JP3631988B2

JP3631988B2 - 軸端の磁気吸引力と平衡させた単円錐動圧流体軸受を有するモータ

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Publication number: JP3631988B2
Application number: JP2001222374A
Authority: JP
Inventors: 義和市山
Original assignee: 義和市山
Priority date: 2001-07-24
Filing date: 2001-07-24
Publication date: 2005-03-23
Anticipated expiration: 2021-07-24
Also published as: US6664687B2; JP2003035312A; US20030020346A1

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は流体動圧軸受モータに係わり，特に円錐形状の軸受部を有して薄型化と低コスト化を可能とする流体動圧軸受モータに係わる。
【０００２】
【従来の技術】
回転型の記憶装置，冷却用のファン等において，静粛性或いは回転体のＮＲＲＯ（非同期軸振れ）抑制等の要請から流体動圧軸受モータの採用方向にある。同時に携帯用途の進展と共にそれら機器の薄型化，低電流化等も強く求められている。しかしながら流体動圧軸受は，ＮＲＲＯを抑圧する観点から軸を支承するベアリング部間のスパンを小さくし難く薄型化に限界が有り，また軸受間隙維持にサブミクロン以下の加工精度を必要として低コスト化が困難な事情にある。
【０００３】
流体動圧軸受に於いて薄型化を可能にするには軸方向の二点で支持するベアリングから脱却できる構造，低電流化にはベアリング摺動部面積を減少出来る構造，さらに低コスト化には部材の加工精度を緩和しても軸受間隙を必要な精度で維持出来る構造等々を実現する事である。
【０００４】
この候補となる円錐形状の流体動圧軸受は，ラジアル及びスラスト方向の負荷を支持出来て以前から注目されてきた。しかし薄型化に適する単円錐構造は実開平０６−００４７３１の如き気体軸受構造等で提案はあったが十分には成功していない。その主な理由は単円錐構造では回転時のＮＲＲＯを十分には抑えられなかった事にある。特性改善のために特開２０００−００４５５７，特開２０００−２０５２４８等では円錐軸受と円筒軸受との併用を提案しているが，円筒軸受は軸受間隙維持に精密な加工を要してせっかくの円錐軸受の利点を殺してしまう結果となっている。また単円錐構造類似として単一の球面形状動圧ベアリングを用いたＵＳＰ０５８５４５２４に示される気体軸受の例もあるが，ラジアル方向の負荷容量を十分に確保するには二つの球面の半径を厳密に調整する必要が有り，低コスト化は容易で無い。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
単円錐形状の流体動圧軸受モータでの課題は回転姿勢の安定性であり，また潤滑流体が漏れ難く，組立の容易な構造の実現である。本発明の目的は，前記課題を解決して，薄型化及び低電流化に適し，簡易な構造で低コスト化が可能な単円錐形状の流体動圧軸受モータを実現提供することである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明による流体動圧軸受モータは，軸径が略円錐状に次第に細くなるテーパー面を有する軸と，軸に対向する円錐状凹部を持つスリーブと，軸及びスリーブ間間隙の潤滑流体と，軸或いはスリーブの円錐状テーパー面に設けられた動圧溝とより構成される流体動圧軸受モータにおいて，前記動圧溝が発生する円錐状テーパー面と直交方向の負荷容量により回転部姿勢復元の支点となる円錐頂点近傍に磁気吸引力発生手段を設け，前記動圧溝が発生する負荷容量の軸方向分力と前記磁気吸引力とを平衡させて回転部を支承するを特徴としている。従来の動圧流体軸受では回転部の姿勢保持に軸方向に２以上のヘリングボーングルーブを用いて回転モーメントを形成していたが，この構成により前記負荷容量と前記磁気吸引力とにより円錐頂点近傍を支点とする回転姿勢復元モーメント力を得てただ一組の動圧溝しか有さない端円錐形状の動圧流体軸受に於いても回転部姿勢安定化を可能とする。また円錐頂点近傍に磁気吸引力発生手段を配置する事により回転姿勢復元モーメントの支点を径方向に固定する効果も生じて回転部の不要な振動を抑制する事が出来る。
【０００７】
請求項２及び３の発明による流体動圧軸受モータは，磁気的手段は前記磁気吸引力よりは大の保持力で軸内に可動に保持される永久磁石とスリーブ側磁性体とで構成し，前記永久磁石端において静止時にはスリーブと接触し，回転時には離間してその離間距離が軸とスリーブの円錐面に於ける軸方向浮上距離より大とはならないよう組立時に前記永久磁石の位置調整及び固定を可能とし，さらに組立時に永久磁石は十分に軸端より突出させた後に軸とスリーブ間には磁気吸引力以上の力を加えてスリーブ頂部或いはスリーブ頂部に配置された板バネが弾性変形を生じる状態で永久磁石の位置を確定させ，スリーブの円錐頂部或いは板バネと永久磁石端とは静止時には接触し，回転時には離間してその離間距離が軸とスリーブの円錐面に於ける軸方向浮上距離より小或いは等しくなるよう構成しているを特徴としている。これにより静止時に軸の円錐面がスリーブに嵌り込んで生ずる起動不良を排して信頼性を向上出来る。
【０００８】
請求項４の発明による流体動圧軸受モータは，軸及びスリーブの円錐状テーパー面が対向する軸方向の中間領域で最小間隙となるよう軸の円錐状テーパー面から数ミクロンメートル大径となるようクラウンを付与し，軸の円錐状テーパー面に設けたクラウン形状により最小間隙となる軸及びスリーブの円錐状テーパー面の少なくとも何れかの面に周回する溝を設け，且つ前記最小間隙となる領域に向けて潤滑流体をポンピングさせるようなスパイラル状動圧溝を前記最小間隙領域の軸方向両側或いは片側に設けた事を特徴とする。クラウン中央の帯状狭間隙部は偏芯した際に楔効果で潤滑流体の圧力大の領域を生じさせるが，偏芯による間隙小の部分から圧力大の部分までの遅れが大でハーフホワール等不安定現象を生じさせやすい。周回溝は圧力大の潤滑流体を周方向に分散させ，動圧溝による復元力を相対的に高めてハーフホワールを減少させる効果がある。
【０００９】
請求項５の発明による流体動圧軸受モータは，対向する軸及びスリーブ円錐状両面のほぼ同じ軸方向位置にそれぞれ周方向角度長の異なる動圧溝を配して周方向の最小間隙点から最大圧力点となるまでの遅れ量を分散させてハーフホワール等の不安定現象を回避する構造を提案している。
【００１０】
請求項６及び７の発明による流体動圧軸受モータは，軸外周部に配置されスリーブ外周壁に対向して開口部に向け徐々に大となる間隙を有しテーパーシール部を形成する環状障壁に固定されるリング状部材と，リング状部材に対応してスリーブ外周壁に設けられた環状凹部との間で回転部の軸方向可動距離を制限させる構成として，固定作業に必要なアクセス孔を前記環状障壁端部に対向する固定部側或いは回転部側部材に有する。さらに可動部の軸方向移動量をリング状部材の前記弾性変形量として調整設定することも提案している。
【００１１】
請求項８の発明による流体動圧軸受モータは，磁気吸引力の値を回転部に搭載される負荷を含む回転部総重量の３ないし５倍に設定して軸受に加える負荷を十分に大として対抗して発生する動圧による負荷容量を大とさせて回転部の姿勢を安定化するを特徴としている。流体動圧軸受モータの使用姿勢を制限させない条件で３倍以上，流体動圧軸受の能力面から５倍程度が適当な値である。流体動圧軸受の設計上許容範囲内で上記数値に拘わらず更に大きな磁気吸引力とする事により回転部姿勢は更に精度を向上できる。
【００１２】
【作用】
本発明による流体動圧軸受モータに依れば，回転によって発生する負荷容量は円錐面に垂直でその軸方向分力と磁気吸引力とが平衡する位置で軸とスリーブは非接触で回転する。負荷容量の径方向分力は周方向の各点でそれぞれ平衡して回転部の調芯に寄与する。負荷容量自体は円錐のテーパー面に垂直であるので円錐の頂点を支点として回転姿勢が傾いた場合の復元力となるが，円錐頂部近傍の磁気吸引力は負荷容量と協働して円錐頂点近傍を支点とする回転姿勢復元モーメント力を更に発生し，軸方向位置にただ一列の動圧発生溝しか有さない場合でも姿勢安定性を確保できる。
【００１３】
従来の単円錐構造の軸受において，回転部の姿勢維持に成功しなかった大きな要因は軸受に加える負荷を自重のみ，或いは起動停止時の摩耗を避けるために実開平０６−００４７３１のように磁気ベアリングを併用して自重以下の負荷を軸受に加える構造としていた事情にある。既に説明したように軸受の負荷容量の軸方向分力と負荷とが平衡して安定するので小さな負荷では発生する負荷容量は小さく抑えられ，回転姿勢を安定に維持するに十分な姿勢復元力は得られない。本発明による流体動圧軸受では軸とスリーブ間に磁気吸引力を作用させて軸受に加えられる負荷を大とし，対抗して発生する軸受の負荷容量の大きさを所望の値とさせる事で回転姿勢の安定化を可能とした。その磁気吸引力の大きさは許容できるＮＲＲＯの程度，モーターの大きさ等条件によって異なる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下に本発明による流体動圧軸受モータについて，その実施例及び原理作用等を図面を参照しながら説明する。
【００１５】
本発明の実施例を説明する前に図１４により従来の流体動圧軸受モータ構造の説明をする。従来の流体動圧軸受モータは軸９１と円筒状のスリーブ９２とより構成する二つのラジアルベアリングと，スラストプレート９３両面に構成する二つのスラストベアリングとを有し，それそれヘリングボーン形状の動圧溝を有する。ラジアルベアリング部では軸９１，スリーブ９２間に半径で２ミクロンメートル程度，スラストベアリング部ではスラストプレート９３とスリーブ９２，スラストブッシュ９４との間に１０ミクロンメートル程度の間隙を有して潤滑流体で充たされている。
【００１６】
二つのラジアルベアリング及びスラストプレート９３の存在はモータ全体の薄型化を困難にしている。ベアリング部の負荷容量は間隙の大きさに依存するので量産段階でこれら間隙を精度良く実現すること，軸９１とハブ９５，軸９１とスラストプレート９３との直角度を厳しく管理すること等が重要でコストアップの要因となっている。またスラストブッシュ９４とスリーブ９２との接合部は潤滑流体が接する部分であり，接着，カシメ，或いはレーザ溶接等によりシール及び固定を行っているが，接合部隙間から潤滑流体漏れを生じやすくしばしば重大障害を招いている。番号９６はロータマグネットを，９７はステータコアを，９８はコイルを，９９はベースをそれぞれ示す。
【００１７】
図１は本発明の実施例である流体動圧軸受モータの断面構造を示す。軸１１はその径が先細りとなる円錐形状とし，軸１１に対向して配置されるスリーブ１２は円錐状凹面とする。軸１１とスリーブ１２間の間隙には潤滑流体である磁性流体オイルが充填され，軸１１の外周部に設けた環状障壁２３とスリーブ１２の外周壁との間隙は軸方向に徐々に大としてテーパーシール部を形成し潤滑流体の境界面１７を有する。軸１１はその中に永久磁石３５を有し，磁性体で構成されたスリーブ１２頂部との間に磁気吸引力を発生させる。回転部は軸１１，環状障壁２３，ハブ４１，ローターマグネット４４等とより，固定部はスリーブ１２，ベース４３，ステータコア４７，コイル５０等とより構成する。
【００１８】
軸１１，スリーブ１２の何れかの円錐状テーパー面１３には，後に説明するヘリングボーン形状の動圧溝を一組有してベアリング部を形成する。この一組の動圧溝は潤滑流体をその中心に向かってポンピングし潤滑流体の圧力を高める。その結果生じる負荷容量は軸とスリーブ間間隙に反比例するので負荷容量の軸方向分力と前記磁気吸引力とが平衡するよう前記間隙は決定され，負荷容量の径方向分力で軸１１の調芯が行われる。したがって，負荷容量の大きさは磁気吸引力によって決まるので回転時に回転部を支持するに十分な負荷容量を発生出来るよう磁気吸引力を設定するとし，間隙はおおよそ数ミクロンメートルの値となる。円錐形状の頂角が大では負荷容量の軸方向分力を重視，小では径方向分力を重視することになるが，実施例では６０度弱として調芯が十分に行えるよう径方向の分力を重視している。
【００１９】
ステーターコア４７，コイル５０はローターマグネット４４と協働して回転部を回転させる。回転部にはこの他に負荷として磁気ディスク或いは光ディスク等が搭載され，正立或いは倒立等記憶装置の設置形態により軸１１とスリーブ１２間に加わる力は異なる。すなわち，正立では磁気吸引力に加えて可動部重量が加わり，倒立では逆に磁気吸引力から可動部重量が差し引かれて加わる。それらを考慮すれば，磁気吸引力としては可動部重量の３倍以上が目安であり，経験的にも妥当な姿勢の安定が得られる。磁気吸引力を大にしてより大きな負荷容量と平衡させれば歳差運動を更に圧縮できて姿勢安定性を増すことが出来るが，一方では起動停止時の摺動摩擦を大にして稼働寿命を減ずる事も判明している。必要な回転精度によって異なるが，おおよその目安として小型磁気ディスク装置の場合は流体動圧軸受モータの回転部重量に負荷重量を加えた可動部重量の５倍程度の磁気吸引力を発生させるよう設定する。
【００２０】
図２は軸１１，永久磁石３５，スリーブ１２等の断面と磁束の経路を示す。軸１１は非磁性材料とし，軸内に希土類の強力な永久磁石３５を配置する。軸受部の径は５ミリメートル程度であるとして永久磁石３５の径は設計上１−２ミリメートル程が割り当て可能である。軸１１の先端とスリーブ１２との距離は２０−３０ミクロンメートル程度の微小な間隙に設定するので磁気吸引力はその間隙変動に依らずほぼ一定となり，加工組み立て公差を大に出来る。番号５５は永久磁石３５の磁化方向を示し，永久磁石３５先端は球面として磁束を集中させ，スリーブ１２円錐頂部に流入した磁束５６は番号５７として示すようにスリーブ１２内を通ってスリーブ１２の円錐テーパー面から永久磁石３５の他端に戻る（番号５８）。円錐テーパー面から永久磁石３５端までの距離は大でしかも面積は広いので磁束５８は分散し磁束密度は小さく，スリーブ１２の円錐テーパー面と永久磁石３５との磁気吸引力は小さい。
【００２１】
潤滑流体として磁性流体オイルを使用したので磁束密度の高い円錐頂部近傍に磁性流体オイルへの求心力が働き，軸受部からの気泡排除を促進できる。通常のオイルでも軸受の機能実現に支障は無い。
【００２２】
磁気吸引力の発生手段には他にローターマグネット４４とステーター４７を軸方向に偏倚させる，或いはローターマグネット４４の下方に磁性体片を配置する等が存在する。前者は振動を誘発し，後者は磁性体片に生じる渦電流で消費電流を大にさせるデメリットがある。本実施例に示す磁気吸引力発生手段では上記手段の欠点を解決する事が出来る。
【００２３】
図３は図１に示す実施例に於ける軸受部分の詳細構造を示し，図３（ｂ）はスリーブ１２の平面図を，図３（ａ）は軸１１及びスリーブ１２の断面構造をそれぞれ示す。図３（ｂ）に示すようにスリーブ１２のテーパー部１３にはヘリングボーン形状の動圧溝１８が一組設けられている。動圧溝１８は数ミクロンメートル程度の凹みであり，回転時に内周側及び外周側から潤滑流体を動圧溝１８の中心，つまり動圧溝１８の屈曲箇所に集めて潤滑流体の圧力を高め，軸１１をスリーブ１２に対して浮上，支承する。本実施例では外周側から内周側へのポンピング能力を内周側から外周側へのそれよりやや大として内周側へのポンピング力が残るよう設定し，内周側での潤滑流体の圧力を回転起動時に速やかに大とさせて軸１１，スリーブ１２の摺動摩擦を軽減させる。図３（ｂ）に示す動圧溝１８では内周部側の溝長が大に表されているが，ポンピング能力は溝の周方向長さの縮小程度及び溝の径方向長さ等により決まるので上記説明とは矛盾しない。
【００２４】
環状障壁２３とスリーブ１２の外周壁との間隙は軸方向に徐々に大として潤滑流体を表面張力によってシールするテーパーシール部を形成している。環状障壁２３の端部にはリング状部材２４が固定され，リング状部材２４の内周部はスリーブ１２外周壁面に設けられた環状凹部２６内にあり，回転部の軸方向への移動を制限する。リング状部材２４は弾性を利用しあるいはリングの一部を切り欠き，組立時に予め環状凹部２６に回転自在に嵌めておいて，組み立て後に環状障壁２３と対向する部材に設けられたアクセス孔２５を介してリング状部材２４を環状障壁２３端部にスポット溶接，接着等により固定する。アクセス孔２５は周方向に３個有り，リング状部材２４は３点で周方向に均一に固定する。
【００２５】
潤滑流体のテーパーシール部は円錐状軸受面外周部では無く，スリーブ１２の外周に配置したのでモーター全体の薄型化に効果があり，テーパーシール部の軸方向のスペースは十分に取れるのでテーパー角を１０度以下の小さな角度として強固な潤滑流体のシール構造を実現できる。また潤滑流体の境界面１７を円錐面では無く，ほぼ垂直に近いスリーブ１２外周壁と環状障壁２３との間に配置したので高速回転に於いても遠心力で潤滑流体が漏れる懸念は少ない。
【００２６】
図４では，回転時に発生する潤滑流体内の圧力分布，圧力分布の結果として軸１１，スリーブ１２間に現れる負荷容量等を示して回転姿勢の復元力が得られる事を説明する。図４（ｂ）は，回転時に動圧溝１８によって発生される潤滑流体の圧力分布６２，６３，６４，６５を示し，縦軸６０は圧力を，横軸６１は図４（ａ）に対応して径方向の座標を示す。その圧力の最高点位置６３，６５は動圧溝１８の屈曲点にほぼ相当する。圧力分布は大気圧を差し引いてあるので外周部の圧力６２ではほぼゼロとなっているが，動圧溝１８は内周側へのポンピング力が勝るように設定されているので内周部に相当する位置の圧力６４は大気圧より大と示される。
【００２７】
図４（ａ）では，軸１１，スリーブ１２の断面構造と潤滑流体の圧力増大に伴って生ずる負荷容量を番号６７，６８として示す。円周方向各点に同様な負荷容量は現れるが，説明を簡単にするために断面図の左右二点で示している。
【００２８】
番号６９，７１は負荷容量６７，６８の軸方向分力を，番号７０，７２は径方向分力をそれぞれ示す。負荷容量６７，６８は軸１１，スリーブ１２間の間隙にほぼ反比例するので軸方向分力６９，７１と回転部，固定部間の磁気吸引力とが平衡するよう間隙は定まる。径方向分力７０，７２は互いに逆方向でこれらが釣り合うよう軸１１は調芯される。
【００２９】
また，負荷容量６７，６８は円錐面に垂直に働くので円錐面の頂点に対応する位置を仮想的な支点６６とし，支点６６と負荷容量６７，６８の作用する点との距離をＬとすると，軸１１には距離Ｌと負荷容量６７，６８の積に相当するモーメント力が働く。負荷容量６７，６８に拘わるモーメント力は常に逆方向であり，負荷容量６７，６８の大きさはそれらの近傍に於ける軸１１，スリーブ１２間の間隙にほぼ反比例するので負荷容量６７，６８のモーメント力が等しくなるよう，すなわち両者の間隙が等しくなるよう復元力が支点６６を中心に働き，軸１１の姿勢は維持され，歳差運動も抑制される。
【００３０】
潤滑流体として用いるオイルの粘度は一般に高温では小で負荷容量は減少する。従来の設計では使用温度範囲の上限で余裕を持って負荷容量を確保できるよう設定するが，その結果として低温では過剰負荷容量，過大電流に悩まされている。本発明に依れば，軸１１とスリーブ１２間の間隙は負荷容量６７，６８の軸方向分力６９，７１と磁気吸引力とが平衡する位置に定まるので負荷容量は温度に拘わらずほぼ一定に保たれる。すなわち温度補償が自動的になされ，設計での負荷容量設定値は全温度範囲に渡って一定の値と出来，低温での過剰負荷容量，過大電流等を回避できて低電流化設計が可能となる。
【００３１】
さらに流体動圧軸受での軸損は，主として動圧溝のある狭間隙部分での潤滑流体と軸１１，スリーブ１２等の面との摩擦力に起因するので本発明のように動圧溝が一組という最小構成で有ればこの点からも軸損は小さく，低電流化が達成できる。
【００３２】
また，軸１１の姿勢保持に関するモーメント力は距離Ｌと負荷容量６７，６８との積に依って決まるので従来構造のように軸方向に二組の動圧溝を有してそれらの間のスパンを大にする必要は無く，動圧溝１８は一組のみで済むので従来構造に比して構造の簡素化と共に薄型化も達成できる。
【００３３】
図５ではさらに軸端の磁気吸引力が回転姿勢の復元に有効であることを説明する。図５（ａ）は軸端に磁気吸引力を有する実施例，図５（ｂ）はローターマグネットを磁気吸引力発生手段とする例を示す。これらの図では軸１１の上部が左に傾いた例を示すので図４（ａ）で説明したように動圧発生による負荷容量を左右の二点に代表させて番号６７，６８として示す。軸受間間隙の小となる負荷容量６７は負荷容量６８より大で図４（ａ）で説明したように回転姿勢の復元モーメント力が発生する。図５（ａ）ではさらに軸端の磁気吸引力８３が負荷容量６７，６８と回転姿勢の復元モーメント力を発生させる事が容易に判る。一方のローターマグネット４４を磁気吸引力発生手段とする図５（ｂ）の例では左右の磁気吸引力８４，８５とがほぼバランスするが，ローターマグネット４４と磁性体片５３との間の磁気吸引力８４，８５は間隙に反比例するので間隙の小になった磁気吸引力８４は磁気吸引力８５より大となってむしろ回転姿勢復元の阻害要因とさえなる。このように軸端に磁気吸引力を有する構造は更に回転姿勢の安定化に寄与する。
【００３４】
図６及び図７は静止時に軸とスリーブとが円錐面で完全には接しないようにした図１実施例の詳細構造を示す。図６において，軸１１内には静止時にスリーブ１２円錐頂部と接触する可動の永久磁石３５を有し，スリーブ１２の頂部には板バネ３３を有する。点線で示した軸１１ａは静止時の位置を，実線の軸１１は回転時の位置をそれぞれ示すが，回転時に於ける永久磁石３５端と板バネ３３との間隙をｄ，スリーブ１２，軸１１間の円錐面での軸方向浮上量をｆとしてｆがｄよりも常に等しいか大となるよう永久磁石３５の突出量を定める。その目安として（ｆ−ｄ）はスリーブ１２の浮上量ｆが温度によって変化するので例えば浮上量ｆが１０−２０ミクロンメートルの範囲で有れば５ミクロンメートル程度に設定する。このようにして回転時に永久磁石３５端は少なくとも５ミクロンメートル程度，円錐面は軸方向に１０−２０ミクロンメートル浮上し，回転姿勢に影響を与えない。
【００３５】
円錐状軸受に於いては，軸がスリーブに嵌り込んで摩擦が大となり，起動不良を生じる可能性を有している。磁気吸引力の大きさ，円錐頂角，軸とスリーブを構成する材料の硬度等の相対的な問題であり，本発明が対象とする小型モータの領域では発生する確率は小さいが，図６に示す構造として完全に解決できる。
【００３６】
図７は図６に於ける永久磁石３５の位置調整を説明するための図である。軸１１内の円筒３２には隙間嵌めにより磁気吸引力よりは大の保持力で永久磁石３５を移動可能に保持する。組立時には軸１１に予め永久磁石３５を十分に突出させてスリーブ１２を組み合わせ，磁気吸引力より大の押し圧力をスリーブ１２，軸１１間に加えてスリーブ１２の円錐頂部に当接させ，軸１１とスリーブ１２とが円錐面で接し且つスリーブ１２の円錐頂部に配置した板バネ３３を弾性変形させた状態で押し圧力を取り去る。点線１１ｂは押し圧力を加えた状態での軸を示し，実線で示す軸１１は押し圧力を取り去った後に板バネ３３が元の形状に復帰し，軸１１及びスリーブ１２の円錐面に間隙が設けられた状態を示す。板バネ３３の弾性変形を利用する替わりにスリーブ１２の円錐頂部の弾性変形を利用しても同様の効果を得ることが出来る。
【００３７】
永久磁石３５は位置調整をした後，接着或いは溶接等で固定すると過大な衝撃力にも対抗できる。円筒３２は貫通孔として永久磁石を隙間バメ或いはねじ留めで保持し，組立時には十分に突出させてスリーブ１２の円錐頂部と当接させた後に貫通孔を介して（ｆ−ｄ）相当量を突出させ位置調整及び固定を行う事も出来る。さらに永久磁石３５先端部及び対向する板バネ３３にはセラミック材貼付，メッキ処理等摩耗対策を施せば長期に渡って性能を安定化できる。
【００３８】
単一の円錐状軸受に於いては，軸とスリーブとの径がわずかに異なっても軸方向の適当な位置で対向するので径寸法の公差を大として低コスト化を可能にする特徴がある。図６の実施例で示した永久磁石３５を当初から軸１１に固定とすることも出来るが，その場合には永久磁石３５の突出量と軸１１及びスリーブ１２の径寸法とを管理しなければならない。流体動圧軸受モータとしてのＮＲＲＯ等の性能要求が比較的緩い場合は寸法管理も容易であるが，性能要求が厳しい場合には困難で，本実施例のように永久磁石の位置調整を行う構造がトータルのコストとしては低い。
【００３９】
図８（ａ）はヘリングボーングルーブの中央部にクラウンを有する実施例を軸固定構造で示す。円錐面に設けるヘリングボーン形状の動圧溝は中央部が無い平坦とし，両側の動圧溝２０，２１を位置が判りやすいように断面図内に示したが，実際には軸１１の円錐表面にある深さ数ミクロンの溝である。軸１１には円錐面に僅かにクラウン１９を設けて平坦部帯状領域の軸受間隙が最小となるよう構成し，クラウン１９のある平坦部帯状領域には深さ１０ミクロン程度の周回溝４０を設けてある。クラウン部１９の具体的寸法は個々の条件で異なるが，円錐内外周端で平坦部帯状領域部より間隙が数ミクロンメートル程度大になるよう設定する。このような構造とすることで軸１１及びスリーブ１２の円錐面の頂角設定が僅かにずれても内外周のエッジの接触を回避でき，部材の加工公差を拡大できる特徴がある。
【００４０】
ヘリングボーングルーブはポンプインとポンプアウトの二種のスパイラルグルーブを対にした構造であるので上記グルーブ構造は軸受間隙が最小になるクラウン部１９を境に内周側にポンプアウトのスパイラルグルーブ２０，外周側にポンプインのスパイラルグルーブ２１を配置したと解する事も出来る。それぞれの役割に応じて一周当たりのグルーブの数，グルーブの傾き角等形状もそれぞれ最適に選択する事も出来る。
【００４１】
図８（ａ）には上記の動圧溝構造に於ける回転時の圧力分布等も示す。番号７３は軸方向の座標，番号７４は圧力値をそれぞれ示し，番号７５，７６，７７，７８，７９はそれぞれの軸方向位置で周方向の平均的な圧力を示す。大気圧を差し引いてあるので外周部での圧力値７５はゼロを示し，動圧溝２１により圧力７６は増加し，中央部では番号７７で示すようほぼ一定となる。動圧溝２０の位置に相当する部分で圧力は番号７８に示すよう減少し，円錐頂部１４では番号７９に示すよう大気圧よりやや大の値となる。
【００４２】
基本的にはこの中央部での高い圧力７７により回転部姿勢を保持するのであるが，詳細には更に図８（ｂ）により説明する。図８（ａ）に示す圧力分布７５，７６，７７，７８，７９は周方向の平均値であり，軸１１とスリーブ１２とが偏芯したり，傾いた場合には局部的に周方向の圧力分布も異なる。図８（ｂ）では回転するスリーブ１２が上方では左に，下方では右に傾いて回転している状況を示す。グルーブ２０がクラウン１９による中間の狭間隙部との間で発生させる負荷容量は周方向に均一では無くなり，右側で負荷容量Ｆ１１，左側でＦ１２として代表させて考えると軸受間隙の小さい側のＦ１１が大となる。同様にグルーブ２１の場合も負荷容量を右側でＦ２１，左側でＦ２２とすると，軸受間隙の小さい側のＦ２２が大となる。円錐面の頂点を仮想的な支点６６と考えて支点６６から負荷容量Ｆ１１，Ｆ１２までの距離をＬ１，負荷容量Ｆ２１，Ｆ２２までの距離をＬ２とすると，スリーブの上部ではＬ１＊（Ｆ１１−Ｆ１２），スリーブ下部ではＬ２＊（Ｆ２１−Ｆ２２）のモーメント力が働き，それぞれに於ける軸受間隙を等しくするよう復元力が働く。この説明では簡単のために左右のモーメント力のみ取り上げたが，実際には円周方向及び軸方向の各点に於けるモーメント力が釣り合う事になる。
【００４３】
このように一組のヘリングボーングルーブ中間に間隙小の領域を配置することにより軸１１，スリーブ１２間の上下間隙をそれぞれ均等にさせるような回転姿勢復元モーメント力を発生させることが出来，本実施例の流体動圧軸受モータでは歳差運動を更に抑制することが出来る。またクラウン１９中央の帯状狭間隙部は偏芯した際に楔効果で潤滑流体の圧力大の領域を生じさせるが，偏芯による間隙小の部分から圧力大の部分までの遅れが大でハーフホワール等不安定現象を生じさせやすい。周回溝４０は圧力大の潤滑流体を周方向に分散させ，動圧溝による復元力を相対的に高めてハーフホワールを減少させる効果がある。
【００４４】
図９（ａ），（ｂ）は軸１１の円錐状テーパー面にスパイラル状のグルーブを有する実施例を示す。円錐状の軸１１は中間の帯状領域での間隙が最小となるようなクラウン１９を有し，その外周領域表面にポンプインのスパイラルグルーブ２２を有する。番号８０，８１，８２で軸方向の各位置に於ける平均的な圧力を示し，スパイラルグルーブ２２より内周側では番号８２で示すようにほぼ一定の圧力になる。図９（ｂ）で示すように動圧溝の上部から最も間隙の狭くなる帯状領域に掛けて軸１１とスリーブ１２との間隙に応じて周方向に変化する圧力分布が現れる。同図に於いては軸１１が左に傾き，上右側で軸受間隙が小となる場合の負荷容量Ｆ２１，Ｆ２２を示す。負荷容量は軸受間隙に反比例するのでＦ２２が大となり，円錐頂点の仮想支点６６からの距離Ｌ２を乗じてＬ２＊（Ｆ２１−Ｆ２２）のモーメント力が軸１１に働き，軸受間隙を等しくさせる。この説明では簡単のために左右のモーメント力のみ取り上げたが，実際には円周方向の各点に於けるモーメント力が釣り合う事になる。
【００４５】
前記実施例でクラウン部１９が無くても偏芯すれば周方向に圧力の不均一な分布は現れて回転姿勢の復元モーメントは得られるが，クラウン部１９の存在によりその圧力の不均一分布の位置を外周寄りに出来てモーメント力Ｌ２＊（Ｆ２１−Ｆ２２）を大に出来る意味がある。
【００４６】
図１０は軸受部の対向する両面に動圧溝を有する実施例で軸受部近傍を図示する。図１０（ｂ）は軸とスリーブの断面を示し，軸１１内には磁気吸引力発生用に永久磁石３５が配置され，軸１１の表面には上部にポンプアウトのスパイラル状動圧溝２０，下部にはポンプインのスパイラル状動圧溝２１が配置される。図１０（ａ）はスリーブ１２の軸受面を示し，スリーブ１２の軸受面には内周側にポンプアウトのスパイラル状動圧溝２７，外周側にはポンプインのスパイラル状動圧溝２８が配置される。動圧溝２０，２１，２７，２８の深さは数ミクロンメートルで，軸１１表面の動圧溝２０，２１とスリーブ１２表面の動圧溝２７，２８とは周方向角度長が異なることを特徴とする。同図実施例ではスリーブ１２表面の動圧溝２７，２８の周方向角度長は軸１１表面の動圧溝２０，２１の２倍以上に設定してある。番号２９，３０の矢印はスリーブ１２の回転方向を示す。
【００４７】
動圧溝は回転時に潤滑流体をポンピングして圧力を高め，圧力を高める能力は軸受間隙にほぼ反比例して姿勢復元力を発生させる。動圧溝は周方向に分布するので偏芯して軸受間隙が局部的に小となってもその影響が周方向での圧力分布差として反映されるまでには遅れが生じ，その遅れ量は動圧溝の周方向の角度長に比例する。被制御量の変化から制御までに遅れが有る制御系はある種の共振現象を起こすことは知られており，流体動圧軸受の場合は歳差運動，オイルホイップ等の不安定現象を引き起こす。
【００４８】
したがって，この種の不安定現象を軽減させるには上記遅れ量を適当に分散させることであり，例えば動圧溝２１の周方向の長さを分散させて構成する。しかし，一周当たりに数個しかない動圧溝の角度長を分散させると姿勢復元力の不均等その他のデメリットも顕在化する。本発明では軸１１表面，およびスリーブ１２表面にそれぞれ周方向角度長の異なる動圧溝を形成し，高められた圧力による姿勢復元力の周方向への均一性と，異なる周方向角度長の動圧溝の共存とを実現して解決した。動圧溝の加工は一般には容易ではなく，軸受部の両面に構成することはコストアップの要因となる。本実施例では円錐状軸１１，円錐状スリーブ１２は何れも型成形が可能であるのでコストアップ要因とはならず歳差運動の起こりにくい流体動圧軸受モータを実現できる。
【００４９】
図１１は連通孔を有する流体動圧軸受モータの実施例を示す。同図に示すように，軸１１内に円錐頂部１４から永久磁石３５と軸１１との間隙を介して円錐外周部に至る連通孔３４を有する構造とし，円錐頂部１４に加圧された潤滑流体を円錐外周部に循環させる。連通孔３４には繊維状材質，多孔性材質等を充填させて流路抵抗を調整し，円錐頂部１４の圧力を適度に残させる事で起動時の浮上を速やかにさせると共に衝撃振動が加わった時には加圧潤滑流体を逃がしてダンピングの程度を制御する。さらに本実施例は摺動部分に発生する摩耗粉を除去する特徴もある。
【００５０】
図１２はリング状部材の軸方向位置を調整できる実施例を示し，図１２（ｂ）は軸受部分の断面図を，図１２（ａ）はリング状部材周辺の断面部８９を拡大して示す。同実施例において，環状障壁２３の端部は突部８６を，リング状部材２４には契合する貫通孔を有するものとする。リング状部材２４は予めスリーブ１２外周部の環状凹部２６に嵌めておいてシャフト１１と組み合わせ，アクセス孔２５を介して前記突部８６とリング状部材２４の貫通孔を契合させると共にジグ８８によりリング状部材２４の内周部を前記環状凹部２６の端部８７に突き当て，リング状部材２４が弾性変形をした状態で前記突部８６に嵌め合い固定させる。
【００５１】
前記組み立てプロセスでリング状部材２４の軸方向弾性変形量は２０ミクロンメートル程度とし，リング状部材２４と前記突部８６との嵌め合いの強度を十分に大とすれば衝撃が加えられた時でもスリーブ１２を含む可動部の軸方向移動量を２０ミクロンメートル程度の微少量に制限できる。ＨＤＤ等の例では磁気ディスクの軸方向移動量を微少量に制限したいとする要求が強いが，本実施例のようにリング状部材２４の弾性変形を利用する事により，各部材公差を厳しく設定することも無く要求を満たすことができる。リング状部材２４と前記突部８６とは組み立て後にさらに接着，溶接等の手段により接合強度を向上させて耐衝撃性を高めることもできる。
【００５２】
図１３は潤滑流体中に導電性の磁性体微粉を混入させ，軸端とスリーブの磁界中に拘束させて回転部と固定部間の導通を容易に実現させる実施例を説明するために軸１１端とスリーブ１２近傍の詳細断面を示す。スリーブ１２円錐頂部中央に凸部３６を設け，潤滑流体中に導電性磁性体微粉３７を混入させると，磁束の集中するスリーブ１２の中央凸部３６と磁石３５との間に導電性磁性体微粉３７は集中し両者間を架橋して導通させる。導電性の磁性体微粉３７は例えば磁性フエライト材料を磁性が失われない程度に小さい０．２あるいは０．３ミクロンメートル径程度として１００オングストローム程度の厚さで金を被覆して形成する。
【００５３】
本発明の実施例に於いて，潤滑流体の接触する部分には部材間の接合部を排除する構造とした。従来の構造においては部材接合部をカシメ，接着，或いはレーザー熔着等によりシールしているが，量産時にしばしば接合不良で潤滑流体の漏れを生じて致命的な障害を起こしていた。本発明による流体動圧軸受は実施例に示すように潤滑流体に接する接合部を排除でき，オイル漏れ懸念の無い流体動圧軸受モータを実現できる。
【００５４】
軸及びスリーブ等軸受部の材料としては，ステンレススチール，銅合金のように従来から流体動圧軸受に用いている金属材料を使用できる。円錐テーパー面の一方の表面にニッケル，チタン，ＤＬＣ，二流化モリブデン等の薄膜を形成する事は起動停止時に於ける摩耗を減じるに有効で望ましい。
【００５５】
軸受部分の製造方法に関して言及すると，実施例で示すように本発明に関わる軸受部材は凸形状の軸は当然として，凹面であるスリーブもその傾斜は上に拡開する形状で型抜きが容易であり，プレス或いは射出成形等の技術を用いて動圧溝も含めて同時成形できる。したがって，セラミックス，焼結合金等による型成形，炭素繊維を含むＰＰＳ（ポリフェニレンサルファイド樹脂）の様に耐摩耗性に優れた樹脂材料を用いての型成形等が可能で低コストでの製造に適している。
【００５６】
図１に示した本発明の実施例では軸１１とハブ４１とを，図８，図９，図１０，図１１に示す実施例ではスリーブ１２とハブ４１とを一体構造として示したが，ハブ４１と軸１１或いはスリーブ１２部分とを個別に作り，組立固定する事も出来る。それぞれの要求する特性仕様と併せてコストの低い方法を選択する。ただ，実施例で示したＨＤＤの例では磁気ディスクの搭載面の高さ及び傾きに関する仕様は厳しく，それらは軸受面との相対的な位置関係に大きく左右されることを考慮すると軸１１或いはスリーブ１２とハブ４１とを一体として形成する方が精度を実現しやすい。本発明の流体動圧軸受モータはスリーブ，ハブ一体化構造も可能にして低コストで高精度のモータを実現できる。
【００５７】
【発明の効果】
以上，実施例を用いて説明したように本発明の流体動圧軸受モータに依れば，軸受部は円錐形状テーパー面に動圧溝を有してその高められた圧力による負荷容量と磁気吸引力とを平衡させる簡素な構造であって，課題である回転姿勢の安定化，高回転速度でも安定な潤滑流体のシール構造等を実現し，型成形による量産低コスト化，流体動圧軸受モータの薄型化，回転部支持の負荷容量の温度補償，低電流化をも同時に実現して本発明の目的を十分に達成することが出来る。特に小型の磁気ディスク装置，光ディスク装置等の回転型記憶装置，ＣＰＵの冷却ファン等に利用できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施例である流体動圧軸受モータの断面図を示す。
【図２】図１に示す実施例に於ける磁気吸引力発生手段と磁束経路とを示す。
【図３】軸受部の詳細を示し，（ａ）図は軸とスリーブの断面図を，（ｂ）図はスリーブの平面図をそれぞれ示す。
【図４】（ａ）図は軸とスリーブの断面と負荷容量の分力を，（ｂ）図は回転に伴って発生する圧力分布を示す。
【図５】軸端に磁気吸引力発生手段を有する実施例（（ａ）図）と，ローターマグネットを磁気吸引力発生手段とする例（（ｂ）図）との姿勢復元力の比較をするための図を示す。
【図６】静止時に軸とスリーブとの接触を規制する為に永久磁石を可動として軸内に有する軸受部詳細断面を示す。
【図７】図６に於ける永久磁石の位置調整方法を説明するための図である。
【図８】（ａ）図はクラウンとヘリングボーングルーブを有する本発明実施例の断面図と圧力分布，及び（ｂ）図はその偏芯時の負荷容量等を示す。
【図９】（ａ）図はクラウンとスパイラルグルーブを有する本発明実施例の断面図と圧力分布，及び（ｂ）図はその偏芯時の負荷容量等を示す。
【図１０】軸とスリーブの対向する両面に動圧溝を有する本発明実施例の軸受部詳細を示し，（ａ）図はスリーブ平面図を，（ｂ）図は軸とスリーブの断面図を示す。
【図１１】軸内に連通孔を有する本発明実施例の断面構造を示す。
【図１２】リング状部材の軸方向位置を調整できる実施例を説明するための図で，（ｂ）図は軸受部分の断面図を，（ａ）図はリング状部材周辺の断面図を拡大して示す。
【図１３】導電性磁性体微粉を有する本発明実施例の要部を示す。
【図１４】従来構造の流体動圧軸受モータの断面構造を示す。
【符号の説明】
１１，１１ａ，１１ｂ・・軸，１２・・・スリーブ，
１３・・・円錐状テーパー面，１４・・・円錐頂部，
１７・・・潤滑流体の境界面，１８・・・ヘリングボーン形状の動圧溝，
１９・・・クラウン，２０，２１・・動圧溝，
２２・・・スパイラルグルーブ，２３・・・環状障壁，
２４・・・リング状部材，２５・・・アクセス孔，
２６・・・環状凹部，２７，２８・・動圧溝，
２９，３０・・スリーブの回転方向，３２・・・円筒，
３３・・・板バネ，３４・・・連通孔，
３５・・・永久磁石，３６・・・凸部，
３７・・・導電性磁性体微粉，４０・・・周回溝，
４１・・・ハブ，４３・・・ベース，
４４・・・ローターマグネット，４７・・・ステータコア，
５０・・・コイル，５５・・・磁化方向，
５６，５７，５８・・磁束，６０・・・圧力値，
６１・・・径方向の座標，６２，６３，６４，６５・・圧力分布，
６６・・・支点，６７，６８・・・負荷容量，
６９，７１・・負荷容量の軸方向分力，７０，７２・・負荷容量の径方向分力，
７３・・・軸方向の座標，７４・・・圧力値，
７５，７６，７７，７８，７９・・圧力，８０，８１，８２・・圧力，
８３，８４，８５・・磁気吸引力，８６・・・環状障壁端の突部，
８７・・・環状凹部の端部，８８・・・ジグ，
８９・・・リング状部材周辺の断面部，９１・・・軸，
９２・・・スリーブ，９３・・・スラストプレート，
９４・・・スラストブッシュ，９５・・・ハブ，
９６・・・ロータマグネット，９７・・・ステータコア，
９８・・・コイル，９９・・・ベース

Claims

軸径が略円錐状に次第に細くなるテーパー面を有する軸と，軸のテーパー面を取り囲む円錐状テーパー面を有するスリーブと，軸及びスリーブのテーパー面間の間隙に充填された潤滑流体と，軸或いはスリーブの円錐状テーパー面に設けられた動圧溝とより構成される流体動圧軸受モータにおいて，前記動圧溝が発生する円錐状テーパー面と直交する方向に作用する負荷容量により回転部の姿勢が復元するその復元力の支点となる円錐頂点近傍に磁気吸引力発生手段を設け，前記動圧溝が発生する負荷容量の軸方向分力と前記磁気吸引力とを平衡させて回転部を支承すると共に，前記負荷容量と前記磁気吸引力とにより円錐頂点近傍を支点とする回転姿勢復元モーメント力を得て少なくとも一組の動圧溝によって回転部姿勢を安定化する事を特徴とする流体動圧軸受モータ
請求項１記載の流体動圧軸受モータに於いて，前記磁気的手段は前記磁気吸引力よりは大の保持力で軸内に可動に保持される永久磁石とスリーブ側磁性体とで構成し，前記永久磁石端において静止時にはスリーブと接触し，回転時には離間してその離間距離が軸とスリーブの円錐面に於ける軸方向浮上距離より大とはならないよう組立時に前記永久磁石の位置調整及び固定を可能としたことを特徴とする流体動圧軸受モータ
請求項１記載の流体動圧軸受モータに於いて，前記磁気的手段は前記磁気吸引力よりは大の保持力で軸内に可動に保持される永久磁石とスリーブ側磁性体とで構成し，永久磁石は十分に軸端より突出させた後に軸とスリーブ間には前記磁気吸引力以上の力を加えてスリーブ頂部或いはスリーブ頂部に配置された板バネが弾性変形を生じる状態で永久磁石の位置が確定するよう組み立て，スリーブの円錐頂部或いは板バネと永久磁石端とは静止時に接触し，回転時には離間してその離間距離が軸とスリーブの円錐面に於ける軸方向浮上距離より大とはならないよう構成した事を特徴とする流体動圧軸受モータ
請求項１記載の流体動圧軸受モータに於いて，軸の円錐状テーパー面の軸方向中間領域で軸の円錐状テーパー面から数ミクロンメートル凸となるようクラウンを付与し，軸の円錐状テーパー面に設けたクラウン形状により最小間隙となる領域の軸及びスリーブの円錐状テーパー面の少なくとも何れかの面に周回する溝を設け，且つ前記最小間隙となる領域に向けて潤滑流体をポンピングさせるようなスパイラル状動圧溝を前記最小間隙領域の軸方向両側或いは片側に設けた事を特徴とする流体動圧軸受モータ
請求項１記載の流体動圧軸受モータに於いて，軸及びスリーブの円錐状テーパー両面の軸方向に対向する位置に動圧溝を有し，それぞれの面に於ける動圧溝は周方向角度長が異なる事を特徴とする流体動圧軸受モータ
請求項１記載の流体動圧軸受モータに於いて，軸外周部に配置されスリーブ外周壁に対向して開口部に向け徐々に大となる間隙を有しテーパーシール部を形成する環状障壁に固定されるリング状部材と，リング状部材に対応してスリーブ外周壁に設けられた環状凹部との間で回転部の軸方向可動距離を制限させる構成として，リング状部材の固定作業に必要なアクセス孔を前記環状障壁端部に対向する固定部側或いは回転部側部材に有する事を特徴とする流体動圧軸受モータ
請求項６記載の流体動圧軸受モータに於いて，環状障壁端部とリング状部材とは互いに嵌め合い固定する手段を有し，アクセス孔を介してリング状部材の内周部分を押し弾性変形させた状態で前記環状凹部の端面に突き当ててリング状部材を環状障壁端部に嵌め合い固定し，可動部の軸方向移動量をリング状部材の前記弾性変形量として調整設定することを特徴とする流体動圧軸受モータ
請求項１記載の流体動圧軸受モータに於いて，前記磁気吸引力発生手段による磁気吸引力は回転部に搭載する負荷を含む回転部総重量の３ないし５倍とし，前記動圧溝が発生する負荷容量の軸方向分力と前記磁気吸引力及び回転部総重量の和とを平衡させ，如何なるモータ姿勢においても軸受部に加える負荷を十分に大として回転部姿勢を所定の範囲内に保持する事を特徴とする流体動圧軸受モータ