WO2002099295A1 - Dispositif a paliers fluides en pression dynamique - Google Patents

Dispositif a paliers fluides en pression dynamique Download PDF

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Taizou Ikegawa
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Matsushita Electric Industrial Co., Ltd.
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    • F16C2370/00—Apparatus relating to physics, e.g. instruments
    • F16C2370/12—Hard disk drives or the like

Definitions

  • the present invention relates to a hydrodynamic bearing device, and more particularly to a hydrodynamic bearing device used as a spindle motor of a hard disk device or the like that requires high rotational accuracy.
  • FIG. 5 shows a conventional hard disk drive using a hydrodynamic bearing device.
  • the base end of the shaft 2 is press-fitted and fixed to the base 1 as the fixed side, and a thrust flange 3 is provided at the tip of the shaft 2 to form the shaft 18 Is done.
  • a sleeve 5 is provided on the outer periphery of the shaft 2, and a thrust plate 4 is provided on the sleeve 5 so as to face the thrust flange 3, thereby forming a bearing 17.
  • the inner peripheral surface of the sleeve 5 has hydrodynamic grooves 15a, 15b Are formed, and a pair of radial bearing portions 14 a and 14 b is formed. Also, dynamic pressure generating grooves (not shown) are formed on both surfaces of the thrust flange 3 to form a thrust bearing (not shown).
  • the gap between the shaft 18 and the bearing 17 is filled with an incompressible oil 16 as a working fluid, and the bearing 17 is rotatably supported.
  • a wall 1a provided on the outer peripheral portion of the shaft 2 is provided with a stay core 9 on which a coil 10 is wound.
  • a hub 6 for mounting the magnetic disk 13 is press-fitted and fixed to the outer periphery of the sleeve 5, and a yoke 8 is provided inside the outer periphery of the hub 6 so as to face the stay core 9.
  • the magnet 7 is attached via.
  • the plurality of magnetic disks 13 placed on the outer periphery of the hub 6 via the spacers 12 are attached with the tightening force of the screws 19 via the clamps 11.
  • the radial bearings 14a and 14b are formed so that the lengths along the axial direction are different. ing.
  • the length of the radial bearing portions 14a and 14b along the axial direction is referred to as "bearing length”.
  • the bearing length L1 of the radial bearing portion 14a formed on the distal end side of the shaft 2 is changed to the radial length formed on the proximal end side of the shaft 2.
  • the bearing length of the bearing part 14b is made longer than L2, and the bearing rigidity of the radial bearings 14a and 14b and the center of gravity G of the rotating body are balanced to adjust so that the rotational runout becomes small.
  • the herringbone-shaped dynamic pressure generating grooves 15a and 15b each have a groove depth and a groove angle.
  • the groove width ratio is set to be equal. Therefore, the eccentric angle, which is the angle between the position at which the gap between the outer peripheral surface of the shaft 2 and the inner peripheral surface of the sleeve 5 is minimized during rotation and the force acting on the sleeve 5 by dynamic pressure, is determined by the radial bearing 14
  • the eccentric angle of a becomes larger than the eccentric angle of the radial bearing portion 14b.
  • An object of the present invention is to provide a hydrodynamic fluid bearing device that solves the above-mentioned problems, eliminates the inclination between the center line of the shaft and the center line of the sleeve during rotation, and has good rotation accuracy and can reduce NRRO. I do.
  • a working fluid is interposed between a shaft and a bearing body, one of which is rotatably supported with respect to the other.
  • a dynamic pressure generation groove is formed on at least one of the peripheral surfaces, and the bearing length in the axial direction differs.
  • a hydrodynamic bearing device comprising a plurality of radial bearings, the groove depth being the angle between the groove and the radial direction of the shaft, and the groove width being the angle between the groove and the radial direction of the shaft. at least one of the groove width ratios [a / (a + b)], which is the ratio of the groove width a to the sum (a + b) of the ridge width b, differs between the plurality of radial bearing portions.
  • the groove depth of the radial bearing portion having a long bearing length is made larger than the groove depth of the radial bearing portion having a short bearing length.
  • the groove depth which has a large contribution to the eccentric angle, is changed. Therefore, even if the difference in the bearing length of the radial bearing is large, the eccentricity can be easily changed by slightly changing the groove depth. The corners can be almost matched.
  • the groove width ratio of the radial bearing portion having a long bearing length is larger than the groove width ratio of the radial bearing portion having a short bearing length. The feature is that it is made.
  • the groove width ratio which has a large contribution to the eccentric angle, is changed. Therefore, even if the difference in the bearing length of the radial bearing part is large, the eccentricity can be easily changed only by slightly changing the groove width ratio. The corners can be almost matched.
  • the hydrodynamic bearing device according to claim 4 of the present invention is characterized in that, in claim 1, the dynamic pressure generating groove has a herringbone shape.
  • the hydrodynamic bearing device according to claim 5 of the present invention is characterized in that, in claim 1, the working fluid is a gas. According to this configuration, the same effect as described above can be obtained even when the working fluid is compressible.
  • FIG. 1 is an enlarged cross-sectional view of a main part of a hydrodynamic bearing device according to an embodiment of the present invention, and an enlarged plan view of a main part of a sleeve taken along lines AA and BB.
  • Fig. 2 is a diagram showing the relationship between the groove angle and the eccentric angle of the radial bearing in the embodiment.
  • Fig. 3 is a diagram showing the relationship between the groove depth and the eccentric angle of the radial bearing in the embodiment.
  • Fig. 5 shows the relationship between the groove width ratio and the eccentric angle of the radial bearing in the configuration.
  • Fig. 5 is a sectional view of a spindle motor for a hard disk drive using a conventional hydrodynamic bearing device.
  • the bearing rigidity is changed by making the bearing length L1 of the radial bearing portion 14a longer than the bearing length L2 of the radial bearing portion 14b, and 1A to 1C, the radial bearing portions 14a and 14b are additionally provided in this embodiment as shown in FIGS. 1 (a) to 1 (c).
  • the eccentric angle of each is made special or almost the same by specializing the configuration.
  • the eccentric angles of the radial bearings 14a and 14b are the position where the gap between the outer peripheral surface of the shaft 2 and the inner peripheral surface of the sleeve 5 is minimized during rotation and the force acting on the sleeve 5 due to the dynamic pressure.
  • the angle of eccentricity in all radial bearings is reduced by one of the following configurations (1) to (3) or a combination of multiple configurations. Can be killed. '
  • the groove angles 01 and 02 are angles formed between the dynamic pressure generating grooves 15a and 15b and the radial direction of the shaft 2.
  • the groove width ratio of the radial bearing portion 14b with a short bearing length is made smaller than the groove width ratio of the radial bearing portion 1.4a with a long bearing length.
  • the groove width ratio is a ratio [a / (a + b)] of the groove width a to the sum (a + b) of the groove width a and the ridge width b.
  • the inclination between the center line of the shaft 2 and the center line of the sleeve 5 can be reduced, and the rotational accuracy can be reduced. Improvement can be achieved and NRR can be reduced.
  • the diameter of the shaft 2 is 3 mm
  • the radial gap between the shaft 2 and the sleep 5 at the position where the radial bearing portions 14a and 14b are formed is 3 m.
  • the groove angle is 30 °
  • the groove depth is 3.5mm
  • the groove width ratio is 0.5
  • the groove is The cross-sectional shape of is a circular shape.
  • the eccentric angles do not match if the dynamic pressure generating grooves 15a and 15b forming the radial bearing portions 14a and 14b have the same groove shape.
  • the shape of the pressure generating grooves 15a and 15b is changed.
  • Figure 2 shows the results of numerical analysis of the incompressible Navier's-Ix equation.
  • the groove angle 01 of the radial bearing portion 14a having a long bearing length L1 is 30 °, which is the same as the conventional example
  • the groove angle 02 of the radial bearing portion 14b having a short bearing length L2 may be set to approximately 45 °.
  • the bearing length L2 may be kept at 2.5 mm.
  • Figure 3 shows the results of numerical analysis of the incompressible Navier-Stokes equation. The deeper the groove, the smaller the eccentric angle. Therefore, assuming that the groove depth dl of the long radial bearing portion 14a is 3.5 / m, which is the same as the conventional example, the groove depth d2 of the radial bearing portion 14b having a short bearing length is larger than 3. If you make it shallow
  • Figure 4 shows the result of numerical analysis of the incompressible Navier-Stokes equation. The eccentric angle decreases as the groove width ratio increases.
  • the groove width ratio a1 / (a1 + b1) of the radial bearing portion 14a with the longer bearing length is set to 0.5, which is the same as the conventional example, then the radial bearing portion with the shorter bearing length
  • the groove width ratio (a2 / (a2 + b2)) of 14b should be smaller than 0.5, but if the groove width ratio is reduced, the bearing stiffness increases, so the bearing length L2 can be shortened.
  • the upper and lower radial bearings 14 a, 1 are set by setting the bearing length L 2 of the shorter radial bearing 14 b to 2.4 mm and the groove width ratio to 0.4.
  • the eccentric angle of 4b can be made almost the same.
  • the eccentric angle can be obtained by a preliminary experiment or a numerical analysis, it is possible to determine the detailed dimensions of the herringbone-shaped hydrodynamic grooves forming the radial bearing portions 14a and 14b.
  • the groove angles 01 and ⁇ 2 of the dynamic pressure generating grooves 15 a and 15 b, the groove depth dl, d2, and the groove width By making at least one of the ratios different so that their eccentric angles are almost the same, the inclination between the center line of the shaft 2 and the center line of the sleeve 5 during rotation is reduced, and the rotation accuracy is improved. Improvement can be achieved.
  • the radial bearing portions 14a, 14b are formed by forming the dynamic pressure generating grooves 15a, 15b on the inner peripheral surface of the sleeve 5.
  • the dynamic pressure generating groove may be formed on the outer peripheral surface of the shaft 2, or may be formed on both the inner peripheral surface of the sleep 5 and the outer peripheral surface of the shaft 2. Good.
  • the shape of the dynamic pressure generating groove formed in the radial bearing portion is a herringbone shape that is vertically symmetric at the center bending portion.
  • the present invention is not limited to this. It may be a herringbone shape that is asymmetrical to the portion, a spiral shape or a C-shaped groove shape.
  • an incompressible oil has been described as an example of the working fluid.
  • the present invention is not limited to this.
  • a liquid such as water can be used.
  • a changing gas such as air.
  • the number of radial bearings, the shape of the dynamic pressure generating groove, and the like are appropriately selected depending on the shape and size of the shaft 2 and the sleep 5, and are not limited to the above embodiment. It is not something to be done.
  • the working fluid is interposed between the shaft rotatably supported on one side and the bearing body, and the outer peripheral surface of the shaft and the bearing body are interposed.
  • a dynamic pressure generating groove formed on at least one of the inner peripheral surfaces of the bearing and a plurality of radial bearing portions having different axially extending bearing lengths, wherein the radial bearing portion is provided.
  • the groove depth is the angle between the groove and the radial direction of the shaft, and the ratio of the groove width a to the sum (a + b) of the groove width a and the ridge width b.

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Description

明 細 書
動圧流体軸受装置
技術分野
本発明は、 動圧流体軸受装置に関し、 特に高い回転精度が要求されるハードデ ィスク装置などのスピンドルモー夕として使用される動圧流体軸受装置に関する ものである。
背景技術
近年、 ハードディスク装置では、 記録容量の増大を図るために磁気ディスクの トラヅク密度を高密度化している。 このような高トラック密度の磁気デイスクを 回転駆動するスピンドルモー夕においては、 より高い回転精度が要求される。 特 に、 回転に同期しない振れ （以下、 「N R R O」 と称す） が大きいとトラヅキン グ時のオフトラックを引き起こすため、 N R R Oをできるだけ小さくする必要が ある。 そこで、 高回転精度に加え、 高速回転、 静音化を実現できるモー夕として 、 動圧流体軸受装置を採用したスピンドルモ一夕が開発されている。 '
図 5は、 動圧流体軸受装置を用いた従来のハ一ドディスク装置を示す。
図 5 ( a ) に示すように、 固定側としてのベース 1にはシャフト 2の基端部が 圧入固定されており、 シャフト 2の先端部にスラストフランジ 3が設けられて軸 体 1 8が構成される。 シャフト 2の外周部にはスリーブ 5が設けられ、 スリーブ 5にはスラストフランジ 3と対向するようにスラストプレート 4が設けられて軸 受体 1 7が形成される。
図 5 ( b ) に示すように、 スリーブ 5の内周面には動圧発生溝 1 5 a , 1 5 b が形成されており、 1対のラジアル軸受部 1 4 a , 1 4 bが構成される。 また、 スラストフランジ 3の両面にも動圧発生溝 （図示せず） が形成され、 スラスト軸 受 （図示せず） が構成される。 軸体 1 8と軸受体 1 7との間隙には、 作動流体と して非圧縮性のオイル 1 6が充填され、 軸受体 1 7が回転自在に支持される。 シャフト 2の外周部に設けられた壁 1 aにはコイル 1 0が卷線されたステ一夕 コア 9が設けられている。 また、 スリーブ 5の外周には磁気ディスク 1 3を載置 するためのハブ 6が圧入固定されており、 ハブ 6の外周部の内側にはステ一夕コ ァ 9と対向するようにヨーク 8を介してマグネット 7が取り付けられている。 ハ ブ 6の外周にスぺーサ 1 2を介して載置された複数の磁気ディスク 1 3は、' クラ ンプ 1 1を介してネジ 1 9の締め付け力にて取り付けられる。
そして、 コイル 1 0に通電が行われると、 コイル 1 0とマグネット 7との間に 電流磁界が発生してモー夕の回転駆動力が発生し、 軸受体 1 7が回転駆動すると ともに、 ラジアル軸受部 1 4 a , 1 4 bとスラスト軸受部に形成された動圧発生 溝のボンビング作用により軸受体 1 7に浮上力が発生して、 軸受体 1 7が軸体 1 8とオイル 1 6を介して非接触で回転する。
上記のように構成された磁気ディスク装置では、 スリーブ 5の内周に形成され た一対のラジアル軸受部 1 4 a , 1 4 bの形成位置と、 軸受体 1 7とこれに取り 付けられた磁気ディスク 1 3、 スぺ一サ 1 2、 クランプ 1 1等をあわせた回転体 の重心位置によって、 回転時にラジアル軸受部 1 4 a , 1 4 bにかかる負荷が異 なるため、 回転振れが発生していた。
そこで、 一般的には、 特開平 8— 3 3 5 3 6 6号などに示されるように、 ラジ アル軸受部 1 4 a , 1 4 bの軸心方向に沿う長さが異なるように形成している。 以下、 本明細書においては、 ラジアル軸受部 1 4 a , 1 4 bの軸心方向に沿う長 さを 「軸受長さ」 と称す。 具体的には、 シャフト 2の先端側に形成されたラジア ル軸受部 1 4 aの軸受長さ L 1を、 シャフト 2の基端部側に形成されたラジアル 軸受部 14bの軸受長さ L2よりも長くして、 ラジアル軸受 14a, 14bの軸 受剛性と回転体の重心位置 Gとのバランスをとり、 回転振れが小さくなるように 調整している。 ·
しかし、 このような構成では、 現在のハードディスク装置では問題はないもの の、 ハードディスク装置の高速回転化や小型化に伴い、 将来的には、 より一層の 回転精度と NRROのさらなる低減が必要となる。 NRROの発生は、 以下の理 由によるものと考えられる。
上記のように軸受長さ L 1, L 2が異なるよう形成されたラジアル軸受部 14 a， 14bにおいて、 ヘリングボーン形状の動圧発生溝 15a, 15bは、 いず れも溝深さ、 溝角度、 溝幅比がそれぞれ等しくなるよう設定されている。 そのた め、 回転時にシャフト 2の外周面とスリーブ 5の内周面との間隙が最小となる位 置と動圧によりスリーブ 5に働く力とのなす角である偏心角は、 ラジアル軸受部 14 aの偏心角がラジアル軸受部 14 bの偏心角よりも大きくなる。 その結果、 シャフト 2の中心線とスリープ 5の中心線とが傾いて回転することになり、 回転 精度が悪く、 NRROも大きくなる。
発明の開示
本発明は前記問題点を解決し、 回転時におけるシャフトの中心線とスリーブの 中心線の傾きを解消して、 回転精度が良く、 NRROを低減できる動圧流体軸受 装置を提供することを目的とする。
本発明の請求項 1記載の動圧流体軸受装置は、 一方が他方に対して回転自在に 支持された軸と軸受体との間に作動流体を介在させ、 軸の外周面と軸受体の内周 面との少なくとも何れかの面に動圧発生溝を形成し、 軸心方向の軸受長さの異な るラジアル軸受部を複数構成した動圧流体軸受装置であって、 前記ラジアル軸受 部を構成する動圧発生溝の溝深さ、 溝と軸の径方向とのなす角である溝角度、 溝 幅 aとリッジ幅 bとの和 （a+b ) に対する溝幅 aの比である溝幅比 [ a/ ( a+ b ) ] のうちの少なくともいずれかを、 前記複数のラジアル軸受部において異な 'ちせたこと.を特徴とする。 本発明の請求項 2記載の動圧流体軸受装置は、 請求項 1において、 軸受長さの 長いラジアル軸受部の溝深さを軸受長さの短いラジアル軸受部の溝深さよりも深 くしたことを特徵とする。 '· '
この構成によると、 偏心角に対する寄与率の高い溝深さを変化させているため 、 ラジアル軸受部の軸受長さの差が大きくても、 溝深さをわずかに変化させるだ けで容易に偏心角をほぼ一致させることができる。 本発明の請求項 3記載の動圧流体軸受装置は、 請求項 1おいて、 軸受長さの長 いラジアル軸受部の溝幅比を軸受長さの短いラジアル軸受部の溝幅比よりも大き くしたことを特徴とする。
この構成によると、 偏心角に対して寄与率の高い溝幅比を変化させるため、 ラ ジアル軸受部の軸受長さの差の大きくても、 溝幅比をわずかに変化させるだけで 容易に偏心角をほぼ一致させることができる。 本発明の請求項 4記載の動圧流体軸受装置は、 請求項 1において、 前記動圧発 生溝がへリングボーン形状であることを特徴とする。 本発明の請求項 5記載の動圧流体軸受装置は、 請求項 1において、 前記作動流 体が気体であることを特徴とする。 この構成によると、 作動流体が圧縮性であつても上記と同様の効果が得られる
図面の簡単な説明
図 1は本発明の実施の形態における動圧流体軸受装置の要部拡大断面図と A— A線， B— B線に沿うスリーブの要部拡大平面図
図 2は同実施の形態におけるラジアル軸受部の溝角度と偏心角の関係を示す図 図 3は同実施の形態におけるラジアル軸受部の溝深さと偏心角の関係を示す図 図 4は同実施の形態におけるラジアル軸受部の溝幅比と偏心角の関係を示す図 図.5は従来の動圧流体軸受装置を用いたハードディスク装置用スピンドルモ 夕の断面図
発明を実施するための最良の形態
以下、 図 1から図 4を用いて本発明の実施の形態を説明する。
なお、 従来例を示す図 5と同様の構成をなすものには同一の符号を付けて説明 する。
図 5に示す動圧流体軸受装置では、 ラジアル軸受部 1 4 aの軸受長さ L 1をラ ジアル軸受部 1 4 bの軸受長さ L 2よりも長くして軸受剛性を変化させ、 回転体 の重心位置 Gとのバランスを取るよう構成しているが、 図 1 ( a)〜 （c ) に示 すように、 この実施の形態では、 さらに加えてラジアル軸受部 1 4 a , 1 4 bの 構成を特殊にしてそれぞれの偏心角が一致またはほぼ一致するようにしている。 ラジアル軸受部 1 4 a， 1 4 bの偏心角とは、 回転時にシャフト 2の外周面と スリーブ 5の内周面との間隙が最小となる位置と動圧によりスリ一ブ 5に働く力 とのなす角度のことであり、 以下の①〜③の構成のうちのいずれか、 あるいは複 数を組み合わせることにより、 すべてのラジアル軸受部における偏心角をほぼ一 致ざせることができる。 '
① ラジアル軸受部 14 a, 14 bにおける動圧発生溝 1 5 a, 1 5 bの溝角度 θ 1, 02を異ならせる。 ここで溝角度 01, 02とは、 動圧発生溝 15 a, 1 5 bとシャフト 2の径方向とのなす角である。
② ラジアル軸受部 14 a, 14 bにおける動圧発生溝 1 5 a， 1 5bの溝深さ d 1, d 2を異ならせる。特に、 軸受長さの短いラジアル軸受部 14 bの溝深さ d 2を軸受長きの長いラジアル軸受部 14 aの溝深さ d 1よりも浅くすると好適 である。
③ 軸受長さの短いラジアル軸受部 14bの溝幅比を軸受長さの長いラジアル軸 受部 1.4 aの溝幅比よりも小さくする。 ここで、 溝幅比とは、 溝幅 aとリッジ幅 bとの和 （a + b) に対する溝幅 aの比 [a/ (a+b) ] である。
このように軸受長さの異なる複数のラジアル軸受部において、 すべての偏心角 'がほぼ一致するよう構成することで、 シャフト 2の中心線とスリーブ 5の中心線 の傾きが低減でき、 回転精度の向上が図れ、 NRRひの低減が図れる。
以下、 具体例を挙げて説明する。
図 5と同様に構成された動圧流体軸受装置において、 シャフト 2の直径を 3m m、 ラジアル軸受部 14 a， 14 bの形成位置におけるシャフト 2とスリープ 5 との半径隙間を 3 mとする。 また、 ラジアル軸受部 14 a, 14bの軸受長さ L 1 , L 2は、 軸受剛性と回転体の重心位置 Gとのバランスを考慮して、 L l= 3. Omm、 L 2 = 2. 5mmとする。
このように設計された動圧流体軸受装置において、 従来は、 軸受剛性と回転安 定性を考慮して、 溝角度を 30° 、 溝深さを 3. 5mm、 溝幅比を 0. 5、 溝の 断面形状を円弧形状としている。
この実施の形態では、 ラジアル軸受部 14 a， 14bを構成する動圧発生溝 1 5 a, 1 5 bの溝形状が同じであると偏心角が一致しないため、 以下のように動 圧発生溝 15a, 15 bの溝形状を変化させる。
まず、 溝角度 01， S 2をそれぞれ変化させて、 溝角度と偏心角との関係を測 定した。 図 2は、 非圧縮性のナビエ 'スト.一クス方程式を数値解析した結果であ る。 軸受長さ L 1が長いラジアル軸受部 14 aの溝角度 01を従来例と同じ 30 ° とすると、 軸受長さ L 2が短いラジアル軸受部 14bの溝角度 02は約 45° にすればよい。 この場合、 ラジアル軸受部 14bの軸受剛性はほとんど変わらな いため、 軸受長さ L 2は 2. 5mmのままでよい。
次に、 溝深さ d l, d 2のみをそれぞれ変化させて、 溝深さと偏心角との関係 を測定した。 図 3は、 非圧縮性のナビエ■ストークス方程式を数値解析した結果 であり、 溝深さが深くなる.ほど偏心角は小さくなつている。 よって、 軸受長きの 長いラジアル軸受部 14 aの溝深さ dlを従来例と同じ 3. 5 /mとすると、 軸 受長さの短いラジアル軸受部 14 bの溝深さ d2を 3. よりも浅くすれば
'よいが、 溝深さを浅くすると軸受剛性が高くなるため軸受長さ L 2を短くするこ とができる。 それらを考慮して、 軸受長さの短い方のラジアル軸受部 14bの軸 受長さ L2を 2. 4 mm、 溝深さを 3. 0〃mとすることで上下のラジアル軸受 部 14 a, 14 bの偏心角をほぼ同じにすることができる。
また、 溝幅比 [a/ (a+b) ] のみをそれぞれ変化させて、 溝幅比と偏心角 との関係を測定した。 図 4は、 非圧縮性のナビエ ·ストークス方程式を数値解析 した結果であり、 溝幅比が大きくなるほど偏心角は小さくなっている。
よって、 軸受長さの長い方のラジアル軸受部 14 aの溝幅比 a 1/ ( a 1+ b 1)〕 を従来例と同じ 0. 5とすると、 軸受長さの短い方のラジアル軸受部 1 4bの溝幅比 〔a2/ (a2+b2)〕 を 0. 5よりも小さくすればよいが、 溝 幅比を小さくすると軸受剛性が高くなるため軸受長さ L 2を短くすることができ る。 それらを考慮して、 軸受長さの短い方のラジアル軸受部 14bの軸受長さ L 2を 2. 4mm、 溝幅比を 0. 4とすることで上下のラジアル軸受部 14 a, 1 4 bの偏心角をほぼ同じにすることができる。
このように、 偏心角は予備実験または数値解析によって求めることができるた め、 ラジアル軸受部 14 a, 14bを構成するへリングボーン形状の動圧発生溝 の詳細寸法を決めることができる。 その結果、 軸受長さ L I, L 2の異なるラジ アル軸受部 14 a.'， 14bにおいて、 動圧発生溝 15 a, 15 bの溝角度 01, Θ 2, 溝深さ d l, d2、 溝幅比のうちの少なくとも 1つが異なるようにしてそ れそれの偏心角をほぼ一致させることで、 回転時のシャフト 2の中心線とスリー ブ 5の中心線との傾きを低減して、 回転精度の向上が図れる。
なお、 上記説明では、 スリーブ 5の内周面に動圧発生溝 15 a, '15 bを形成 してラジアル軸受部 14 a ,· 14 bを構成した例を挙げて説明したが、 .本発明は これに限定されるものではなく、 動圧発生溝はシャフト 2の外周面に形成されて いてもよく、 あるいはスリープ 5の内周面とシャフト 2の外周面の両方に形成さ れていてもよい。
また、 上記説明では、 ラジアル軸受部を 2個設けた例を挙げて説明したが、 本 発明はこれに限定されるものではなく、 2個以上設けられ tいても良い。
また、 上記説明では、 ラジアル軸受部に形成された動圧発生溝の形状を、 中央 屈曲部で上下対称なヘリングボーン形状としたが、 本発明はこれに限定されるも のではなく、 中央屈曲部に対し非対称なヘリングボーン形状であっても良く、 ス パイラル形状やハの字型の溝形状であってもよい。
また、 上記説明では、 作動流体として非圧縮性のオイルを例に挙げて説明した が、 本発明はこれに限定されるものではなく、 その他、 水などの液体を用いるこ ともでき、 さらに、 密度変化のある気体、 例えば空気などを用いることも可能で ある。
また、 ラジアル軸受部の個数、 動圧発生溝の形状などはシャフト 2とスリープ 5の形状や大きさによって適宜選択されるものであり、 上記実施の形態に限定さ れるものではない。
以上のように本発明の動圧流体軸受装置によれば、 一方が他方に対して回 転自在に支持された軸と軸受体との間に作動流体を介在させ、 軸の外周面と軸受 体の内周面との少なくとも何れかの面に動圧発生溝を形成し、 軸心方向の軸受長 さの異なるラジアル軸受部を複数構成した動圧流体軸受装置であつて、 前記ラジ アル軸受部を構成する動圧発生溝の溝深さ、 溝と軸の径方向とのなす角である溝 角度、溝幅 aとリッジ幅 bとの和（a + b ) に対する溝幅 aの比である溝幅比 [ a / ( a + b ) ] のうちの少なくともいずれかを、 前記複数のラジアル軸受部にお いて異ならせた め、 回転時に軸の中心線と軸受体の中心線が傾む-くことなく回 転するため、 回転精度の向上が図れ、 N R R Oの低減が図れる。

Claims

請 求 の 範 囲
1 .
一方が他方に対して回転自在に支持された軸と軸受体との間に作動流体を介在 させ、 軸の外周面と軸受体の内周面との少なくとも何れかの面に動圧発生溝を形 成し、 軸心方向の軸受長さの異なるラジアル軸受部を複数構成した動圧流体軸受 装置であって、
. 前記ラジアル軸受部を構成する動圧発生溝の溝深さ、 溝と軸の径方向とのなす 角である溝角度、 溝幅 aとリッジ幅 bとの和 （a + b ) に対する溝幅 aの比であ る溝幅比 [ a/ ( a + b ) ] のうちの少なくともいずれかを、 前記複数のラジア ル軸受部において異ならせた
動圧流体軸受装置。
2 .
軸受長さの長いラジアル軸受部の溝深さを軸受長さの短いラジアル軸受部の溝 深さよりも深くした
請求項 1記載の動圧流体軸受装置。
3 .
軸受長さの長いラジアル軸受部の溝幅比を軸受長さの短いラジアル軸受部の溝 幅比よりも大きくした請求項 1記載の動圧流体軸受装置。
4 .
前記動圧発生溝がへリングボ一ン形状である請求項 1記載の動圧流体軸受装置。
5 . 前記作動流体が気体である請求項 1記載の動圧流体軸受装置。
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