JPS5821128B2

JPS5821128B2 - 流体回転装置

Info

Publication number: JPS5821128B2
Application number: JP54003701A
Authority: JP
Inventors: 丸山照雄
Original assignee: Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Holdings Corp
Priority date: 1979-01-16
Filing date: 1979-01-16
Publication date: 1983-04-27
Also published as: JPS5597521A

Description

【発明の詳細な説明】本発明は流体軸受によって支持される回転装置において
、流体軸受先端部を僅少量流体力学的に浮上させること
により、機械的接触部をなくし、摩耗を抹消した軸受構
造を提供するものである。

スラスト方向の位置規制を行うために、例えばラジアル
流体軸受と組み合わせた第１図の様な軸受構造は１１次
の様な特長を有する。

■ 固定軸１０１の先端部に形成されたピボット軸受１
０２には、ハウジング１０３の自重が加わるため、回転
時、静止時共に、ピボット軸受１０２は常に上端面１０
４に圧着している。

ピボット軸受１０２は点接触であるために、回転負荷が
小さく、始動時低トルクで回転駆動出来る等の特長を有
する。

２簡易な構成で、スラスト方向の位置規制が出来、例
えは、ラジアル流体軸受１０５と組み合わせる事により
、高精度な回転機能を得ることが出来る。

しかし、上記１，２の長所に対して、上記第１図の様な
プボット支持構造には次の様な短所が存在する。

例えば、高精度な回転機能が要求されるＶＴＲシリンダ
等に、前記軸受構造を適用する場合、機械的な接触部で
あるピボット軸受１０２の先端部の長期使用後の摩耗が
問題となる。

ＶＴＲシリンダの場合、ピボット軸受１０２先端部の摩
耗によって、回転シリンダに設けられたヘッド位置（第
１図のＨ）が徐々に降下し、正確なトラッキングが必要
とされるテープ・ヘッド間の相対位置が変化してしまう
等が問題が生じる。

とくに、シリンダの場合、許容されるヘッド高さの経年
変化は、例えば、δ＝３μ以内に収める必要がある。

その対策として、最も容易に考えられるのは、ピボット
軸受１０２及びその接触面に、耐摩耗性の優れた材質（
例えば、セラミック、超硬、宝石等）を組み合わせて、
用いる方法である。

しかし、長期にわたる連続駆動においては、上述の方法
でも、増々高精度化が要求されるＶＴＲシリンダの仕様
を満足させる許容量内に摩耗量を減少させることは、コ
スト、量産側を考りよした場合多くの困難を抱えていた
。

他の対策として、ピボット軸受１０２の先端部と相対す
る面（上端面１０４）に円錐溝を構成して点接触ではな
く線で接触させることにより軸受面の接触面圧を減少さ
せる方法である。

しかし、この場合、固定軸１０１の軸芯と、ハウジング
１０３の軸芯を一致させることが部分製作、組立の点で
難かしかった。

円錐形状の輔と、ころがり軸受を用いたピボット軸受も
通常用いられているが、前述した円錐溝の場合と同様の
問題に加えて装置全体の構造が複雑化する等の難点があ
った。

以上の欠点を解決するものとして第２図に示すように回
転中、相対移動面が非接触の状態を保つようにスラスト
流体軸受のフランジ１０８の両面ｔｏ９．ｉｉｏに構１
１Ｌ１１２を形成し両面に発生ず油膜圧力でもってハウ
ジング１０３を中立状態で支持する流体軸受構造が考え
られる。

第２図の様な構造において、油膜発生のない静止時にお
いては、ハウジング１０３が自重によつ；て降下してお
りフランジの上面１０９と、相対面するハウジング１０
３の面が密着状態となっているため、回転始動時、大き
な駆動トルクを必要とし、例えば、小型ダイレクト・ド
ライブモータを内蔵したＶＴＲシリンダ等に、第２図の
様な軸受；構造を適用した場合、モータのパワー不足で
回転始動不能におちいる等のトラブルがあった。

また回転時におけるハウジング１０３のスラスト方向位
置はフランジの上面１０９、下面１１０に発生する油膜
圧力と、ハウジング１０３の自重；との平衡関係から決
まるが、装置の姿勢が変わると、自重の軸方向分力の大
きさが変化し、ハウジング１０３のスラスト方向位置が
変化しその結果、ハウジング１０３に設けられたヘッド
の軸方向の位置Ｈも変化することになる。

したがって、ポー・タダブルＶＴＲのシリンダに、第２
図の流体軸受構造を適用した場合、上記ヘッド位置の軸
方向姿勢差は重大な欠陥となる。

ＶＴＲシリンダは、装置のコンパクト化、高記録密度化
によって、ますます高精度化する傾向にあり、例えば、
実施例に）おいて、上記ヘッド位置の軸方向姿勢差を２
μ以内に収める要望があった。

本発明は、従来の流体軸受構造にともなう上述した問題
点を解消するものであり、以下にその実施例を第３〜１
２図にもとづいて説明する。

第３図は、本発明の一実施例の原理を示す装置の基本構
成図で、１は固定軸、２は下部ベース、３はハウジング
、４はフランジ、５はハウジング３は固定軸１、フラン
ジ４の間に封じ込められた潤滑油である。

６は第１のスラスト軸受であるマ・イクログループ、７
はフランジ４の上端面、８は上端面７の裏面に形成され
た第２のスラスト軸受であるステップ軸受である。

上端面７は平担になっており、その中央部には微小径の
突出部９が設けられ、その表面にはスパイラルグループ
が形成されている。

この部分をマイクロ・グループと称することにする。

すきまδ２はステップ軸受８とその対向面間のすき間δ
３は突出部９の上端面７からの突出量である。

以下の図において、黒く塗りつぶした部分はマイクログ
ループの溝部（凹部）を示す。

第５図イ、唱こおいて、ステップ軸受８には、凹凸の溝
が形成されており、ロスのごとく、円周上等分に分割さ
れた凸部１０、四部１１（斜線の部分）が形成されてい
る。

さて、本実施例では、前述した圧力の発生個所である２
つの流体軸受から構成されており、その作用は次の通り
である。

（１）マイクロ・グループ軸受（第１のスラスト流体軸
受）マイクログループ６に形成されたスパイラルグルー
プは油清流体を中心部に、第４図の矢印Ｐのごとく流入
する作用を有し、スパイラル・グループのポンピンダ作
用とくさび効果によって圧力が発生する。

本実施例では、グループ径ｄが小さく、それゆえスラス
ト流体軸受としての有効面積が小さいため発生圧力とす
きまδ１の関係は第５図ハのごとく、鋭敏な特性となる
。

（２）スラスト・ステップ軸受（第２のスラスト流体軸
受）ステップ軸受８の場合も同様に、くさび油膜のせん断力
によって、圧力が発生する。

円周上の流体径路が、ステップ状に先細りの部分で正圧
、末広がりの部分で負圧が発する（図示せず）力＼負圧
の絶対値は正圧根太きくならないので、全体としては正
荷重が得られる。

第５図におけるステップ軸受８は、Ｄｌが大きいため、
すきま・圧力特性は、ニーのごとく、なだらかな曲線と
なる。

さて、ステップ軸受８に発生する圧力及びハウジング３
の自重：Ｗは、ハウジング３を矢印Ａ（第４図）のごと
く下降させる作用を有するが、マイクログ遁−ブ６に発
生する圧力は、ハウジング３を矢印Ｂのごとく、浮上さ
せる作用を有する。

したがって、ハウジング３の絶対高さく第３図における
寸法Ｈ）は、前記両軸受の圧力と、ハウジング３の自重
Ｗが平衡する位置から決まることになる。

さて、本実施例の特徴を列記する。

と、下記の通りである。

１回転始動時・低トルクである。

本装置の様な流体軸受構造においては、静止時には、油
膜圧力の発生がなくなるため、ハウジング３が下降して
、マイクログループ６の軸受面と対向面１２が密着する
ことになる。

通常、密着状態のスラスト軸受を垂直状態において回転
始動するには、大きなトルクを必要とするが、本装置に
おいては、マイクログループ６の密着面積（及び外径ｄ
）が小さく、回転負荷として影響を与えにくい回転中心
部に、僅少サイズで形成されている。

そのため、極めて低トルクで、回転始動出来る。

マイクロ・グループ軸受は、鋭敏な圧力のエツジで荷重
を支持する非接触のピボット軸受と考えてよい。

■ 非接触の状態で回転駆動出来るため、摩耗が少ない
。

マイクログループ６の面に形成されたスパイラルグルー
プによって、微少厚さの油膜面を形成させ、機械的に非
接触の状態で、回転駆動することが出来る。

そのため、本装置を長期使用後も、前述した機械的接触
部を有するピボット軸受１０２（第１図）の様な摩耗が
少ない。

また、マイクログループ６に形成される油膜の厚みは僅
少であるが、フランジ４の上端面１バスラスト支持に無
効な部分とすることが出来る。

それゆえ、マイクログループ６の突出量：δ３は十分に
大きくてよく、十分な量の潤滑油５をマイクログループ
６の外回部近傍に封じ込めることが出来るという点が、
本軸受構造の特徴である。

それゆえ、極めて好ましい潤滑条件を得ることが出来る
。

■ 回転部の軸方向高さを、高精度に規制出来る。

第３〜４図で示した本装置の特徴の一つは、軸受有効面
積の大きく異なる２つの軸受、即ち、「変位・圧力特性
」の大幅に異なる２つの流体軸受を組み合わせたという
点にあり、装置の姿勢による平衡位置の変化を僅少に出
来る。

極径小であるマイクログループ６の特性は、第５図ハの
ごとく、すきま：δ１が僅少の部分（δ１く△Ｈ）での
み大きな発生圧力があるが、それに対してステップ軸受
８の変位・圧力特性は、ニスのごとくなだらかである。

そのため、ハウジング３が平衡点から少し浮上してすき
ま：δ１が大きくなったとすれば、ステップ軸受８面の
圧力は、はとんど変化しないのにもかかわらず、マイク
ログループ６面の圧力は大幅に低下してしまう。

その結果、マイクログループ軸受６は存在しないと同様
になり、回転部であるハウジング３は再度、平衡位置に
引きもどされる。

逆に、すきま：δ１が小さくなれは、マイクログループ
面６の圧力は大幅に上昇するため、やはり平衡位置にひ
きもどされる。

結局、浮上量：δ１は、特性曲線（ハ図）において、圧
力発生の有効なすきま：△Ｈの範囲で決定されることに
なる。

ハウジング３の絶対高さ：Ｈの許容される精度が△Ｈ以
下になるように、かつ、浮上量：δ１が次の値になる様
に、マイクロ：スパイラルグループの形状・寸法を決定
すればよい。

△Ｈ〉δ１また、装置組立時の調整も、本装置では極めて簡易であ
り、静止時に回転部の軸方向高さく例えば、基準面から
マイクログループ面までの高さ）さえ出しておけばよい
。

なぜならば、回転時には、精度の許容寸法二△Ｈ以上に
浮上することはないからである。

参考として、ＶＴＲシリンダ構造に本発明を適用した場
合のマイクロ・グループの実施例を示す。

第６図は、回転数：ω＝１８０Ｏｒｐｍｙ潤滑油粘
度二η二１５ｃ５ｔ、及び下記の表１のパラメータ
でもってマイクログループを構成した場合の、浮上量：
δ１に対する負荷容量：Ｃ１の特性曲線である。

ステップ軸受８は、すきま：δ２二１５μのとき、負荷
容量二０２−３００ｇとなる様に構成した。

本実施例では、回転部の自重：Ｗ＝２５０ｇであり、正
置状態においてはＷ＋Ｃ２＝５５０ｇの荷重と、マイク
ログループに発生する全圧力とが平衡することになり、
このときの浮上量：δ１よ０．９μとなる。

装置が水平状態においては、回転部の自重の与える影響
はなく、Ｃ２二３００ｇのみがマイクログループに発生
する圧力と平衡する事になり、浮上量δ１さ１．３μと
なり、いずれの場合も、ＶＴＲシリンダのヘッドの高さ
の変化の許容精度範囲（例えば実施例のシリンダではδ
〈３μ）を満足する事が出来た。

回転始動時の駆動トルクも十分小さくてよく、ポータプ
ルＶＴＲ用に内蔵したＤＤモータで、十分な機能を満足
する事が出来た。

なお、マイクログループの溝加工は、グループのパター
ン（拡大原図）を、マイクロ縮写するフォト・エツチン
グ加工を用いて行った。

以下、本発明の他の実施例について説明する。

第７図イ２口は、フランジ４の下面に形成される第２の
スラスト流体軸受としてヘリングボーン軸受を形成した
場合である。

内側グループ１４は、潤滑油５を矢印ａのごとく遠心方
向に、外側グループ１５は矢印すのごとく中心方向に圧
送する作用を有する。

潤滑流体を積極的に圧送する第２のスラスト軸受として
例えば、スパイラルグループを用いた場合、前記第５図
口のステップ軸受等と比べて、フランジ径Ｄ１が比較的
小さいにもかかわらず、大きな負荷容量が得ることが出
来る。

第２のスラスト軸受に形成する溝パターンとして次の３
種類が考えられる。

Ａフランジ４の外側方向（第７図矢印ａ）に圧送され
る溝パターンのみで構成りフランジの内側方向（第１図矢印ｂ）に圧送される
溝パターンのみで構成Ｃ外側方向、内側方向に圧送される２種類以上の溝パタ
ーンで構成（例えば第７図口）上記Ａ−Ｃ共、本発明に適用出来るが、第１のスラスト
軸受（マイクログループ６）と、第２のスラスト軸受を
近傍して設けた場合（第７図の様に軸１の開放端にフラ
ンジ４を固着し、かつ両軸受をフランジ４の裏表に設け
た場合）次の点に留意する必要がある。

Ａの場合、第２のスラスト軸受の相対移動面間に介在す
る潤滑油５は、フランジ４の上端面７とその対向面の間
のオイル室５０に圧送され、その結果、フランジ４上部
の圧力は上昇する。

フランジ４の下部は、軸径Ｄ２から決まる面積分だけス
ラスト流体軸受として有効な面積が小さく、フランジ上
下に発生する軸方向の力に不平衡を生ずる。

その結果、発生する圧力の大きさいかんによっては、回
転部であるハウジング３は上方向（第４図矢印Ｂ）に浮
上する。

とくに、水平状態で使用する場合のある回転装置では、
自重がなくなるため、ハウジングの軸方向の平衡条件は
発生圧力のみで決まり、この傾向は大きい。

Ｂの場合、オイル室５０内の潤滑油５は、Ａの場合とは
逆に、外部に流出する作用を受ける。

第２のスラスト軸受の流体圧送作用は、軸受有、効面積
の違いにより、マイクログループ６よりもはるかに大き
く、場合によっては、微少な油膜によって浮上するマイ
クログループ６の潤滑条件に好ましくない結果を与える
。

例えば、潤滑油５の枯渇をもたらし、最悪の場。

合潤滑油膜面の直接固体接触をもたらす危険性をはらむ
。

Ｃの場合、第７図イに示されるごとく、外側方向及び内
側方向の両方向の圧送量を平衡する様に、溝パターンを
形成することにより、オイル室５０への潤滑油の一方的
な流動圧送作用はなく前記したＡ、Ｂの問題は解消され
る。

第２のスラスト軸受に、第５図口のステップ軸受を用い
た場合でも半径方向に流動圧送作用がないため、オイル
室５０内に介在する潤滑油の密閉状態、あるいは、装置
の軸方向の力の平衡条件に影響を与えない。

しかし、ステップ軸受と比べて負荷容量の大きな例えば
、第７図口で示す様なヘリングボーン軸受を用いること
により、軸受外径をさらに小さく、また、すきまを大き
く出来るため、低トルク化が計れる。

なお、第２のスラスト軸受に形成される溝は、フランジ
４面、あるいはフランジ３側の面のいずれに形成しても
よい。

さて、第１のスラスト流体軸受を構成する。

マイクログループに形成する溝形状として、第５図イの
ごとく、軸芯に向かって潤滑流体が圧送される様なパタ
ーン（例えば、スパイラルグループ）ならば、マイクロ
グループ径ψｄが小さいにもかかわらず大きな負荷容量
を得ることが出来る。

例えば、一方向のみに圧送作用を有するスパイラル・ス
ラスト軸受をマイクログループとして用いた場合ではそ
の駆動トルクは軸受外径４乗に比例し次式で表わされる
。

Ｒｏ’Ｒｉ’ Ｔ＝ｆ１ω２− （１）式ωは回転角速
度Ｒｏはスラスト軸受の外半径、Ｒｉは内半径、δはす
きま、ｆｌは溝形状（スパイラル角度、グループ本数、
溝深さ等）で決まる値である。

すきま：δが僅少（実施例ではδ＝Ｘ〜２μ）であるに
もかかわらず、外半径：Ｒｏを小さくすることが出来る
ため起動時、及び定常回転時のトルクを前述した溝パタ
ーンを用いることにより、より小さく出来る。

これは、バッテリー内蔵型のポータプルＶＴＲ等に本発
明を適用したとき、極めて好ましい結果を与える。

溝パターンの形状は、スパイラルグループ（らせん溝）
でなくてもよく、例えば、第８図イで示される様な中心
方向に潤滑流体が圧送される作用を有する直線溝１６で
もよい。

但し、回転部の自重が小さく、負荷容量がさ程必要とし
ない場合ならば、円周方向で、すきまがステップ状に変
化する溝１７を有するステップ軸受（第８図口）でも、
本発明に適用することが出来る。

また、突出部の形状は半径方向に対して、急激に相対移
動面間のすきまが変化しなくてもよく、なだらかに変化
する、例えば、台形断面の形状でもよい。

また、突出部はフランジに形成しないで、その対向面側
に突出部２１を形成してもよい。

マイクログループは、突出部、フランジのいずれの側に
形成してもよい。

マイクログループの圧力特性は、溝が形成された部分の
スラスト軸受としての有効な面積で決まるため、マイク
ログループの外径と、突出部の外径は等しくなってもよ
い。

例えば、第４図の軸受構造においてハウジング３側の対
向面１２に、突出部９よりも径大のスパイラルグループ
を形成し、突出部９の面は溝のない平担面である様な構
成でもよい。

この場合、マイクログループ軸受としての有効な部分は
、突出部９の外径寸法で決まることになる。

また、一方向のみに圧送作用を有するスパイラルグルー
プ軸受をマイクログループとして用いた場合では、その
負荷容量は次式で得られる。

Ｒｏ’−Ｒｉ’ Ｆ＝ｆ２ω□ （２）式（２）式において、（１）式同様、ｆ２は溝形状（スパ
イラル角共、グループ本数、溝深さ）で決まる値である
。

例えば、一実施例である第５図イのマイクログループ６
では、Ｒｉ＝０である。

また、本発明の実施例として、潤滑流体にオイルを用い
た場合について説明してきたが、本発明の基本的な考え
方は、潤滑流体にエアーを用いた場合でも同様である。

マイクログループの中心部に圧力発生の無効な部分（溝
ナシ）があったとしても、負荷特性にほとんど影響を与
えない。

例えば、内半径：Ｒ１−１、マイクログループ外半径：
Ｒｏ＝２の場合と、Ｒ１二〇の場合の負荷容量の比は７
／８程度である。

また、マイクログループ径ｄは、小さい程すきまに対す
る圧力特性は鋭敏となるが、マイクログループの外径を
小さく出来ない場合、溝深さを浅くすれば特性はより鋭
敏となる。

また球面、円錐面等に潤滑流体を圧送する溝を形成して
、すきまに対して圧力特性が鋭敏なマイクログループに
相当する軸受と、鈍感な例えばヘリングボーンに相当す
る軸受を構成してもよい。

（図示せず）第９図は、マイクログループ３５の中央部にボール３６
を設ける事により、回転始動時の一層の低トルク化を計
った例である。

ボール３５には、超硬あるいはセラミック等を用いる。

ボール３５のマイクログループ３５からの突出量：δ４
は、浮上量：δ１よりも、十分小さ目にする。

静止時には、マイクログループの対向面３７とボール３
６の上面が密着する事になるが、点接触であるために、
一層の低トルクで始動出来る。

また、回転時には、ボール３６と対向面３７は非接触の
状態を維持出来るため、摩耗が発生する事はない。

第１０図は、本発明をベースとして展開したもので、流
体軸受の潤滑流体に磁性流体３８を用いて、かつ、マイ
クログループ６近傍に、永久磁石３９を設ける事により
、マイクログループ６面の潤滑性能を向上させた例であ
る。

３９は永久磁石であり、軸方向に磁化された細径の円柱
形状をしており、ハウジング３の上端部に設けられてい
る。

第１０図において、イ図は装置の回転状態、ロスは静止
状態を示している。

永久磁石３９によって、潤滑流体である磁性流体３８は
磁極近傍に捕捉させるため、次の様な効果を有する。

１回転始動時の接触面の摩耗が防止出来る。

永久磁石３９の磁極近傍に吸着した磁性流体によって、
マイクログループ６面とその対向面４の間には、静止状
態（第１０図口図）においても、油膜が形成されている
。

また、マイクログループ６に形成されたスパイラルグル
ープの溝部４０（凹部）には、磁性流体３８が磁極近傍
に集中捕捉される様に浸入している。

かように、マイクログループ６とその対向面の密着面に
は、十分な量の潤滑流体が存在するため、回転時始動時
における相対移動面の固体接触を防止することが出来、
摩耗を一層低下する事が出来る。

１１回転時の潤滑流体の涸渇がない。

回転時、静止時を問わず、永久磁石３９は常に周辺の磁
性流体３Ｂをマイクログループ６の近傍に吸引させる作
用がある。

そのため、回転時において、多量の潤滑流体がマイクロ
グループ近傍にあるため、グループのボンピング作用に
よって、周辺の潤滑流体をマイクログループ６中心部に
流入することが出来、十分な流体潤滑を行うことが出来
る。

ハ図は、第１０図の構造に本方法を適用した場合である
が、マイクログループ３５とその対向面の間はボール３
６の突出した分の間隔部４１があるため、磁性流体３８
は、静止時においても、上記間隙部４１に浸透する。

その結果、ボール３６と対向面の間での潤滑条件を向上
し、接触面の始動時の摩耗を軽減する事が出来る。

なお、本発明の実施例で用いた磁性流体（あるいは磁性
潤滑流体）は、液体の特性である流動性と鉄・ニッケル
・フェライト等の合金（固体）から作られる磁性体とし
ての両方の性質を有するものである。

不発面の実施例では、フェライトの一種であるマグネタ
イト（ＦｅＯ−Ｆｅ２０３）を１００人の直径の微粒子
にして、界面活性剤の助けをかりて、溶媒中に分散させ
た市販品を用いた。

次に本発明からなる流体軸受構造をＶＴＲの回転ヘッド
アセンブリに適用した場合について具体例をあげ説明す
る。

本発明により、簡易な組立によって正確なヘッド位置を
達成出来、姿勢差が僅少で、低トルク、かつ長期使用後
もヘッド高さに変化のない高精度なポータプルＶＴＲを
提供することが出来るもので以下、第１１図により説明
する。

３０１は回転ヘッド部である上部シリンダ、３０２は上
部シリンダ３０１に装着したヘッド、３０３は下部シリ
ンダであり、基板である下部ハウジング３０４に固定さ
れている。

３０５．３０６は、ヘッド３０２の信号を無接で回転側
から固定側へ伝達するロータリートランスの回転側用と
固定側用であり、回転側用３０５は、ボルト３０７でも
って回転スリーブ３０８に、固定側用３０６は、接着剤
でもって、下部シリンダ３０３に固定される。

３０８は回転スリーブであり、上部シリンダ３０１を装
置の上方向から着脱自在になる様に固着している。

３０９は上部フタであり、回転スリーブ３０８の上端面
に、ボルト３２４でもって固着される。

３１Ｌ３１２，３１３は、本装置の回転部に、回転駆動
力を与えるための、ダイレクト・ドライブモータのステ
ータ３１１、ロータ・マグネット３１２、及びマグネッ
ト収納ケース３１３である。

３０１．３０８，３０５，３１３，３１２で、本装置の
主要な回転部を構成している。

下部ハウジング３０４に固定された中止軸３１４には非
真円軸受の一種であるスパイラル・グループが上下に形
成されており、流体軸受特有の不安定現象であるオイル
ホクールの発生を防止した軸受構造となっている。

（図示せず）３１７は、中心軸３１４の開放端側に設け
られたスラスト軸受のフランジ、３１８はフランジ３１
７の中心部に形成された第１のスラスト軸受・であるマ
イクログループである。

中心軸３１４には鋼材ＳＫ４を用いて、マイクログルー
プの先端部及びその相対面する回転部の面だけ部分焼入
した。

中心軸３１４と、回転スリーブ３０８の間には潤滑油と
しての磁性流体３１９が限りなく封じ込めら、れており
回転スリーブ３０８の下部開口部には磁性流体３１９の
漏洩を防止するための磁気シールが設けられている。

３２０は磁気シールのための永久磁石、３２１・はその
収納ケースであり、回転スリーブ３０８に固定されてい
る。

さて、流体軸受による本シリンダ構造は、一端を基板（
下部ハウジング３０４）に固定された中心軸３１４に潤
滑油膜を介して回転可能に係合された回転スリーブ３０
８が、ＤＤモータによって、旋回する構造になっており
、流体潤滑の特徴を生かした高精度な回転機能を得るこ
とに成功している。

また、上部、下部シリンダ３０１．３０３、’ＤＤモー
タ３１２、ステータ３１１の内側に位置個所（中心軸３
１４と回転スリーブ３０８の間）に流体軸受が形成され
ており、ラジアル荷重に対して、十分に大きな油膜剛性
を得ることが出来、また従来の玉軸受支持によるシリン
ダ構造の様な、玉軸収納のためロススパンがなく、コン
パクトな構成となっている。

実施例である第１１図のシリンダ構造において次の点が
主要なポイントとなっている。

１回転スリーブ３０８の内壁に流体軸受が形成；さ
れており、その上端は密封構造である。

２中心軸３１４の密封側に、スラスト軸受のフランジ
３１７及び中心軸３１４の端部にマイクログループ３１
８が形成されており、この部分が上部シリンダ３０１に
設けられたヘッド３０２の軸方向高さを規制する。

３回転スリーブ３０８の上端には、上部シリンダ３０
１が設けられている。

４回転スリーブ３０８の下端には、駆動手段と、して
のＤＤモ振夕が設けられている。

上記１〜４が、本シリンダの基本構造であり、例えば、
上記１は、潤滑流体の密封性を高めるのに効果的な条件
であり、また、上記３は、ヘッド３０２の交換時（長期
使用による摩耗のために）上部シリンダ３０１を簡易に
上方か６取りはずし可能とするために必要な条件であっ
た。

上記１〜４が、今後、流体軸受によって、ＶＴＲシリン
ダを構成する場合の基本構造の１つになるものと考えら
れる。

第１１図のシリンダ構造では第７図で示したマイクログ
ループ６とへリングボーン軸受１３の組み合わせからな
る軸受構造を用いた。

第１２図は、本軸受構造の機能を説明するためのグラフ
でその２つの軸受から装置の水平状態と垂直状態におけ
るシリンダの平衡状態を示すものである。

曲線Ａは表１のパラメータで構成されるマイクログルー
プの特性を示す。

（第６図と同じ）回転部の重量は、第３〜５図の構成と
異なりＷ二２００ｇであった。

曲線Ｂは、装置の水平状態において、マイクログループ
３１８の発生圧力と平衡する軸方向の力を示しおもに、
ヘリングボーン軸受３２５のすきま・負荷容量特性から
決まるものである。

曲線Ｂの傾がＡと逆なのは、すきまδ１が小さくなる程
。

逆に、すきまδ２は大きくなるからである。

実施例においては、ヘリングボーン軸受の軸方向すきま
： δ２が３０μのとき負荷容量ｆ２−２８０ｇとなる
様に構成した。

したがって、水平状態の平衡位置は、第１２図。

において、曲線Ａと曲線Ｂが交差する点で決まることに
なり、実施例では、すきまδ１＝１．４μとなる。

曲線Ｃは装置が垂直状態におけるマイクログループ３１
８と平衡する力を示し、上記へリングボ・−ン軸受３２
５の負荷容量に本装置の回転部３０１．３０８，３０５
，３１３，３１２の自重Ｗ二２００ｇが加わったもので
ある。

このとき、曲線Ａと曲線Ｃの交点が垂直状態における平
衡位置を示し、実施例では、すきまδ二１．１μとなる
。

したがって、本装置において、水平状態と垂直状態の姿
勢差は △二１．４−１．１＝０．３μであり実施例である
ＶＴＲシリンダの姿勢差スペックを十分に満足すること
が出来た。

ポータプルＶＴＲの場合、装置の操作は通常、垂直状態
から水平状態の範囲で使用されるが、本発明の適用によ
って、姿勢差に無関係に安定した性能を持つ流体軸受シ
リンダ内蔵のポータプルＶＴＲが実現出来た。

また、マイクログループ径ｄ（実施例では突出部３２６
の径と等しい）が小さいため、平滑の垂直状態における
静止時において、その対向面（上部フタ３０９）との密
着面積及び密着部の回転半径が小さいため、回転始動時
低トルクでよい。

また、突出部３２６の突出量δ３が十分大きいため、定
常回転においがも、スラスト軸受部の負荷トルクは全体
として小さくてすむ。

したがって、小型のＤＤモータを内蔵するポータプル、
ＶＴＲ等に好適である。

また、装置の姿勢によらず回転部の浮上量がδ１＝１．
１〜１．４μと僅少であるために、以下、述べるように
、基準面Ｓからの正確なヘッド３０２の軸方向位置Ｈが
簡単な組立によって得られる流体軸受シリンダが実現出
来た。

実施例である第１１図の構造の特徴を組立性の面から要
約すれば下記の２点である。

［軸の一端が基板（下部ハウジンン３０４）に固定され
たシリンダ構造であり、組立後も中心軸３１４と基準面
（第１１図の８面）の相対位置は不変である。

１ｉ中心軸３１４の上部先端部位置するところｋ（
マイクログループ３１８が設けられているがマイクログ
ループ３１８面の浮上量が微少なために、上記先端部の
基準面Ｓからの高さの精度さえだしておけば、組立後、
回転状態でのヘッド３０２高さ：Ｈは、高い精度で確保
出来る。

すなわち、基準面Ｓに対するマイクログループ３１８の
高さδ２は基準面Ｓを、ＶＴＲセットに取付るのと同じ
状態で治具に固定し、着実に測定することが出来る。

マイクログループ３１８の面は、微少の面積に出来た、
中心軸３１４の軸芯部に設けることができるために、基
準面Ｓに対する寸法ｈ２の管理は極めて容易である。

また、例えば、突出部３２６が上部フタ３０９の側に設
けられ、スラスト軸受のつば３１７の上面が平担の場合
でも、圧力発生に有効な部分は溝が形成された相対移動
面だけであるため、上記寸法：ｈ２の測定の際には中心
軸３１４の中心先端部周辺のみを測定すればよい。

フランジ３１１の外周部に、加工上のうねりがあったと
しても、上記浮上量：δ１に、（すなわち寸法：ｈ２）
ｌこ、はとんど影響を与えないというのが、本構造の特
徴である。

以下、実施例で示されるごとく、本発明によれば上部シ
リンダが装置されるスリーブを係合して流体軸受を構成
し、かつ前記中心軸の上端部の相対移動面に、微少の油
膜でもって回転ヘッド部を浮上させるマイクログループ
を設けた、流体軸受構造によって様々な特徴を有するＶ
ＴＲシリンダが実現出来るものである。

その効果を要約すると１粗加工などを必要としない簡易な組立によって、回
転時の正確なヘッド高さが得られる。

２装置（ＶＴＲセット）の姿勢差によるヘッド高さの
変化が僅少である。

３回転始動時、及び定常回転時においても低トルクに
出来る。

４長期使用後も、ヘッド高さの経年変化がない。

以上１〜４以外にも、シリンダ構造は、潤滑油の長期に
わたる密封性に優れコンパクト等ノ多くの特徴を有する
ことは勿論である。

以上の軸受構造は、マイクログループに発生す。

る力と逆方向の力を与えるスラスト軸受（例えばヘリン
グボーン３２５）を、マイクログループ３１８の周辺で
ある回転スリーブ３０８の密封側に設けているが、回転
スリーブ３０８の中間部あるいは、開口側にスラスト軸
受のフランジを形成。

し、かつ、軸の先端部（開放側）にマイクログループを
形成する様な構成でもよい。

（図示せず）また、本発明の詳細な説明してきた軸受構
造は固定軸１のまわりをスリーブ（ハウジング３）が回
転するが、勿論、固定されたスリーブに軸が回転する逆
の構造の場合でも、同様である（図示せず）。

このように本発明によれば、回転始動時低トルクで、か
つ、長期使用においても摩耗がなく、スラスト方向の正
確な位置規制が出来る流体軸受が実現出来、本装置を用
いて様々な装置への応用、展開が可能である。

【図面の簡単な説明】

第１図は球面ピボット軸受を用いたシリンダの正面断面
図、第２図はフランジの両面の溝付スラスト軸受を形成
したシリンダの正面断面図、第３図は本発明の一実施例
における軸受構造を示す正面断面図、第４図は同軸受構
造の要部拡大断面図、第５図イは同軸受構造におけるマ
イクログループの平面図、第５図口は同軸受構造におけ
るスラスト軸受の底面図、第５図ハ及び二は同軸受構造
における各軸受のすきまに対する圧力特性を示す図、第
６図は同軸受構造における負荷容量特性を示す図、第７
図イは本発明の他の実施例における軸受構造の要部断面
図、第７図口は同軸受構造の底面図、第８図イ及び口は
本発明の他の実施例におけるマイクログループの平面図
、第９図イは本発明の他の実施例における軸受構造の要
部断面図、第９図口は同要部拡大断面図、第１０図イは
本発明のさらに他の実施例における要部断面図、第１０
図口は同要部拡大断面図、第１０図ハは本発明のさらに
他の実施例における軸受構造の要部拡大断面図、第１１
図は本発明の他の実施例におけるＶＴＲシリンダの正面
断面図、第１２図は同ＶＴＲシリンダの軸受特性図であ
る。１・・・・・・軸、３・・・・・・ハウジング、５・・
・・・・潤滑流体、４・・・・・・フランジ、６・・・
・・・マイクログループ（第一のスラスト流体軸受）、
８・・・・・・ステップ軸受（第二のスラスト軸受）。

Claims

【特許請求の範囲】１少なくとも、一方を開放端とする軸と、前記軸に潤
滑流体を介在して、相対的に回転可能に係合するハウジ
ングと、前記軸の開放端側の端面もしくはその対向側の
ハウジング面に両面間の軸方向のすきまが一部において
小さくなる突出部を形成し、この突出部の端面とその対
向面の少なくとも一方の面に、相対移動面間の距離が円
周方向で変化する溝部を形成して第一のスライド流体軸
受を構成するとともに、前記軸にフランジを形成し前記
突出部が形成されている側と反対側のフランジ面もしく
はそのフランジ面の対向面であるハウジング面のいずれ
かに、円周方向で相対移動面間のすきまが変化し、両面
間の流体圧力を高める様に作用する溝部を形成すること
により、前記突出部とその対向面間の距離を小さくする
方向に作用する第２のスラスト軸受を構成したことを特
徴とする流体回転装置。２前記第１のスラスト軸受の溝部は潤滑流体が軸の中
心方向に向って圧送される溝パターンを有していること
を特徴とする特許請求の範囲第１項に記載の流体回転装
置。３前記軸の開放端部にフランジを形成したことを特徴
とする特許請求の範囲第１項に記載の流体回転装置。４前記第２のスラスト軸受において、フランジ面もし
くはハウジング面のいずれかの外周側及び内周側のそれ
ぞれの溝を形成し、前記外周側に形成される溝は内周側
に、前記内周側に形成される溝は外周側に潤滑流体を圧
送する作用を有する様に構成されていることを特徴とす
る特許請求の範囲第１項に記載の流体回転装置。５突出部の中央部に、微少量突出した球部を設けたこ
とを特徴とする特許請求の範囲第１項に記載の流体回転
装置。６潤滑流体に磁性流体を用い、かつ突出部近傍に、前
記磁性流体を捕捉するための永久磁石を設けたことを特
徴とする特許請求の範囲第１項に記載の流体回転装置。７少なくとも一方を開放端とする軸と、前記軸に潤滑
流体を介在して相対的に回転可能に係合するハウジング
と、前記軸の開放端側の端面もしくはその対向側のハウ
ジング面に両面間の軸方向のすきまが一部において小さ
くなる突出部を形成し、この突出部の端面とその対向面
の少なくとも一方の面に、相対移動面間の距離が円周方
向で変化する溝部を形成して第一のスラスト流体軸受を
構成するとともに、前記突出部とその対向面間の距離を
小さくする方向に作用する第２のスラスト流体軸受を設
け、前記軸及びハウジングの一方に磁気ヘッドを設けて
回転ヘッド部とすると共に、他方に軸と同心の円筒面を
有する固定シリンダを形成し、かつ前記軸とハウジング
とに相対回転を与える駆動源を備えたことを特徴とする
流体回転装置。