JP2014187871A - Disc drive device - Google Patents

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Takuji Yamada
卓司 山田
Mitsuo Kodama
光生 児玉
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a disc drive device capable of keeping the stiffness of a fluid dynamic pressure bearing unit even if a driving current is reduced, and stably executing reading/writing even under a condition with many vibrations.SOLUTION: A disc drive device includes: a base member to which a suction plate is bonded; a rotor to which a magnet is bonded; a bearing unit; and a driving unit. The bearing unit has a thrust member which configures a first thrust dynamic pressure generating portion at one end portion and a second thrust dynamic pressure generating portion at the other end. The first thrust dynamic pressure generating portion generates dynamic pressure in a first direction, and the second thrust dynamic pressure generating portion generates dynamic pressure in the opposite direction to the first direction. The suction plate generates suction force in a direction attracting the rotor to the base member side. When the rotor is rotated, the resultant force of force generated in the rotor by the first thrust dynamic pressure generating portion and force generated in the rotor by the second thrust dynamic pressure generating portion is balanced with the sum of gravity and suction force applied on the rotor.

Description

本発明は、ディスク駆動装置、特に駆動電流の低減を図りつつ耐振動特性を改善したディスク駆動装置に関する。   The present invention relates to a disk drive device, and more particularly to a disk drive device having improved vibration resistance while reducing drive current.

近年、ハードディスクドライブ（ＨＤＤ）などのディスク駆動装置は、小型大容量化が進み、多くの家電機器に搭載されるようになった。そのため、使用環境が広範囲になっている。特にモバイル機器と呼ばれる携帯機器への搭載が進んでいる。モバイル機器は振動の多い環境で使用される機会が多く、当該モバイル機器に搭載されるディスク駆動装置は、振動の多い環境下でも安定してデータのリード／ライトできる特性が求められる。このような要求に対応するため、安定した高速回転が可能な流体動圧軸受ユニットを搭載するディスク駆動装置がある。流体動圧軸受ユニットの構造の一例として、ステータの一部を構成するスリーブとハウジングの間の空間に回転体の一部を構成するフランジ部が配置されるものがある。そして、フランジ部とスリーブの間、およびフランジ部とハウジングの間の空間に潤滑剤が充填され流体動圧軸受を構成することにより、回転体のスムーズな高速回転を実現している（例えば、特許文献１参照）。   In recent years, disk drive devices such as hard disk drives (HDDs) have become smaller and larger in capacity, and have been installed in many home appliances. Therefore, the usage environment has become widespread. In particular, it is being installed in mobile devices called mobile devices. Mobile devices are often used in an environment with a lot of vibration, and a disk drive device mounted on the mobile device is required to have a characteristic that data can be read / written stably even under an environment with a lot of vibration. In order to meet such demands, there is a disk drive device equipped with a fluid dynamic pressure bearing unit capable of stable high-speed rotation. As an example of the structure of the fluid dynamic pressure bearing unit, there is one in which a flange portion constituting a part of a rotating body is arranged in a space between a sleeve constituting a part of a stator and a housing. Then, a fluid dynamic pressure bearing is configured by filling a space between the flange portion and the sleeve and between the flange portion and the housing, thereby realizing a smooth high-speed rotation of the rotating body (for example, patents). Reference 1).

特開２００７−１９８５５５号公報JP 2007-198555 A

ところで、モバイル機器は小型化が重要視されるため、それに伴い搭載されるバッテリーの小型化がなされることが多い。その結果、ディスク駆動装置をモバイル機器へ搭載する場合は駆動電流の低減が要求されることが多い。ディスク駆動装置の駆動電流を低減すると、結果として流体動圧軸受ユニットの発生する動圧が低減し、流体動圧軸受ユニットの剛性が低下する。流体動圧軸受ユニットの剛性が低下すると、ディスク駆動装置が振動した際に記録ディスクを含む回転体の軸方向の変位が大きくなる。記録ディスクの変位が大きくなると記録ディスクと磁気ヘッドとの相対距離が不安定となり、データのリードライトエラーの増大を招くおそれがあるという問題がある。   By the way, since miniaturization is regarded as important for mobile devices, the size of a battery to be mounted is often reduced accordingly. As a result, when the disk drive device is mounted on a mobile device, it is often required to reduce the drive current. When the drive current of the disk drive device is reduced, as a result, the dynamic pressure generated by the fluid dynamic pressure bearing unit is reduced, and the rigidity of the fluid dynamic pressure bearing unit is reduced. When the rigidity of the fluid dynamic pressure bearing unit decreases, the axial displacement of the rotating body including the recording disk increases when the disk drive device vibrates. When the displacement of the recording disk increases, there is a problem that the relative distance between the recording disk and the magnetic head becomes unstable, leading to an increase in data read / write errors.

本発明はこうした状況に鑑みてなされたものであり、その目的は、駆動電流を低減しても流体動圧軸受ユニットの剛性を維持して、振動の多い環境下でも安定してリード／ライトを実行し得るディスク駆動装置を提供することにある。   The present invention has been made in view of such circumstances, and its purpose is to maintain the rigidity of the fluid dynamic bearing unit even when the drive current is reduced, and to perform stable read / write even in a vibrationy environment. An object of the present invention is to provide a disk drive device that can be executed.

上記課題を解決するために、本発明のある態様のディスク駆動装置は、吸引プレートが固着されたベース部材と、マグネットが固着され、記録ディスクを載置する回転体と、前記ベース部材上に配設され、前記回転体を回転自在に支持する軸受ユニットと、回転体を回転させる駆動ユニットと、を備える。軸受ユニットは、ベース部材の少なくとも一部と回転体の少なくとも一部との間に潤滑剤を保持する潤滑剤保持部と、潤滑剤保持部に設けられ回転体に固定される環状の部材であって、軸方向の一方の端部に第１スラスト動圧発生部を構成する第１スラスト端面と、軸方向の他方の端部に第２スラスト動圧発生部を構成する第２スラスト端面と、を含むスラスト部材と、を有し、回転体が回転しているときに、第１スラスト動圧発生部は潤滑剤を潤滑剤保持部の内部側に向かう第１方向の動圧を発生させ、第２スラスト動圧発生部は潤滑剤を第１方向と反対に向かう動圧を発生させるように構成され、吸引プレートはマグネットとの間に磁気的吸引力を生じることによって回転体をベース部材側に引き寄せる方向の吸引力を発生し、回転体が回転しているときに、第１スラスト動圧発生部が回転体に発生させる力と、第２スラスト動圧発生部が回転体に発生させる力と、の合成力が、回転体に加わる重力と吸引力との合計と釣り合うように構成される。   In order to solve the above-described problems, a disk drive device according to an aspect of the present invention includes a base member to which a suction plate is fixed, a rotating body to which a magnet is fixed and a recording disk is placed, and a base member disposed on the base member. A bearing unit that rotatably supports the rotating body; and a drive unit that rotates the rotating body. The bearing unit is a lubricant holding part that holds a lubricant between at least a part of the base member and at least a part of the rotating body, and an annular member that is provided in the lubricant holding part and fixed to the rotating body. A first thrust end face constituting the first thrust dynamic pressure generating part at one end in the axial direction, a second thrust end face constituting the second thrust dynamic pressure generating part at the other end in the axial direction, A first thrust dynamic pressure generating portion that generates a dynamic pressure in a first direction toward the inside of the lubricant holding portion when the rotating body is rotating, The second thrust dynamic pressure generating portion is configured to generate a dynamic pressure in which the lubricant is directed in the direction opposite to the first direction, and the suction plate generates a magnetic attraction force between the magnet and the rotating member on the base member side. Generates a suction force in the direction of drawing When rotating, the combined force of the force generated by the first thrust dynamic pressure generating unit on the rotating body and the force generated by the second thrust dynamic pressure generating unit on the rotating body is the gravity applied to the rotating body. It is configured to balance the total suction force.

回転体は、所定回転速度以上で回転することにより潤滑剤中でスラスト動圧を発生し浮上する。このとき、駆動電流の低減により軸受ユニットのスラスト方向の剛性が低下していると、回転体の回転軸方向の偏倚により第１スラスト動圧発生部または第２スラスト動圧発生部における潤滑剤が存在する空間が狭くなる。その結果、回転体の偏倚によりスラスト動圧が大きくなり、回転体の浮上力が増大して偏倚を促進させる現象を招く。言い換えれば、ポンプイン方向の動圧が過剰に増大し、バランスのとれた浮上姿勢の維持が妨げられ、実質的に軸受ユニットの剛性が低下した状態となる。また、回転体の過剰な偏倚により、第１スラスト動圧発生部または第２スラスト動圧発生部において、回転体とこれに対向する固定体との間の隙間が無くなり固定体側の面と回転体側の面が接触する場合がある。この場合、負荷の増大による駆動電流の増加、磨耗による寿命の低下を招くばかりでなく、接触による回転精度の悪化などが生じてデータのリードライトエラーの増大を招く場合がある。そこで、回転体が潤滑剤中で浮上している状態から回転軸方向に偏倚するときに、ポンプアウト方向の動圧の変化の総和がポンプイン方向の動圧の変化の総和より大きくなる動圧発生特性とすることで、軸受けユニット全体としてのポンプイン方向の動圧の増大を抑制する。その結果、回転体の浮上中に過剰に浮上力が高まることが抑制できる。つまり、回転体の偏倚を抑制することになり、結果的に回転体が偏倚し難い高剛性の軸受ユニットを形成できる。そして、記録ディスクと磁気ヘッドとの相対距離が安定化し振動の多い環境下でも安定したデータのリード／ライトが実行できる。   The rotating body rotates at a predetermined rotational speed or more, thereby generating a thrust dynamic pressure in the lubricant and rising. At this time, if the rigidity of the bearing unit in the thrust direction is reduced due to the reduction of the drive current, the lubricant in the first thrust dynamic pressure generating portion or the second thrust dynamic pressure generating portion is caused by the deviation in the rotation axis direction of the rotating body. The existing space becomes narrower. As a result, the thrust dynamic pressure increases due to the deviation of the rotating body, and the levitation force of the rotating body increases to cause a phenomenon of promoting the deviation. In other words, the dynamic pressure in the pump-in direction is excessively increased, the balanced floating posture is prevented from being maintained, and the rigidity of the bearing unit is substantially reduced. Further, due to excessive biasing of the rotating body, there is no gap between the rotating body and the fixed body facing the first thrust dynamic pressure generating section or the second thrust dynamic pressure generating section, and the surface on the fixed body side and the rotating body side There may be cases where the surfaces of the two touch. In this case, not only does the drive current increase due to an increase in load, and the service life decreases due to wear, but also the rotation accuracy deteriorates due to contact, leading to an increase in data read / write errors. Therefore, the dynamic pressure in which the sum of changes in dynamic pressure in the pump-out direction is larger than the sum of changes in dynamic pressure in the pump-in direction when the rotating body deviates from the floating state in the lubricant in the direction of the rotation axis. By using the generation characteristics, an increase in dynamic pressure in the pump-in direction as the entire bearing unit is suppressed. As a result, it is possible to suppress an excessive increase in levitation force during the levitation of the rotating body. That is, the bias of the rotating body is suppressed, and as a result, a highly rigid bearing unit in which the rotating body is difficult to be biased can be formed. The relative distance between the recording disk and the magnetic head is stabilized, and stable data reading / writing can be executed even in an environment with a lot of vibration.

本発明によれば、駆動電流を低減しても流体動圧軸受ユニットの剛性を維持して、振動の多い環境下でも安定してデータのリード／ライトを実行し得るディスク駆動装置が提供できる。   According to the present invention, it is possible to provide a disk drive device that can maintain the rigidity of a fluid dynamic pressure bearing unit even when the drive current is reduced and can stably read / write data even in an environment with a lot of vibration.

本実施形態のディスク駆動装置の一例であるＨＤＤの内部構成を説明する説明図である。It is explanatory drawing explaining the internal structure of HDD which is an example of the disk drive device of this embodiment. 本実施形態のディスク駆動装置におけるブラシレスモータの概略断面図である。It is a schematic sectional drawing of the brushless motor in the disc drive device of this embodiment. 本実施形態のディスク駆動装置の第１スラスト動圧発生部と第２スラスト動圧発生部の拡大図である。It is an enlarged view of the 1st thrust dynamic pressure generation part and the 2nd thrust dynamic pressure generation part of the disc drive device of this embodiment. 図３に示すスラスト動圧発生部におけるスラスト動圧溝の平面図であり、（ａ）は第１スラスト動圧発生部の第１スラスト動圧溝であり、（ｂ）は動圧がニュートラル状態となる第２スラスト動圧発生部の第２スラスト動圧溝である。It is a top view of the thrust dynamic pressure groove in the thrust dynamic pressure generating part shown in FIG. 3, (a) is the first thrust dynamic pressure groove of the first thrust dynamic pressure generating part, and (b) is the dynamic pressure in the neutral state. This is a second thrust dynamic pressure groove of the second thrust dynamic pressure generating portion. 図３に示すスラスト動圧発生部に図４に示す動圧溝を適用した場合のディスク駆動装置のスラスト変位量とハブ浮上力の関係を説明する説明図である。FIG. 5 is an explanatory diagram for explaining a relationship between a thrust displacement amount of a disk drive device and a hub floating force when the dynamic pressure groove shown in FIG. 4 is applied to the thrust dynamic pressure generating portion shown in FIG. 3. 本実施形態のディスク駆動装置において、図３スラスト動圧発生部に適用する動圧溝の構成を説明する説明図である。FIG. 4 is an explanatory diagram illustrating a configuration of a dynamic pressure groove applied to the thrust dynamic pressure generating unit in FIG. 図６に示す動圧溝を適用したディスク駆動装置のスラスト変位量とハブ浮上力の関係を説明する説明図である。It is explanatory drawing explaining the relationship between the amount of thrust displacement of a disk drive device to which the dynamic pressure groove shown in FIG. 6 is applied, and hub levitation force. 本実施形態のディスク駆動装置において、他の構造の第２スラスト動圧発生部の拡大図である。In the disk drive device of this embodiment, it is an enlarged view of the 2nd thrust dynamic pressure generation part of another structure. 本実施形態のディスク駆動装置において、他の構造の第２スラスト動圧溝を有する第２スラスト動圧発生部の拡大図である。In the disk drive device of this embodiment, it is an enlarged view of the 2nd thrust dynamic pressure generation part which has the 2nd thrust dynamic pressure groove of another structure. 本実施形態のディスク駆動装置の第１スラスト動圧発生部と第２スラスト動圧発生部の他の例を説明する拡大図である。It is an enlarged view explaining other examples of the 1st thrust dynamic pressure generating part and the 2nd thrust dynamic pressure generating part of the disk drive unit of this embodiment. 本実施形態のディスク駆動装置の第１スラスト動圧発生部と第２スラスト動圧発生部の他の例を説明する拡大図である。It is an enlarged view explaining other examples of the 1st thrust dynamic pressure generating part and the 2nd thrust dynamic pressure generating part of the disk drive unit of this embodiment. 本実施形態のディスク駆動装置に適用する第２スラスト動圧溝の他の構成を説明する説明図である。It is explanatory drawing explaining the other structure of the 2nd thrust dynamic pressure groove applied to the disk drive device of this embodiment.

以下、本発明の実施の形態（以下実施形態という）を、図面に基づいて説明する。
本実施形態は、ハードディスクドライブ装置（単にＨＤＤ、ディスク駆動装置という場合もある）に搭載されて記録ディスクを駆動するブラシレスモータや、ＣＤ（ＣｏｍｐａｃｔＤｉｓｃ）装置、ＤＶＤ（ＤｉｇｉｔａｌＶｅｒｓａｔｉｌｅＤｉｓｃ）装置等の光学ディスク記録再生装置（単に、ディスク駆動装置ともいう）に搭載されるディスク駆動モータ等に用いられる。 Hereinafter, an embodiment of the present invention (hereinafter referred to as an embodiment) will be described with reference to the drawings.
The present embodiment is an optical disk recording / reproducing device such as a brushless motor, a CD (Compact Disc) device, a DVD (Digital Versatile Disc) device, etc., which is mounted on a hard disk drive device (sometimes simply referred to as HDD or disk drive device) and drives a recording disk. It is used for a disk drive motor or the like mounted on a device (also simply referred to as a disk drive device).

図１は、本実施形態のディスク駆動装置の一例であるＨＤＤ１００（以下、ディスク駆動装置１００という）の内部構成を説明する説明図である。なお、図１は、内部構成を露出させるためにカバーを取り外した状態を示している。   FIG. 1 is an explanatory diagram illustrating an internal configuration of an HDD 100 (hereinafter referred to as a disk drive device 100) which is an example of a disk drive device according to the present embodiment. FIG. 1 shows a state where the cover is removed to expose the internal structure.

ベース部材１０の上面には、ブラシレスモータ１１４、アーム軸受部１１６、ボイスコイルモータ１１８等が載置される。ブラシレスモータ１１４は、記録ディスク１２０を搭載するためのハブ２０を回転同軸上に支持し、例えば磁気的にデータを記録可能な記録ディスク１２０を回転駆動する。ブラシレスモータ１１４は、例えばスピンドルモータとすることができる。ブラシレスモータ１１４は、例えば磁気的にデータを記録可能な記録ディスク１２０を回転駆動する。ブラシレスモータ１１４はＵ相、Ｖ相、Ｗ相からなる３相の駆動電流により駆動される。アーム軸受部１１６は、スイングアーム１２２を可動範囲ＡＢ内でスイング自在に支持する。ボイスコイルモータ１１８は外部からの制御データにしたがってスイングアーム１２２をスイングさせる。スイングアーム１２２の先端には磁気ヘッド１２４が取り付けられている。ディスク駆動装置１００が稼働状態にある場合、磁気ヘッド１２４はスイングアーム１２２のスイングに伴って記録ディスク１２０の表面を僅かな隙間を介して可動範囲ＡＢ内を移動し、データをリード／ライトする。なお、図１において、点Ａは記録ディスク１２０の最外周の記録トラックの位置に対応する点であり、点Ｂは記録ディスク１２０の最内周の記録トラックの位置に対応する点である。スイングアーム１２２は、ディスク駆動装置１００が停止状態にある場合には記録ディスク１２０の脇に設けられる待避位置に移動してもよい。   On the upper surface of the base member 10, a brushless motor 114, an arm bearing portion 116, a voice coil motor 118, and the like are placed. The brushless motor 114 supports the hub 20 on which the recording disk 120 is mounted on a rotational axis, and rotationally drives the recording disk 120 capable of recording data magnetically, for example. The brushless motor 114 can be a spindle motor, for example. The brushless motor 114 rotates the recording disk 120 that can record data magnetically, for example. The brushless motor 114 is driven by a three-phase drive current consisting of a U phase, a V phase, and a W phase. The arm bearing portion 116 supports the swing arm 122 so as to freely swing within the movable range AB. The voice coil motor 118 swings the swing arm 122 in accordance with external control data. A magnetic head 124 is attached to the tip of the swing arm 122. When the disk drive device 100 is in an operating state, the magnetic head 124 moves on the surface of the recording disk 120 through a slight gap in the movable range AB as the swing arm 122 swings, and reads / writes data. In FIG. 1, point A corresponds to the position of the outermost recording track of the recording disk 120, and point B corresponds to the position of the innermost recording track of the recording disk 120. The swing arm 122 may move to a retreat position provided beside the recording disk 120 when the disk drive device 100 is in a stopped state.

なお、本実施形態において、記録ディスク１２０、スイングアーム１２２、磁気ヘッド１２４、ボイスコイルモータ１１８等のデータをリード／ライトする構造を全て含むものをディスク駆動装置と表現する場合もあるし、ＨＤＤと表現する場合もある。また、記録ディスク１２０を回転駆動する部分のみをディスク駆動装置と表現する場合もある。   In this embodiment, a device that includes all of the data reading / writing structures such as the recording disk 120, the swing arm 122, the magnetic head 124, and the voice coil motor 118 may be expressed as a disk drive device. Sometimes expressed. In addition, only the portion that rotationally drives the recording disk 120 may be expressed as a disk drive device.

図２は、ディスク駆動装置１００のシャフト２２の軸方向に沿う断面図である。ディスク駆動装置１００は、固定体Ｓ、回転体Ｒを含む。固定体Ｓは、ベース部材１０、ステータコア１２、ハウジング１４、スリーブ１６を含み。回転体Ｒは、ハブ２０、シャフト２２、スラスト部材２６を含む。また、ベース部材１０は、円筒部１０ａを含み、ハウジング１４は、溝１４ａ、底部１４ｂ、円筒部１４ｃ、ハウジング平坦部１４ｄを含む。スリーブ１６は、円筒部内周面１６ａ、周状張出部１６ｂ、円筒部１６ｃを含み、ステータコア１２には、コイル１８が巻きつけられている。また、ハブ２０は、中心孔２０ａ、第１円筒部２０ｂ、第２円筒部２０ｃ、ハブ外延部２０ｄ、台座部２０ｆを含む。シャフト２２は、段部２２ａ、先端部２２ｂ、外周面２２ｃを含み、スラスト部材２６は、下垂部材２６ｃ、フランジ部２６ｅを含む。なお、以下の説明では、全体として、便宜上説明図に示された下方を下と、上方を上と表現する。   FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the axial direction of the shaft 22 of the disk drive device 100. The disk drive device 100 includes a fixed body S and a rotating body R. The fixed body S includes a base member 10, a stator core 12, a housing 14, and a sleeve 16. The rotating body R includes a hub 20, a shaft 22, and a thrust member 26. The base member 10 includes a cylindrical portion 10a, and the housing 14 includes a groove 14a, a bottom portion 14b, a cylindrical portion 14c, and a housing flat portion 14d. The sleeve 16 includes a cylindrical portion inner peripheral surface 16 a, a circumferential protruding portion 16 b, and a cylindrical portion 16 c, and a coil 18 is wound around the stator core 12. The hub 20 includes a center hole 20a, a first cylindrical portion 20b, a second cylindrical portion 20c, a hub extending portion 20d, and a pedestal portion 20f. The shaft 22 includes a step portion 22a, a tip portion 22b, and an outer peripheral surface 22c, and the thrust member 26 includes a drooping member 26c and a flange portion 26e. In the following description, as a whole, the lower side and the upper side shown in the explanatory diagrams for convenience are expressed as the lower side and the upper side, respectively.

ベース部材１０は、中心部分の孔と、当該中心部分の孔を囲むように設けられた円筒部１０ａとを有する。また、ベース部材１０は、中心部分の孔によってハウジング１４を保持するとともに、ハウジング１４を環囲する円筒部１０ａの外周側にステータコア１２を固着する。なお、ハウジング１４の外周側と、円筒部１０ａの内周側との間に環状の第２領域部４２が形成されている。第２領域部４２は、ベース部材１０の中心部分の孔を囲むような形状を有する。ベース部材１０は、アルミダイキャストを切削加工するか、アルミ板またはニッケルメッキを施した鉄板をプレス加工して形成される。   The base member 10 includes a hole in the center portion and a cylindrical portion 10a provided so as to surround the hole in the center portion. The base member 10 holds the housing 14 through a hole in the center portion, and fixes the stator core 12 to the outer peripheral side of the cylindrical portion 10 a surrounding the housing 14. An annular second region portion 42 is formed between the outer peripheral side of the housing 14 and the inner peripheral side of the cylindrical portion 10a. The second region portion 42 has a shape surrounding the hole in the central portion of the base member 10. The base member 10 is formed by cutting an aluminum die cast or pressing an aluminum plate or a nickel-plated iron plate.

ステータコア１２は、円筒部１０ａの外周面に固着される。ステータコア１２は、ケイ素鋼板等の磁性材が積層された後、表面に電着塗装や粉体塗装等による絶縁コーディングが施されて形成される。また、ステータコア１２は、外方向に突出する複数の突極（図示せず）を有するリング状であり、各突極にはコイル１８が巻回されている。突極数は、例えばディスク駆動装置１００が３相駆動であれば９極とされる。コイル１８の巻き線端末は、ベース部材１０の底面に配設されたＦＰＣ（フレキシブル基板）上に半田付けされている。引き出された線端末は解けないように接着剤で固定される。この固定は、超音波洗浄時等に線端末が共振し大きな振幅で振動し断線することを防止するためになされる。所定の駆動回路によりＦＰＣを通じて３相の略正弦波状の電流がコイル１８に通電されると、コイル１８はステータコア１２の突極に回転磁界を発生する。マグネット２４の駆動用磁極と、当該回転磁界との相互作用により回転駆動力が生じ、回転体Ｒが回転する。   The stator core 12 is fixed to the outer peripheral surface of the cylindrical portion 10a. The stator core 12 is formed by laminating a magnetic material such as a silicon steel plate and then subjecting the surface to insulation coating by electrodeposition coating or powder coating. The stator core 12 has a ring shape having a plurality of salient poles (not shown) projecting outward, and a coil 18 is wound around each salient pole. The number of salient poles is, for example, 9 poles when the disk drive device 100 is 3-phase driven. The winding end of the coil 18 is soldered onto an FPC (flexible substrate) disposed on the bottom surface of the base member 10. The drawn wire ends are fixed with an adhesive so that they cannot be unwound. This fixing is performed in order to prevent the wire terminal from resonating and vibrating with a large amplitude and disconnection during ultrasonic cleaning. When a three-phase substantially sinusoidal current is applied to the coil 18 through the FPC by a predetermined drive circuit, the coil 18 generates a rotating magnetic field at the salient pole of the stator core 12. A rotational driving force is generated by the interaction between the driving magnetic pole of the magnet 24 and the rotating magnetic field, and the rotating body R rotates.

なお、リング状のマグネット２４の軸方向下端面と隙間を介して対向するベース部材１０上の位置に吸引プレート４４が固定されている。吸引プレート４４は、リング状の部材であり、軟磁性材料で例えば冷間圧延鋼板をプレスすることで形成される。吸引プレート４４はマグネット２４と間に軸方向の磁気的吸引力を生じる。つまり、吸引プレート４４は回転体Ｒが回転時に受ける浮上力と逆方向のハブ吸引力を生じさせる。そして、回転体Ｒの回転時に浮上力とハブ吸引力と回転体に加わる重力とがバランスして周囲の部材と非接触で当該回転体Ｒが回転するようにする。   A suction plate 44 is fixed at a position on the base member 10 that faces the lower end surface in the axial direction of the ring-shaped magnet 24 with a gap. The suction plate 44 is a ring-shaped member, and is formed by pressing, for example, a cold-rolled steel plate with a soft magnetic material. The suction plate 44 generates an axial magnetic attraction force between the magnet 24 and the magnet 24. That is, the suction plate 44 generates a hub suction force in a direction opposite to the flying force that the rotating body R receives during rotation. Then, when the rotating body R rotates, the floating force, the hub suction force, and the gravity applied to the rotating body are balanced so that the rotating body R rotates without contact with the surrounding members.

ハウジング１４は、円筒部１０ａの内周面に接着または圧入により固着される。また、ハウジング１４は、スリーブ１６を環囲する円筒部１４ｃと、ハブ２０側端部に設けられアキシャル方向の面を有するハウジング平坦部１４ｄと、円筒部１４ｃのうちのハウジング平坦部１４ｄとは反対側の端部を密閉する底部１４ｂとを結合した略カップ状をなす。このような形状によって、ハウジング１４は、スリーブ１６の下端を塞ぎ、かつスリーブ１６の上端を突出させるように配置される。なお、底部１４ｂと円筒部１４ｃとが一体に形成されてもよく、底部１４ｂと円筒部１４ｃとが別の部材として固着して形成されてもよい。ハウジング１４は、銅系の合金、粉末冶金による焼結合金、ステンレスのほか、ポリエーテルイミド、ポリイミド、ポリアミドなどのプラスチック材料によっても形成されてもよい。ハウジング１４にプラスチック材料を用いる場合は、ディスク駆動装置１００の静電気除去性能を確保するため、固有抵抗が１０の６乗（Ω・ｍ）以下となるよう、プラスチック材料にカーボン繊維を含ませて構成することが望ましい。   The housing 14 is fixed to the inner peripheral surface of the cylindrical portion 10a by adhesion or press fitting. Further, the housing 14 is opposite to the cylindrical portion 14c surrounding the sleeve 16, the housing flat portion 14d having an axial surface provided at the end on the hub 20 side, and the housing flat portion 14d of the cylindrical portion 14c. A substantially cup shape is formed by joining the bottom portion 14b that seals the end portion on the side. With such a shape, the housing 14 is disposed so as to block the lower end of the sleeve 16 and project the upper end of the sleeve 16. Note that the bottom portion 14b and the cylindrical portion 14c may be integrally formed, or the bottom portion 14b and the cylindrical portion 14c may be fixedly formed as separate members. The housing 14 may be formed of a copper-based alloy, a sintered alloy by powder metallurgy, stainless steel, or a plastic material such as polyetherimide, polyimide, or polyamide. When a plastic material is used for the housing 14, in order to ensure the static electricity removal performance of the disk drive device 100, the plastic material is configured to include carbon fiber so that the specific resistance is 10 6 (Ω · m) or less. It is desirable to do.

ハウジング１４の内周面には、アキシャル方向に延在する溝１４ａが形成されている。この溝１４ａは、円筒部１４ｃ内にスリーブ１６を嵌合させた際、ハウジング１４の両端面側を連結する連通孔となる。この連通孔は、潤滑剤２８が充填されることによって連通路Ｉとなる。この連通路Ｉについては後述する。溝１４ａの断面形状は、凹んだ円弧状や凹部とすることができる。   A groove 14 a extending in the axial direction is formed on the inner peripheral surface of the housing 14. The groove 14a serves as a communication hole that connects both end surfaces of the housing 14 when the sleeve 16 is fitted into the cylindrical portion 14c. This communication hole becomes the communication path I when filled with the lubricant 28. This communication path I will be described later. The cross-sectional shape of the groove 14a can be a concave arc shape or a concave portion.

スリーブ１６は、ハウジング１４の内周面に接着または圧入により固着され、ベース部材１０の中心部分の孔と同軸に固定されている。また、スリーブ１６は、シャフト２２を収納することによって、シャフト２２を支承する環状の円筒部１６ｃと、円筒部１６ｃのハブ２０側端部において外径方向に延在された周状張出部１６ｂとを結合した形状を有する。また、円筒部１６ｃの内部に、円筒部内周面１６ａが形成されており、円筒部内周面１６ａがシャフト２２を囲む。ここで、周状張出部１６ｂと円筒部１６ｃとが一体に形成されてもよく、周状張出部１６ｂと円筒部１６ｃとが別の部材として固着して形成されてもよい。なお、周状張出部１６ｂと、円筒部１４ｃとの間に環状の第１領域部４０が形成されている。スリーブ１６は、銅系の合金、粉末冶金による焼結合金、ステンレスのほか、ポリエーテルイミド、ポリイミド、ポリアミドなどのプラスチック材料によっても形成される。スリーブ１６にプラスチック材料を用いる場合は、ディスク駆動装置１００の静電気除去性能を確保するため、固有抵抗が１０の６乗（Ω・ｍ）以下となるよう、プラスチック材料にカーボン繊維を含ませて構成する。   The sleeve 16 is fixed to the inner peripheral surface of the housing 14 by adhesion or press fitting, and is fixed coaxially with the hole in the central portion of the base member 10. The sleeve 16 accommodates the shaft 22 so as to support an annular cylindrical portion 16c that supports the shaft 22, and a circumferentially extending portion 16b that extends in the outer diameter direction at the end of the cylindrical portion 16c on the hub 20 side. And have a combined shape. A cylindrical portion inner peripheral surface 16 a is formed inside the cylindrical portion 16 c, and the cylindrical portion inner peripheral surface 16 a surrounds the shaft 22. Here, the circumferential overhanging portion 16b and the cylindrical portion 16c may be integrally formed, or the circumferential overhanging portion 16b and the cylindrical portion 16c may be fixedly formed as separate members. An annular first region portion 40 is formed between the circumferential overhanging portion 16b and the cylindrical portion 14c. The sleeve 16 is made of a copper-based alloy, a sintered alloy by powder metallurgy, stainless steel, or a plastic material such as polyetherimide, polyimide, or polyamide. When a plastic material is used for the sleeve 16, the plastic material is configured by including carbon fiber so that the specific resistance is 10 6 (Ω · m) or less in order to ensure the static electricity removal performance of the disk drive device 100. To do.

ハブ２０は、中心部分に設けられた中心孔２０ａと、中心孔２０ａを囲むように設けられた第１円筒部２０ｂと、第１円筒部２０ｂの外側に配設される第２円筒部２０ｃと、第２円筒部２０ｃの下端に外延するハブ外延部２０ｄとを有して構成される。また、ハブ２０は、略カップ状の形状を有する。ハブ２０は、軟磁性を有する。例えばＳＵＳ４３０Ｆ等の鉄鋼材料が用いられる。ハブ２０は、鉄鋼板をプレス加工や切削加工などにより加工されて、略カップ状の所定の形状を形成する。例えば、大同特殊鋼株式会社が供給する商品名ＤＨＳ１のステンレスはアウトガスが少なく、加工容易である点で好ましい。また、同様に商品名ＤＨＳ２のステンレスはさらに耐食性が良好な点でより好ましい。
図２に示すように、第１円筒部２０ｂは円筒部１０ａと半径方向対向隙間を形成する。円筒部１０ａは軸方向において後述するフランジ部２６ｅのスラスト下面２６ｂを超えてハブ２０側に突出しているから、そうでない場合と比較して当該半径方向対向隙間を長くすることができる。 The hub 20 includes a central hole 20a provided in the central portion, a first cylindrical part 20b provided so as to surround the central hole 20a, and a second cylindrical part 20c disposed outside the first cylindrical part 20b. The hub extending portion 20d extends outward from the lower end of the second cylindrical portion 20c. The hub 20 has a substantially cup shape. The hub 20 has soft magnetism. For example, a steel material such as SUS430F is used. The hub 20 is formed by pressing a steel plate or the like by pressing, cutting, or the like to form a predetermined shape that is substantially cup-shaped. For example, stainless steel having a product name DHS1 supplied by Daido Steel Co., Ltd. is preferable in that it has less outgas and is easy to process. Similarly, stainless steel having a trade name of DHS2 is more preferable in terms of further excellent corrosion resistance.
As shown in FIG. 2, the first cylindrical portion 20b forms a radially opposing gap with the cylindrical portion 10a. Since the cylindrical portion 10a protrudes toward the hub 20 beyond the thrust lower surface 26b of a flange portion 26e described later in the axial direction, the radial facing gap can be lengthened as compared to the case where it is not.

ハブ２０の第１円筒部２０ｂの内周面にスラスト部材２６が固着され、第２円筒部２０ｃの内周面にマグネット２４が固着される。ここで、マグネット２４は、ベース部材１０に固着されたステータコア１２に対向するように、シャフト２２と同心の環状部に固着される。このような構成によって、ハブ２０は、シャフト２２と一体的に回転して、図示しない記録ディスク１２０を駆動させる。また、ハブ２０は、磁性を有するステンレス材で形成され、図示しない記録ディスク１２０はその中心孔が第２円筒部２０ｃの外周面に係合してハブ外延部２０ｄに載置される。   The thrust member 26 is fixed to the inner peripheral surface of the first cylindrical portion 20b of the hub 20, and the magnet 24 is fixed to the inner peripheral surface of the second cylindrical portion 20c. Here, the magnet 24 is fixed to an annular portion concentric with the shaft 22 so as to face the stator core 12 fixed to the base member 10. With such a configuration, the hub 20 rotates integrally with the shaft 22 to drive a recording disk 120 (not shown). The hub 20 is made of a stainless steel material having magnetism, and the recording disk 120 (not shown) has its center hole engaged with the outer peripheral surface of the second cylindrical portion 20c and placed on the hub extending portion 20d.

シャフト２２は、中心孔２０ａに固着される。ここで、シャフト２２の上端部には段部２２ａが設けてあり、組み立ての際、中心孔２０ａにシャフト２２が圧入される。その結果、ハブ２０は、段部２２ａによりアキシャル方向の移動を規制されるとともに、所定の直角度でシャフト２２に一体化される。また、先端部２２ｂ側は、円筒部１６ｃの内周に収納される。なお、シャフト２２はステンレス材により形成されている。   The shaft 22 is fixed to the center hole 20a. Here, a step 22a is provided at the upper end of the shaft 22, and the shaft 22 is press-fitted into the center hole 20a during assembly. As a result, the hub 20 is restricted from moving in the axial direction by the step portion 22a, and is integrated with the shaft 22 at a predetermined squareness. Further, the tip 22b side is accommodated in the inner periphery of the cylindrical portion 16c. The shaft 22 is made of a stainless material.

スラスト部材２６は、スリーブ１６を環囲するフランジ部２６ｅと、ハウジング１４を環囲する下垂部材２６ｃとを有する。ここで、フランジ部２６ｅは、第１円筒部２０ｂの内壁に接着剤で固着され、下垂部材２６ｃは、フランジ部２６ｅの外縁部分に結合されるとともに第１円筒部２０ｂの内壁に接着剤で固着される。つまり、下垂部材２６ｃの外周面は第１円筒部２０ｂの内周面に接着により固着されている。このようにして、フランジ部２６ｅは、円筒部１６ｃの外周を、隙間を介して囲み、かつ周状張出部１６ｂの下面に狭い隙間を介して配置される。さらに、スラスト部材２６は、ハブ２０と一体的に回転するが、その際、フランジ部２６ｅは、第１領域部４０内で回転し、下垂部材２６ｃは、第２領域部４２内で回転する。   The thrust member 26 includes a flange portion 26 e that surrounds the sleeve 16 and a hanging member 26 c that surrounds the housing 14. Here, the flange portion 26e is fixed to the inner wall of the first cylindrical portion 20b with an adhesive, and the hanging member 26c is bonded to the outer edge portion of the flange portion 26e and fixed to the inner wall of the first cylindrical portion 20b with an adhesive. Is done. That is, the outer peripheral surface of the hanging member 26c is fixed to the inner peripheral surface of the first cylindrical portion 20b by adhesion. In this way, the flange portion 26e surrounds the outer periphery of the cylindrical portion 16c via a gap, and is disposed on the lower surface of the circumferential overhang portion 16b via a narrow gap. Further, the thrust member 26 rotates integrally with the hub 20. At this time, the flange portion 26 e rotates within the first region portion 40, and the hanging member 26 c rotates within the second region portion 42.

フランジ部２６ｅは、図３に示すように、スラスト上面２６ａとスラスト下面２６ｂとを有するアキシャル方向に薄い形状を有する。また、下垂部材２６ｃは、フランジ部２６ｅの外周側下面にアキシャル方向に延びる。フランジ部２６ｅのスラスト下面２６ｂとハウジング１４の上端部であるハウジング平坦部１４ｄとで第１スラスト動圧発生部（第１スラスト動圧軸受ＳＢ１）を構成し、フランジ部２６ｅのスラスト上面２６ａと周状張出部１６ｂの下面とで第２スラスト動圧発生部（第２スラスト動圧軸受ＳＢ２）を構成する。スラスト部材２６は、フランジ部２６ｅと下垂部材２６ｃとを結合しており、図２に示すように、アルファベットのＬの大文字を上下逆にしたいわば逆Ｌ字形状の断面を有する。ここで、下垂部材２６ｃのアキシャル方向の長さはフランジ部２６ｅのアキシャル方向の長さよりも長い。また、下垂部材２６ｃの内周面２６ｄは、フランジ部２６ｅの逆側に向かって半径が小さくなるテーパー状を有しており、後述するキャピラリーシール部ＴＳを構成する。このような形状にすることによって、スラスト部材２６の加工が、容易で安価になる。また、スラスト部材２６が小型で薄くなっても、良好な寸法精度で作成される。その結果、ディスク駆動装置１００の小型化や軽量化に効果がある。   As shown in FIG. 3, the flange portion 26e has a thin shape in the axial direction having a thrust upper surface 26a and a thrust lower surface 26b. Further, the drooping member 26c extends in the axial direction on the outer peripheral side lower surface of the flange portion 26e. The thrust lower surface 26b of the flange portion 26e and the housing flat portion 14d which is the upper end portion of the housing 14 constitute a first thrust dynamic pressure generating portion (first thrust dynamic pressure bearing SB1), and the thrust upper surface 26a of the flange portion 26e and the periphery thereof. A second thrust dynamic pressure generating portion (second thrust dynamic pressure bearing SB2) is configured with the lower surface of the protruding portion 16b. The thrust member 26 connects the flange portion 26e and the hanging member 26c, and has a so-called inverted L-shaped cross section, as shown in FIG. Here, the length of the drooping member 26c in the axial direction is longer than the length of the flange portion 26e in the axial direction. Further, the inner peripheral surface 26d of the hanging member 26c has a taper shape whose radius decreases toward the opposite side of the flange portion 26e, and constitutes a capillary seal portion TS described later. With this shape, the processing of the thrust member 26 is easy and inexpensive. Further, even when the thrust member 26 is small and thin, the thrust member 26 is produced with good dimensional accuracy. As a result, the disk drive device 100 can be reduced in size and weight.

スラスト部材２６は、スラスト動圧発生部を構成する他に、回転体Ｒが固定体Ｓから抜けることを防止する機能を有する。衝撃によって、回転体Ｒと固定体Ｓとが相対的に移動すると、フランジ部２６ｅは周状張出部１６ｂの下面と接触する。その結果、スラスト部材２６は、第１円筒部２０ｂから外れる方向に応力を受ける。下垂部材２６ｃと第１円筒部２０ｂの接合距離が短いと、接合強度が弱くなるので、小さな衝撃でも、接合が破壊される可能性が高くなる。つまり、下垂部材２６ｃと第１円筒部２０ｂとの接合距離を長くするほど、衝撃に強くなる。   The thrust member 26 has a function of preventing the rotating body R from coming off the fixed body S in addition to constituting a thrust dynamic pressure generating portion. When the rotating body R and the fixed body S move relative to each other due to the impact, the flange portion 26e comes into contact with the lower surface of the circumferential projecting portion 16b. As a result, the thrust member 26 receives stress in a direction away from the first cylindrical portion 20b. When the joining distance between the drooping member 26c and the first cylindrical portion 20b is short, the joining strength is weakened, so that the possibility that the joining is broken even with a small impact is increased. That is, the longer the joining distance between the hanging member 26c and the first cylindrical portion 20b, the stronger the impact.

一方、フランジ部２６ｅが厚くなると、キャピラリーシール部が短くなり、キャピラリーシール部において保持可能な潤滑剤２８の容量が小さくなる。そのため、衝撃によって、潤滑剤２８が飛散すると直ちに潤滑剤不足となる可能性がある。このような潤滑剤不足によって、流体動圧軸受は機能を低下させ焼き付きなどの機能不全を生じやすくなる。このような課題に対応するために、ディスク駆動装置１００は、フランジ部２６ｅを薄くすることによって、キャピラリーシール部を上下方向に長くしている。その結果、保持可能な潤滑剤２８の量が大きくなり、衝撃によって、もし潤滑剤２８が飛散しても容易には潤滑剤不足とならないように構成される。つまり、スラスト部材２６のアキシャル方向の距離は、下垂部材２６ｃに対して長く、フランジ部２６ｅに対して短くなるように設計される。   On the other hand, when the flange portion 26e is thick, the capillary seal portion is shortened, and the capacity of the lubricant 28 that can be held in the capillary seal portion is reduced. Therefore, when the lubricant 28 is scattered due to an impact, the lubricant may be insufficient immediately. Due to such a lack of lubricant, the fluid dynamic pressure bearing deteriorates its function and tends to cause malfunction such as seizure. In order to cope with such a problem, the disk drive device 100 lengthens the capillary seal portion in the vertical direction by thinning the flange portion 26e. As a result, the amount of the lubricant 28 that can be held increases, and the lubricant 28 is not easily deficient even if the lubricant 28 scatters due to an impact. That is, the axial distance of the thrust member 26 is designed to be longer than the hanging member 26c and shorter than the flange portion 26e.

下垂部材２６ｃの外周面は第１円筒部２０ｂの内周面に圧入により固着する方法があるが、下垂部材２６ｃが圧入により応力を受けると、下垂部材２６ｃの内周面に変形を生じ、この変形のためキャピラリーシール部の機能が損なわれるおそれがある。これに対応するために、前述のごとく、下垂部材２６ｃの外周面は、第１円筒部２０ｂの内周面より小径とし、両者を接着により固着する。その結果、下垂部材２６ｃの変形が防止され、キャピラリーシール部の機能は十分に発揮される。   There is a method in which the outer peripheral surface of the drooping member 26c is fixed to the inner peripheral surface of the first cylindrical portion 20b by press-fitting, but when the drooping member 26c receives stress due to press-fitting, the inner peripheral surface of the drooping member 26c is deformed, and this Due to the deformation, the function of the capillary seal portion may be impaired. In order to cope with this, as described above, the outer peripheral surface of the hanging member 26c has a smaller diameter than the inner peripheral surface of the first cylindrical portion 20b, and both are fixed by adhesion. As a result, the drooping member 26c is prevented from being deformed, and the function of the capillary seal portion is sufficiently exhibited.

マグネット２４は、第２円筒部２０ｃの内周に固着されて、ステータコア１２の外周に狭い隙間を介して対向するように設けられる。また、マグネット２４は、Ｎｄ−Ｆｅ−Ｂ（ネオジウム−鉄−ボロン）系の材料で形成され、表面には電着塗装やスプレー塗装が施され、内周側は１２極に着磁されている。   The magnet 24 is fixed to the inner periphery of the second cylindrical portion 20c and is provided to face the outer periphery of the stator core 12 with a narrow gap. The magnet 24 is made of an Nd-Fe-B (neodymium-iron-boron) -based material, and the surface is subjected to electrodeposition coating or spray coating, and the inner peripheral side is magnetized to 12 poles. .

これまでの説明をまとめると、回転体Ｒのシャフト２２が、固定体Ｓにおける円筒部内周面１６ａに挿入され、回転体Ｒは、ラジアル動圧軸受ＲＢ、スラスト動圧軸受ＳＢを介して固定体Ｓに回転自在に支持される。ハブ２０は、ステータコア１２およびマグネット２４と共に磁気回路を構成し、外部からの制御により各コイル１８に順次通電がなされて、回転体Ｒは、回転駆動され浮上力を受け周囲の部材と非接触状態で浮上回転する。   In summary, the shaft 22 of the rotating body R is inserted into the cylindrical portion inner peripheral surface 16a of the fixed body S, and the rotating body R is fixed to the fixed body via the radial dynamic pressure bearing RB and the thrust dynamic pressure bearing SB. S is rotatably supported. The hub 20 constitutes a magnetic circuit together with the stator core 12 and the magnet 24, and each coil 18 is energized sequentially by control from the outside. The rotating body R is driven to rotate and receives a levitation force and is not in contact with surrounding members. Levitate and rotate.

次に、ディスク駆動装置１００の構成における動圧軸受について説明する。ラジアル方向の動圧軸受は、シャフト２２の外周面２２ｃと、スリーブ１６の円筒部内周面１６ａと、両者の間隙に充填されたオイル等の潤滑剤２８とを含んで構成されるラジアル動圧発生部を含む。また、ラジアル動圧発生部として、アキシャル方向に離隔して、ハブ２０から遠い方に第１ラジアル動圧軸受ＲＢ１が配置され、ハブ２０から近い方に第２ラジアル動圧軸受ＲＢ２が配置される。第１ラジアル動圧軸受ＲＢ１と第２ラジアル動圧軸受ＲＢ２は、円筒部内周面１６ａと外周面２２ｃとの隙間に設けられて、ラジアル方向の動圧を発生して回転体Ｒを支持する。第１ラジアル動圧軸受ＲＢ１と第２ラジアル動圧軸受ＲＢ２には、対向する外周面２２ｃと円筒部内周面１６ａとの少なくとも一方に、動圧を発生させるための第１ラジアル動圧溝、第２ラジアル動圧溝が形成されている。この動圧溝は、例えばヘリングボーン状に形成される。   Next, the hydrodynamic bearing in the configuration of the disk drive device 100 will be described. The radial dynamic pressure bearing includes an outer peripheral surface 22c of the shaft 22, a cylindrical portion inner peripheral surface 16a of the sleeve 16, and a lubricant 28 such as oil filled in a gap therebetween. Part. Further, as the radial dynamic pressure generating portion, the first radial dynamic pressure bearing RB1 is disposed far from the hub 20 while being separated in the axial direction, and the second radial dynamic pressure bearing RB2 is disposed closer to the hub 20. . The first radial dynamic pressure bearing RB1 and the second radial dynamic pressure bearing RB2 are provided in a gap between the cylindrical portion inner peripheral surface 16a and the outer peripheral surface 22c, and generate a dynamic pressure in the radial direction to support the rotating body R. The first radial dynamic pressure bearing RB1 and the second radial dynamic pressure bearing RB2 include a first radial dynamic pressure groove for generating dynamic pressure on at least one of the opposed outer peripheral surface 22c and the cylindrical inner peripheral surface 16a, Two radial dynamic pressure grooves are formed. The dynamic pressure groove is formed in a herringbone shape, for example.

回転体Ｒが回転すると、ラジアル動圧溝がラジアル動圧を発生させ、当該ラジアル動圧によりシャフト２２はスリーブ１６に対してラジアル方向に所定の間隙を有して支持される。ここで、第１ラジアル動圧軸受ＲＢ１における第１ラジアル動圧溝のアキシャル方向の形成幅が、第２ラジアル動圧軸受ＲＢ２における第２ラジアル動圧溝のアキシャル方向の形成幅よりも狭く形成されている。これにより、シャフト２２のアキシャル方向で異なる強さの側圧に対応したラジアル動圧が、第１ラジアル動圧軸受ＲＢ１と第２ラジアル動圧軸受ＲＢ２において発生するので、高いシャフト剛性と低いシャフトロスとの最適バランスが得られる。   When the rotating body R rotates, the radial dynamic pressure groove generates a radial dynamic pressure, and the shaft 22 is supported with a predetermined gap in the radial direction with respect to the sleeve 16 by the radial dynamic pressure. Here, the formation width in the axial direction of the first radial dynamic pressure groove in the first radial dynamic pressure bearing RB1 is narrower than the formation width in the axial direction of the second radial dynamic pressure groove in the second radial dynamic pressure bearing RB2. ing. As a result, radial dynamic pressure corresponding to different side pressures in the axial direction of the shaft 22 is generated in the first radial dynamic pressure bearing RB1 and the second radial dynamic pressure bearing RB2, so that high shaft rigidity and low shaft loss are achieved. The optimal balance is obtained.

一方、スラスト方向の動圧軸受は、図３に示すように、第１スラスト動圧軸受ＳＢ１、第２スラスト動圧軸受ＳＢ２を含む。ここで、第１スラスト動圧軸受ＳＢ１、すなわち第１スラスト動圧発生部は、フランジ部２６ｅのスラスト下面２６ｂとハウジング１４の上端部と、それらのアキシャル方向の間隙に充填された潤滑剤２８とによって形成される。また、第２スラスト動圧軸受ＳＢ２、すなわち第２スラスト動圧発生部は、フランジ部２６ｅのスラスト上面２６ａと周状張出部１６ｂの下面と、それらのアキシャル方向の間隙に充填された潤滑剤２８によって形成される。   On the other hand, the dynamic pressure bearing in the thrust direction includes a first thrust dynamic pressure bearing SB1 and a second thrust dynamic pressure bearing SB2, as shown in FIG. Here, the first thrust dynamic pressure bearing SB1, that is, the first thrust dynamic pressure generating portion includes a thrust lower surface 26b of the flange portion 26e, an upper end portion of the housing 14, and a lubricant 28 filled in a gap in the axial direction thereof. Formed by. Further, the second thrust dynamic pressure bearing SB2, that is, the second thrust dynamic pressure generating portion, is a lubricant filled in the thrust upper surface 26a of the flange portion 26e, the lower surface of the circumferentially extending portion 16b, and the gap in the axial direction thereof. 28.

これらのアキシャル方向の間隙の少なくとも一方の対向面に、動圧を発生させるためのスラスト動圧溝（図示せず）が形成されている。このスラスト動圧溝は、例えばスパイラル状またはヘリングボーン状に形成される。スラスト動圧軸受ＳＢは、回転体Ｒの回転にともなって、全体としてはポンプイン方向の動圧を発生し、この圧力によりアキシャル方向の力、つまり浮上力を回転体Ｒに作用させる。第１ラジアル動圧軸受ＲＢ１、第２ラジアル動圧軸受ＲＢ２、第１スラスト動圧軸受ＳＢ１，第２スラスト動圧軸受ＳＢ２における間隙に充填された潤滑剤２８は、互いに共用されるとともに、キャピラリーシール部ＴＳによりシールされて外部への漏出が防止されている。   A thrust dynamic pressure groove (not shown) for generating dynamic pressure is formed on at least one opposing surface of the gap in the axial direction. The thrust dynamic pressure groove is formed in, for example, a spiral shape or a herringbone shape. The thrust dynamic pressure bearing SB generates a dynamic pressure in the pump-in direction as a whole with the rotation of the rotating body R, and an axial force, that is, a floating force is applied to the rotating body R by this pressure. The lubricant 28 filled in the gaps in the first radial dynamic pressure bearing RB1, the second radial dynamic pressure bearing RB2, the first thrust dynamic pressure bearing SB1, and the second thrust dynamic pressure bearing SB2 is shared with each other, and is also a capillary seal. Leakage to the outside is prevented by sealing with the portion TS.

キャピラリーシール部ＴＳは、ハウジング１４の外周面１４ｅとスラスト部材２６の内周面２６ｄとによって構成されている。外周面１４ｅは、上面側から下面側へ向かうにしたがって小径となるような傾斜面を有する。一方、これに対向する内周面２６ｄも、上面側から下面側に向かうにしたがって小径となるような傾斜面を有する。   The capillary seal portion TS is configured by the outer peripheral surface 14e of the housing 14 and the inner peripheral surface 26d of the thrust member 26. The outer peripheral surface 14e has an inclined surface that becomes smaller in diameter from the upper surface side toward the lower surface side. On the other hand, the inner peripheral surface 26d facing this also has an inclined surface that decreases in diameter from the upper surface side toward the lower surface side.

このような構成によって、外周面１４ｅおよび内周面２６ｄは、それらの隙間が上面側から下面側に向かうにしたがって拡がるような、キャピラリーシール部ＴＳを形成する。ここで、キャピラリーシール部ＴＳの途中に、潤滑剤２８と外気との境界面（液面）が位置するように、潤滑剤２８の充填量が設定されているので、毛細管現象により潤滑剤２８は、このキャピラリーシール部ＴＳによりシールされる。その結果、潤滑剤２８の外部への漏出が防止されている。つまり、潤滑剤２８は、第１ラジアル動圧軸受ＲＢ１、第２ラジアル動圧軸受ＲＢ２、第１スラスト動圧軸受ＳＢ１、第２スラスト動圧軸受ＳＢ２を含み、さらにハウジング１４とスラスト部材２６との間の空間、周状張出部１６ｂとハブ２０との間の空間等を含む潤滑剤保持部に充填されることになる。   With such a configuration, the outer peripheral surface 14e and the inner peripheral surface 26d form a capillary seal portion TS such that a gap between the outer peripheral surface 14e and the inner peripheral surface 26d expands from the upper surface side toward the lower surface side. Here, since the filling amount of the lubricant 28 is set so that the boundary surface (liquid level) between the lubricant 28 and the outside air is located in the middle of the capillary seal portion TS, the lubricant 28 is caused by capillary action. The capillary seal portion TS is sealed. As a result, leakage of the lubricant 28 to the outside is prevented. That is, the lubricant 28 includes a first radial dynamic pressure bearing RB1, a second radial dynamic pressure bearing RB2, a first thrust dynamic pressure bearing SB1, and a second thrust dynamic pressure bearing SB2, and further includes a housing 14 and a thrust member 26. The lubricant holding portion including the space between, the space between the circumferential overhanging portion 16b and the hub 20 is filled.

また、前述のごとく、キャピラリーシール部ＴＳは、外側の傾斜面である内周面２６ｄが上面側から下面側に向かうにしたがって小径となるように設定されている。そのため、回転体Ｒの回転にともない、潤滑剤２８には、それが充填された部分の内部方向に移動させる方向の遠心力が作用するので、外部への漏出がより確実に防止される。また、連通路Ｉは、ハウジング１４の内周面にアキシャルに沿う方向に形成された溝１４ａにより確保される。連通路Ｉにより、第１ラジアル動圧軸受ＲＢ１および第２ラジアル動圧軸受ＲＢ２の両側が連通されているので、ラジアル動圧軸受の単独の圧力バランスが崩れても、全体の圧力バランスが良好に維持される。また、シャフト２２や回転体Ｒに外部から力が加わるなどの外乱によって、第１ラジアル動圧軸受ＲＢ１、第２ラジアル動圧軸受ＲＢ２、スラスト動圧軸受ＳＢにおける動圧のバランスが崩れても、即座に圧力が平均化してバランスが維持される。その結果、固定体Ｓに対する回転体Ｒの浮上量が安定し、信頼性の高いディスク駆動装置１００が得られる。   Further, as described above, the capillary seal portion TS is set so that the inner peripheral surface 26d, which is an outer inclined surface, becomes smaller in diameter as it goes from the upper surface side to the lower surface side. Therefore, as the rotating body R rotates, a centrifugal force in the direction of moving the lubricant 28 in the direction of the inside of the portion filled with the lubricant 28 acts, so that leakage to the outside is more reliably prevented. Further, the communication path I is secured by a groove 14 a formed on the inner peripheral surface of the housing 14 in a direction along the axial direction. Since both sides of the first radial dynamic pressure bearing RB1 and the second radial dynamic pressure bearing RB2 communicate with each other through the communication path I, the overall pressure balance is good even if the single pressure balance of the radial dynamic pressure bearing is lost. Maintained. Moreover, even if the balance of dynamic pressure in the first radial dynamic pressure bearing RB1, the second radial dynamic pressure bearing RB2, and the thrust dynamic pressure bearing SB is lost due to disturbance such as external force applied to the shaft 22 or the rotating body R, Immediate pressure averages and balance is maintained. As a result, the flying height of the rotating body R with respect to the fixed body S is stabilized, and a highly reliable disk drive device 100 is obtained.

図３を参照して第１スラスト動圧発生部および第２スラスト動圧発生部の詳細を説明する。
第１スラスト動圧発生部は、前述したようにフランジ部２６ｅのスラスト下面２６ｂとハウジング１４のハウジング平坦部１４ｄとその間に充填される潤滑剤２８とで構成される。図３の例の場合、第１スラスト動圧発生部を構成する第１スラスト動圧溝４６がフランジ部２６ｅのスラスト下面２６ｂに形成され、当該第１スラスト動圧溝４６に対面するハウジング平坦部１４ｄが第１対向面となる。図４（ａ）に示すように、第１スラスト動圧溝４６は、深さ方向が回転体Ｒの軸方向に対して第１の軸方向を向く姿勢（図３中で上向き姿勢）で形成される。そして、回転体Ｒの回転に伴いフランジ部２６ｅが図４（ｂ）の矢印Ａ方向に回転すると、潤滑剤２８を保持する潤滑剤保持部の開放端部側であるキャピラリーシール部ＴＳから潤滑剤保持部の内部側に向かうポンプイン方向の動圧を発生させる。つまり、第１スラスト動圧溝４６は第１ポンプイン溝部として機能する。 The details of the first thrust dynamic pressure generator and the second thrust dynamic pressure generator will be described with reference to FIG.
As described above, the first thrust dynamic pressure generating portion is constituted by the thrust lower surface 26b of the flange portion 26e, the housing flat portion 14d of the housing 14, and the lubricant 28 filled therebetween. In the case of the example of FIG. 3, the first thrust dynamic pressure groove 46 constituting the first thrust dynamic pressure generating portion is formed in the thrust lower surface 26 b of the flange portion 26 e and the housing flat portion facing the first thrust dynamic pressure groove 46. 14d becomes the first facing surface. As shown in FIG. 4A, the first thrust dynamic pressure groove 46 is formed in a posture (upward posture in FIG. 3) in which the depth direction faces the first axial direction with respect to the axial direction of the rotating body R. Is done. When the flange portion 26e rotates in the direction of arrow A in FIG. 4B with the rotation of the rotating body R, the lubricant from the capillary seal portion TS on the open end side of the lubricant holding portion that holds the lubricant 28 is removed. A dynamic pressure in the pump-in direction toward the inside of the holding part is generated. That is, the first thrust dynamic pressure groove 46 functions as a first pump-in groove portion.

一方、第２スラスト動圧発生部は、フランジ部２６ｅのスラスト上面２６ａとスリーブ１６の周状張出部１６ｂの下面とその間に充填される潤滑剤２８とで構成される。図３の例の場合、第２スラスト動圧発生部を構成する第２スラスト動圧溝４８ａと第２スラスト動圧溝４８ｂがフランジ部２６ｅのスラスト上面２６ａに形成され、当該第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂに対面する周状張出部１６ｂの下面が第２対向面となる。図４（ｂ）に示すように、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂは、深さ方向が第１の軸方向とは逆方向の第２の軸方向を向く姿勢（図３中で下向き姿勢）で形成される。第２スラスト動圧溝４８ａは、ハブ２０の回転中心と同心状に配置され、回転体Ｒの回転に伴いフランジ部２６ｅが図４（ｂ）の矢印Ｂ方向に回転するとポンプイン方向の動圧を発生させる第２ポンプイン溝部として機能する。また、第２スラスト動圧溝４８ｂは、第２スラスト動圧溝４８ａより外周側で回転中心と同心状に配置され、ポンプイン方向とは逆方向であるポンプアウト方向の動圧を発生させるポンプアウト溝部として機能する。なお、第１スラスト動圧溝４６、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂは例えばスパイラル形状に形成されてよい。   On the other hand, the second thrust dynamic pressure generating portion is composed of a thrust upper surface 26a of the flange portion 26e, a lower surface of the circumferential overhanging portion 16b of the sleeve 16, and a lubricant 28 filled therebetween. In the case of the example of FIG. 3, the second thrust dynamic pressure groove 48a and the second thrust dynamic pressure groove 48b constituting the second thrust dynamic pressure generating portion are formed on the thrust upper surface 26a of the flange portion 26e, and the second thrust dynamic pressure The lower surface of the circumferentially extending portion 16b facing the grooves 48a and 48b is the second opposing surface. As shown in FIG. 4 (b), the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b have a posture in which the depth direction is in the second axial direction opposite to the first axial direction (downward posture in FIG. 3). ). The second thrust dynamic pressure groove 48a is disposed concentrically with the center of rotation of the hub 20, and when the flange portion 26e rotates in the direction of arrow B in FIG. Functions as a second pump-in groove. The second thrust dynamic pressure groove 48b is arranged concentrically with the center of rotation on the outer peripheral side of the second thrust dynamic pressure groove 48a, and generates a dynamic pressure in the pump-out direction that is opposite to the pump-in direction. Functions as an out groove. The first thrust dynamic pressure groove 46 and the second thrust dynamic pressure grooves 48a, 48b may be formed in a spiral shape, for example.

流体動圧軸受ユニットの場合、回転体Ｒが回転することにより生じるスラスト動圧および前述したラジアル動圧の合成動圧は、全体としてポンプイン方向に作用するように設定されている。このように、流体動圧軸受ユニットの潤滑剤２８に対して全体として動圧がポンプイン方向に作用することで、ハブ２０はシャフト２２がスリーブ１６から抜ける方向に力、つまり浮上力を受ける。ハブ２０は、前述した吸引プレート４４の作用によるハブ吸引力とハブ浮上力と回転体に加わる重力とがバランスする軸方向の位置で安定し、記録ディスク１２０の軸方向の位置を定める。言い換えれば、ハブ２０が浮上方向に変位すると第１スラスト動圧軸受ＳＢ１の間隔が広がり、ポンプイン力は減少する。それに伴いハブ浮上力も減少する。一方、ハブ吸引力と回転体に加わる重力はハブ２０の軸方向の変位に対して大きな変化はなく略一定である。したがって、ハブ吸引力とハブ浮上力と回転体に加わる重力とが等しくなる位置でハブ２０の浮上姿勢は安定することになる。   In the case of the fluid dynamic pressure bearing unit, the thrust dynamic pressure generated by the rotation of the rotating body R and the combined dynamic pressure of the above-described radial dynamic pressure are set to act in the pump-in direction as a whole. Thus, the dynamic pressure acts on the lubricant 28 of the fluid dynamic pressure bearing unit as a whole in the pump-in direction, so that the hub 20 receives a force, that is, a lifting force, in the direction in which the shaft 22 comes out of the sleeve 16. The hub 20 is stable at an axial position where the hub suction force, the hub floating force due to the action of the suction plate 44 and the gravity applied to the rotating body are balanced, and determines the position of the recording disk 120 in the axial direction. In other words, when the hub 20 is displaced in the flying direction, the interval between the first thrust dynamic pressure bearings SB1 is widened and the pump-in force is reduced. As a result, the levitation force of the hub also decreases. On the other hand, the hub suction force and the gravity applied to the rotating body are substantially constant with no significant change with respect to the axial displacement of the hub 20. Therefore, the floating posture of the hub 20 is stabilized at a position where the hub suction force, the hub floating force, and the gravity applied to the rotating body are equal.

ここで、ハブ２０のハブ浮上力とスラスト方向の変位の関係について説明する。
まず、ハブ２０のハブ浮上力とスラスト方向の変位の関係について発明者が認識している事項を説明する。図３の構造において、第２スラスト動圧溝４８ａ、第２スラスト動圧溝４８ｂは、図４（ｂ）に示すように形成幅ａ、ｂが実質的に等しい場合を考える。この場合、図３に示すように、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂと対向する周状張出部１６ｂの下面との隙間距離は等しいので、第２スラスト動圧溝４８ａのポンプイン方向の動圧と、第２スラスト動圧溝４８ｂのポンプアウト方向の動圧は等しくニュートラル状態になる。この構造において、回転体Ｒの回転により第１スラスト動圧溝４６の発生するポンプイン方向の動圧が高くなり、流体動圧軸受ユニット全体のポンプイン動圧が高くなると、ハブ浮上力が増大し、ハブ２０はスリーブ１６から抜ける出る方向に変位する。このとき、ハブ２０が抜け出る方向に変位するとポンプイン動圧を発生している空間が広がり動圧が低下する。つまり、ハブ浮上力が低下する。そして、前述したハブ吸引力と回転体に加わる重力との三者がバランスする位置で安定する。 Here, the relationship between the hub floating force of the hub 20 and the displacement in the thrust direction will be described.
First, the matters that the inventor has recognized about the relationship between the hub floating force of the hub 20 and the displacement in the thrust direction will be described. In the structure of FIG. 3, it is assumed that the second thrust dynamic pressure groove 48a and the second thrust dynamic pressure groove 48b have substantially the same formation widths a and b as shown in FIG. 4B. In this case, as shown in FIG. 3, since the gap distance between the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b and the lower surface of the circumferentially extending portion 16b facing each other is equal, the second thrust dynamic pressure grooves 48a are arranged in the pump-in direction. The dynamic pressure and the dynamic pressure in the pump-out direction of the second thrust dynamic pressure groove 48b are equally neutral. In this structure, when the rotary body R rotates, the dynamic pressure in the pump-in direction generated by the first thrust dynamic pressure groove 46 increases. When the pump-in dynamic pressure of the entire fluid dynamic bearing unit increases, the hub floating force increases. Then, the hub 20 is displaced in the direction of exiting from the sleeve 16. At this time, if the hub 20 is displaced in the direction of exiting, the space in which the pump-in dynamic pressure is generated spreads and the dynamic pressure decreases. That is, the hub floating force is reduced. And it stabilizes in the position where the three of the hub suction force and the gravity applied to the rotating body balance.

図５は、上述したようにバランスする流体動圧軸受ユニットのハブ２０の浮上方向の変位（以下、スラスト変位という。）の大きさと、流体動圧軸受ユニットのポンプイン動圧によるハブ浮上力の関係を示した図である。この構成で、吸引プレート４４とマグネット２４との相互作用によるハブ吸引力と回転体に加わる重力との合計を例えば６００ｍＮに設定する。なお、図５に示すスラスト変位の範囲では、ハブ２０が移動しても、回転体に加わる重力は一定でありハブ吸引力の変化は無視できる程度でありほぼ一定であるとする。この例では、回転体Ｒの回転時にハブ２０はハブ浮上力＝６００ｍＮのスラスト変位が安定点Ｘ１で釣り合って安定する。この安定点Ｘ１でのハブ２０のスラスト方向の剛性（以下、単に剛性という。）はこの安定点での傾きで表すことができて、約５６ｍＮ／μｍである。すなわち、例えばディスク駆動装置１００を搭載するモバイル機器やディスク駆動装置１００自体に衝撃などのより振動加速度が与えられることによりハブ２０に５６ｍＮの応力が生じた場合に、記録ディスク１２０は１μｍのスラスト変位を生じることを意味する。   FIG. 5 shows the magnitude of displacement in the flying direction of the hub 20 of the fluid dynamic pressure bearing unit balanced as described above (hereinafter referred to as thrust displacement) and the hub floating force due to the pump-in dynamic pressure of the fluid dynamic bearing unit. It is the figure which showed the relationship. With this configuration, the total of the hub attraction force due to the interaction between the attraction plate 44 and the magnet 24 and the gravity applied to the rotating body is set to 600 mN, for example. In the range of thrust displacement shown in FIG. 5, it is assumed that even if the hub 20 moves, the gravity applied to the rotating body is constant and the change in the hub suction force is negligible and almost constant. In this example, during the rotation of the rotating body R, the hub 20 is stabilized by the thrust displacement of the hub lifting force = 600 mN balanced at the stable point X1. The rigidity of the hub 20 in the thrust direction (hereinafter simply referred to as rigidity) at the stable point X1 can be expressed by an inclination at the stable point and is about 56 mN / μm. That is, for example, when a stress of 56 mN is generated on the hub 20 by applying vibration acceleration such as an impact to a mobile device in which the disk drive device 100 is mounted or the disk drive device 100 itself, the recording disk 120 has a thrust displacement of 1 μm. Means that

ところで、剛性が低いと振動加速度による応力に対する記録ディスク１２０のスラスト変位が大きくなる。そして、記録ディスク１２０のスラスト変位が大きくなると、磁気ヘッドと記録ディスク１２０との相対距離が不安定となり、データのリードライトエラーが増大する。一般に、振動の多い環境で使用される機会が多いモバイル機器では、剛性が４０ｍＮ／μｍ以上あれば、振動に対するリード／ライトのエラーのレートは実用上許容される程度に収まるとされている。   By the way, if the rigidity is low, the thrust displacement of the recording disk 120 with respect to the stress due to vibration acceleration increases. When the thrust displacement of the recording disk 120 increases, the relative distance between the magnetic head and the recording disk 120 becomes unstable, and data read / write errors increase. Generally, in a mobile device that is frequently used in an environment with a lot of vibration, if the rigidity is 40 mN / μm or more, the read / write error rate with respect to the vibration is considered to be within a practically allowable range.

一方で、モバイル機器へ搭載されるディスク駆動装置１００は、前述したように駆動電流の低減が要求されている。このため、駆動電流を低減するためには、図２および図３の構成において、ハブ吸引力を低下させることで実現できる。この場合、例えば回転体に加わる重力との合計を４００ｍＮに設定できる。そして、図３の構成でハブ吸引力と回転体に加わる重力との合計を４００ｍＮに設定すると、安定点は図５のグラフのＸ２点に移動して釣り合う。この場合の剛性は約２５ｍＮ／μｍに低下する。このため前述したモバイル機器に必要な剛性を下回り、振動に対するリード／ライトのエラーレートが上昇してしまう不都合を生じる。   On the other hand, the disk drive device 100 mounted on a mobile device is required to reduce the drive current as described above. For this reason, in order to reduce a drive current, it can implement | achieve by reducing a hub attraction | suction force in the structure of FIG. 2 and FIG. In this case, for example, the total with the gravity applied to the rotating body can be set to 400 mN. When the total of the hub suction force and the gravity applied to the rotating body is set to 400 mN in the configuration of FIG. 3, the stable point moves to the X2 point in the graph of FIG. In this case, the rigidity is reduced to about 25 mN / μm. For this reason, the rigidity required for the mobile device described above is below, and there is a problem that the read / write error rate with respect to vibration increases.

また、第２スラスト動圧溝４８ａのポンプイン方向の動圧と、第２スラスト動圧溝４８ｂのポンプアウト方向の動圧は等しくニュートラルとなるように設定した場合も、動圧溝や対向する周状張出部１６ｂの加工面のバラツキが生じることがある。この場合、第２スラスト動圧溝４８ａの発生するポンプイン方向の動圧が、第２スラスト動圧溝４８ｂの発生するポンプアウト方向の動圧より大きい状態（以下、ポンプインリッチという）となることがある。例えば加工のバラツキにより１２％ポンプインリッチになると図５の曲線Ｙで示される特性となる。この場合のハブ吸引力と回転体に加わる重力との合計が４００ｍＮの場合の剛性は１５ｍＮ／μｍに低下する。さらに加工のバラツキにより２０％ポンプインリッチになると図５の曲線Ｚで示される特性となる。この場合のハブ吸引力と回転体に加わる重力との合計が４００ｍＮでの安定点は無くなる。安定点が無くなると第１動圧軸受ＳＢ１の隙間は反対側の第２スラスト動圧軸受ＳＢ２の隙間が無くなるまで広がる。動圧軸受の隙間が無くなるということは、ステータ側である周状張出部１６ｂの下面と回転体側であるスラスト上面２６ａが接触することであり、その場合、接触負荷の増大による駆動電流の増加、磨耗による寿命の低下、接触による回転精度の悪化によるリード／ライトのエラーレートの大幅悪化などが発生する。   Further, even when the dynamic pressure in the pump-in direction of the second thrust dynamic pressure groove 48a and the dynamic pressure in the pump-out direction of the second thrust dynamic pressure groove 48b are set to be equal to each other, the dynamic pressure groove and the opposite surface are also provided. Variations in the processed surface of the circumferential overhang 16b may occur. In this case, the dynamic pressure in the pump-in direction generated by the second thrust dynamic pressure groove 48a is larger than the dynamic pressure in the pump-out direction generated by the second thrust dynamic pressure groove 48b (hereinafter referred to as pump in rich). Sometimes. For example, if the pump becomes rich by 12% due to processing variations, the characteristic indicated by the curve Y in FIG. 5 is obtained. In this case, the rigidity when the sum of the hub suction force and the gravity applied to the rotating body is 400 mN is reduced to 15 mN / μm. Further, when the pump becomes rich by 20% due to processing variations, the characteristic indicated by the curve Z in FIG. 5 is obtained. In this case, there is no stable point when the sum of the hub suction force and the gravity applied to the rotating body is 400 mN. When the stable point disappears, the clearance of the first dynamic pressure bearing SB1 increases until the clearance of the second thrust dynamic pressure bearing SB2 on the opposite side disappears. The fact that there is no gap in the hydrodynamic bearing means that the lower surface of the circumferential overhanging portion 16b on the stator side and the thrust upper surface 26a on the rotating body side are in contact with each other. In this case, the drive current increases due to an increase in contact load. In addition, the service life is reduced due to wear, and the read / write error rate is greatly deteriorated due to the deterioration of rotational accuracy due to contact.

そこで、本実施形態では、ポンプインリッチになることを積極的に抑制することにより、ハブ吸引力を低下させた場合でも必要な剛性を確保しハブ２０のスラスト方向の位置を安定させるようにしている。   Therefore, in this embodiment, by actively suppressing the pump from becoming rich, the necessary rigidity is ensured even when the hub suction force is reduced, and the position of the hub 20 in the thrust direction is stabilized. Yes.

具体的には、第１スラスト動圧発生部を構成する第１スラスト動圧溝４６と第２スラスト動圧発生部を構成する第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの動圧発生特性を調整する。つまり、回転体Ｒが潤滑剤４８中で浮上している状態から回転軸方向に偏倚するときに、ポンプアウト方向の動圧の変化の総和がポンプイン方向の動圧の変化の総和より大きくなる動圧発生特性を有するように構成する。   Specifically, the dynamic pressure generation characteristics of the first thrust dynamic pressure groove 46 constituting the first thrust dynamic pressure generating part and the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b constituting the second thrust dynamic pressure generating part are adjusted. . That is, when the rotating body R deviates from the state of floating in the lubricant 48 in the rotational axis direction, the sum of changes in dynamic pressure in the pump-out direction becomes larger than the sum of changes in dynamic pressure in the pump-in direction. It is configured to have dynamic pressure generation characteristics.

例えば、図６に示すように、ポンプアウト方向の動圧を発生する第２スラスト動圧溝４８ｂのポンプアウト溝部の円周方向と直行する半径方向の形成幅ｃを第２スラスト動圧溝４８ａのポンプイン溝部の形成幅ｄより広くする。スラスト動圧溝で発生する動圧は、対向する周状張出部１６ｂの下面との隙間距離が同じ場合、形成幅に概ね比例する。つまり、例えばハブ２０が軸方向上側に偏移した場合に、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂと周状張出部１６ｂの下面との隙間距離は共に狭くなる。しかし、第２スラスト動圧溝４８ｂの形成幅が第２スラスト動圧溝４８ａの形成幅より大きいので、隙間距離の変化に対応するポンプアウト方向の動圧の変化は、ポンプイン方向の動圧の変化より大きくなる。つまり、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂにおいて、ポンプアウト方向の動圧がポンプイン方向の動圧より大きい、「ポンプアウトリッチ」になる。ポンプアウト溝部の形成幅ｃとポンプイン溝部の形成幅ｄの調整により例えば４０％ポンプアウトリッチとすることができる。なお、ハブ２０の浮上により第１スラスト動圧溝４６とハウジング平坦部１４ｄの隙間距離は広がり、ポンプイン方向の動圧は低下する。その結果、流体動圧軸受ユニット全体としての動圧は、ハブ２０が偏倚しようとしたときのハブ浮上力が抑制され、結果的にスラスト変位が小さくなる。   For example, as shown in FIG. 6, the second thrust dynamic pressure groove 48a has a radial formation width c perpendicular to the circumferential direction of the pump-out groove portion of the second thrust dynamic pressure groove 48b that generates dynamic pressure in the pump-out direction. It is made wider than the formation width d of the pump-in groove. The dynamic pressure generated in the thrust dynamic pressure groove is generally proportional to the formation width when the gap distance between the lower surface of the opposed circumferentially extending portions 16b is the same. That is, for example, when the hub 20 is shifted to the upper side in the axial direction, the gap distance between the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b and the lower surface of the circumferentially extending portion 16b becomes narrow. However, since the formation width of the second thrust dynamic pressure groove 48b is larger than the formation width of the second thrust dynamic pressure groove 48a, the change in the dynamic pressure in the pump-out direction corresponding to the change in the gap distance is the dynamic pressure in the pump-in direction. It becomes bigger than the change. That is, in the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b, the dynamic pressure in the pump-out direction is larger than the dynamic pressure in the pump-in direction, resulting in “pump out-rich”. By adjusting the formation width c of the pump-out groove and the formation width d of the pump-in groove, for example, 40% pump out rich can be achieved. As the hub 20 floats, the gap distance between the first thrust dynamic pressure groove 46 and the housing flat portion 14d increases, and the dynamic pressure in the pump-in direction decreases. As a result, the dynamic pressure of the fluid dynamic bearing unit as a whole suppresses the buoyancy of the hub when the hub 20 tends to deviate, resulting in a small thrust displacement.

図７は、上述したように、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの動圧発生特性を調整して「ポンプアウトリッチ」にした場合のハブ２０のハブ浮上力とスラスト変位との関係を示す説明図である。なお、回転体Ｒが回転している場合は、第１スラスト動圧溝４６によりポンプイン方向の動圧が発生し、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂ側でポンプアウトリッチになっていても、流体動圧軸受ユニット全体としてはポンプイン方向の動圧が発生してハブ２０が浮上する。図７において、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの動圧発生特性を調整してポンプアウトリッチにした場合、ハブ吸引力と回転体に加わる重力との合計を４００ｍＮに設定しても図７中曲線ＶのＭ１点で釣り合い安定点となる。この場合の剛性は約４５ｍＮ／μｍでありディスク駆動装置１００をモバイル機器に搭載した場合に必要な剛性を上回り、振動に対するリード／ライトのエラーレートは実用上許容される。   FIG. 7 shows the relationship between the hub lifting force of the hub 20 and the thrust displacement when the dynamic pressure generation characteristics of the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b are adjusted to “pump outrich” as described above. It is explanatory drawing. Note that when the rotating body R is rotating, dynamic pressure in the pump-in direction is generated by the first thrust dynamic pressure groove 46, and the pump is rich on the second thrust dynamic pressure grooves 48a, 48b side. As a whole, the fluid dynamic pressure bearing unit generates dynamic pressure in the pump-in direction, and the hub 20 floats. In FIG. 7, when the dynamic pressure generation characteristics of the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b are adjusted to make the pump out rich, the total of the hub suction force and the gravity applied to the rotating body is set to 400 mN. It becomes a balanced stable point at M1 point of the middle curve V. The rigidity in this case is about 45 mN / μm, which exceeds the rigidity required when the disk drive device 100 is mounted on a mobile device, and the read / write error rate with respect to vibration is practically acceptable.

なお、発明者らは、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂ等の加工のバラツキを考慮した場合でも２０％のポンプアウトリッチを確保可能であり、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂ側でポンプインリッチになることはないという実験結果を得ている。２０％のポンプアウトリッチの状態でも、図７の曲線Ｗで示される特性となり、４００ｍＮでの安定点がＮ１点となり安定点が無くなることはない。   In addition, the inventors can ensure a pump outrich of 20% even when considering variations in processing of the second thrust dynamic pressure grooves 48a, 48b, etc., and the pumps on the second thrust dynamic pressure grooves 48a, 48b side can be secured. The experimental result that it does not become in-rich is obtained. Even in a pump outrich state of 20%, the characteristics shown by the curve W in FIG. 7 are obtained, and the stable point at 400 mN is the N1 point, and the stable point is not lost.

このように構成される流体動圧軸受ユニットを含むディスク駆動装置１００を搭載するモバイル機器が振動や衝撃を受けた場合について説明する。   A case will be described in which a mobile device in which the disk drive device 100 including the fluid dynamic bearing unit configured as described above is subjected to vibration or impact.

例えば回転駆動中のディスク駆動装置１００のベース部材１０下面側から衝撃を受けた場合を考える。この場合、衝撃によりハブ２０を含む回転体Ｒは上方に偏倚する。その結果、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂと周状張出部１６ｂとの相対隙間が狭くなり発生する動圧は高くなる。この場合、第２スラスト動圧溝４８ｂによるポンプアウト方向の動圧が第２スラスト動圧溝４８ａによるポンプイン方向の動圧より高くなるので、ハブ２０の浮上を抑制する。そして、ハブ２０が降下すると今度は、第１スラスト動圧溝４６とハウジング平坦部１４ｄとの隙間距離が狭くなり第１スラスト動圧溝４６によるポンプイン方向の動圧が大きくなる。この動作が繰り返されることにより、外部より加えられた衝撃による偏倚量が減衰すると共に、早急に安定位置で静止させられる。つまり、偏倚し難い高剛性状態を第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの動圧発生特性の調整により実現できる。言い換えれば、駆動電流の低減により低下した剛性を第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの動圧発生特性の調整により補うことができる。   For example, let us consider a case where an impact is received from the lower surface side of the base member 10 of the disk drive device 100 being driven to rotate. In this case, the rotating body R including the hub 20 is biased upward due to the impact. As a result, the relative pressure between the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b and the circumferentially extending portion 16b becomes narrower, and the generated dynamic pressure becomes higher. In this case, since the dynamic pressure in the pump-out direction by the second thrust dynamic pressure groove 48b is higher than the dynamic pressure in the pump-in direction by the second thrust dynamic pressure groove 48a, the floating of the hub 20 is suppressed. When the hub 20 is lowered, the gap distance between the first thrust dynamic pressure groove 46 and the housing flat portion 14d is narrowed and the dynamic pressure in the pump-in direction by the first thrust dynamic pressure groove 46 is increased. By repeating this operation, the amount of deviation due to an impact applied from the outside is attenuated, and it is immediately stopped at a stable position. That is, a highly rigid state that is not easily biased can be realized by adjusting the dynamic pressure generation characteristics of the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b. In other words, the rigidity reduced by the reduction of the drive current can be compensated by adjusting the dynamic pressure generation characteristics of the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b.

なお、回転駆動中のディスク駆動装置１００のハブ２０上面側から衝撃を受けた場合も同じであり、まず、衝撃によりハブ２０を含む回転体Ｒは下方に偏倚する。その結果、第１スラスト動圧溝４６とハウジング平坦部１４ｄとの隙間距離が狭くなり第１スラスト動圧溝４６におけるポンプイン方向の動圧が増加しハブ２０が強い浮上力を受ける。その結果、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂと周状張出部１６ｂとの相対隙間が狭くなり発生する動圧は高くなる。この場合、第２スラスト動圧溝４８ｂによるポンプアウト方向の動圧が第２スラスト動圧溝４８ａによるポンプイン方向の動圧より高くなるので、ハブ２０の浮上を抑制する。そして、ハブ２０が降下する。以下は上述した例と同様に早急に安定位置に静止させるように動圧が作用する。   The same applies to the case where an impact is received from the upper surface side of the hub 20 of the disk drive device 100 that is being rotationally driven. As a result, the gap distance between the first thrust dynamic pressure groove 46 and the housing flat portion 14d becomes narrow, the dynamic pressure in the pump-in direction in the first thrust dynamic pressure groove 46 increases, and the hub 20 receives a strong levitation force. As a result, the relative pressure between the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b and the circumferentially extending portion 16b becomes narrower, and the generated dynamic pressure becomes higher. In this case, since the dynamic pressure in the pump-out direction by the second thrust dynamic pressure groove 48b is higher than the dynamic pressure in the pump-in direction by the second thrust dynamic pressure groove 48a, the floating of the hub 20 is suppressed. Then, the hub 20 descends. In the following, dynamic pressure acts so as to quickly stop at a stable position as in the above-described example.

図８は、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの発生する動圧発生特性を調整する他の構造を説明する説明図である。この構造も第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂと周状張出部１６ｂと潤滑剤２８で構成する第２スラスト動圧発生部で発生する動圧をポンプアウトリッチにしている。基本的な構造は図３の構造と同じであるが、第２スラスト動圧溝４８ｂであるポンプアウト溝部と対向する周状張出部１６ｂとの隙間距離をスリーブ１６の半径方向外側に向かって縮小させている。図８の例では、テーパーを形成している。つまり、第２スラスト動圧溝４８ｂと周状張出部１６ｂの下面との隙間距離が第２スラスト動圧溝４８ａと周状張出部１６ｂの下面との隙間距離より小さくなっている。前述したように動圧発生溝と相対する面との距離が小さいほど発生する動圧が大きくなる。その結果、第２スラスト動圧溝４８ｂで発生するポンプアウト方向の動圧が、第２スラスト動圧溝４８ａで発生するポンプイン方向の動圧より大きくなる。つまり、回転体Ｒが回転したときに第２スラスト動圧発生部でポンプアウトリッチになる。なお、この場合、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの形成幅は、図４（ｂ）に示すように略同一でよい。別の例としては、第２スラスト動圧溝４８ｂと対向する周状張出部１６ｂとの隙間距離をスリーブ１６の半径方向外側に向かって縮小させると共に、第２スラスト動圧溝４８ｂの形成幅を第２スラスト動圧溝４８ａの形成幅より広げてポンプアウトリッチとなる割合を増やすように調整してもよい。   FIG. 8 is an explanatory diagram for explaining another structure for adjusting the dynamic pressure generation characteristics generated by the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b. In this structure as well, the dynamic pressure generated in the second thrust dynamic pressure generating portion constituted by the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b, the circumferentially extending portion 16b, and the lubricant 28 is made pump rich. The basic structure is the same as the structure of FIG. 3, but the gap distance between the pump-out groove portion that is the second thrust dynamic pressure groove 48 b and the circumferential protruding portion 16 b that faces the sleeve 16 is directed outward in the radial direction of the sleeve 16. Reduced. In the example of FIG. 8, a taper is formed. That is, the gap distance between the second thrust dynamic pressure groove 48b and the lower surface of the circumferential overhanging portion 16b is smaller than the gap distance between the second thrust dynamic pressure groove 48a and the lower surface of the circumferential overhanging portion 16b. As described above, the generated dynamic pressure increases as the distance between the dynamic pressure generating groove and the opposing surface decreases. As a result, the dynamic pressure in the pump-out direction generated in the second thrust dynamic pressure groove 48b becomes larger than the dynamic pressure in the pump-in direction generated in the second thrust dynamic pressure groove 48a. That is, when the rotating body R rotates, the second thrust dynamic pressure generating portion becomes pump-out rich. In this case, the formation width of the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b may be substantially the same as shown in FIG. As another example, the gap distance between the second thrust dynamic pressure groove 48b and the circumferentially extending portion 16b facing the second thrust dynamic pressure groove 48b is reduced toward the outer side in the radial direction of the sleeve 16, and the formation width of the second thrust dynamic pressure groove 48b is reduced. May be adjusted to be wider than the formation width of the second thrust dynamic pressure groove 48a to increase the ratio of pump out rich.

図９も、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの発生する動圧発生特性を調整する他の構造を説明する説明図である。図９も図８と類似するが、第２スラスト動圧溝４８ａであるポンプイン溝部と対向する周状張出部１６ｂとの隙間距離がスリーブ１６の半径方向内側に向かって拡大させている。図９の例では、テーパーを形成している。つまり、第２スラスト動圧溝４８ａと周状張出部１６ｂの下面との隙間距離を第２スラスト動圧溝４８ｂと周状張出部１６ｂの下面との隙間距離より大きくなっている。その結果、第２スラスト動圧溝４８ａで発生するポンプイン方向の動圧が、第２スラスト動圧溝４８ｂで発生するポンプアウト方向の動圧より小さくなる。つまり、第２スラスト動圧溝４８ｂで発生するポンプアウト方向の動圧が、第２スラスト動圧溝４８ａで発生するポンプイン方向の動圧より大きくなる。その結果、回転体Ｒが回転したときに第２スラスト動圧発生部でポンプアウトリッチになる。なお、この場合も、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの形成幅は、図４（ｂ）に示すように略同一でよい。別の例としては、第２スラスト動圧溝４８ａと対向する周状張出部１６ｂとの隙間距離をスリーブ１６の半径方向内側に向かって拡大させると共に、第２スラスト動圧溝４８ｂの形成幅を第２スラスト動圧溝４８ａの形成幅より広げてポンプアウトリッチとなる割合を増やすように調整してもよい。   FIG. 9 is also an explanatory diagram for explaining another structure for adjusting the dynamic pressure generation characteristics generated by the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b. FIG. 9 is also similar to FIG. 8, but the gap distance between the pump-in groove portion that is the second thrust dynamic pressure groove 48 a and the circumferential protruding portion 16 b that is opposed is increased toward the radially inner side of the sleeve 16. In the example of FIG. 9, a taper is formed. That is, the gap distance between the second thrust dynamic pressure groove 48a and the lower surface of the circumferential overhanging portion 16b is larger than the gap distance between the second thrust dynamic pressure groove 48b and the lower surface of the circumferential overhanging portion 16b. As a result, the dynamic pressure in the pump-in direction generated in the second thrust dynamic pressure groove 48a is smaller than the dynamic pressure in the pump-out direction generated in the second thrust dynamic pressure groove 48b. That is, the dynamic pressure in the pump-out direction generated in the second thrust dynamic pressure groove 48b is larger than the dynamic pressure in the pump-in direction generated in the second thrust dynamic pressure groove 48a. As a result, when the rotating body R rotates, the second thrust dynamic pressure generating portion becomes pump-out rich. In this case as well, the formation widths of the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b may be substantially the same as shown in FIG. As another example, the gap distance between the second thrust dynamic pressure groove 48a and the circumferentially extending portion 16b facing the second thrust dynamic pressure groove 48b is increased toward the inside in the radial direction of the sleeve 16, and the formation width of the second thrust dynamic pressure groove 48b is formed. May be adjusted to be wider than the formation width of the second thrust dynamic pressure groove 48a to increase the ratio of pump out rich.

なお、図９、図１０において、隙間距離を調整するためにテーパー形状とする例を示したが、間隔距離の調整ができればよく、例えば、曲線形状としてもよし、階段状にしても同様な効果を得ることができる。   In FIGS. 9 and 10, an example in which a taper shape is used to adjust the gap distance is shown. However, it is only necessary that the interval distance can be adjusted. For example, a curved shape or a step shape may be used. Can be obtained.

図１０は、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの発生する動圧発生特性を調整する他の構造を説明する説明図である。図１０の構造の場合、図９等で示すハウジング１４がスリーブ１６に一体化された構造になっている。第１スラスト動圧発生部が、スリーブ１６の上面とハブ２０の下面と潤滑剤２８とによって構成され、第１スラスト動圧溝４６がハブ２０の下面に設けられている。また、第２スラスト動圧発生部が、スリーブ１６の下面とスラスト部材２６のフランジ部２６ｅの上面と潤滑剤２８とによって構成され、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂがフランジ部２６ｅの上面に設けられている。なお、図１０の場合、第２スラスト動圧溝４８ｂが第２スラスト動圧溝４８ａの外周側に同心状に形成されている。また、ポンプアウト方向の動圧を発生する第２スラスト動圧溝４８ｂの形成幅は、第２スラスト動圧溝４８ａのポンプイン溝部の形成幅より広くなっている。なお、スラスト部材２６の内筒面はスリーブ１６の外筒面を環囲して、両者により形成される隙間は周状張出部１６ｂから遠ざかるほど（図１０では軸方向下側に向かうほど）隙間が拡大してキャピラリーシール部ＴＳを形成している。   FIG. 10 is an explanatory diagram for explaining another structure for adjusting the dynamic pressure generation characteristics generated by the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b. In the case of the structure of FIG. 10, the housing 14 shown in FIG. 9 or the like is integrated with the sleeve 16. The first thrust dynamic pressure generating portion is constituted by the upper surface of the sleeve 16, the lower surface of the hub 20, and the lubricant 28, and the first thrust dynamic pressure groove 46 is provided on the lower surface of the hub 20. The second thrust dynamic pressure generating portion is constituted by the lower surface of the sleeve 16, the upper surface of the flange portion 26e of the thrust member 26, and the lubricant 28, and the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b are formed on the upper surface of the flange portion 26e. Is provided. In the case of FIG. 10, the second thrust dynamic pressure groove 48b is formed concentrically on the outer peripheral side of the second thrust dynamic pressure groove 48a. Further, the formation width of the second thrust dynamic pressure groove 48b that generates the dynamic pressure in the pump-out direction is wider than the formation width of the pump-in groove portion of the second thrust dynamic pressure groove 48a. Note that the inner cylindrical surface of the thrust member 26 surrounds the outer cylindrical surface of the sleeve 16, and the gap formed by the two becomes farther away from the circumferential projecting portion 16b (in FIG. 10, the lower the axial direction). The gap is enlarged to form the capillary seal portion TS.

ハブ２０が所定の方向に回転すると、第１スラスト動圧溝４６と第２スラスト動圧溝４８ａはポンプイン方向の動圧を発生し、第２スラスト動圧溝４８ｂポンプアウト方向の動圧を発生する。前述したように、第２スラスト動圧溝４８ｂ形成幅は、第２スラスト動圧溝４８ａの形成幅より広くなっているので、ハブ２０が軸方向に偏倚した場合に、この偏倚に対応するポンプアウト方向の動圧の変化は、ポンプイン方向の動圧の変化より大きくなる。その結果、図３等で説明した構造と同様に、ハブ２０の偏倚時に第２スラスト動圧発生部側がポンプアウトリッチになり、ハブ２０の浮上力の増大を抑制する。つまり、外部より加えられた衝撃による偏倚量が減衰すると共に、早急に安定位置で静止させられる。つまり、偏倚し難い高剛性状態を第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの動圧発生特性の調整により実現できる。言い換えれば、駆動電流の低減により低下した剛性を第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの動圧発生特性の調整により補うことができる。   When the hub 20 rotates in a predetermined direction, the first thrust dynamic pressure groove 46 and the second thrust dynamic pressure groove 48a generate dynamic pressure in the pump-in direction, and the second thrust dynamic pressure groove 48b generates dynamic pressure in the pump-out direction. Occur. As described above, the formation width of the second thrust dynamic pressure groove 48b is wider than the formation width of the second thrust dynamic pressure groove 48a. Therefore, when the hub 20 is biased in the axial direction, the pump corresponding to this deviation is provided. The change in the dynamic pressure in the out direction is larger than the change in the dynamic pressure in the pump-in direction. As a result, similar to the structure described with reference to FIG. 3 and the like, the second thrust dynamic pressure generating portion side becomes pump-out rich when the hub 20 is biased, and an increase in the floating force of the hub 20 is suppressed. That is, the amount of deviation due to an impact applied from the outside is attenuated, and it is immediately stopped at a stable position. That is, a highly rigid state that is not easily biased can be realized by adjusting the dynamic pressure generation characteristics of the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b. In other words, the rigidity reduced by the reduction of the drive current can be compensated by adjusting the dynamic pressure generation characteristics of the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b.

なお、第１スラスト動圧溝４６は周状張出部１６ｂの上面側に形成してもよい。また、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂは、周状張出部１６ｂの下面側に形成しても同様な効果を得ることができる。   The first thrust dynamic pressure groove 46 may be formed on the upper surface side of the circumferential protruding portion 16b. Further, even if the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b are formed on the lower surface side of the circumferential projecting portion 16b, the same effect can be obtained.

図１１は、図１０の構造の変形例である。図１１の例の場合、図１０の例に対して、第１スラスト動圧発生部と第２スラスト動圧発生部の配置が逆になっている。すなわち、第１スラスト動圧発生部が、スリーブ１６の下面とスラスト部材２６のフランジ部２６ｅの上面と潤滑剤２８とによって構成され、第１スラスト動圧溝４６がフランジ部２６ｅの上面に設けられている。また、第２スラスト動圧発生部がスリーブ１６の上面とハブ２０の下面と潤滑剤２８とによって構成され、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂがハブ２０の下面に設けられている。なお、図１１の場合、第２スラスト動圧溝４８ａが第２スラスト動圧溝４８ｂの外周側に同心状に形成されている。また、ポンプアウト方向の動圧を発生する第２スラスト動圧溝４８ｂの形成幅は、第２スラスト動圧溝４８ａのポンプイン溝部の形成幅より広くなっている。このような配置構成にしても図１０と同様の効果を得ることができる。   FIG. 11 is a modification of the structure of FIG. In the case of the example of FIG. 11, the arrangement of the first thrust dynamic pressure generating unit and the second thrust dynamic pressure generating unit is reversed with respect to the example of FIG. 10. That is, the first thrust dynamic pressure generating portion is configured by the lower surface of the sleeve 16, the upper surface of the flange portion 26e of the thrust member 26, and the lubricant 28, and the first thrust dynamic pressure groove 46 is provided on the upper surface of the flange portion 26e. ing. Further, the second thrust dynamic pressure generating portion is constituted by the upper surface of the sleeve 16, the lower surface of the hub 20, and the lubricant 28, and the second thrust dynamic pressure grooves 48 a and 48 b are provided on the lower surface of the hub 20. In the case of FIG. 11, the second thrust dynamic pressure groove 48a is formed concentrically on the outer peripheral side of the second thrust dynamic pressure groove 48b. Further, the formation width of the second thrust dynamic pressure groove 48b that generates the dynamic pressure in the pump-out direction is wider than the formation width of the pump-in groove portion of the second thrust dynamic pressure groove 48a. Even with such an arrangement, the same effect as in FIG. 10 can be obtained.

なお、第１スラスト動圧溝４６は周状張出部１６ｂの下面側に形成してもよい。また、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂは、周状張出部１６ｂの上面側に形成しても同様な効果を得ることができる。   The first thrust dynamic pressure groove 46 may be formed on the lower surface side of the circumferential projecting portion 16b. Further, even if the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b are formed on the upper surface side of the circumferential projecting portion 16b, the same effect can be obtained.

図１２は、図６に示す第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの変型例である。図６の場合は、第２スラスト動圧溝４８ａと第２スラスト動圧溝４８ｂを分離して形成している。それに対して図１２の例では、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂを連続させている。つまりポンプイン動圧溝の一端とポンプアウト動圧溝の一端とを接続している。第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂを連続して形成する場合は、一工程で連続作業できる転造加工が適用可能となる。その結果、動圧溝加工の製造工程の簡略化や短縮化に寄与できる。一方、図６のように第２スラスト動圧溝４８ａと、第２スラスト動圧溝４８ｂを分離する場合、個々の動圧溝の加工時間を短くできるので、加工時にフランジ部２６ｅに付与される加工負荷の軽減が可能となり、薄いフランジ部２６ｅの変形を効果的に防止できる。なお、図４（ｂ）に示すように、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂの形成幅を同じにする場合も両者を接続してもよい。   FIG. 12 shows a modification of the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b shown in FIG. In the case of FIG. 6, the second thrust dynamic pressure groove 48a and the second thrust dynamic pressure groove 48b are formed separately. On the other hand, in the example of FIG. 12, the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b are continuous. That is, one end of the pump-in dynamic pressure groove and one end of the pump-out dynamic pressure groove are connected. In the case where the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b are continuously formed, a rolling process that can be continuously performed in one step can be applied. As a result, it can contribute to simplification and shortening of the manufacturing process of the dynamic pressure groove processing. On the other hand, when the second thrust dynamic pressure groove 48a and the second thrust dynamic pressure groove 48b are separated as shown in FIG. 6, the processing time of each dynamic pressure groove can be shortened, so that it is applied to the flange portion 26e during processing. The processing load can be reduced, and deformation of the thin flange portion 26e can be effectively prevented. In addition, as shown in FIG.4 (b), when forming the formation width of the 2nd thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b, you may connect both.

スラスト部材２６やフランジ部２６ｅは、金属材料のプレス加工によって形成することが可能であり効率的に製造できる。また、フランジ部２６ｅはプレス加工のときに併せて、第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂを形成してもよい。この場合、製造効率をさらに向上できる。また、スラスト部材２６やフランジ部２６ｅは、プラスチック材料等の樹脂材料で成形してもよい。またフランジ部２６ｅにおいては、樹脂成形時に第２スラスト動圧溝４８ａ、４８ｂを同時に成形してもよい。この場合、ディスク駆動装置の軽量化に寄与できると共に、製造効率の向上にも寄与できる。   The thrust member 26 and the flange portion 26e can be formed by pressing a metal material and can be efficiently manufactured. Further, the flange portion 26e may be formed with second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b together with the press working. In this case, manufacturing efficiency can be further improved. Further, the thrust member 26 and the flange portion 26e may be formed of a resin material such as a plastic material. In the flange portion 26e, the second thrust dynamic pressure grooves 48a and 48b may be formed at the same time during resin molding. In this case, it is possible to contribute to the weight reduction of the disk drive device and to improve the manufacturing efficiency.

上述した第１スラスト動圧発生部や第２スラスト動圧発生部の形成位置や各動圧溝の形状等は一例である。したがって、第１スラスト動圧発生部と第２スラスト動圧発生部は、回転体Ｒが潤滑剤２８中で浮上している状態から回転軸方向に偏倚するときに、ポンプアウト方向の動圧の変化の総和がポンプイン方向の動圧の変化の総和より大きくなる動圧発生特性になれば、形成位置や形状を適宜変更してもよい。そして、その動圧発生特性にすれば、本実施形態と同様の効果を得ることができる。また、本実施形態では、第２スラスト動圧発生部をポンプイン動圧溝である第２スラスト動圧溝４８ａ、ポンプアウト動圧溝である第２スラスト動圧溝４８ｂの２つで構成する場合を説明した。別の実施例では、第２スラスト動圧発生部をポンプアウト動圧溝のみで構成してもよく、本実施形態と同様の効果を得ることができる。   The formation positions of the first thrust dynamic pressure generating portion and the second thrust dynamic pressure generating portion described above, the shapes of the respective dynamic pressure grooves, and the like are examples. Therefore, the first thrust dynamic pressure generator and the second thrust dynamic pressure generator generate dynamic pressure in the pump-out direction when the rotating body R deviates from the floating state in the lubricant 28 in the rotational axis direction. If the dynamic pressure generation characteristic is such that the sum of changes is greater than the sum of changes in dynamic pressure in the pump-in direction, the formation position and shape may be changed as appropriate. And if it is set as the dynamic pressure generation characteristic, the same effect as this embodiment can be acquired. Further, in the present embodiment, the second thrust dynamic pressure generating portion is configured by two parts, a second thrust dynamic pressure groove 48a that is a pump-in dynamic pressure groove and a second thrust dynamic pressure groove 48b that is a pump-out dynamic pressure groove. Explained the case. In another example, the second thrust dynamic pressure generating part may be configured by only the pump-out dynamic pressure groove, and the same effect as in the present embodiment can be obtained.

本発明は、上述の実施例に限定されるものではなく、当業者の知識に基づいて各種の設計変更等の変形を加えることも可能である。各図に示す構成は、一例を説明するためのもので、同様な機能を達成できる構成であれば、適宜変更可能であり、同様な効果を得られる。   The present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications such as design changes can be added based on the knowledge of those skilled in the art. The configuration shown in each figure is for explaining an example, and can be changed as appropriate as long as the same function can be achieved, and the same effect can be obtained.

ＴＳ キャピラリーシール部、
Ｓ 固定体、
Ｒ 回転体、
１０ ベース部材、
１４ ハウジング、
１６ スリーブ、
１６ｂ 周状張出部、
２０ ハブ、
２６ スラスト部材、
２６ｅ フランジ部、
２８ 潤滑剤、
４４ 吸引プレート、
４６ 第１スラスト動圧溝、
４８ａ 第２スラスト動圧溝、
４８ｂ 第２スラスト動圧溝、
１００ ディスク駆動装置、
１２０ 記録ディスク。 TS capillary seal part,
S fixed body,
R rotating body,
10 Base member,
14 housing,
16 sleeve,
16b Circumferential overhang,
20 hubs,
26 Thrust member,
26e flange part,
28 lubricant,
44 suction plate,
46 first thrust dynamic pressure groove,
48a Second thrust dynamic pressure groove,
48b second thrust dynamic pressure groove,
100 disk drive,
120 Recording disc.

Claims (6)

吸引プレートが固着されたベース部材と、
マグネットが固着され、記録ディスクを載置する回転体と、
前記ベース部材上に配設され、前記回転体を回転自在に支持する軸受ユニットと、
前記回転体を回転させる駆動ユニットと、を備え、
前記軸受ユニットは、
前記ベース部材の少なくとも一部と前記回転体の少なくとも一部との間に潤滑剤を保持する潤滑剤保持部と、
前記潤滑剤保持部に設けられ前記回転体に固定される環状の部材であって、軸方向の一方の端部に第１スラスト動圧発生部を構成する第１スラスト端面と、軸方向の他方の端部に第２スラスト動圧発生部を構成する第２スラスト端面と、を含むスラスト部材と、
を有し、
前記回転体が回転しているときに、前記第１スラスト動圧発生部は前記潤滑剤を前記潤滑剤保持部の内部側に向かう第１方向の動圧を発生させ、前記第２スラスト動圧発生部は前記潤滑剤を前記第１方向と反対に向かう動圧を発生させるように構成され、
前記吸引プレートは前記マグネットとの間に磁気的吸引力を生じることによって前記回転体を前記ベース部材側に引き寄せる方向の吸引力を発生し、
前記回転体が回転しているときに、前記第１スラスト動圧発生部が前記回転体に発生させる力と、前記第２スラスト動圧発生部が前記回転体に発生させる力と、の合成力が、前記回転体に加わる重力と前記吸引力との合計と釣り合うように構成されることを特徴とするディスク駆動装置。 A base member to which a suction plate is fixed;
A rotating body on which a magnet is fixed and a recording disk is placed;
A bearing unit disposed on the base member and rotatably supporting the rotating body;
A drive unit for rotating the rotating body,
The bearing unit is
A lubricant holding part for holding a lubricant between at least a part of the base member and at least a part of the rotating body;
An annular member provided in the lubricant holding portion and fixed to the rotating body, the first thrust end surface constituting the first thrust dynamic pressure generating portion at one end in the axial direction, and the other in the axial direction A thrust member including a second thrust end face constituting the second thrust dynamic pressure generating portion at the end of
Have
When the rotating body is rotating, the first thrust dynamic pressure generating unit generates a dynamic pressure in the first direction toward the inner side of the lubricant holding unit, and the second thrust dynamic pressure is generated. The generator is configured to generate a dynamic pressure that causes the lubricant to move in the direction opposite to the first direction,
The suction plate generates a magnetic attraction force between the magnet and the magnet to generate an attraction force in a direction to draw the rotating body toward the base member.
A combined force of the force generated by the first thrust dynamic pressure generating section on the rotating body and the force generated by the second thrust dynamic pressure generating section on the rotating body when the rotating body is rotating Is configured so as to be balanced with the sum of the gravitational force applied to the rotating body and the suction force. 前記軸受ユニットは、前記ベース部材の孔に保持されるハウジング円筒部と、前記ハウジング円筒部の端部を密閉する底部とを結合したハウジングを含み、
前記第１スラスト発生部は、前記第１スラスト端面と前記ハウジングとで構成されることを特徴とする請求項１に記載のディスク駆動装置。 The bearing unit includes a housing in which a housing cylindrical portion held in a hole of the base member and a bottom portion that seals an end portion of the housing cylindrical portion are coupled,
2. The disk drive device according to claim 1, wherein the first thrust generating portion includes the first thrust end face and the housing. 前記軸受ユニットは、
前記ハウジング円筒部に形成された傾斜面及び前記傾斜面と半径方向に対向する面とで構成されるキャピラリーシール部を含み、
前記キャピラリーシール部は前記第１スラスト発生部の前記第２スラスト発生部と反対側に接続されることを特徴とする請求項２に記載のディスク駆動装置。 The bearing unit is
A capillary seal portion including an inclined surface formed in the housing cylindrical portion and a surface opposed to the inclined surface in the radial direction;
3. The disk drive device according to claim 2, wherein the capillary seal portion is connected to a side of the first thrust generating portion opposite to the second thrust generating portion. 前記駆動ユニットは前記マグネットに対向するステータコアを含み、
前記ベース部材は前記軸受ユニットを環囲するとともに外周側に前記ステータコアを固着するコア外設円筒部を含み、
前記コア外設円筒部は、軸方向で前記第１スラスト端面を超えて突出することを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項に記載のディスク駆動装置。 The drive unit includes a stator core facing the magnet,
The base member includes a core-external cylindrical portion that surrounds the bearing unit and fixes the stator core to the outer peripheral side;
4. The disk drive device according to claim 1, wherein the outer cylindrical portion of the core protrudes beyond the first thrust end surface in the axial direction. 5. 回転状態の前記回転体における軸方向印加力による軸方向偏倚の関係について前記軸方向偏倚に対する前記軸方向印加力の傾きをスラスト剛性と呼ぶとき、
前記ディスク駆動装置は、そのスラスト剛性が、前記吸引プレートを除いた場合のスラスト剛性より大きくなるように構成されることを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１項に記載のディスク駆動装置。 Regarding the relationship of axial deviation due to axial applied force in the rotating body in a rotating state, when the inclination of the axial applied force with respect to the axial deviation is referred to as thrust stiffness,
5. The disk according to claim 1, wherein the disk drive device is configured such that a thrust rigidity thereof is greater than a thrust rigidity when the suction plate is removed. Drive device. 前記吸引プレートは、冷間圧延鋼板からプレス加工することで形成されたプレス面を有するリング状の部材であることを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか１項に記載のディスク駆動装置。   The disk drive according to any one of claims 1 to 5, wherein the suction plate is a ring-shaped member having a press surface formed by pressing a cold-rolled steel plate. apparatus.
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