JPS62246619A - Dynamic pressure type fluid bearing device - Google Patents

Dynamic pressure type fluid bearing device

Info

Publication number
JPS62246619A
JPS62246619A JP8853286A JP8853286A JPS62246619A JP S62246619 A JPS62246619 A JP S62246619A JP 8853286 A JP8853286 A JP 8853286A JP 8853286 A JP8853286 A JP 8853286A JP S62246619 A JPS62246619 A JP S62246619A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
lubricant
groove
bearing
grooves
shaft
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
JP8853286A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Takafumi Asada
隆文 浅田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Panasonic Holdings Corp
Original Assignee
Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Matsushita Electric Industrial Co Ltd filed Critical Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Priority to JP8853286A priority Critical patent/JPS62246619A/en
Publication of JPS62246619A publication Critical patent/JPS62246619A/en
Pending legal-status Critical Current

Links

Landscapes

  • Sliding-Contact Bearings (AREA)

Abstract

PURPOSE:To obtain a device to be formed into small thickness and high accuracy, by connecting a parallel groove with and between two helical grooves and filling a most area of the grooves with a lubricant. CONSTITUTION:While a shaft 23 is in rotation, bubbles 12E, 12F, contained in a lubricant, are discharged by two helical grooves 23A, 23B. This is because the lubricant of larger specific gravity is stronger pumped than the bubble of smaller specific gravity, as the result, the bubbles 12E, 12F are discharged. Bubbles 12G, contained in a central parallel groove 23C, are gradually discharged by the helical grooves 23A, 23B, and the bubbles in a bearing are almost removed. Accordingly, most of the whole unit of a bearing part is filled with the lubricant, and a disc device or the like can be oriented to small thickness and high performance.

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明はディスク駆動装置等に用いるラジアル動圧型流
体軸受装置に関するものである。
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Field of the Invention The present invention relates to a radial dynamic pressure type fluid bearing device used in a disk drive device or the like.

従来の技術 近年、フロッピーディスク、ハードディスク。Conventional technology In recent years, floppy disks and hard disks.

光デイスク等ディスク駆動装置の軽薄短小化が進む中、
その心臓部である回転主軸部においては、小型、高性能
化を飛躍的に進めるため、従来の玉軸受や真円すべり軸
受に代わって動圧型流体軸受を採用する動きがある。
As disk drive devices such as optical disks become lighter, thinner, and smaller,
In order to dramatically improve the size and performance of the rotating main shaft, which is the heart of the machine, there is a movement to adopt hydrodynamic bearings in place of conventional ball bearings and true circular slide bearings.

以下図面を参照しながら、上記した従来の動圧型流体軸
受装置の一例について説明する。第7〜10図は、従来
の動圧型流体軸受装置の断面図を示すものである。第7
図において、1はフレーム、1Aはスリーブ、1Bは軸
受穴、1Cは通気穴、2はスラスト部材、2Aは通気穴
、3は軸、3A。
An example of the above-mentioned conventional hydrodynamic bearing device will be described below with reference to the drawings. 7 to 10 show cross-sectional views of conventional hydrodynamic bearing devices. 7th
In the figure, 1 is a frame, 1A is a sleeve, 1B is a bearing hole, 1C is a ventilation hole, 2 is a thrust member, 2A is a ventilation hole, 3 is a shaft, 3A.

3Bはへリングボーングルーブ、3Cはピボット部、4
は潤滑剤、5はテーブル、6はモータ拳口3A−ノ ータ、7はモータ・ステータ、8はディスクであるO 第8〜1o図は他の3つの従来例の断面図であるが、こ
れらの従来例には、第7図に示す通気穴がない。第8図
において、1はフレーム、1Aはスリーブ、2はスラス
ト部材、4は潤滑剤であり、図7と同じである。9は軸
、9A、9Bはへリングホルングルーブである。ヘリン
グボーングル−プ9A 、9Bは、2組みが、連結して
設けられている。
3B is herringbone groove, 3C is pivot part, 4
5 is a lubricant, 5 is a table, 6 is a motor fist 3A-note, 7 is a motor stator, and 8 is a disk. The conventional example does not have the ventilation holes shown in FIG. In FIG. 8, 1 is a frame, 1A is a sleeve, 2 is a thrust member, and 4 is a lubricant, which is the same as in FIG. 9 is a shaft, and 9A and 9B are Herringhorn grooves. Two herringbone groups 9A and 9B are connected to each other.

第9図において、1はフレーム、1AはスIJ −プ、
2はスラスト部材であり第7図と同じである。
In FIG. 9, 1 is a frame, 1A is a frame,
2 is a thrust member, which is the same as that shown in FIG.

1oは軸、1oAはへリングボーングルーブである。本
従来のへリングボーングルーブプ10Aは、1組みだけ
を有している。
1o is the axis and 1oA is the herringbone groove. This conventional herringbone group 10A has only one set.

第10図において、1はフレーム、1Aはスリーブ、2
はスラスト部材であり第7図と同じである。11は軸、
11Aはノくラレルグルーブである。
In Fig. 10, 1 is a frame, 1A is a sleeve, 2
is a thrust member and is the same as in FIG. 11 is the axis,
11A is a groove.

以上のように構成された動圧型流体軸受装置について、
以下その動作を説明する。第7図において、モータ・ス
テータ7に通電されるとモータ・ロアタロは、軸3、テ
ーブル5、ディスク8を同時に回転させる。回転が始ま
るとヘリングボーングルーブ3A、’3Bが、潤滑剤4
にボンピング圧力を発生させる事により、スリーブ1A
に対して無接触で高精度に回転する。軸3のピボット部
3Cは、スラスト部材2との間でピボット軸受を構成す
る。このようにして回転させられたディスクは、図示し
ない磁気ヘッド等によって電気信号の記録再生を行う。
Regarding the hydrodynamic bearing device configured as above,
The operation will be explained below. In FIG. 7, when the motor stator 7 is energized, the motor rotor rotates the shaft 3, table 5, and disk 8 at the same time. When rotation begins, herringbone grooves 3A and '3B release lubricant 4.
By generating a pumping pressure in the sleeve 1A
Rotates with high precision without contacting the object. The pivot portion 3C of the shaft 3 forms a pivot bearing with the thrust member 2. The disk rotated in this manner records and reproduces electrical signals using a magnetic head (not shown) or the like.

通気穴1Cは、軸骸1Bの中の空気を大気に解放し、圧
力差を生じさせないだめのものである。
The ventilation hole 1C is for releasing the air inside the shaft shell 1B to the atmosphere and preventing a pressure difference from occurring.

第8図〜第1o図の動作については、第7図と同じであ
る。
The operations in FIGS. 8 to 1o are the same as in FIG. 7.

発明が解決しようとする問題点 しかしながら上記のような構成では第7図に示す従来例
の場合は、通気穴1Cが必要であること、また軸受スパ
ンが第7図中りに対して、有効な軸受長さくまたはグル
ーブの長さ)が11+e2であり充分な軸受剛性が得ら
れないという問題があ5ヘーノ った。第8図〜第10図においては通気穴は必要でない
が、次に述べるように充分な軸受剛性がでないという問
題があった。
Problems to be Solved by the Invention However, with the above configuration, in the case of the conventional example shown in FIG. 7, a ventilation hole 1C is required, and the bearing span is There was a problem that sufficient bearing rigidity could not be obtained because the bearing length (or groove length) was 11+e2. Although ventilation holes are not required in FIGS. 8 to 10, there is a problem in that the bearing rigidity is not sufficient as described below.

第8図においては、軸9が、回転を始めると潤滑剤4の
中に含まれていた気泡12A、12Bかへリングボーン
グルーブ9A 、9Bのボンピング作用の働きにより図
中矢印の方向へ、排出される。
In FIG. 8, when the shaft 9 starts rotating, air bubbles 12A, 12B contained in the lubricant 4 are discharged in the direction of the arrow in the figure due to the pumping action of the herringbone grooves 9A, 9B. be done.

この排出作用によシニ組みの連結するヘリングボーング
ルーブの中央部分の、図中e3にしめす部分には帯状に
、空気がたまり、軸受が潤滑剤により満たされるのは、
41+42だけであり充分な剛性が得られないという問
題を有していた。このときの発生圧力は、同図の左に示
すようになる。
Due to this discharge action, air accumulates in a band shape in the central part of the herringbone groove where the two sets are connected, indicated by e3 in the figure, and the bearing is filled with lubricant.
Since it is only 41+42, there was a problem that sufficient rigidity could not be obtained. The pressure generated at this time is as shown on the left side of the figure.

第9図においては、スリーブ1Aの部品精度が悪く、図
中θに示すテーパがある場合には軸1゜が回転を始める
と、ヘリングボーングルーブの全体は潤滑剤で満たされ
ず、図中lに示す部分だけが満たされる。これは、ヘリ
ングボーングルーブの上半分は、半径隙間が大きく圧力
が、上がり難く、一方、下半分は、半径隙間が小さく圧
力が上かり易いため、同図左に示すように圧力がバラン
スして安定してしまうためである。
In Fig. 9, if the precision of the parts of the sleeve 1A is poor and there is a taper indicated by θ in the figure, when the shaft 1° begins to rotate, the entire herringbone groove will not be filled with lubricant, and Only the indicated part is satisfied. This is because the upper half of the herringbone groove has a large radial gap, making it difficult for pressure to increase, while the lower half has a small radial gap, making it easy for pressure to increase, so the pressure is balanced as shown on the left side of the figure. This is because it becomes stable.

第10図においては、軸11が回転を始めてもパラレル
グルーブ11Aには気泡を排出する効果が無いため、気
泡12C,12Dは、完全には排出されず、常に出たり
入ったりし、潤滑剤が軸受を充分みたさず常に多くの気
泡が混入する状態になるので、軸受の剛性は得られなか
った。
In FIG. 10, even when the shaft 11 starts rotating, the parallel groove 11A has no effect of discharging bubbles, so the bubbles 12C and 12D are not completely discharged, but always come and go, and the lubricant is lost. Since the bearing was not filled sufficiently and many air bubbles were always mixed in, the rigidity of the bearing could not be obtained.

このように従来の軸受装置は、軸受スパンを極めて短く
し、装置の薄型化をはかる場合に剛性、とくに角度剛性
が不充分であり、大きい振れが発生しディスク駆動装置
等の性能が出ないという問題を有していた・ 問題点を解決するための手段 上記問題点を解決する本発明の技術的な手段は、軸とス
リーブの当接面のいずれか一方に、2つのヘリカルグル
ーブとその間に軸に平行なパラレルグルーブを連結して
成る−組みのグルーブ群を設けるものである。
In this way, conventional bearing devices have insufficient rigidity, especially angular rigidity, when the bearing span is extremely short and the device is made thinner, resulting in large run-out and poor performance of disk drive devices, etc. The technical means of the present invention to solve the above-mentioned problems is to provide two helical grooves on either one of the abutment surfaces of the shaft and the sleeve, and to form two helical grooves between them. A set of groove groups is provided by connecting parallel grooves parallel to the axis.

作  用 本発明は上記した構成によって−組みのグルーブ群のう
ち、2つのヘリカルグルーブ部が、潤滑剤中の気泡を排
出しグルーブ部を潤滑剤で満たすとともに、中央のパラ
レルグルーブが軸受穴の少々のテーパに対しても潤滑剤
で充分溝たされるため、短い軸受スパンでも高剛性で高
精度な動圧型流体軸受装置が得られるものである。
Effect of the Invention The present invention has the above-mentioned configuration, in which the two helical grooves in the set of grooves discharge air bubbles in the lubricant and fill the grooves with the lubricant, and the central parallel groove fills the bearing hole a little. Since the taper is sufficiently filled with lubricant, a high-rigidity and high-precision hydrodynamic bearing device can be obtained even with a short bearing span.

実施例 以下本発明の一実施の動圧型流体軸受装置について、図
面を参照しながら説明する。第1図は本発明の第1の実
施例における動圧型流体軸受装置の断面図を示すもので
ある。第1図において、21はフレーム、21Aはスリ
ーブ、21Bは軸受穴、21はスラスト部材、22Aは
通気穴、23は軸、23A 、23Bはヘリカルグルー
ブ、23Cは中央パラレルグルーブ、24は潤滑剤、2
5はテーブル、26はモータ・ロータ、27はモータy
xテータ、28はディスクである。
EXAMPLE Hereinafter, a hydrodynamic bearing device according to one embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows a sectional view of a hydrodynamic bearing device according to a first embodiment of the present invention. In FIG. 1, 21 is a frame, 21A is a sleeve, 21B is a bearing hole, 21 is a thrust member, 22A is a ventilation hole, 23 is a shaft, 23A and 23B are helical grooves, 23C is a central parallel groove, 24 is a lubricant, 2
5 is a table, 26 is a motor/rotor, 27 is a motor y
x data, 28 is a disk.

以上のように構成された動圧型流体軸受装置について、
以下第1図〜第4図を用いてその動作を説明する。まず
第1図は本発明筒1の実施例であり、モータ・ステータ
27に通電されるとモータ・ロータ26は、軸23、テ
ーブル25、ディスク28を同時に回転させる。回転が
始まるとヘリカルグルーブ23A、23Bと中央パラレ
ルグルーブ23Cが潤滑剤24にポンピング圧力を発生
させることにより、スリーブ21Aに対して無接触で高
精度に回転する。軸3のピボット部23Cは、スラスト
部材22との間でピボット軸受を構成し、スラスト荷重
を受ける。この場合のスラスト荷重とは回転体(即ち軸
23.テーブル25゜モータ・ロータ26.ディスク2
8)の自重と、モータ・ロータ26がモータ・ステータ
27を吸引する力の合計であり約600〜12oQg程
度である。このようにして回転させられたディスク28
は、図示しない磁気ヘッドまたは光学ヘンドユニノト等
により電気信号を記録再生する。通気穴22Aはピボッ
ト軸受部の空気を大気に解放し、圧力差を生じさせない
だめのものである。第2図において、軸23の回転中に
は潤滑剤24の中に9ベーノ 含まれていた気泡12E、12Fを2つのヘリカルグル
ーブ23A、23Bが排出する。これは比重の大きい潤
滑剤24を比重の小さい気泡よりも、より強くポンピン
グするので、その結果として気泡12E、12Fは排出
されるものである。中央パラレルグルーブ23Cに含ま
れている気泡12Gは、回転の始めには潤滑剤の中に残
っているが、次第にヘリカルグルーブ23A 、23B
により排出されて軸受の中の気泡はほとんどなくなる。
Regarding the hydrodynamic bearing device configured as above,
The operation will be explained below using FIGS. 1 to 4. First, FIG. 1 shows an embodiment of the cylinder 1 of the present invention. When the motor/stator 27 is energized, the motor/rotor 26 rotates the shaft 23, table 25, and disk 28 at the same time. When rotation starts, the helical grooves 23A, 23B and the central parallel groove 23C generate pumping pressure on the lubricant 24, thereby rotating with high precision without contacting the sleeve 21A. The pivot portion 23C of the shaft 3 constitutes a pivot bearing with the thrust member 22, and receives a thrust load. In this case, the thrust load is the rotating body (i.e. shaft 23. table 25° motor/rotor 26. disk 2
8) and the force with which the motor/rotor 26 attracts the motor/stator 27 is about 600 to 12 oQg. The disk 28 rotated in this way
Electric signals are recorded and reproduced using a magnetic head or an optical head unit (not shown). The ventilation hole 22A is for releasing the air in the pivot bearing portion to the atmosphere and preventing a pressure difference from occurring. In FIG. 2, while the shaft 23 is rotating, two helical grooves 23A, 23B discharge the air bubbles 12E, 12F contained in the lubricant 24. This pumps the lubricant 24 having a higher specific gravity more strongly than the bubbles having a lower specific gravity, and as a result, the bubbles 12E and 12F are expelled. The air bubbles 12G contained in the central parallel groove 23C remain in the lubricant at the beginning of rotation, but gradually form the helical grooves 23A and 23B.
The air bubbles inside the bearing are almost completely removed.

このようにして軸受は図中lに示す全体が潤滑剤24で
満たされ高い軸受剛性を発生する。このときの圧力分布
は第2同左部のようになる。
In this way, the bearing is entirely filled with the lubricant 24, as indicated by l in the figure, and high bearing rigidity is generated. The pressure distribution at this time is as shown in the second part on the left.

一般に軸受長さと軸受剛性の関係は、第3図に示すよう
に軸受長さが1/2×lより、その2倍のlでは軸受剛
性は2倍よりも更に大きくなる。従って第7図の従来例
のように軸受が2つに分かれたものに比べてはるかに大
きな剛性が得られる。
In general, the relationship between bearing length and bearing rigidity is such that, as shown in FIG. 3, when the bearing length is 1/2×l, when the bearing length is twice 1, the bearing rigidity is even greater than twice that. Therefore, much greater rigidity can be obtained than in the conventional example shown in FIG. 7, in which the bearing is divided into two parts.

このことは短い軸受スパンで大きな剛性を出すだめの必
須条件である。第4図は軸受穴21Bに若干のテーパ(
図中θ)がある場合の図である。こ1oべ−7 の場合もヘリカルグルーブ23Bは一部分が、または、
テーパの度合いが大きい場合はそのほとんどを空気が覆
うが中央パラレルグルーブ23Cと、ヘリカルグルーブ
23Aは、必ず潤滑剤により覆われ、軸受として必要充
分な剛性が得られる。尚、2つのヘリカルグルーブ23
A、23Bの角度β1.β2は気泡の排出効果が大きい
15度〜45度が選ばれている。
This is an essential condition for achieving high rigidity with a short bearing span. Figure 4 shows a slight taper (
This is a diagram when there is θ) in the figure. In this case, the helical groove 23B is partially or
When the degree of taper is large, most of it is covered with air, but the central parallel groove 23C and the helical groove 23A are always covered with lubricant, so that sufficient rigidity as a bearing can be obtained. In addition, two helical grooves 23
A, angle β1 of 23B. β2 is selected to be 15 degrees to 45 degrees, which has a large bubble discharge effect.

以上のように本実施例によれば、2つのへりカルグルー
ブの間に連結して軸に平行なパラレルグルーブを設ける
ことにより軸受部のほとんど全体が潤滑剤で満たされ、
短い軸受スパンで充分な剛性を得られるので、ディスク
装置等の薄型化、高性能化が実現できる。
As described above, according to this embodiment, by providing a parallel groove connected between two helical grooves and parallel to the axis, almost the entire bearing part is filled with lubricant.
Since sufficient rigidity can be obtained with a short bearing span, it is possible to achieve thinner disk devices and higher performance.

以下本発明の第2の実施例について図面を参照しながら
説明する。第5図は第2の実施例の図である。同図にお
いて、22はスラスト部材、29は軸である。本実施例
においては、フレーム30と一体に設けられたスリーブ
30Aの内面に、ヘリカルグルーブ30D、30Eと、
中央パラレル11 A−ノ グルーブ30Gが設けられているが、本実施例の特徴は
、3つのグルーブ30D 、 3oc 、30Eが一本
に連続して設けられていることにある。
A second embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 5 is a diagram of the second embodiment. In the figure, 22 is a thrust member, and 29 is a shaft. In this embodiment, helical grooves 30D and 30E are provided on the inner surface of a sleeve 30A that is provided integrally with the frame 30.
Although a central parallel 11A groove 30G is provided, the feature of this embodiment is that three grooves 30D, 3oc, and 30E are provided in series.

上記のように構成された動圧型流体軸受装置の動作につ
いては、第1図〜第4図に示す第1の実施例と同じであ
る。第2の実施例においては、第6図に示すよむにフレ
ーム21の軸受穴21Bに、工具軸31、ボール32A
、32B、ピン33からなる加工工具34(例えば日本
特許公開公報昭61年−6426号に示される公知の加
工工具)に送り速度Vと、回転速度ωを与えながら挿入
することにより、連続する3つのグルーブaoD。
The operation of the hydrodynamic bearing device configured as described above is the same as that of the first embodiment shown in FIGS. 1 to 4. In the second embodiment, as shown in FIG.
, 32B, and a pin 33 (for example, a known processing tool shown in Japanese Patent Publication No. 1988-6426) by inserting the machining tool 34 while applying a feed rate V and a rotational speed ω, three consecutive One groove aoD.

3oc 、30Eのそれぞれを、連続的にそ性加工によ
り形成する。これが第1図に示す第1の従来例の場合は
、それぞれのグルーブを連続的にそ性加工することがで
きない。
3oc and 30E are continuously formed by roughening. In the case of the first conventional example shown in FIG. 1, it is not possible to continuously roughen each groove.

以上のようにヘリカルグルーブ30Dと中央パラレルグ
ルーブ3oCとヘリカルグルーブ3oEを、隣合わせに
連結しかつ、3つのグルーブを一本に連続して設けるこ
とにより、グルーブを、簡単かつ低コストに設けられる
。その他の効果は第1の実施例と同じである。
As described above, by connecting the helical groove 30D, the central parallel groove 3oC, and the helical groove 3oE next to each other and providing three continuous grooves in one line, the grooves can be provided easily and at low cost. Other effects are the same as in the first embodiment.

尚、第1の実施例において3つのグルーブ23A。Note that in the first embodiment, there are three grooves 23A.

23B 、23Cを軸の外周面に設けたが、スリーブ2
1Aの内周面に設けてもよい。
23B and 23C were provided on the outer peripheral surface of the shaft, but sleeve 2
It may be provided on the inner peripheral surface of 1A.

尚、第2の実施例において、3つのグルーブ30D 、
30C、3oEはスリーブの内周面に設けられているが
、軸29の外周面に一本連続して設けてもよい。
In addition, in the second embodiment, three grooves 30D,
30C and 3oE are provided on the inner circumferential surface of the sleeve, but they may be provided continuously on the outer circumferential surface of the shaft 29.

発明の効果 以上のように本発明は、2つのヘリカルグルーブの間に
パラレルグルーブを隣合せに連結して設けることによシ
、グルーブのIlとんどの面積が安定して潤滑剤で満た
され、短い軸受スパンで剛性の高い、薄型で高精度な動
圧型流体軸受装置が得られる。
Effects of the Invention As described above, the present invention provides a parallel groove connected adjacently between two helical grooves, so that most of the area of the groove is stably filled with lubricant. A thin, highly accurate hydrodynamic bearing device with short bearing span and high rigidity can be obtained.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of drawings]

第1図は本発明の第1の実施例における動圧流体軸受装
置の断面図、第2図は第1図の要部断面図、第3図は本
発明の動圧型流体軸受装置の軸受13ページ 剛性説明図、第4図は第1図の要部断面図、第5図は本
発明の第2の実施例における動圧型流体軸受装置の断面
図、第6図は第5図に示すグルーブの加工方法説明図、
第7図は従来の動圧型流体軸受装置の断面図、第8図、
第9図、第10図はその他の従来の動圧型流体軸受装置
の断面図である。 21・・・・・・フレーム、21A・・・・・・スリー
ブ、22・・・・・・スラスト部材、23.29・・・
・・・軸、23A。 23B 、30D 、30E・・・・・・ヘリカルグル
ーブ、23G、30G・・・・・・中央パラレルグルー
ブ、24・・・・・・潤滑剤、26・・・・・・テーブ
ル。 代理人の氏名 弁理士 中 尾 敏 男 ほか1名第3
図 軸受長さ!(−) 第4図    2l−7L−z 21A−−スリー7゛ 22−−スラ又F舒万X 第  5  図                  
   22−m−スラスト)1129−軸 ?? 2l−−−7L−ム :Iム、j2β−一一不゛−ル f−一フ1.−L ずA−Jワーブ lcl’A−−−m、3定 2−ス9ス)8Pf1 3−軸 4−5Myt@ 5−m−テーブル &−t−タ ローフ 7一一 ・・ ・スデータ 特開昭62−246G19(6) イー−−7と−へ クー−−スラスト8P不X
FIG. 1 is a sectional view of a hydrodynamic bearing device according to a first embodiment of the present invention, FIG. 2 is a sectional view of a main part of FIG. 1, and FIG. 3 is a bearing 13 of the hydrodynamic bearing device of the present invention. Page rigidity explanatory diagram, FIG. 4 is a sectional view of the main part of FIG. 1, FIG. 5 is a sectional view of a hydrodynamic bearing device according to the second embodiment of the present invention, and FIG. 6 is a groove shown in FIG. 5. An explanatory diagram of the processing method,
Fig. 7 is a sectional view of a conventional hydrodynamic bearing device, Fig. 8,
9 and 10 are cross-sectional views of other conventional hydrodynamic bearing devices. 21...Frame, 21A...Sleeve, 22...Thrust member, 23.29...
...Axis, 23A. 23B, 30D, 30E...Helical groove, 23G, 30G...Central parallel groove, 24...Lubricant, 26...Table. Name of agent: Patent attorney Toshio Nakao and 1 other person No. 3
Figure bearing length! (-) Fig. 4 2l-7L-z 21A--Three 7゛22--SuramataF ShumanX Fig. 5
22-m-thrust) 1129-axis? ? 2l--7L-me: Im, j2β-11-el f-1 1. -L Zu A-J warb lcl'A---m, 3 constant 2-s 9th) 8Pf1 3-axis 4-5 Myt@ 5-m-table &-t-tallof 7-1... ・S data special Kaisho 62-246G19 (6) E-7 and -heku- thrust 8P non-X

Claims (2)

【特許請求の範囲】[Claims] (1)軸と、スリーブと、前記軸の片端に当接するスラ
スト部材とを備え、前記軸と前記スリーブの当接面のい
ずれか一方には2つのヘリカルグルーブと、その中央に
は前記2つのヘリカルグルーブに隣合せに連結する前記
軸に平行な1つのパラレルグルーブから成る一組みのグ
ルーブ群を有し、前記グルーブ群には潤滑剤を保持し、
前記2つのヘリカルグルーブは、前記軸が回転すること
により介在する潤滑剤に圧力が発生するように回転方向
に対して所定の角度を有する動圧型流体軸受装置。
(1) A shaft, a sleeve, and a thrust member that abuts one end of the shaft, and one of the contact surfaces of the shaft and the sleeve has two helical grooves, and the center thereof has two helical grooves. a set of groove groups consisting of one parallel groove parallel to the axis connected adjacently to the helical groove, the groove group retaining a lubricant;
The two helical grooves have a predetermined angle with respect to the rotation direction so that pressure is generated in the intervening lubricant when the shaft rotates.
(2)2つのヘリカルグルーブの内一本と、中央に連結
して設けられる1つのパラレルグルーブの内一本は、連
続して一本に連なっており、この連続するグルーブが、
複数本設けられて成る一組のグルーブ群を有する特許請
求の範囲第1項記載の動圧型流体軸受装置。
(2) One of the two helical grooves and one of the parallel grooves connected to the center are continuous, and this continuous groove is
The hydrodynamic bearing device according to claim 1, having a set of groove groups including a plurality of grooves.
JP8853286A 1986-04-17 1986-04-17 Dynamic pressure type fluid bearing device Pending JPS62246619A (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP8853286A JPS62246619A (en) 1986-04-17 1986-04-17 Dynamic pressure type fluid bearing device

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP8853286A JPS62246619A (en) 1986-04-17 1986-04-17 Dynamic pressure type fluid bearing device

Publications (1)

Publication Number Publication Date
JPS62246619A true JPS62246619A (en) 1987-10-27

Family

ID=13945449

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP8853286A Pending JPS62246619A (en) 1986-04-17 1986-04-17 Dynamic pressure type fluid bearing device

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JPS62246619A (en)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH03221140A (en) * 1989-11-20 1991-09-30 Nikki Universal Co Ltd Adsorption treatment agent
JPH0448414U (en) * 1990-08-27 1992-04-24
US5477539A (en) * 1993-07-23 1995-12-19 Ericsson Inc. Narrow band simulcast system having low speed data distribution
US7619339B2 (en) 2006-01-10 2009-11-17 Hitachi Global Storage Technologies Netherlands B.V. Fluid dynamic bearing assembly for directing bubbles

Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62112209A (en) * 1985-11-11 1987-05-23 Hitachi Ltd Rotating magnetic head device

Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62112209A (en) * 1985-11-11 1987-05-23 Hitachi Ltd Rotating magnetic head device

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH03221140A (en) * 1989-11-20 1991-09-30 Nikki Universal Co Ltd Adsorption treatment agent
JPH0448414U (en) * 1990-08-27 1992-04-24
US5477539A (en) * 1993-07-23 1995-12-19 Ericsson Inc. Narrow band simulcast system having low speed data distribution
US7619339B2 (en) 2006-01-10 2009-11-17 Hitachi Global Storage Technologies Netherlands B.V. Fluid dynamic bearing assembly for directing bubbles

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN1734113A (en) Fluid dynamic bearing unit
JP3727253B2 (en) Hydrodynamic bearing device
JP2003028147A (en) Fluid dynamic pressure bearing device
JP2002372048A5 (en)
JP3990181B2 (en) Manufacturing method of hydrodynamic bearing device
JP3652187B2 (en) Fluid bearing
JP3514958B2 (en) Fluid bearing device
JPS62246619A (en) Dynamic pressure type fluid bearing device
JP2004183734A (en) Fluid dynamic bearing and disk recording device
JP3939987B2 (en) Spindle motor
JP2004183772A (en) Fluid dynamic bearing and disk rotating device
JPH0765611B2 (en) Hydrodynamic bearing device
JP2003314536A (en) Fluid dynamic bearing unit and spindle motor provided therewith
JP2003139129A (en) Dynamic pressure bearing, spindle motor using the bearing, and disc drive device having the spindle motor
JPH10131957A (en) Cone bearing device
JP2003194045A (en) Dynamic pressure bearing device
JPS6275121A (en) Dynamic pressure type fluid bearing device
JP2004132455A (en) Dynamic pressure bearing device and disk recorder
JP2001289242A (en) Fluid bearing spindle motor
JP2622906B2 (en) Flexible disk drive
JPS6237511A (en) Dynamic pressure type fluid bearing device
JP2004257510A (en) Fluid bearing device and working method
JP3901327B2 (en) Hydrodynamic bearing device
JPH0826895B2 (en) Method for manufacturing hydrodynamic bearing
JPS5884420U (en) thrust bearing device