JPS6027095B2 - 回転ヘッド・アセンブリ - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、ビデオ・テープ・レコーダ（以下ＶＴＲとす
る）のシリンダの軸受機造に関するもので、回転するシ
リンダの銭差違動（振れまわり）を僅少にし、高精度で
負荷トルクの小さい回転ヘッドアセンブリを得ることを
目的とする。

以下、本発明を適用したＶＴＲの回転ヘッドアセンプ川
こついて説明する。ＶＴＲの機構部のうちでもとくに回
転ヘッドシリンダ部に要求される性能としては・ｍ 回
転むらの小さいこと。

‘２１ 振動の横ぶれ縦ぶれの小さいこと。

の２点が必要とされる。近年、緑画の長時間化にともな
い、高記録密度化、コンパクト化の要請が高まり、従来
の玉軸受構造によるシリングを有するＶＴＲには、多く
の難題を抱えていた。

そこで、より高精度な回転性能を実現するものとして、
流体軸受の適用が考えられるが、次のような問題点があ
った。

【１’コンパクト、ローコスト設計が難しい。

すなわちＶＴＲのような電子機器（特に民生用）の必要
条件として、コンパクト，ローコスト、量産性に優れて
いる、などの点があげられる。空気静圧軸受を用いた産
業機器用のＶＴＲシリンダは従来から開発されているが
、空気圧縮源としてのコンブレッサと、複雑な空気圧制
御回路を必要とし、民生用ＶＴＲ装置への適用には、幾
多の問題がある。またＶＴＲは近年、ポータブル化の額
向にありＶＴＲの高さは、現在シリンダの高さで制約さ
れる等の点から、コンパクトなシリンダ構造が要望され
ている。‘２｝ 長期にわたり潤滑油が密封され、回転
精度が保障される軸受構造の実現が難しい。すなわち工
作機械のように、随時オイルの交換、補給ができる場合
ならともかく、市販のＶＴＲのシリンダのような電子機
器に流体軸受を用いた場合では、軸受のオイルは、補給
の必要がなく、完全に封じ込められる構造でなければな
らない。

また、長期にわたりシリンダの回転精度（回転むら、振
れ）が保障されねばならない。

一方、ＶＴＲの高記録密度化にともなって、シリンダは
ますます高精度な回転性能が要望されており、また負荷
トルクは極力小さいことが好ましい。

本発明は、流体軸受のＶＴＲシリンダへの適用にともな
う前述の問題点を解消し、さらに、高精度な回転性能を
有するシリンダ構造を提供する。

例えば、一端が基板に固定された中心軸と、片側が密封
構造であるスリーブを流体軸受によって係合し、かつ、
前記中心軸の先端部に回転の支点であるスラスト支点を
形成し、さらに、上記中心軸の先端位置が回転部分の重
心近傍になるように構成することにより、回転ヘッド部
の歳差違動を解消したものである。以下、本発明をその
一実施例を示す図面を参考に説明する。

第１図は、本発明の一実施例であるＶＴＲのシリンダの
縦断面図で回転部の重心位置を回転の支点に近接して設
け、かつ、上記支点位置をヘッドの敵方向位置にほぼ相
当する個所に設けることにより、歳差違動によるヘッド
の振れまわりを僅少にした例である。

１は回転ヘッド部となる上部シリンダ、２は上部シリン
ダに装着したヘッド、３は下部シリンダで、下部シリン
ダ３は、基板となる下部ハウジング４に固定されている
。

５，６は、ヘッド２の信号を無接触で回転側から固定側
へ伝達するロータリー・トランスの回転側と固定側であ
る。

７は回転スリーブで、上部シリンダ１を袋瞳の上方向か
ら着脱自在になるように固着している。

８は凸形状をした上部蓋であり、潤滑流体漏洩防止のた
めのオイルシール９を介して、回転スリーブ７の上端面
に、ボルト１３でもつて固着されている。

１０は本葬瞳の回転部に回転駆動力を与えるためにダイ
レクトドライブモータのステータ、１１は同モータのロ
ータとなるマグネット、１８はマグネット収納ケースで
ある。

しかして、上部シリンダー、回転スリーブ７、ロータ１
１、収納ケース１８は本装置の主要な回転部を構成して
いる。

下部ハウジング４に固定された中心軸１２には、非真円
軸受の一種であるスパイラル・グループの溝が形成され
ており、流体軸受特有の不安定現象であるオイルホワー
ルの発生を防止した軸受機造となっている。

（図示せず）１４は中心軸１２の開放端側の先端に形成
された球面形状のピポット軸受（スラスト；こ点部）で
回転の支点となっている。

中心軸１２と回転スリーブ７の間には、潤滑流体として
の磁性流体１５が隈なく封じ込められており、回転スリ
ーブ７の下部関口部には、磁性流体１５の漏洩を防止す
るための磁気シールが設けられている。１６は磁気シー
ルのための永久磁石、１７はこの永久磁石の収納ケース
であり、収納ケース１７は回転スリ−プ７に固定されて
いる。

シリンダに回転むらを与える要因として、モータの有限
個の極数から決まるコギングやテープ走行の変動にとも
なう上部シリンダ１の負荷トルクの変動がある。

上記影響を減少にさせるために、上シリンダ１の回転部
の慣性モーメントは、ある程度は確保する必要がある。

第１図に示す実施例の構造では、慣性モーメントｌｐの
増大をはかるために、上部シリンダ１の下面の有効なス
ペースを利用して、回転スリーブ７にフライホイール部
２７を設けている。さて、流体軸受による上記シリンダ
構造は、一端を下部ハウジング４に固定された中心軸１
２に潤滑油膜を介在して、回転可能に係合された回転ス
リーブ７が、モータによって、駆動され旋回する構造に
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、上部シリンダ１、下部シリンダ３、モータのロー
タ１１、ステータ１０の内側に位置する個所に、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でき、また、従来の玉軸受支
持構造によるシリンダ構造のような、玉軸受のロス・ス
パンがなく、コンパクトな礎成となっている。しかして
、第１図のＶＴＲシリンダ構造は、次の点が主要なポイ
ントとなっている。

｛１｝ 回転スリーブ７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。

このことにより、潤滑流体の密封性を高める効果がある
。【２１ 密封側の中心軸１２の先端に、ピポット軸受
（スラスト支点部）１４が設けられており、この部分が
後述する回転の支点となる。

｛３’回転スリーブ７の上端には、上部シリンダ１が設
けられている。

このことにより、ヘッド２の交換時に、上部シリンダ１
を簡単に上部から取り外すことができる。【４１ 回転
スリーブ７の下端には、駆動手段としてのモータ設けら
れている。

第２図は、第１図のシリング機構のモデル図で、本発明
の基本原理を説明するためのものである。

１２は中心軸、１４はピポット軸受（スラスト支点部）
、２２は上部シリンダ部、２３はモ‐タ部、２４はスリ
ーブ、２５，２６はヘッドである。

しかして上部シリンダ部２２は、第１図の構造における
上部シリンダ１、回転スリーブ７の上部、上部蓋８に相
当し、また駆動部であるモータ部２３は、第１図の構造
におけるロータ１１およびマグネットケース１８に相当
し、スリーブ２４は第１図の構造における回転スリーブ
７の下部に相当する。

また、Ｎ‘ま本装置の回転部の支点、Ｇ，は上部シリン
ダ部２２の重心位置、Ｇ２はモータ部２３の重心位贋、
Ｇは回転部全体の重心位置である。

また、ＣＤを主回転軸、ＡＢを主軸（中心軸１２の鞠芯
）、のを主軸ＡＢのまわりの旋回角速度、０を主回転軸
ＣＤのまわりの自転角速度とする。シリンダの回転精度
を阻害する大きな要因となるものに、ヘッドが設けられ
た上部シリンダの歳差違動がある。銭差運動は、次のよ
うな状況下で発生しやすい。

【１１ 回転始動時、鱗圧型流体軸受は静止時において
回転部が中心軸に対して同芯３犬態に保つような油膜圧
力が発生しなくなるため、軸受のすきまの範囲で変位し
ている可能性がある。

その結果、回転部が中心軸に対して偏心した状態から回
転始動するため、遠０力とジャィロモーメントにより、
振れまわりが発生する。

この振れまわりは、軸受油膜圧力による鞠蓬方向復元力
によって消滅する。【２１ 上部シリンダ部の回転状態
（縁画、再生状態）でＶＴＲセットを移動させた場合、
回転部に衝撃的に加わる慣性力により、とくに重量の重
い上部シリンダは、回転中心から偏心しやすい。

その結果、さらに 心を させよつ 遠心力と、ジヤイロモーメントにより、主軸のまわりを
額斜して旋回する歳差違動が発生する。

■ 上部シリンダを含む回転部に不平衡量があるか、あ
るいは、上部シリンダと回転中心の間に向芯のずれ等が
ある場合歳差違動の要因となる。

とくに上部シリンダは、ヘッドの摩耗による交換ができ
るように装着自在に構成されていることから、上部シリ
ンダと回転スリーブの、すきまばめによるギャップによ
って、わずかながら回転スリーブと上部シリングに同芯
の狂いをもたらすことになり、歳差違勤発生の要因とな
る。この歳差違動は、上部シリンダ２２に設けられた二
つのヘッド２５，２６の絶対高さのずれ、二つのヘッド
２５，２６間の相対位置のずれ、回転半径（主軸ＡＢと
ヘッド先端部の半径方向の距離）のずれにともなうテー
プ・ヘッド間の円周方向の相対速度の変化をもたらし、
正確なトラッキングを必要とするシリンダの回転精度を
阻害する大きな要因となる。

さて、主回転軸ＣＤが主軸ＡＢに対して角度０だけ煩斜
すれば、流体軸受の油膜部が第２図に示すように偏心し
、主韓ハＢの煩斜を是正する復元力が流体軸受によって
もたらされる。

上記流体軸受の復元力と平衡するモーメントの一部とな
るものが、以下に示すジャイロ・モーメントＭである。

Ｍニ（１ｄ■−１ｐｏ）の８ ………〔１〕ここで
、ｌｐは主回転軸ＣＤのまわりの慣性モ−メント、ｌｄ
は支点Ｎにおいて主回転軸ＣＤと直角な軸のまわりの慣
性モーメントである。また、旋回角速度の‘よ自転角速
度０と等しい第１次ホワール角速度（ＱＦ■）と、その
倍数次成分があるが、通常問題となるのは第１次の成分
である。

したがって、０＝のとすれば Ｍ＝■２（ｌｄ−ｌｐ）８ ………〔ロ〕上記ジャ
ィロ・モーメントが小さい程、主回転軸ＣＤを主軸ＡＢ
に対して煩斜させようとするモ−メントは４・さくなる
が、その大きさは、支点Ｎの位置で決まる。

実施例では、支点Ｎの位置が回転部全体の重′○位置Ｇ
の近傍に設けることにより、各パラメータの値を選択し
、ジャイロモ−メントの影響を小さくすることができた
。

以下、その理由を説明する。

下記の表１は、本発明の実施例における各パラメータの
値である。

表 １ 表１において、例えば上部シリンダ部２２の重量Ｗ，は
上部シリング１、回転スリーブ７上部の重量に相当し、
またモータ部重量Ｗ２はロータ１１と収納ケース１８の
重量に相当する。

第２図のモデル化されたシリンダ構造において慣性モー
メントｌｐ，ｌｄは下記のようになる。

ｌｐ：菱Ｒ．２十変Ｒゞ・ｄ＝尊く羊十特）十事．２十
等（羊叢）＊１２２ 岬・‐・血〕 上部シリンダ部２２の重心Ｇ，を原点として、Ｇ，．Ｇ
２の方向に回転の支点Ｎの距離１，を変えたときの、Ｍ
／８を求めたのが第３図のグラフである。

〔ｍ〕式からｌｄ−ｌｐを求めれば距離１，が下記の値
のとき（回転部全体の重心位置Ｇに一致したとき）Ｍ／
８は最小となることがわかる。

・．＝ｗこ空席‐Ｌ ………〔ｍ〕 すなわち〔Ｗ〕式が成立するとき流体軸受によるこのシ
リンダ構造は、銭差違動に対して、極めて安定である。

流体軸受の剛性を増しても、回転部の偏芯に対する復元
力が増すために、歳差違動に対する安定性は向上する。
しかし、流体軸受の剛性を強化することは、トルクの増
大をもたらすため、ポータブルＶＴＲ等では、大きな制
約がある。通常流体軸受では、ラジアル軸受の剛性を大
きくするために、軸受のすきまを４・さくすれば、負荷
トルクが増す。

つまり、安定回転を得るための剛性強化と、低省費電力
のための低トルク化は相反する関係にある。

本装置では、基本的に安定回転になるべく全体構成がな
されているために、さ程の剛性はいらない。したがって
低トルク（低省費電力）のポータブルＶＴＲに好適なシ
リンダとすることが出釆た。本発明の原理を直感的に理
解しようと思うならば、安定な重心の低いこまの運動（
あるいは、皿まわしの原理）を想定すればよく、軸受剛
性を考慮しなくても、本装置は本質的に安定である。

さて、流体軸受によるこのシリンダ構造では、上部シリ
ンダ部２２の重心位贋○，と、モータ部の重心位置Ｃ２
の間に回転部の支点Ｎを形成している。しかし、中心軸
１２と回転スリーブ７の間は流体軸受によって係合され
ているために、係合される部分の藤方向長さは、ラジア
ル方向の剛性を保つために、ある程度は必要である。第
３図において、Ｎ＞Ｇのとき（回転の支点Ｎが回転部全
体の重心位置Ｇより下方にあるとき）、Ｍ／８も増大す
る煩向にあり、軸受剛性も低下するため好ましくない。

Ｎく０のとき（支点Ｎが上部シリンダ部２２の重心位置
Ｃ，より上方にあるとき）、Ｍ／８は大幅に増大してい
る。

第３図の例では、支点の位置の変化がわずか４凧でＭ／
のま１００ｋ９・抑から２００ｋ９・仇の２倍に増大し
ている。

中心軸１２と回転スリーブ７の係合するラジアル流体軸
受の有効長さを全体３２側に対して（第１図の構造）わ
ずか４肌程度増したとしても、ジャィロモーメントに対
する流体軸受の復元力が２倍も増加することはない。し
たがって、Ｎ＜○なる条件では、歳差違動が与える回転
精度への影響を考慮したとき、好ましくない結果を与え
る。

したがって、０＜Ｎ＜Ｇなる範囲で本袋直を構成すれば
、歳差違動による振れまわりを僅少にしたシリンダ構造
にできる。

勿論、ＮごＧの位置に本装置を すれば、差運動のみ
を考えた場合、最良である。

この場合ラジアル流体軸受の剛性の低下は、回転スリー
フと中心軸１２の係合部分を、わずか数助長〈するだけ
で、十分補うことができ、シリンダ全体のコンパクト性
にほとんど支障をきたさない。このように、本装置では
歳差違動の発生が僅少になるように全体構造設計がなさ
れているために、ラジアル流体軸受の剛性を十分小さく
してもよい。

すなわち、ラジアル剛性が十分弱くても、袋直に加わる
衝撃的慣性力、回転始動時の立ち上がり、回転部の不平
衡量等の影響を受けにくい、安定な回転を得ることがで
きる。

ラジアル軸受の剛性と負荷トルクは、相反する関係にあ
るために、本装置では例えば、ラジアル軸受のすきまを
十分に大きく、また潤滑油の粘度等も小さくてよく、そ
の結果、低トルク（低消費電力）のポータブルＶＴＲに
好適なシリンダとすることができる。

また、第１図に示す実施例におけるシリンダ構造では、
支点Ｎの鞠方向位置を、回転部全体の重心位檀Ｇ近傍に
設けただけでなく、ヘッド２の高ことほぼ等しい位瞳と
することにより、歳差違動による影響をより僅少にする
ことができた。

上記構成にすれ‘よ、前述の歳差違動の発生を極小とし
ただけではなく、たとえ銭差違動が発生した場合でも、
ヘッド２の軸蓬方向の歳差違動による変位６日を最小と
することができる。前述のように揺動変位６日によって
、回転半径が変わるため、ヘッド２とテープ（図示せず
）の相対速度の変化等をもたらすことになり、揺動変位
６日は極力僅少であることが好ましい。第４図に、本構
成の原理を説明する。Ｎ．，Ｎ２は、スラスト支点部の
位置であり、ヘッド２と高さを等しくした場合（Ｎ，こ
Ｈ）、位置Ｎ２を位置Ｎ，よりも距離ｅだけ支持部を上
方に設けた場合１，はＮ，からヘッドの位置日までの距
離、ｒ２はＮ２からヘッドの位置日までの距離である。
さて、位置Ｎ，がヘッドの・ 日とほぼ。

′口さのとき、歳差違動が発生して、主回転軸ＣＤが主
軸ＡＢに対して８だけ鏡斜したとすれば、ヘッド２の鞠
方向および蓬方向の揺動変位６ｖ，６日は下記のように
なる。６ｖニ公，８ ６Ｍニ０ ………〔Ｖ〕スラスト支点
が位置Ｎ２にある場合は ６リ＝公２８‐差＝公．〇 ６Ｈ＝公２８号＝２８ｅ ………〔の〕したがって、
支点が位置Ｎ２の場合、位置Ｎ，の場合と比べて、垂直
方向の揺動変位６ｖは等しいにもかかわらず、水平方向
の揺動変位６日ニ２８ｅとなる。

スラスト支点部の軸方向位置を等しくすれば（つまりＮ
，ごＨ）のときは、６日ニ０とすることができる。

このようにスラスト支点部の鞠方向の位置が、本発明で
は極めて重要な意義を持つことは、前述した通りである
が、以下、具体的なスラスト支点部とその周辺の軸受構
造について説明する。

第１図の実施例では、スラスト支点部に点接触のビポッ
ト軸受（球面軸受）１４を用いているが、機械的接触で
あるために、長期使用後、ピボット軸受１４の先端部は
若干豊摩耗する。そこで、摩耗量を許容範囲内に収まる
ように材質等を選定し、簡易な構造で、スラスト三乙点
部を構成している。

しかし、近年ＶＴＲシリンダはポータブル化、長時間緑
画の煩向が著しく、シリンダ構造も高精度化が要望され
ており、例えば、実施例であるシリンダでは、上記摩耗
によるヘッド２６の高さ変化を数ミクロン以下に押える
必要があった。

第５図ａ，ｂは、この要望に答えるべくスラスト支持部
を構成したものである。すなわち、１２は中心軸、２８
はスラスト支持部である極径小の球面スパイラル軸受、
２９は球面スパイラル軸受２８の形状に合わせて形成さ
れた凹型ハウジング、３０はスラスト軸受のつば、３１
は球面スパイラル軸受２８と反対側のつば３０の面に形
成されたヘリングボーン軸受である。（溝に相当する個
所を黒く塗りつぶしている）球面スパイラル軸受２８に
は、磁性流体１５を球面先端部に圧送させる溝が形成さ
れている。

そしてつば３０面には、第５図ｂに示すように磁性流体
１５を第５図の矢印の方向に庄送させる溝すなわちヘリ
ングボーンの溝が形成されている。球面スパイラル溝２
８とへりングポーン軸受３１に発生する圧力と、回転部
全体の重量の軸方向分力のニつの力の平衡によって、固
定された中心軸１２に対する回転部、上部シリンダ１、
回転スリーブ７、ロータ１１、収納ケース１８の相対変
位が決まることになる。第５図の構造では、球面スパイ
ラル軸受２８とへりングボーン軸受３１の外径寸法が大
きく異なるため、その変位・圧力特性も大幅に異なる。

つまり、球面スパイラル軸受２８が、その相対移動面間
のすきまが極度に小さいときのみ、大きな負荷能力を有
するが、ヘリングボーン軸受３１の方は、大きな負荷能
力を有するにもかかわらず、すきまに対して鈍感である
。球面スパイラル軸受２１には、ヘリングポーン軸受３
１に発生する力と平衡する力が発生する。

しかし、球面スパイラル軸受２１は、その外径寸法が小
さいために、すきま（相対移動面間）が小さいときのみ
大きな荷重が得られる。したがってへＩＪングポーン軸
受３１と平衡する荷重を得るためには球面スパイラル軸
受のすきまは小さくならねばならない。

球面スパイラル軸受は、小さな面積で大きな荷重を得る
ためにその圧力（＝荷重／面積）は大きく鋭敏である。

したがって、スラスト支点部である球面スパイラル２８
の相対移動面は、ヘリングボーン軸受３１に発生する圧
力と平衡するため、常に微小量のすきまを保って浮上す
る。つまり、微少な面積における鋭敏な圧力のエッジで
もつて荷重を支持する流体力学的なピボット軸受ともい
うべき軸受構造である。

このように、スラスト支点ま点でなくてもよく有限の面
積をもっていてもよいのである。

長期使用後も摩耗がなく、したがって、ヘッド２６の鞠
方向位置の変化もないスラスト支点部を構成することが
できた。

また、回転部の自重の軸方向分力の有無の影響を受けに
くい構造とすることができたため装置の姿勢の変化によ
るヘッドの位置日の鞠方向変化も僅少にできた。

第６図は、同様の考え方でもつて、スラスト支点部を構
成した別構造を示す。

３２は球部３３の上部先端に形成されたスラスト支点部
であるマイクログループ軸受、３４は下側半球面に形成
された半球面スパイラル軸受、５は中心軸１２の上端部
に形成されたラジアル・スパイラル軸受３６，３７は球
部３３を収納する上スリーブならびに下スリーブであり
、ボルト３８でもつて上スリーブ３６と下スリーブ３７
は締結されている。

そして半球面スパイラル軸受３４はラジアル・スラスト
の両方向に対して負荷能力を有しており、ラジアル・ス
パイラル軸受３５と組み合わせて、鞠蓬方向荷重を、ま
た、マイクログループ軸受３２と組み合わせて、第５図
の軸受と同機に軸万向荷重を支持することができる。ま
た、半球面スパイラル軸受３４と比べて、マイクログル
ープ軸受３２のすきま・圧力特性は鋭敏であり、その相
対移動面間は、微小量のすきまを保って浮上することに
なる。なお、第５図、第６図の構造において、球面スパ
イラル軸受２８あるいはマイクログループ軸受３２はつ
ば３０あるいは中心軸１２の球部に形成しているが、勿
論その相対移動面である回転側の対向面に形成してもよ
い。

また、第５図、第６図のへりングボーン軸受３１あるい
は半球面スパイラル軸受３４は共に、径４・のマイクロ
グループ軸受３２、球面スパイラル軸受のすきまを小さ
くする方向に力を与えるが、同機の効果を有するスラス
ト軸受ならば、どのような構造でもよい。

あるいは、また、軸受がなくてもよく、例えば、モータ
の軸方向吸引力を利用してもよい。

また、蓬小の軸受（球面スパイラル軸受２８、マイクロ
グループ軸受３２）共、球面に形成しているが、例えば
突出した微小平面にスパイラル・グループを形成して、
スラスト三と点部とすることもできる。上記実施例から
明らかなように、本発明の回転ヘッド・アセンブリは、
一端が固定された軸と、この軸を中心に回転する回転ヘ
ッド部と、この回転ヘッド部を駆動する駆動部と、前記
回転ヘッドに固定されたヘッドを有する回転ヘッド・ア
センブ川こおいて、前記軸の開放側に設けられ軸方向荷
重を支持するスラスト支点部の鞄方向位置Ｎ、前記回転
ヘッド部の轍方向の重心位置をＧ，、前記駆動部の軸方
向の重心位置を○２、前記重心位置Ｇ，，Ｇ２から決ま
る回転部全体の重心位置にＧとしたとき、軸万向に関し
前記Ｎ‘ま、前記Ｇと等しい位置かもしくはＧ，とＧの
中間部にあるように構成したもので、回転ヘッド部の歳
差違敷を僅少にし、高精度で負荷トルクの小さい回転伝
達装贋を得ることができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例を示す回転ヘッド・アセンブ
リの断面図、第２図は同回転ヘッド・アセンブリの基本
原理図、第３図は同回転ヘッド・アセンブリの支点の位
置とジャィロモーメントの関係図、第４図は同支点の位
贋と歳差違動によるヘッドの揺動を示す説明図、第５図
ａ，ｂは本発明の他の実施例を示す回転ヘッド・アセン
ブリのスラスト支持部の側面図ならびに下面図、第６図
ａ，ｂは本発明のさらに他の実施例を示す回転ヘッド・
アセンブリのスラスト支持部の断面図ならびに一部上面
図である。 １・・・・・・上部シリンダ（回転ヘッド部）、２・・
・・・・ヘッド、１０……ステータ、１１……ロータ（
駆動部）、１２・・・・・・中心軸（軸）、１５・・・
磁性流体（潤滑流体）、（流体軸受）、２８・・・・・
・球面スパイラル軸受（軸受）、３２・…・・マイクロ
グループ軸受（軸受）、３３・・・・・・球部。 第１図 第２図 第４図 第３図 第５図 第５図（ｂ） 第６図

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 一端が固定された軸と、この軸を中心に回転する回
   転ヘツド部と、この回転ヘツド部を駆動する駆動部と、
   前記回転ヘツドに固定されたヘツドを有する回転ヘツド
   アセンブリにおいて、前記軸の開放側に設けられ、軸方
   向荷重を支持するスラスト支持部の軸方向位置をＮ、前
   記回転ヘツド部の軸方向の重心位置をＧ＿１，前記駆動
   部の軸方向の重心位置をＧ＿２、前記重心位置Ｇ＿１，
   Ｇ＿２から決まる回転部全体の重心位置をＧとしたとき
   、軸方向に関し、前記Ｎは、前記Ｇと等しい位置か、も
   しくはＧ＿１とＧの中間部にあるように構成した回転ヘ
   ツド・アセンブリ。 ２ 前記回転ヘツド部に固着したハウジングと軸が流体
   軸受によつて係合されているよう構成された特許請求の
   範囲第１項記載の回転ヘツド・アセンブリ。 ３ ヘツドの設けられた軸方向位置をＨとしたときスラ
   スト支点部の位置Ｎが、前記ヘツドの位置Ｈのほぼ等し
   い軸方向位置に設けられている特許請求の範囲第１項記
   載の回転ヘツド・アセンブリ。 ４ 軸の開放側の先端部における相対移動面のいずれか
   の面に潤滑流体を圧送する溝を形成した軸受を構成し、
   この軸受によつて軸方向荷重を支持するスラスト支点部
   とした特許請求の範囲第２項記載の回転ヘツド・アセン
   ブリ。