａ側に配置されており、スリーブ３１の外周面と、天板部１２Ａから垂下する円筒壁部１２Ｂの内周面とによって形成されている。また、軸受シール部３７を形成するスリーブ３１の外周面３７Ｂｏと、円筒壁部１２Ｂの内周面３７Ｂｉとは、開放端３７Ａ側に向かって軸受シール部３７の隙間が広くなる方向に傾斜している。

スラスト軸受部４１、ラジアル軸受部４２、スラスト軸受部４３、連通孔３１Ｆには、潤滑剤３６が充填されている。潤滑剤３６としては、例えば、低粘度なエステルオイル、超流動性グリスまたはイオン性液体等が挙げられる。

［流体軸受装置３０の動作と潤滑剤３６漏れのメカニズム］
ここで、流体軸受装置３０の動作について説明する。
流体軸受装置３０では、ステータ２２に通電されると回転磁界が発生し、ロータ磁石１３に回転力が付与される。これにより、回転部材１０が、シャフト３２とともに回転を開始する。シャフト３２が回転すると、各動圧発生溝３１Ｅ、３２Ａ、３３Ａ部分において半径方向および軸方向の支持圧が発生する。これにより、シャフト３２が、スリーブ３１に対して非接触状態で支持される。すなわち、静止部材２０に対して回転部材１０が、非接触状態で回転可能となり、記録ディスク１１の高精度な高速回転が実現される。これにより、図示しない磁気ヘッドまたは光学ヘッドを用いることで、記録ディスク１１に対してデータの記録再生を行うことができる。

次に、潤滑剤３６が開放端３７Ａから漏れるメカニズムについて説明する。
図３（ａ）は、ロータ磁石１３に回転力が付与される前、すなわち、回転部材１０が、シャフト３２とともに回転を開始する前の、スリーブ３１とシャフト３２との位置関係を示した図である。回転部材１０が、シャフト３２とともに回転を開始する前、ハブ１２とスリーブ３１との隙間Ｇ１は０である。

図３（ｂ）は、ステータ２２が通電され、ロータ磁石１３に回転力が付与されたときのスリーブ３１とシャフト３２との位置関係を示した図である。シャフト３２が回転すると、各動圧発生溝３１Ｅ、３２Ａ、３３Ａによって各動圧発生溝周辺の潤滑剤３６がかき集められ、スラスト動圧発生溝３１Ｅによる発生圧力が発生する。このとき、シャフト３２は、図３（ｂ）に示すように、ハブ１２に対して潤滑剤膜厚さ分Ｇ１だけ浮上する。そして、フランジ３３とスリーブ３１との間には、図３（ｂ）に示すＧ２の隙間が形成されるようになる。

ここで、流体軸受装置３０が、図１に示す白色矢印方向に落下衝撃荷重が加えられると、シャフト３２が軸方向への移動を繰り返し、水鉄砲のピストンが出入りするような状態となる。このとき、潤滑剤３６が軸受シール部３７における開放端３７Ａより噴出して、開放端３７Ａから気泡が流入する。

従来、上記に示したような潤滑剤３６漏れの問題を解決するために、軸方向移動可能隙間（Ｇ１＋Ｇ２）の値を一定範囲に設計することによって、耐衝撃性能を高めることが行なわれてきた。ところが、モバイル製品に搭載するような２０００Ｇもの耐衝撃性能が要求される流体軸受装置においては、従来の方法では、潤滑剤３６の漏れを防止することはできない。

［実施例１］
本実施形態のスピンドルモータ１に搭載される流体軸受装置３０においては、軸受シール部３７におけるシール性能と相関関係があると考えられる第１毛管圧力係数Ｐ１と、耐衝撃性能と相関関係があると考えられる変動容積Ｖ１との関係（Ｐ１／Ｖ１）に着目し、関数Ｐ１／Ｖ１が所定値以上となるようにすれば、耐衝撃性能に優れた流体軸受装置３０を得ることができるのではないかと考えた。

変動容積Ｖ１は、スリーブ３１がシャフト３２に対して軸方向に相対移動が可能な容積をいい、以下の関係式（１）によって示される。

Ｖ１＝π×ｄｇ×ｄｇ×Ｇ ・・・（１）

ｄｇは、図４に示すように、スラスト軸受部４１の軸の半径方向における最も外側部分における半径をいう。また、Ｇは、図３（ｂ）に示すように、回転部材１０の回転時における軸方向移動可能隙間（Ｇ１＋Ｇ２）をいう。

第１毛管圧力係数Ｐ１は、軸受シール部３７の開放端３７Ａ近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（２）〜（６）によって導かれる関係式（７）によって示される。

Ｆｇ１ｏ＝π×Ｄ１×γ×ｃｏｓθ ・・・（２）
Ｆｇ１ｉ＝π×Ｄ１ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（３）
Ｄ１ｉ＝Ｄ１−２×ｒ１ ・・・（４）
Ｆｇ１＝Ｆｇ１ｏ＋Ｆｇ１ｉ ・・・（５）
Ａｇ１＝π×（Ｄ１²−Ｄ１ｉ²）／４ ・・・（６）
Ｐ１＝Ｆｇ１／Ａｇ１ ・・・（７）

Ｄ１は、図４に示すように、軸受シール部３７の開放端３７Ａ近傍に位置する気液境界面の外径を示している。
ｒ１は、図４に示すように、開放端３７Ａ近傍に位置する気液境界面における潤滑剤膜厚を示している。
ここで、本実施形態の流体軸受装置３０のように、軸受シール部３７を形成するスリーブ３１およびシャフト３２の周面（以下、軸受シール面３７Ｂと示す）は、開放端３７Ａ側に向かって隙間が広くなる方向に傾斜している。このとき、図４に示すように、開放端３７Ａ近傍に位置する気液境界面も軸方向に対して略垂直に形成されず傾斜して形成される場合もある。従って、内外軸受シール面３７Ｂｉ，３７Ｂｏが互いにαの角度を有する場合においては、内外軸受シール面３７Ｂｉ，３７Ｂｏの二等分線も傾斜する（２／α）場合があり、このとき、例えば、関係式（２）を厳密に表現すれば、以下の関係式（２Ａ）に示されるようになる。

Ｆｇ１ｏ＝π×Ｄ１×γ×ｃｏｓθ×ｃｏｓ（α／２） ・・・（２Ａ）

ところが、内外軸受シール面３７Ｂｉ，３７Ｂｏの角度αは、大きくても２０度程度であり、これによる気液境界面の傾きも１０度程度である。このとき、ｃｏｓ（α／２）≒０．９８５であることから、内外軸受シール面３７Ｂｉ，３７Ｂｏの角度αを計算上無視しても関係式（２）に影響はない。

ここで、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇという比較的大きな衝撃荷重を加えた際に、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さないための関数Ｐ１／Ｖ１の臨界値を算出するための実験を行った。その結果、上記流体軸受装置３０において、関数Ｐ１／Ｖ１の値と、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出した時の衝撃荷重との関係について、図５に示すような結果が得られた。すなわち、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇの衝撃荷重が加えられた時、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さないための関数Ｐ１／Ｖ１の臨界値は、Ｐ１／Ｖ１＝４．５×１０¹¹となった。

これにより、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇという比較的大きな衝撃加重が加わった場合であっても、関数Ｐ１／Ｖ１の値を、４．５×１０¹¹以上とすることで、潤滑剤３６が開放端３７Ａから漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。
さらに、軸受シール部３７における潤滑剤溜まり３７Ｃの容積を示すＶ２と、変動容積を示すＶ１とは、Ｖ１＜Ｖ２の関係を満たしている。

［実施例２］
本実施形態のスピンドルモータ１に搭載される流体軸受装置３０においては、軸受シール部３７におけるシール性能と相関関係があると考えられる第２毛管圧力係数Ｐ２と、耐衝撃性能と相関関係があると考えられる変動容積Ｖ２との関係（Ｐ２／Ｖ１）に着目した。そして、関数Ｐ２／Ｖ１が所定値以上となるようにすれば、耐衝撃性能に優れた流体軸受装置３０を得ることができるのではないかと考えた。

変動容積Ｖ１は、上述の実施例１と同様であるので、ここではその説明を省略する。
第２毛管圧力係数Ｐ２は、図４に示すように、軸受シール部３７の奥部３７Ｄに位置する気液境界面における毛管圧力係数をいい、以下の関係式（１０２）〜（１０６）によって導かれる関係式（１０７）によって示される。

Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０２）
Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０３）
Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１０４）
Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１０５）
Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１０６）
Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１０７）

Ｄ２は、図４に示すように、軸受シール部３７の奥部３７Ｄ近傍に位置する気液境界面の外径を示している。
ｒ２は、図４に示すように、奥部３７Ｄ近傍に位置する気液境界面における潤滑剤膜厚を示している。
なお、本実施形態の流体軸受装置３０における軸受シール部３７の奥部３７Ｄを形成する軸受シール面３７Ｅは、図４に示すように、内外軸受シール面３７Ｅｉ，３７Ｅｏは互いにシャフト３２方向に平行となっている。

ここで、実施例１と同様に、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇという比較的大きな衝撃荷重を加えた際に、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さないための関数Ｐ２／Ｖ１の臨界値を算出するための実験を行った。その結果、上記流体軸受装置３０において、関数Ｐ２／Ｖ１の値と、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出した時の衝撃荷重との関係について、図６に示すような結果が得られた。すなわち、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇの衝撃荷重が加えられた時、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さないための関数Ｐ２／Ｖ１の臨界値は、Ｐ２／Ｖ１＝１．０×１０¹²となった。

これにより、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇという比較的大きな衝撃加重が加わった場合であっても、関数Ｐ２／Ｖ１の値を、１．０×１０¹²以上とすることで、潤滑剤３６が開放端３７Ａから漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。
さらに、実施例２においても、軸受シール部における潤滑剤溜まりの容積を示すＶ２と、変動容積を示すＶ１とは、Ｖ１＜Ｖ２の関係を満たしている。

［実施例３］
本実施形態のスピンドルモータ１に搭載される流体軸受装置３０においては、衝撃荷重が解除された瞬時に潤滑剤を軸受隙間に戻すために、軸受シール部３７の奥部３７Ｄにおける毛管圧力係数を示すＰ２に対してラジアル軸受部４２における流路抵抗Ｋｒを十分に小さくすればよい点に着目した。そして、関数Ｐ２／Ｋｒが所定値以上となるようすれば、繰り返し荷重による耐衝撃性能に優れた流体軸受装置３０を得ることができるのではないかと考えた。

第２毛管圧力係数Ｐ２は、上述の実施例２と同様であるので、ここではその説明を省略する。
流路抵抗係数Ｋｒは、ラジアル軸受部４２における流路抵抗係数をいい、以下の関係式（２０７）によって示される。

Ｋｒ＝１２×μ×Ｌｒ×（Ｔ×ｒ３×ｒ３×ｒ３）・・・（２０７）

Ｌｒは、ラジアル軸受部４２の軸方向における長さをいう。本実施形態の流体軸受装置３０においては、ラジアル軸受部４２が、図７に示すように、シャフト３２方向において２箇所（２段）に形成されているので、Ｌｒは、両方のラジアル軸受部４２の長さの和Ｌ１＋Ｌ２とする。

また、流路幅Ｔは、下記に示す関係式（２０８）によって計算され、Ｄ３は、図７に示すように、シャフト３２の外径を示している。

Ｔ＝π×Ｄ３ ・・・（２０８）

また、ｒ３は、図７に示すように、軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間を示している。なお、ここでいう隙間は、ラジアル軸受部４２に形成されているラジアル動圧発生溝３２Ａの溝深さは無視している。
ここで、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇの衝撃荷重を４０回繰り返した際に、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さないための関数Ｐ２／Ｋｒの臨界値を算出するための実験を行った。その結果、上記流体軸受装置３０において、関数Ｐ２／Ｋｒの値と、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出した時の衝撃荷重の回数との関係について、図８に示すような結果が得られた。すなわち、記流体軸受装置３０に２０００Ｇが４０回の繰り返し衝撃荷重が加えられた時、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さないための関数Ｐ２／Ｋｒの臨界値は、Ｐ２／Ｋｒ＝７．０×１０^-14となった。

これにより、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇの衝撃荷重を４０回繰り返すという比較的厳しい条件が加わった場合であっても、関数Ｐ２／Ｋｒの値を、７．０×１０^-14以上とすることで、潤滑剤３６が開放端３７Ａから漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。

［実施例４］
本実施形態のスピンドルモータ１に搭載される流体軸受装置３０においては、ラジアル軸受部４２に混入した気泡は、開口面積が広い方がラジアル軸受部４２外部に排出される確率が高くなり、ラジアル軸受部４２が長いほど気泡による性能劣化が少ないと推定する。そして、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値が所定値以上となるようにすれば、ラジアル軸受部４２に混入した気泡による性能劣化を抑えることできるのではないかと考えた。

関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌには、軸受シール部３７の開放端３７Ａにおける開口面積との相関を示すＤ１×Ｄ１と、ラジアル軸受部４２の長さを示すＬとが含まれている。
Ｄ１は、図７に示すように、軸受シール部３７の開放端３７Ａ近傍に位置する気液境界面の外径を示している。
Ｌは、図７に示すように、潤滑剤３６が充填されている部分のシャフト３２方向におけるラジアル軸受部４２の長さ（ラジアル動圧発生溝３２Ａのシャフト３２方向における長さとは区別する）を示す。

ここで、実施例１と同様に、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇの衝撃荷重を加えた際に、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さない関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの臨界値を算出するための実験を行った。その結果、上記流体軸受装置３０において、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値と、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出した時の衝撃荷重との関係について、図９に黒丸●で示すような結果が得られた。すなわち、流体軸受装置３０に２０００Ｇの衝撃荷重を加えた時、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さないための関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの臨界値は、（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌ＝４５０００であることが明らかになった。

表１に図２に示される流体軸受装置３０の具体的な設計事例を示す。いずれの設計値においても関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値は４５０００以上であり、２０００Ｇ以上の耐衝撃荷重性能を得ることができた。

これにより、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇという比較的大きな衝撃荷重を加えた場合であっても、（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値を、４５０００以上とすることで、潤滑剤３６が開放端３７Ａから漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。

［実施例５］
本実施形態のスピンドルモータ１に搭載される流体軸受装置３０においては、ラジアル軸受部４２に混入した気泡は、開口面積が広い方がラジアル軸受部４２外部に排出される確率が高くなり、ラジアル軸受部４２の容積が大きいほど気泡による性能劣化が少ないと推定する。そして、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値が所定値以上となるようにすれば、ラジアル軸受部４２に混入した気泡による性能劣化を抑えることできるのではないかと考えた。

関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌには、軸受シール部３７の開放端３７Ａにおける開口面積との相関を示すＤ１×Ｄ１と、ラジアル軸受部３７の容積との相関を示すｒ３×Ｌとが含まれている。
Ｄ１は、図７に示すように、軸受シール部３７の開放端３７Ａ近傍に位置する気液境界面の外径を示している。
ｒ３は、図７に示すように、シャフト３２の半径方向におけるラジアル軸受部４２の隙間を示している。なお、ここでいう隙間は、ラジアル軸受部４２に形成されているラジアル動圧発生溝３２Ａの溝深さは無視している。
Ｌは、図７に示すように、潤滑剤３６が充填されている部分のシャフト３２方向におけるラジアル軸受部４２の長さ（ラジアル動圧発生溝３２Ａのシャフト３２方向における長さとは区別する）を示す。

ここで、実施例１と同様に、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇの衝撃荷重を加えた際に、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さない関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの臨界値を算出するための実験を行った。その結果、上記流体軸受装置３０において、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値と、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出した時の衝撃荷重との関係について、図１０に黒丸●で示すような結果が得られた。すなわち、流体軸受装置３０に２０００Ｇの衝撃荷重を加えた時、開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さないための関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの臨界値は、（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌ＝０．１となることが明らかになった。

表１に示した図２に示される流体軸受装置３０の具体的な２つの設計事例のとおり、両方の事例の設計値において、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値は０．１以上であり、２０００Ｇ以上の耐衝撃荷重性能を得ることができた。
これにより、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇという比較的大きな衝撃荷重を加えた場合であっても、（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値を、０．１以上とすることで、潤滑剤３６が開放端３７Ａから漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。

［実施例６］
上記流体軸受装置３０は、上記実施例１の条件を満たすことによって、衝撃荷重が加えられても開放端３７Ａから潤滑剤３６が漏れ出さない。このため、各軸受部４１，４２，４３における軸受隙間において油膜欠如が生じなくなり、回転性能が良好でかつ信頼性が高いばかりでなく、潤滑剤３６が良好に上記軸受隙間に保持されるためにオイルミストと呼ばれるガスの発生がなくなる。これにより、上記流体軸受装置３０が搭載された情報装置においては、記録再生の信頼性を向上させることが可能となる。

ここで、上記実施例２において示した関数Ｐ１／Ｖ１の値と、アウトガス量比率についての関係を調べる実験を実施した。その結果、図１１に示すように、関数Ｐ１／Ｖ１の値が４．５×１０¹¹以上であれば、アウトガス量比率、すなわち、オイルミストの発生が急激に減少することが分かった。これにより、上記流体軸受装置３０が搭載された情報装置において、関数Ｐ１／Ｖ１の値を４．５×１０¹¹以上とすることによって、情報装置の装置内を大変クリーンな状態に維持することが可能となり、光記録または磁気ヘッドによる情報装置にとって大変好都合な状況を提供することができる。

［他の実施形態］
以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更が可能である。
（Ａ）
上記実施形態のスピンドルモータ１では、図１に示すような、軸受シール部３７が、スリーブ３１の外周面とハブ１２に含まれる円筒壁部１２Ｂの内周面とによって形成されているタイプについて、実施例１〜実施例６をそれぞれ適用した例を挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。

例えば、図１２に示すような、軸受シール部１３７が、シャフト（軸）１０２の外周面１３７Ｂｏと、スリーブ１０１の内周面１３７Ｂｉとによって形成されているタイプの流体軸受装置１４０を搭載したスピンドルモータ１００に対しても、実施例１〜実施例５をそれぞれ適用することが可能である。以下に、スピンドルモータ１００について説明する。

スピンドルモータ１００は、記録ディスク１１１を回転駆動するための装置であり、図１２に示すように、主に、回転部材１３１と、静止部材１３２と、流体軸受装置１４０とから構成されている。

回転部材１３１は、主に、記録ディスク１１１が装着されるハブ１０７と、後述するステータ１１０とともに磁気回路を構成するロータ磁石１０９とから構成されている。ハブ１０７の軸方向下側の外周部には、ディスク載置部１０７Ａが一体成形されている。ハブ１０７の外周側には、２枚の記録ディスク１１１が環状のスペーサ１１２を介して嵌め込まれており、ディスク載置部１０７Ａの上に載置されている。シャフト１０２の軸方向上側には、クランパ１１３がネジ１１４により固定されており、ハブ１０７はシャフト１０２に対して圧入接着により固定、あるいは、両部材が一体成形されている。記録ディスク１１１は、クランパ１１３により軸方向下側に押さえられており、クランパ１１３とディスク載置部１０７Ａとの間に狭持されている。ロータ磁石１０９は、ハブ１０７の内周側に固定されている。

静止部材１３２は、図示しない記録ディスク駆動装置のハウジングに固定されており、主に、ベース１０８と、ベース１０８に固定されたステータ１１０とから構成されている。ステータ１１０は、ロータ磁石１０９の内周側に半径方向に対向して配置されている。ベース１０８の中央部には、流体軸受装置１４０が固定されている。流体軸受装置１４０は、静止部材１３２に対して回転部材１３１を回転可能に支持している。

流体軸受装置１４０は、図１３に示すように、主に、スリーブ１０１と、シャフト１０２と、フランジ１０３と、スラスト板１０４と、潤滑剤（潤滑流体）１０６とから構成されている。スリーブ１０１、スラスト板１０４が静止側の部材を構成し、シャフト１０２およびフランジ１０３が回転側の部材を構成している。

スリーブ１０１は、軸方向に延びる筒状の部材であり、ベース１０８に接着などにより固定されている。スリーブ１０１の軸方向下側の端部にはスラスト板１０４が固定されており、スリーブ１０１およびスラスト板１０４により軸受穴１０１Ａが形成されている。

シャフト１０２は、軸方向に延びる円柱状の部材であり、ハブ１０７を回転可能に支持している。具体的には、シャフト１０２は、スリーブ１０１の内周側に隙間を介して相対回転可能に配置されており、シャフト１０２の軸方向上側の端部にはハブ１０７が固定されている。シャフト１０２の外周面には、複数のラジアル動圧発生溝１０２Ｂが形成されており、スリーブ１０１およびシャフト１０２の間には、ラジアル動圧発生溝１０２Ｂを有するラジアル軸受部１２１が形成されている。ラジアル動圧発生溝１０２Ｂは、例えば軸方向に非対称なヘリングボーン形状を有している。ラジアル軸受部１２１において発生する支持圧により、シャフト１０２および回転部材１３１は半径方向に支持される。

フランジ１０３は、円板状の部材であり、シャフト１０２の軸方向下側の端部に固定されている。フランジ１０３の軸方向上側および軸方向下側の面には、複数のスラスト動圧発生溝１０３Ａ、１０３Ｂが形成されており、フランジ１０３、スリーブ１０１およびスラスト板１０４の間にはスラスト動圧発生溝１０３Ａ、１０３Ｂを有するスラスト軸受部１２２が形成されている。スラスト動圧発生溝１０３Ａ、１０３Ｂは、例えば、スパイラル形状を有している。スラスト軸受部１２２において発生する支持圧により、シャフト１０２および回転部材１３１は、軸方向に支持される。なお、シャフト１０２とフランジ１０３とは一体成形されていてもよい。また、スラスト動圧発生溝１０３Ａ、１０３Ｂはヘリングボーン形状であってもよい。

スリーブ１０１の軸方向下側の端部には、環状の凹部１０１Ｃが形成されており、フランジ１０３の外周部は、凹部１０１Ｃとスラスト板１０４との間に収容されている。
ラジアル軸受部１２１、スラスト軸受部１２２には、潤滑剤１０６が充填されている。潤滑剤１０６としては、例えば、低粘度なエステルオイルなどが挙げられる。また、スリーブ１０１は、例えば、純鉄、スレンレス鋼、銅合金および焼結金属などにより構成されている。シャフト１０２は、例えば、ステンレス鋼などにより構成されている。

なお、上記の流体軸受装置１４０を搭載したスピンドルモータ１００に対して、実施例１〜実施例５をそれぞれ適用する場合の各パラメータは、図１３，図１４（ａ），図１４（ｂ）に示すとおりである。

ここで、上記流体軸受装置１４０に対して、上記実施例１と同様の実験を行った。その結果、上記流体軸受装置１４０において、関数Ｐ１／Ｖ１の値と、開放端１３７Ａから潤滑剤１０６が漏れ出した時の衝撃荷重との関係について、図１５に示すような結果が得られた。すなわち、上記流体軸受装置１４０に２０００Ｇの衝撃荷重が加えられた時、開放端１３７Ａから潤滑剤１０６が漏れ出さないための関数Ｐ１／Ｖ１の臨界値は、Ｐ１／Ｖ１＝１．５×１０¹²となった。

これにより、上記流体軸受装置１４０に２０００Ｇという比較的大きな衝撃加重が加わった場合であっても、関数Ｐ１／Ｖ１の値を、１．５×１０¹²以上とすることで、潤滑剤１０６が開放端１３７Ａから漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。
なお、上記流体軸受装置１４０においても、軸受シール部１３７における潤滑剤溜まり１３７Ｃの容積を示すＶ２と、変動容積を示すＶ１とは、Ｖ１＜Ｖ２の関係を満たしている。

また、上記流体軸受装置１４０に対して、上記実施例２と同様の実験を行った。その結果、上記流体軸受装置１４０において、関数Ｐ２／Ｖ１の値と、開放端１３７Ａから潤滑剤１０６が漏れ出した時の衝撃荷重との関係について、図１６に示すような結果が得られた。すなわち、上記流体軸受装置１４０に２０００Ｇの衝撃荷重が加えられた時、開放端１３７Ａから潤滑剤１０６が漏れ出さないための関数Ｐ２／Ｖ１の臨界値は、Ｐ２／Ｖ１＝６．０×１０¹²となった。

これにより、上記流体軸受装置１４０に２０００Ｇという比較的大きな衝撃加重が加わった場合であっても、関数Ｐ２／Ｖ１の値を、６．０×１０¹²以上とすることで、潤滑剤１０６が開放端１３７Ａから漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。

また、上記流体軸受装置１４０に対して、上記実施例３と同様の実験を行った。その結果、上記流体軸受装置１４０において、関数Ｐ２／Ｋｒの値と、開放端１３７Ａから潤滑剤１０６が漏れ出した時の衝撃荷重の回数との関係について、図１７に示すような結果が得られた。すなわち、記流体軸受装置１４０に２０００Ｇが４０回の繰り返し衝撃荷重が加えられた時、開放端１３７Ａから潤滑剤１０６が漏れ出さないための関数Ｐ２／Ｋｒの臨界値は、Ｐ２／Ｋｒ＝１．５×１０^-16となった。

これにより、上記流体軸受装置１４０に２０００Ｇの衝撃荷重を４０回繰り返すという比較的厳しい条件が加わった場合であっても、関数Ｐ２／Ｋｒの値を、１．５×１０^-16以上とすることで、潤滑剤１０６が開放端１３７Ａから漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。

また、上記流体軸受装置１４０に対して、上記実施例４と同様の実験を行った。その結果、上記流体軸受装置１４０において、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値と、開放端１３７Ａから潤滑剤１０６が漏れ出した時の衝撃荷重との関係について、図９に菱形◆で示すような結果が得られた。すなわち、流体軸受装置１４０に２０００Ｇの衝撃荷重を加えた時、開放端１３７Ａから潤滑剤１０６が漏れ出さないための関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの臨界値は、（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌ＝４５０００であることが明らかになった。

表２に、図１３と図１８とに示される流体軸受装置１４０，２００の具体的な設計事例を示す。いずれの設計値においても関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値は４５０００以上であり、２０００Ｇ以上の耐衝撃荷重性能を得ることができた。

これにより、上記流体軸受装置３０に２０００Ｇという比較的大きな衝撃荷重を加えた場合であっても、（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値を、４５０００以上とすることで、潤滑剤１０６が開放端１３７Ａから漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。

また、上記流体軸受装置１４０に対して、上記実施例５と同様の実験を行った。その結果、上記流体軸受装置１４０において、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値と、開放端１３７Ａから潤滑剤１０６が漏れ出した時の衝撃荷重との関係について、図１０に菱形◆で示すような結果が得られた。すなわち、流体軸受装置１４０に２０００Ｇの衝撃荷重を加えた時、開放端１３７Ａから潤滑剤１０６が漏れ出さないための関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの臨界値は、（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌ＝０．１となることが明らかになった。

表２に示した図１３と図１８とに示される流体軸受装置１４０，２００の具体的な２つの設計事例のとおり、両方の事例の設計値において、関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値は０．１以上であり、２０００Ｇ以上の耐衝撃荷重性能を得ることができた。

これにより、上記流体軸受装置１４０に２０００Ｇという比較的大きな衝撃荷重を加えた場合であっても、（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値を、０．１以上とすることで、潤滑剤１０６が開放端１３７Ａから漏れ出すことをより確実に防止することが可能となる。

さらに他の実施形態として、スピンドルモータ１００は、図１８に示すような流体軸受装置２００を有していてもよい。
ここで、流体軸受装置２００は、図１８に示すように、上記流体軸受装置１４０にシールキャップ１０５と、連通穴１０１Ｇとを備えた構造となっている。ここでは、シールキャップ１０５および連通穴１０１Ｇについてのみ、以下に説明する。

スリーブ１０１の軸方向上側の端部には、シールキャップ１０５が固定されている。シールキャップ１０５は、環状の部材であり、スリーブ１０１に固定される筒状の固定部１０５Ａと、固定部１０５Ａの軸方向端部から半径方向内側へ延びるテーパ部１０５Ｂと、テーパ部１０５Ｂの外周側に形成された換気孔１０５Ｃとを有している。気液分離機能を持たせるために、テーパ部１０５Ｂは、少なくともスリーブ１０１側の内面が半径方向外側から内側へかけて軸方向下側へ傾斜している。テーパ部１０５Ｂは、スリーブ１０１とほぼ同じくらいの内径を有しており、シャフト１０２の外周面と隙間を介して配置されている。シールキャップ１０５とスリーブ１０１との間には、環状の流体室Ｈが形成されており、流体室Ｈの内周部はラジアル軸受部１２１と連通している。流体室Ｈの軸方向寸法は、半径方向内側へいくにしたがって小さくなっている。

連通穴１０１Ｇは、潤滑剤１０６を軸受１２１，１２２内部において循環させたり、内部に堆積した気泡を軸受１２１，１２２外部に排出させたりすることができる。
上記流体軸受装置２００に対しても、上記で示した実施例１〜実施例６をそれぞれ適用することが可能である。

さらに、他の実施形態として、上記流体軸受装置２００のシールキャップ１０５とスリーブ１０１とが一体成形され、シャフト１０２にフランジを有していない、図１９に示すような流体軸受装置２１０であってもよい。流体軸受装置２１０においては、シャフト１０２とスラスト板１０４との間で潤滑剤３６を介してスラスト軸受部１２２が形成されている。なお、各部については、上記流体軸受装置１４０と同様であるので、ここでは詳細な説明を省略する。そして、流体軸受装置２１０に対しても、上記で示した実施例１〜実施例６をそれぞれ適用することが可能である。

さらに、他の実施形態として、図２０に示すように、シャフト１０２に取り付けられたフランジ１０３の代わりに、例えば、ハブ１０７等の一部に抜け止め部材２２１が形成されているタイプの流体軸受装置２２０であってもよい。なお、各部については、上記流体軸受装置１４０と同じであるので、ここでは詳細な説明を省略する。そして、流体軸受装置２２０に対しても、上記で示した実施例１〜実施例６をそれぞれ適用することが可能である。

（Ｂ）
上記実施形態のスピンドルモータ１では、実施例１〜実施例５のうち一つを適用した場合について説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
例えば、実施例１と実施例２とを組み合わせたり、実施例１と実施例３とを組み合わせたりする等、上記に示した実施例を任意に組み合わせることが可能である。
特に、所定の荷重が加えられた時の静的なシール性能を維持することが可能な実施例（実施例１と実施例２）、繰り返し所定の荷重が加えられた時の動的なシール性能を維持することが可能な実施例（実施例３）といった観点から適宜選択、組み合わせることで、ある性能に特化したり、互いに相乗効果を得たりすることが可能となる。

（Ｃ）
上記実施形態のスピンドルモータ１では、比較的大きな衝撃荷重である２０００Ｇを受けた場合であっても、潤滑剤３６が軸受シール部３７の開放端３７Ａから漏れ出さないような関数Ｐ１／Ｖ１、関数Ｐ２／Ｖ１の値とする例を挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
さらに厳しい条件を満たす必要がある場合には、その想定荷重に対応した関数Ｐ１／Ｖ１、関数Ｐ２／Ｖ１の値を算出し、その値を満たすように流体軸受装置を形成してもよい。

（Ｄ）
上記実施形態のスピンドルモータ１では、衝撃荷重である２０００Ｇを繰り返し４０回受けるという比較的厳しい条件において、潤滑剤３６が軸受シール部３７の開放端３７Ａから漏れ出さないような関数Ｐ１／Ｖ１、関数Ｐ２／Ｖ１の値とする例を挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
さらに厳しい条件を満たす必要がある場合には、その想定荷重、繰り返し回数に対応した関数Ｐ３／Ｐ２、関数Ｐ２／Ｋｒの値を算出し、その値を満たすように流体軸受装置を形成してもよい。

（Ｅ）
上記実施形態では、本発明をスピンドルモータ１に対して適用した例を挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
例えば、図２１に示すように、上記構成を有するスピンドルモータ１を搭載しており、記録ヘッド３５０ａによって記録ディスク１１に記録された情報を再生したり、記録ディスク１１に対して情報を記録したりする情報装置３５０に対して本発明を適用することもできる。
これにより、潤滑剤３６の外部への漏れ出しを防止して、良好なシール性能を維持することが可能な情報装置３５０を得ることができる。

本発明によれば、高速化、高精度化が求められるハードディスク装置等の駆動装置として有用である。

本発明の一実施形態に係る流体軸受装置を含むスピンドルモータの縦断面概略図。 図１のスピンドルモータに含まれる流体軸受装置の拡大図。 （ａ），（ｂ）は、衝撃荷重を受けた時の流体軸受装置の挙動を示した説明図。 図２の流体軸受装置に含まれる軸受シール部の拡大図。 図１に含まれる流体軸受装置の実施例１における特性図。 図１に含まれる流体軸受装置の実施例２における特性図。 図１のスピンドルモータに含まれる流体軸受装置の拡大図。 図１に含まれる流体軸受装置の実施例３における特性図。 図１に含まれる流体軸受装置の実施例４における特性図。 図１に含まれる流体軸受装置の実施例５における特性図。 図１に含まれる流体軸受装置の実施例６における特性図。 本発明の他の実施形態に係る流体軸受装置を含むスピンドルモータの縦断面概略図。 図１２のスピンドルモータに含まれる流体軸受装置の拡大図。 （ａ），（ｂ）は、図１３の流体軸受装置に含まれる軸受シール部の拡大図。 図１３に含まれる流体軸受装置の実施例１における特性図。 図１３に含まれる流体軸受装置の実施例２における特性図。 図１３に含まれる流体軸受装置の実施例３における特性図。 本発明の他の実施形態に係る流体軸受装置の縦断面概略図。 本発明の他の実施形態に係る流体軸受装置の縦断面概略図。 本発明の他の実施形態に係る流体軸受装置の縦断面概略図。 本発明の一実施形態に係る流体軸受装置を含む情報装置の構成を示す断面図。

符号の説明

１ スピンドルモータ
１０ 回転部材
１１ 記録ディスク
１２ ハブ（ロータハブ）
１２Ａ 天板部（ロータハブ、天板）
１２Ｂ 円筒壁部（ロータハブ、円筒壁）
１２Ｃ ディスク載置部
１３ ロータ磁石
１４ スペーサ
１５ クランパ
１６ ネジ
２０ 静止部材
２１ ベース
２２ ステータ
３０ 流体軸受装置
３１ スリーブ（スリーブ部材）
３１Ａ 開口端
３１Ｂ 閉塞端
３１Ｃ 軸受孔
３１Ｄ 凹部
３１Ｅ スラスト動圧発生溝
３１Ｆ 連通孔
３２ シャフト（軸）
３２Ａ ラジアル動圧発生溝
３３ フランジ
３３Ａ スラスト動圧発生溝
３４ スラスト板
３６ 潤滑剤（潤滑流体）
３７ 軸受シール部
３７Ａ 開放端
３７Ｂ 軸受シール面
３７Ｂｉ 軸受シール面（内周面）
３７Ｂｏ 軸受シール面（外周面）
３７Ｃ 潤滑剤溜まり
３７Ｄ 奥部
３７Ｅ 軸受シール面
３７Ｅｉ 軸受シール面（内周面）
３７Ｅｏ 軸受シール面（外周面）
４１ スラスト軸受部
４２ ラジアル軸受部
４３ スラスト軸受部
１００ スピンドルモータ
１０１ スリーブ
１０１Ａ 軸受穴
１０１Ｃ 凹部
１０１Ｇ 連通穴
１０２ シャフト（軸）
１０２Ｂ ラジアル動圧発生溝
１０３ フランジ
１０３Ａ スラスト動圧発生溝
１０４ スラスト板
１０５ シールキャップ
１０５Ａ 固定部
１０５Ｂ テーパ部
１０５Ｃ 換気孔
１０６ 潤滑剤（潤滑流体）
１０７ ハブ
１０７Ａ ディスク載置部
１０８ ベース
１０９ ロータ磁石
１１０ ステータ
１１１ 記録ディスク
１１２ スペーサ
１１３ クランパ
１１４ ネジ
１２１ ラジアル軸受部
１２２ スラスト軸受部
１３１ 回転部材
１３２ 静止部材
１３７ 軸受シール部
１３７Ａ 開放端
１３７Ｂｉ 軸受シール部（内周面）
１３７Ｂｏ 軸受シール部（外周面）
１３７Ｃ 潤滑流体溜まり
１３７Ｄ 奥部
１４０ 流体軸受装置
２００ 流体軸受装置
２１０ 流体軸受装置
２２０ 流体軸受装置
２２１ 抜け止め部材
３５０ 情報装置
３５０ａ 記録ヘッド

Claims (23)

1. 軸と、
   開口端と閉塞端とを含む軸受孔を有しており、前記軸受孔内に前記軸が微少間隙を介して挿入され、前記軸に対して相対回転可能な状態に配置されているスリーブ部材と、
   前記微少間隙に充填される潤滑流体と、
   前記潤滑流体を介して前記軸と前記スリーブ部材とを前記軸の半径方向に支持するラジアル軸受部と、前記軸方向に支持するスラスト軸受部と、を有している軸受部と、
   前記軸受部の開放端側に配置されており、前記潤滑流体が前記開放端から漏れ出すことを前記軸と前記スリーブ部材との間に働く毛管力によって抑制する軸受シール部と、
   を備えており、
   変動容積を示すＶ１と第１毛管圧力係数を示すＰ１との関数Ｐ１／Ｖ１の値が所定値以上である、流体軸受装置。
   Ｖ１＝π×ｄｇ×ｄｇ×Ｇ ・・・（１）
   Ｖ１：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な容積［ｍ³］
   ｄｇ：開口端における軸受部の最外半径［ｍ］
   Ｇ ：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な距離［ｍ］
   Ｆｇ１ｏ＝π×Ｄ１×γ×ｃｏｓθ ・・・（２）
   Ｆｇ１ｉ＝π×Ｄ１ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（３）
   Ｄ１ｉ＝Ｄ１−２×ｒ１ ・・・（４）
   Ｆｇ１＝Ｆｇ１ｏ＋Ｆｇ１ｉ ・・・（５）
   Ａｇ１＝π×（Ｄ１²−Ｄ１ｉ²）／４ ・・・（６）
   Ｐ１＝Ｆｇ１／Ａｇ１ ・・・（７）
   Ｐ１：軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
   γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
   θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
   Ｄ１：軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径［ｍ］
   ｒ１：軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
2. 前記軸は、前記開口部側に略円形の天板と前記天板から垂下する円筒壁とから形成されるロータハブ部材が取り付けられており、
   前記軸受シール部は、前記スリーブ部材の外周面と前記ロータハブ部材の内周面とによって形成されており、
   前記関数Ｐ１／Ｖ１の値は、４．５×１０¹¹以上である、
   請求項１に記載の流体軸受装置。
3. 前記軸受シール部は、前記軸の外周面と前記スリーブ部材の内周面とによって形成されており、
   前記関数Ｐ１／Ｖ１の値は、１．５×１０¹²以上である、
   請求項１に記載の流体軸受装置。
4. 前記変動容積を示すＶ１と第２毛管圧力係数を示すＰ２との関数Ｐ２／Ｖ１の値が所定値以上である、
   請求項１に記載の流体軸受装置。
   Ｖ１＝π×ｄｇ×ｄｇ×Ｇ ・・・（８）
   Ｖ１：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な容積［ｍ³］
   ｄｇ：開口端における軸受部の最外半径［ｍ］
   Ｇ ：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な距離［ｍ］
   Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（９）
   Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０）
   Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１１）
   Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１２）
   Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１３）
   Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１４）
   Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
   γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
   θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
   Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
   ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
5. 前記変動容積を示すＶ１と、前記第１毛管圧力係数を示すＰ１と、前記軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、前記潤滑流体が充填されている部分の前記軸方向における距離である軸受長さを示すＬと、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値が以下の関係式（１５）を満たしている、
   請求項１に記載の流体軸受装置。
   （Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌ≧４５０００ ・・・（１５）
6. 前記変動容積を示すＶ１と、前記第１毛管圧力係数を示すＰ１と、前記軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、前記軸方向における前記潤滑流体が充填されている部分の距離である軸受長さを示すＬと、前記軸の半径方向における前記ラジアル軸受部の隙間を示すｒ３と、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値が以下の関係式（１６）を満たしている、
   請求項１に記載の流体軸受装置。
   （Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌ≧０．１ ・・・（１６）
7. 第２毛管圧力係数を示すＰ２と第３毛管圧力係数を示すＰ３との関数Ｐ３／Ｐ２の値が所定値以上である、
   請求項１に記載の流体軸受装置。
   Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１７）
   Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１８）
   Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１９）
   Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（２０）
   Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（２１）
   Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（２２）
   Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
   γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
   θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
   Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
   ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
   Ｆｇ３ｏ＝π×Ｄ３×γ×ｃｏｓθ ・・・（２３）
   Ｆｇ３ｉ＝π×Ｄ３ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（２４）
   Ｄ３ｉ＝Ｄ３−２×ｒ３ ・・・（２５）
   Ｆｇ３＝Ｆｇ３ｏ＋Ｆｇ３ｉ ・・・（２６）
   Ａｇ＝π×（Ｄ３²−Ｄ３ｉ²）／４ ・・・（２７）
   Ｐ３＝Ｆｇ３／Ａｇ３ ・・・（２８）
   Ｐ３：ラジアル軸受部における毛管圧力係数［Ｐａ］
   γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
   θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
   Ｄ３：軸の外径［ｍ］
   ｒ３：軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間［ｍ］
8. 第２毛管圧力係数を示すＰ２と流路抵抗係数を示すＫｒとの関数Ｐ２／Ｋｒの値が所定値以上である、
   請求項１に記載の流体軸受装置。
   Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（２９）
   Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（３０）
   Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（３１）
   Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（３２）
   Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（３３）
   Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（３４）
   Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
   γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
   θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
   Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
   ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
   Ｋｒ＝１２×μ×Ｌｒ×（Ｔ×ｒ３×ｒ３×ｒ３） ・・・（３５）
   Ｋｒ：流路抵抗係数
   ｒ３：軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間［ｍ］
   Ｌｒ：ラジアル軸受部長さ［ｍ］
   Ｔ＝π×Ｄ３ ・・・（３６）
   Ｔ：流路幅［ｍ］
   Ｄ３：軸の外径［ｍ］
9. 請求項１に記載の流体軸受装置を搭載したスピンドルモータ。
10. 軸と、
    開口端と閉塞端とを含む軸受孔を有しており、前記軸受孔内に前記軸が微少間隙を介して挿入され、前記軸に対して相対回転可能な状態に配置されているスリーブ部材と、
    前記微少間隙に充填される潤滑流体と、
    前記潤滑流体を介して前記軸と前記スリーブ部材とを前記軸の半径方向に支持するラジアル軸受部と、前記軸方向に支持するスラスト軸受部と、を有している軸受部と、
    前記軸受部の開放端側に配置されており、前記潤滑流体が前記開放端から漏れ出すことを前記軸と前記スリーブ部材との間に働く毛管力によって抑制する軸受シール部と、
    を備えており、
    変動容積を示すＶ１と第２毛管圧力係数を示すＰ２との関数Ｐ２／Ｖ１の値が所定値以上である、流体軸受装置。
    Ｖ１＝π×ｄｇ×ｄｇ×Ｇ ・・・（１０１）
    Ｖ１：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な容積［ｍ³］
    ｄｇ：開口端における軸受部の最外半径［ｍ］
    Ｇ ：スリーブ部材が軸に対して軸方向に相対移動が可能な距離［ｍ］
    Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０２）
    Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１０３）
    Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１０４）
    Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１０５）
    Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１０６）
    Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１０７）
    Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
    γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
    θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
    Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
    ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
11. 前記軸は、前記開口部側に略円形の天板と前記天板から垂下する円筒壁とから形成されるロータハブ部材が取り付けられており、
    前記軸受シール部は、前記スリーブ部材の外周面と前記ロータハブ部材の内周面とによって形成されており、
    前記関数Ｐ２／Ｖ１の値は、１．０×１０¹²以上である、
    請求項１０に記載の流体軸受装置。
12. 前記軸受シール部は、前記軸の外周面と前記スリーブ部材の内周面とによって形成されており、
    前記関数Ｐ２／Ｖ１の値は、６．０×１０¹²以上である、
    請求項１０に記載の流体軸受装置。
13. 前記変動容積を示すＶ１と、前記第１毛管圧力係数を示すＰ１と、前記軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、前記潤滑流体が充填されている部分の前記軸方向における距離である軸受長さを示すＬと、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値が以下の関係式（１０８）を満たしている、
    請求項１０に記載の流体軸受装置。
    （Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌ≧４５０００ ・・・（１０８）
14. 前記変動容積を示すＶ１と、前記第１毛管圧力係数を示すＰ１と、前記軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、前記軸方向における前記潤滑流体が充填されている部分の距離である軸受長さを示すＬと、前記軸の半径方向における前記ラジアル軸受部の隙間を示すｒ３と、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値が以下の関係式（１０９）を満たしている、
    請求項１０に記載の流体軸受装置。
    （Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌ≧０．１ ・・・（１０９）
15. 第２毛管圧力係数を示すＰ２と第３毛管圧力係数を示すＰ３との関数Ｐ３／Ｐ２の値が所定値以上である、
    請求項１０に記載の流体軸受装置。
    Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１０）
    Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１１）
    Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１１２）
    Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１１３）
    Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１１４）
    Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１１５）
    Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
    γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
    θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
    Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
    ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
    Ｆｇ３ｏ＝π×Ｄ３×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１６）
    Ｆｇ３ｉ＝π×Ｄ３ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１１７）
    Ｄ３ｉ＝Ｄ３−２×ｒ３ ・・・（１１８）
    Ｆｇ３＝Ｆｇ３ｏ＋Ｆｇ３ｉ ・・・（１１９）
    Ａｇ＝π×（Ｄ３²−Ｄ３ｉ²）／４ ・・・（１２０）
    Ｐ３＝Ｆｇ３／Ａｇ３ ・・・（１２１）
    Ｐ３：ラジアル軸受部における毛管圧力係数［Ｐａ］
    γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
    θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
    Ｄ３：軸の外径［ｍ］
    ｒ３：軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間［ｍ］
16. 第２毛管圧力係数を示すＰ２と流路抵抗係数を示すＫｒとの関数Ｐ２／Ｋｒの値が所定値以上である、
    請求項１０に記載の流体軸受装置。
    Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（１２２）
    Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（１２３）
    Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（１２４）
    Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（１２５）
    Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（１２６）
    Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（１２７）
    Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
    γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
    θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
    Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
    ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
    Ｋｒ＝１２×μ×Ｌｒ×（Ｔ×ｒ３×ｒ３×ｒ３）・・・（１２８）
    Ｋｒ：流路抵抗係数
    ｒ３：軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間［ｍ］
    Ｌｒ：ラジアル軸受部長さ［ｍ］
    Ｔ＝π×Ｄ３ ・・・（１２９）
    Ｔ：流路幅［ｍ］
    Ｄ３：軸の外径［ｍ］
17. 請求項１０に記載の流体軸受装置を搭載したスピンドルモータ。
18. 軸と、
    開口端と閉塞端とを含む軸受孔を有しており、前記軸受孔内に前記軸が微少間隙を介して挿入され、前記軸に対して相対回転可能な状態に配置されているスリーブ部材と、
    前記微少間隙に充填される潤滑流体と、
    前記潤滑流体を介して前記軸と前記スリーブ部材とを前記軸の半径方向に支持するラジアル軸受部と、前記軸方向に支持するスラスト軸受部と、を有している軸受部と、
    前記軸受部の開放端側に配置されており、前記潤滑流体が前記開放端から漏れ出すことを前記軸と前記スリーブ部材との間に働く毛管力によって抑制する軸受シール部と、
    を備えており、
    第２毛管圧力係数を示すＰ２と流路抵抗を示すＫｒとの関数Ｐ２／Ｋｒの値が所定値以上である、流体軸受装置。
    Ｆｇ２ｏ＝π×Ｄ２×γ×ｃｏｓθ ・・・（２０１）
    Ｆｇ２ｉ＝π×Ｄ２ｉ×γ×ｃｏｓθ ・・・（２０２）
    Ｄ２ｉ＝Ｄ２−２×ｒ２ ・・・（２０３）
    Ｆｇ２＝Ｆｇ２ｏ＋Ｆｇ２ｉ ・・・（２０４）
    Ａｇ２＝π×（Ｄ２²−Ｄ２ｉ²）／４ ・・・（２０５）
    Ｐ２＝Ｆｇ２／Ａｇ２ ・・・（２０６）
    Ｐ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における毛管圧力係数［Ｐａ］
    γ：潤滑流体の表面張力［Ｎ／ｍ］
    θ：潤滑流体の接触角［ラジアン］
    Ｄ２：軸受シール部の奥部における外径［ｍ］
    ｒ２：軸受シール部の奥部近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚さ［ｍ］
    Ｋｒ＝１２×μ×Ｌｒ×（Ｔ×ｒ３×ｒ３×ｒ３）・・・（２０７）
    Ｋｒ：流路抵抗係数
    ｒ３：軸の半径方向におけるラジアル軸受部の隙間［ｍ］
    Ｌｒ：ラジアル軸受部長さ［ｍ］
    Ｔ＝π×Ｄ３ ・・・（２０８）
    Ｔ：流路幅［ｍ］
    Ｄ３：軸の外径［ｍ］
19. 前記軸は、前記開口部側に略円形の天板と前記天板から垂下する円筒壁とから形成されるロータハブ部材が取り付けられており、
    前記軸受シール部は、前記スリーブ部材の外周面と前記ロータハブ部材の内周面とによって形成されており、
    前記関数Ｐ２／Ｋｒの値は、７．０×１０^-14以上である、
    請求項１８に記載の流体軸受装置。
20. 前記軸受シール部は、前記軸の外周面と前記スリーブ部材の内周面とによって形成されており、
    前記関数Ｐ２／Ｋｒの値は、１．５×１０^-16以上である、
    請求項１８に記載の流体軸受装置。
21. 前記変動容積を示すＶ１と、前記第１毛管圧力係数を示すＰ１と、前記軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、前記潤滑流体が充填されている部分の前記軸方向における距離である軸受長さを示すＬと、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌの値が以下の関係式（２０９）を満たしている、
    請求項１８に記載の流体軸受装置。
    （Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×Ｌ≧４５０００ ・・・（２０９）
22. 前記変動容積を示すＶ１と、前記第１毛管圧力係数を示すＰ１と、前記軸受シール部の開放端近傍に位置する気液境界面の外径を示すＤ１と、前記軸方向における前記潤滑流体が充填されている部分の距離である軸受長さを示すＬと、前記軸の半径方向における前記ラジアル軸受部の隙間を示すｒ３と、によって示される関数（Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌの値が以下の関係式（２１０）を満たしている、
    請求項１８に記載の流体軸受装置。
    （Ｐ１／Ｖ１）×Ｄ１×Ｄ１×ｒ３×Ｌ≧０．１ ・・・（２１０）
23. 請求項１８に記載の流体軸受装置を搭載したスピンドルモータ。
    

Images