WO2007072775A1 - 流体軸受装置 - Google Patents

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WO2007072775A1
WO2007072775A1 PCT/JP2006/325175 JP2006325175W WO2007072775A1 WO 2007072775 A1 WO2007072775 A1 WO 2007072775A1 JP 2006325175 W JP2006325175 W JP 2006325175W WO 2007072775 A1 WO2007072775 A1 WO 2007072775A1
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bearing
housing
bearing sleeve
gap
sleeve
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PCT/JP2006/325175
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Masaharu Hori
Masaaki Toda
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Ntn Corporation
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    • F16C35/00—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers
    • F16C35/02—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers in the case of sliding-contact bearings

Definitions

  • the present invention relates to a hydrodynamic bearing device.
  • a fluid dynamic bearing device supports a shaft member in a relatively rotatable manner with a fluid lubricating film generated in a bearing gap. Recently, the fluid dynamic bearing device has utilized its excellent rotational accuracy, high-speed rotational performance, quietness, and the like.
  • Spindles mounted on information equipment such as magnetic disk devices such as HDD and FDD, optical disk devices such as CD-ROM, CD-R / RW, DV D-ROMZRAM, and magneto-optical disk devices such as MD and MO It is used as a bearing for small motors such as motor beam bearings, polygon beam scanner motors for laser beam printers (LBP), color wheel motors for projectors, and fan motors.
  • both a radial bearing portion that supports a shaft member in a radial direction or a thrust bearing portion that supports a shaft member in a thrust direction are arranged in a bearing gap.
  • a hydrodynamic bearing provided with a dynamic pressure generating part for generating a dynamic pressure action on the lubricating fluid.
  • a dynamic pressure groove as a dynamic pressure generating portion is formed on either the inner peripheral surface of the bearing sleeve or the outer peripheral surface of the shaft member facing the bearing sleeve, and the radial bearing is provided in the radial bearing gap between both surfaces. Part is often formed.
  • a dynamic pressure groove is formed on one end surface of the flange portion provided on the shaft member and the end surface of the bearing sleeve facing the flange portion, and a thrust bearing portion is formed in the thrust bearing gap between both surfaces.
  • this type of bearing sleeve is fixed at a predetermined position on the inner periphery of the housing.
  • a bearing sleeve fixed to the housing for example, a plurality of hydrodynamic groove forming regions are provided in the inner periphery of one bearing sleeve and separated in the axial direction (see Patent Documents 1 and 2).
  • a member such as a spacer also referred to as a spacer is often interposed between the plurality of bearing sleeves (see, for example, Patent Document 3).
  • the bearing sleeves have individual dimensional tolerances, if they are fixed to the inner circumference of the housing in the state where they are in contact with each other in the axial direction, the axial dimension of each part will be described. As a result, the fixed position of the bearing sleeve relative to the housing may deviate in the axial direction.
  • Thrust bearing clearance is usually the number / ⁇ /! It is difficult to manage the thrust bearing clearance with high accuracy when the sum of the dimensional tolerances of the above parts is more than the required width of the thrust bearing clearance.
  • the above problem is that, for example, as shown in FIG. 13 (a), two bearing sleeves 102, 103 are arranged side by side in the axial direction, between the first bearing sleeve 102 and the shaft member 100, and This can be solved by adopting a structure in which the radial bearing portions 104 and 105 are formed in the radial bearing gap between the second bearing sleeve 103 and the shaft member 100, respectively. Further, for example, as shown in FIG. 13B, a structure (a spacer member) 106 different from the bearing sleeve may be interposed between the bearing sleeves 102 and 103. In the configuration shown in FIG.
  • the first bearing sleeve 102 and the second bearing sleeve 103 are provided.
  • the bearing sleeves 102 and 103 and the spacer member 106 are provided. Are brought into contact with each other at their opposite end faces.
  • both bearing sleeves 102 and 103 are fixed to the inner periphery of the housing 101 arranged on the outer diameter side thereof.
  • the bearing sleeves 102 and 103 are fixed to the inner periphery of the housing 101 by, for example, filling an adhesive gap provided between the inner peripheral surface of the housing 101 and the outer peripheral surfaces of both bearing sleeves 102 and 103 with an adhesive. And then solidify (adhesion fixation).
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 2003-239951
  • Patent Document 2 JP-A-10-9250
  • Patent Document 3 Japanese Patent Laid-Open No. 11-155254
  • An object of the present invention is to provide a hydrodynamic bearing device in which positioning and fixing of a bearing sleeve with respect to a housing is performed with high accuracy.
  • Another object of the present invention is to avoid the above-described problems when the bearing sleeve is bonded and fixed.
  • the present invention provides a housing, a plurality of bearing sleeves that are spaced apart in the axial direction on the inner periphery of the housing, and a spacer that is disposed between the bearing sleeves.
  • the shaft member is rotatably supported by a shaft member inserted into the inner periphery of the bearing sleeve and a fluid lubricating film formed in a radial bearing gap between the outer peripheral surface of the shaft member and the inner peripheral surface of the bearing sleeve.
  • a hydrodynamic bearing device characterized in that a bearing sleeve is fixed to a housing with a compressive deformation in the axial direction of a spacer.
  • the compressive deformation of the spacer includes not only elastic deformation but also plastic deformation.
  • the spacer is capable of being compressed and deformed according to the variation in the axial dimension of each bearing sleeve. Further, it is preferable that the compressive deformation is caused by a load such that the reduction in the shape accuracy of the bearing sleeve is negligible. From the above viewpoint, it is better to adjust the amount of compressive deformation with its axial rigidity and axial dimension.For example, when the material is limited, by adjusting the axial dimension of the spacer, When the axial dimension is limited, the material should be selected as appropriate.
  • a thrust bearing gap can be formed between one end surface of the flange portion and the end surface of the bearing sleeve facing the flange portion.
  • two flange portions are provided on the shaft member, and the end surfaces of the flange portions are respectively opposed to the end surfaces on the side opposite to the spacer of the bearing sleeve fixed in the axial direction.
  • the thrust bearing gap can be managed with high accuracy, which is preferable.
  • a seal space that prevents the fluid from flowing out of the housing can be formed between the outer peripheral surface of the flange portion and the surface facing the flange portion.
  • the present invention occurs in a housing, bearing sleeves arranged at a plurality of axial positions on the inner periphery of the housing, and a radial bearing gap that faces the inner peripheral surface of the bearing sleeve. And a radial bearing portion that supports a shaft to be supported by a fluid lubrication film in a radial direction so as to be relatively rotatable, and the bearing sleeve is formed inside the housing by an adhesive filled in a contact gap provided on each outer periphery.
  • a fluid bearing device characterized in that an interval portion having a width larger than an adhesion gap is provided between two adjacent bearing sleeves fixed to the circumference.
  • the present invention provides a housing, bearing sleeves arranged at a plurality of axial positions on the inner periphery of the housing, and a spacer arranged between two adjacent bearing sleeves.
  • the flow generated in the radial bearing gap between the member and the inner peripheral surface of the bearing sleeve The bearing sleeve and the spacer member are filled in the bonding gap provided on the outer periphery of the bearing sleeve and the spacer member.
  • a hydrodynamic bearing device which is fixed to an inner periphery of a housing by an adhesive and has a gap portion having a width larger than an adhesion gap between adjacent bearing sleeves and a spacer member.
  • the width of the gap formed between two bearing sleeves adjacent in the axial direction or between the bearing sleeve adjacent in the axial direction and the spacer member is made larger than the adhesive gap. If it is set to a large value, no capillary force is generated in the interval portion, or the capillary force in the interval portion is smaller than the capillary force in the adhesive gap. Therefore, at the time of fixing the adhesive, the adhesive filled in the adhesive gap is drawn into the gap portion, thereby preventing the phenomenon of entering the inner diameter side of the bearing sleeve.
  • the adhesive may wrap around the gap during bonding, but the adhesive that wraps around the gap will be pulled back to the gap by the capillary force generated in the gap. Or, it is kept within the range of the interval portion.
  • the hydrodynamic bearing device having the above-described configuration should be supported by a lubricating film of a fluid generated in a thrust bearing gap that faces an end surface of the bearing sleeve opposite to the end surface facing the spacing portion.
  • the hydrodynamic bearing device having the above-described configuration has a particularly high moment rigidity in accordance with a motor having the hydrodynamic bearing device, a stator coil, and a rotor magnet, particularly high speed rotation and weight of the rotating body. Therefore, it can be preferably used for a motor that needs to be mounted, for example, a spindle motor for mounting a plurality of discs in which disc-shaped recording media are stacked.
  • FIG. 1 conceptually shows a configuration example of a spindle motor for information equipment incorporating a fluid dynamic bearing device (dynamic pressure bearing device) 1 according to the first embodiment.
  • This spindle motor is used in a disk drive device such as HD D , and has a hydrodynamic bearing device 1 that rotatably supports a shaft member 2, a hub 3 fixed to the shaft member 2, and a radial gap, for example. And a stator coil 4 and a rotor magnet 5, and a bracket 6.
  • the stator coil 4 is attached to the outer periphery of the bracket 6, and the rotor magnet 5 is attached to the inner periphery of the hub 3.
  • the hydrodynamic bearing device 1 is fixed to the inner periphery of the bracket 6.
  • the hub 3 holds one or more disks D as information storage media (two in FIG. 1).
  • the rotor magnet 5 is rotated by the electromagnetic force generated between the stator coil 4 and the rotor magnet 5, and is thereby held in the hub 3 and the hub 3.
  • the disc D thus rotated integrally with the shaft member 2.
  • FIG. 2 shows the hydrodynamic bearing device 1.
  • the hydrodynamic bearing device 1 includes a housing 7, first and second bearing sleeves 8 and 9 fixed to the inner periphery of the housing 7, and spacers disposed between the bearing sleeves 8 and 9. 10 and a shaft member 2 inserted into the inner periphery of the first bearing sleeve 8 and the second bearing sleeve 9 and provided with the first flange portion 11 and the second flange portion 12 spaced apart in the axial direction, respectively. Is provided.
  • the side from which the end of the hub 3 fixed side of the shaft member 2 protrudes from the hydrodynamic bearing device 1 will be described as the upper side, and the side opposite to the protruding side of the shaft member 2 will be described below.
  • the housing 7 has a cylindrical shape with openings at both ends, for example, by cutting metal (including alloy) such as brass or aluminum, or crystalline resin such as LCP, PPS, PEEK, or PPSU, PES, PEI. It is formed by injection molding of a resin composition based on an amorphous resin.
  • the inner peripheral surface 7a of the housing 7 is a straight cylindrical surface having a constant diameter in the axial direction, and the first bearing sleeve 8 and the second bearing sleeve 9 are separated from each other in the axial direction on the inner peripheral surface 7a. Fixed with Has been.
  • the first bearing sleeve 8 and the second bearing sleeve 9 are formed in a cylindrical shape, for example, with a nonporous body made of metal or a porous body made of sintered metal.
  • the first bearing sleeve 8 and the second bearing sleeve 9 are formed in a cylindrical shape with a porous body of sintered metal mainly composed of copper, and are formed on the inner peripheral surface 7a of the housing 7, for example, It is fixed by appropriate means such as adhesion (including loose adhesion), press-fit (including press-fit adhesion), and welding (including ultrasonic welding).
  • these bearing sleeves 8 and 9 can be formed of a material other than metal such as ceramic. It does not matter whether the bearing sleeves 8 and 9 are a porous body.
  • a region in which a plurality of dynamic pressure grooves are arranged as a radial dynamic pressure generating portion is formed on the entire inner surface 8a of the first bearing sleeve 8 or a partial cylindrical region.
  • a region in which a plurality of dynamic pressure grooves 8al are arranged in a herringbone shape is formed.
  • a region in which a plurality of dynamic pressure grooves 9al are similarly arranged in a herringbone shape is formed on the inner peripheral surface 9a of the second bearing sleeve 9 as well.
  • a plurality of dynamic pressure grooves 8bl are formed in a spiral shape on the entire upper surface 8b of the first bearing sleeve 8 or a partial annular region thereof. Arranged regions are formed.
  • This dynamic pressure groove 8bl formation region is opposed to the lower end surface 11a of the first flange portion 11 as a thrust bearing surface, and the thrust of the first thrust bearing portion T1, which will be described later, is formed between the lower end surface 11a and the shaft member 2 when rotating. Create a bearing gap (see Figure 2).
  • a plurality of dynamic pressure grooves 9bl are formed in a spiral shape on the entire lower surface 9b of the second bearing sleeve 9 or a partial annular region. Arranged areas are formed.
  • This dynamic pressure groove 9bl formation region is opposed to the upper end surface 12a of the second flange portion 12 as a thrust bearing surface, and when the shaft member 2 is rotated, the second thrust bearing portion T2 described later is interposed between the upper end surface 12a. Create a thrust bearing gap (see Figure 2).
  • the outer peripheral surface 8c of the first bearing sleeve 8 fixed to the inner peripheral surface 7a of the housing 7 and the outer peripheral surface 9c of the second bearing sleeve 9 have one or a plurality of axial grooves 8cl and 9cl, respectively. Formation Has been. In this embodiment, as shown in FIGS. 3 (b) and 3 (c), three axial grooves 8c
  • the spacer 10 has a cylindrical shape in this embodiment, and the upper end surface 10a thereof is a first bearing sleeve.
  • the spacer 10 is a material having axial rigidity smaller than that of the first and second bearing sleeves 8 and 9, and is made of, for example, grease in this embodiment.
  • the dimension (outer diameter dimension) of the outer peripheral surface 10c of the spacer 10 is slightly smaller than the inner diameter dimension of the housing 7 to be disposed. Further, one or a plurality of axial grooves lOcl are formed on the outer peripheral surface 10c.
  • FIG. 4 is a diagram conceptually showing a fixing process of the first bearing sleeve 8 and the second bearing sleeve 9 with respect to the housing 7.
  • the second bearing sleeve 9 prior to fixing the first bearing sleeve 8, the second bearing sleeve 9 is positioned and fixed on the inner periphery of the housing 7 with the lower end surface 9 b as a reference surface.
  • the second bearing sleeve 9 is fixed to the housing 7 via an adhesive.
  • the spacer 10 is placed on the second bearing sleeve 9 with its lower end surface 10b in contact with the upper end surface 9d of the second bearing sleeve 9.
  • the first bearing sleeve 8 is introduced into the inner periphery of the housing 7 toward the position indicated by the one-dot chain line in FIG. Simultaneously with this introduction, the axial positioning with respect to the housing 7 is performed using the upper end surface 8b as a reference surface. At this time, if the sum of the axial dimensions of the individual bearing sleeves 8 and 9 and the spacer 10 is equal to or less than the sum of the required axial dimensions of the individual members, there is no particular problem. Axial positioning can be performed accurately.
  • Bearing sleeves 8, 9 and spacer 10 Total force of individual axial dimensions When the total required axial dimension of each member is exceeded, as shown in FIG. Is pushed to a predetermined position in the axial direction with respect to the nosing 7, so that the spacer 10, which has a material force with a smaller axial rigidity than the bearing sleeves 8, 9, is larger than the bearing sleeves 8, 9. Compressive deformation.
  • first and second bearing sleeves 8, 9 and spacer 10 avoid the situation where the fixed position of the first bearing sleeve 8 that performs positioning after the positioning and fixing of the second bearing sleeve 9 is greatly shifted in the predetermined position force axial direction by compressing and deforming.
  • the sleeves 8 and 9 can be securely positioned and fixed with respect to the nosing 7.
  • the bearing sleeves 8 and 9 are made of a sintered metal porous body and the spacer 10 is made of resin, the amount of compressive deformation h (see FIG. In the state where the first bearing sleeve 8 is positioned at a predetermined position in the axial direction (pressed to the position indicated by the one-dot chain line in FIG. 4), the predetermined dimension of the axial dimension of each bearing sleeve 8, 9 It is almost equal to the sum of the fluctuations from. Therefore, the positioning and fixing with respect to the housing 7 can be performed with high accuracy without lowering the surface accuracy of the inner peripheral surfaces 8a and 9a of the first and second bearing sleeves 8 and 9.
  • the lubricating oil in the radial bearing gap described later does not escape into the axial gap between the spacer 10 and the bearing sleeves 8 and 9. Therefore, the oil film pressure in the radial bearing gap can be reliably and well-balanced.
  • the bearing sleeves 8 and 9 are fixed to the housing 7 by bonding, for example, the surface accuracy (roundness, cylindricity, etc.) of the inner peripheral surfaces 8a and 9a is high accuracy. Therefore, by positioning and fixing the inner peripheral surfaces 8a and 9a as the reference surface, the positioning and fixing can be performed with high accuracy without being affected by the surface accuracy of the outer peripheral surfaces 8c and 9c. it can. In addition, since processing for improving the surface accuracy of the outer peripheral surfaces 8c and 9c is not required, the processing cost is reduced accordingly.
  • the shaft member 2 is formed of a metal material such as stainless steel, for example, and is inserted into the inner periphery of the first bearing sleeve 8 and the second bearing sleeve 9.
  • the shaft member 2 as a whole has a shaft shape with substantially the same diameter, and is formed in the axially intermediate portion of the outer peripheral surface 2a (region facing the inner peripheral surface 10d of the spacer 10). Is formed with a relief portion 2b having a smaller diameter than other portions.
  • annular grooves 2 c as concave portions are formed in the fixing regions of the first flange portion 11 and the second flange portion 12, respectively.
  • the shaft member 2 is an integrally processed product made of metal.
  • a hybrid shaft made of a metal and a resin the sheath is made of metal and the core is made of resin
  • the first flange portion 11 and the second flange portion 12 are formed in an annular shape from a metal material such as a copper alloy such as brass or a resin material such as LCP or PPS.
  • the first flange portion 11 is fixed to the outer periphery of the shaft member 2 with its lower end surface 11 a facing the upper end surface 8 b of the first bearing sleeve 8.
  • the second flange portion 12 is fixed to the outer periphery of the shaft member 2 with its upper end surface 12a facing the lower end surface 9b of the second bearing sleeve 9.
  • both sides of the first flange portion 11 from the lower end surface 11a of the first flange portion 11 and the upper end surface 12a of the second flange portion 12 are opposed to each other.
  • l The value obtained by subtracting the sum of the axial dimensions of the first bearing sleeve 8, the second bearing sleeve 9, and the spacer 10 disposed between 12a and 12a is the first and second thrust bearings described later. It is set as the sum of the thrust bearing clearances of part Tl and ⁇ 2.
  • the thrust bearing clearance of the thrust bearing portions T1 and T2 can be reduced.
  • the total can be managed with high accuracy.
  • annular tapered surface l ib is formed which gradually decreases in diameter in the axial upper direction.
  • annular tapered surface 12 b is formed that gradually decreases in diameter by applying a downward force in the axial direction.
  • a taper-shaped seal space S1 is formed in which the direction dimension gradually decreases toward the lower side in the axial direction (toward the bearing inner side).
  • a tapered seal space S2 is formed in which the radial dimension gradually decreases toward the upper side in the axial direction (toward the bearing inner side).
  • the sum of the volumes of the seal spaces Sl and S 2 is at least larger than the volume change accompanying the temperature change of the lubricating oil filled in the internal space of the hydrodynamic bearing device 1. Therefore, the oil level of the lubricating oil is always maintained in both seal spaces Sl and S2.
  • seal spaces Sl and S2 are the outer peripheral surfaces (tapered surfaces l lb and 12b) of the flange portions 11 and 12 projecting outward from the shaft member 2 and the inner peripheral surface 7a (upper inner peripheral surface of the housing 7). 7al and the lower end inner peripheral surface 7a2). Therefore, the seal space can be formed on the outer diameter side as compared with the case where the seal space is formed between the seal portion fixed to the housing portion and the outer peripheral surface of the shaft member (see, for example, Patent Document 1). The seal volume can be increased. As a result, it is possible to reduce the axial thickness of the flange portions 11 and 12 while ensuring the required volume of the seal space, and consequently to reduce the thickness of the entire hydrodynamic bearing device 1. .
  • the dynamic pressure groove 8al formation region of the first bearing sleeve 8 and the dynamic pressure groove 9al formation region of the second bearing sleeve 9 are opposed shaft members.
  • a radial bearing gap is formed between each of the two outer peripheral surfaces 2a.
  • first radial bearing portion R1 and the second radial bearing portion R2 that support the shaft member 2 in a non-contact manner in the radial direction are configured by the dynamic pressure action of the lubricating oil generated by the dynamic pressure grooves 8al and 9al, respectively. (See Figure 2).
  • the first thrust bearing portion T1 and the second thrust bearing portion T2 that support the shaft member 2 in the thrust direction in a non-contact manner are constituted by the pressure of these oil films (see FIG. 2).
  • the outer circumferential surface 8c of the first bearing sleeve 8, the outer circumferential surface 9c of the second bearing sleeve 9, and the outer circumferential surface 10c of the spacer 10 are respectively provided with axial grooves 8cl, By providing 9cl and lOcl, an axial fluid flow path is formed between the inner peripheral surface 7a of the housing 7 facing each other.
  • the shaft member 2 rotates, the thrust bearing gap of the first thrust bearing portion T1 and the thrust of the second thrust bearing portion T2 that are formed apart from each other in the axial direction via the fluid flow path that is applied.
  • the bearing gap is in communication with the outer diameter side. According to this, the shaft member 2 is moved in the thrust direction in order to avoid a situation where the fluid (lubricating oil) pressure on either side of the thrust bearing T1 or T2 excessively increases or decreases for some reason. It becomes possible to stably support non-contact.
  • the runout rigidity of the shaft member 2 can be increased by taking a long bearing span and managing the thrust bearing gap with high accuracy. it can.
  • sliding wear that occurs in areas other than the thrust bearing surface such as a radial bearing surface can be reduced. Therefore, high bearing performance can be exhibited stably even under high-speed rotation exceeding 10,000 min_1 .
  • the above-mentioned wear powder is supplemented by the bearing sleeves 8 and 9 formed of a porous body, so that the hydrodynamic bearing device can exhibit high bearing performance over a long period of time. 1 can be provided.
  • the spacer 10 is formed of the resin having the axial rigidity smaller than that of the bearing sleeves 8 and 9
  • it may be formed of an elastic body such as rubber, or may be formed of a sintered metal porous body that has a relatively large number of internal pores and is easily deformed in the axial direction.
  • the spacer 10 is made of the same material as the bearing sleeves 8 and 9, the axial dimension thereof is larger than that of the bearing sleeves 8 and 9, and as shown in FIG. If the bearing sleeves 8 and 9 are compressed and deformed in the axial direction when they are performed, they can be used without problems.
  • the space Only the amount of compressive deformation is important for the axial deformation of the server 10, and it does not matter whether such compressive deformation is accompanied by force or plastic deformation caused only by elastic deformation.
  • the first bearing sleeve 8 is positioned and fixed while the spacer 10 is placed on the second bearing sleeve 9 fixed to the inner periphery of the housing 7 .
  • the first bearing sleeve 8 is positioned in a state where an adhesive is previously applied to the outer peripheral surface 10c of the spacer 10 or a region facing the outer peripheral surface 10c, and then the spacer 10 is moved together with the first bearing sleeve 8. It is also possible to adhere and fix to Nosing 7.
  • each of the bearing sleeves 8 and 9 is bonded and fixed to the housing 7, and the assembly body (fluid bearing device) in a state where the spacer 10 is bonded and fixed to the inner periphery of the housing 7 in a state where the spacer 10 is compressed and deformed in the axial direction. 1) is obtained.
  • the inner peripheral surface 7a of the housing 7 is formed on the small diameter portion and the both sides in the axial direction of the small diameter portion, which are not shown.
  • the thickness of the bearing sleeves 8 and 9 is reduced, and the corresponding amount of the housing 7 serving as the thrust bearing surface is reduced.
  • the radial dimension of the step end face can also be increased.
  • the above configuration may also be provided on the second thrust bearing portion T2 formed between the lower end surface 9b of the second bearing sleeve 9 and the upper end surface 12a of the second flange portion 12 facing the second bearing sleeve 9. it can.
  • the two flange portions 11 and 12 are fixed to the shaft member 2 so that
  • the present invention has a structure in which both ends of the housing 7 are sealed.
  • the present invention has a housing with one end closed, and the other end opening is an outer peripheral surface of one flange portion fixed to the shaft member.
  • the present invention can also be applied to a hydrodynamic bearing device having a structure that seals between the surface and the opposite surface.
  • one flange portion fixed to the shaft member 2 is disposed on the bottom side of the bottomed cylindrical housing, and both end surfaces of the flange portion face each other (second bearing).
  • the present invention can also be applied to a hydrodynamic bearing device in which a thrust bearing gap is formed between the sleeve 9 and the lower end surface 9b).
  • the flange portion does not necessarily have to form a seal space on its outer periphery.For example, apart from the flange portion, a member on the bearing side (the housing 7 or a bearing sleeve fixed to the housing 7). 8, 9 side
  • FIG. 6 shows a hydrodynamic bearing device according to a second embodiment of the present invention, in which first and second bearing sleeves 8 and 9 and a sleeve are formed on the inner periphery of a housing 27 having a bottomed cylindrical shape.
  • a flange portion 22b provided at one end of the shaft member 22 is disposed between the lower end surface 9b of the second bearing sleeve 9 and the upper end surface 7bl of the bottom portion 7b of the housing 7 opposite to the spacer 10 provided with the spacer 10. Contained.
  • a step 27d is formed between the cylindrical portion 27a and the bottom 27b of the housing 27, and the lower end surface 9b of the second bearing sleeve 9 is brought into contact with the axial end surface 27dl of the step 27d. Then, the axial positioning of the bearing sleeve 9 with respect to the housing 27 is performed.
  • An annular seal member 30 is fixed to the inner periphery of the upper end portion of the cylindrical portion 27a of the housing 27 with the lower end surface 30a in contact with the upper end surface 8b of the first bearing sleeve 8.
  • a seal space S3 is formed between the surface 30b and the outer peripheral surface 22al of the shaft member 22 facing the surface 30b.
  • a dynamic pressure groove shown in FIG. 3B is formed on the upper end surface 27bl of the bottom 27b of the housing 27. Since other configurations are the same as those in the first embodiment, description thereof is omitted.
  • the dynamic pressure grooves 8al and 9al are formed by the dynamic pressure grooves 8al and 9al provided on the inner peripheral surfaces 8a and 9a of the bearing sleeves 8 and 9, respectively.
  • the dynamic pressure action of the lubricating oil is generated in the radial bearing gap between the outer peripheral surface 22al of the shaft 22a opposite to these.
  • the first radial bearing portion Rl 1 and the second radial bearing portion R12 that respectively support the shaft member 22 in a non-contact manner so as to be rotatable in the radial direction are configured by the pressure of the oil film increased by the dynamic pressure acting. (See Figure 6).
  • the thrust bearing gap between the dynamic pressure groove 9bl formation region formed in the lower end surface 9b of the second bearing sleeve 8 and the lower end surface 1 la of the flange portion 22b facing this, the housing bottom portion 27b The dynamic pressure action of the lubricating oil is generated in the thrust bearing gap between the dynamic pressure groove forming region where the upper end surface 27b 12 is formed and the lower end surface 22b2 of the flange portion 22b opposite to the region.
  • the first thrust bearing portion T11 and the second thrust bearing portion T12 that support the shaft member 22 in a non-contact manner in the thrust direction are configured by the pressure of the oil film increased by the dynamic fluid pressure action (see FIG. 6). reference).
  • the first bearing sleeve 8 is pushed to a predetermined position in the axial direction with respect to the nosing 27, and the material force having a smaller axial rigidity than the bearing sleeves 8 and 9 is also obtained.
  • the first and second bearing sleeves 8 and 9 can be reliably positioned and fixed with respect to the nosing 27 by compressing and deforming the spacer 10 to be larger than the bearing sleeves 8 and 9.
  • the axial width from the upper end surface 8b of the first bearing sleeve 8 to the lower end surface 9b of the second bearing sleeve 9 is accurately defined.
  • the bearing sleeves 8 and 9 are positioned in the axial direction with respect to the housing 27 with high accuracy, so that the outer diameter 22al of the opposing shaft member 22 has a small diameter serving as a relief portion.
  • the large-diameter surface 22a3 serving as the radial bearing surface and the inner peripheral surfaces 8a and 9a can be accurately opposed to each other without being displaced in the axial direction.
  • the radial rigidity can be further improved.
  • the dynamic pressure generating portion such as the dynamic pressure groove is used as the inner peripheral surface 8a and the upper end surface 8b of the first bearing sleeve 8, and the inner peripheral surface 9a and the lower end surface of the second bearing sleeve 9. 9b, or the force described in the case of forming on the upper end surface 27bl of the bottom 27b of the housing 27 It is not necessary to be limited to this form.
  • the dynamic pressure generating portion may be formed on the outer peripheral surface 2a of the shaft member 2 facing the above, the lower end surface lla of the first flange portion 11, or the upper end surface 12a of the second flange portion 12.
  • the hub 3 is formed integrally with or separately from the shaft member 2, and is moved on one of the lower end surface of the hub 3 and the upper end surface 8b of the housing 7 and the first bearing sleeve 8 facing the hub 3. It is also possible to form a pressure generating part. Similarly, the dynamic pressure generating portion having the following configuration can be formed on the side of the opposing shaft member 2.
  • the radial bearing portion Rl, R2 thrust bearing portion Tl, ⁇ 2 is configured to generate the dynamic pressure action of the lubricating fluid by the herringbone shape or spiral shape dynamic pressure groove.
  • Illustrative Forces The present invention is not limited to this. The same applies to the radial bearing parts Rl l and R12 thrust bearing parts Ti l and T12 shown in FIG.
  • radial bearing portions Rl and R2 although not shown, so-called step-like dynamic pressure generating portions in which axial grooves are arranged at a plurality of locations in the circumferential direction, or in the circumferential direction
  • a so-called multi-arc bearing in which a plurality of arc surfaces are arranged and a wedge-shaped radial clearance (bearing clearance) is formed between the outer peripheral surface 2a of the opposing shaft member 2 may be adopted.
  • At least one of the inner peripheral surface 8a of the first bearing sleeve 8 and the inner peripheral surface 9a of the second bearing sleeve 9 is a perfect circle without a dynamic pressure groove or arc surface as a dynamic pressure generating portion.
  • a so-called perfect circular bearing fluid lubricated bearing
  • one or both of the thrust bearing portions Tl and ⁇ 2 are provided with a plurality of radial groove-shaped dynamic pressure grooves at predetermined intervals in the circumferential direction in a region that is a force thrust bearing surface not shown.
  • it can be constituted by a so-called step bearing or a corrugated bearing (the corrugated step type).
  • the thrust bearing portion Tl, ⁇ 2 is configured to support the shaft member 2 in a non-contact manner by the dynamic pressure action of the dynamic pressure groove, for example, the end portion of the shaft member 2 is formed into a spherical shape. It is also possible to configure with V, a loose pivot bearing that supports contact with the thrust bearing surface facing
  • lubricating oil is used as a fluid that fills the fluid bearing devices 1 and 21 and forms a lubricating film in the radial bearing gap and the thrust bearing gap.
  • a fluid that can cause a dynamic pressure action in each bearing gap for example, a gas such as air, a fluid lubricant such as a magnetic fluid, or a lubricating grease may be used.
  • FIG. 7 shows a fluid dynamic bearing device (fluid dynamic pressure bearing device) 31 according to a third embodiment of the present invention.
  • This spindle motor is used in a disk drive device such as an HDD, and includes a hydrodynamic bearing device 31 that supports the shaft member 32 in a non-contact manner in a freely rotatable manner, and a rotor (disk hub) 33 mounted on the shaft member 32.
  • a rotor disk hub
  • it includes a stator coil 34 and the rotor magnet 35 opposed to each other through the radial gap, Ru.
  • the stator coil 34 is attached to the outer periphery of the bracket 36, and the rotor magnet 35 is attached to the inner periphery of the disk hub 33.
  • the housing 37 of the hydrodynamic bearing device 31 is attached to the inner periphery of the bracket 36.
  • the disk hub 33 holds one or more disks D such as magnetic disks.
  • FIG. 8 shows a hydrodynamic bearing device 31 according to the third embodiment.
  • the hydrodynamic bearing device 31 includes a rotation-side shaft member 32, a fixed-side housing 37, and a bearing body 38 fixed to the inner periphery of the housing 37 as main components.
  • the shaft member 32 includes a shaft portion 32a, and a first flange portion 39 and a second flange portion 40 that are fixed to the shaft portion 32a.
  • the bearing body 38 is composed of a plurality of bearing sleeves arranged in the axial direction.
  • the bearing body 38 includes a first bearing sleeve 81 and a second bearing sleeve 82 that are provided with a predetermined distance in the axial direction. It is configured.
  • the opening force of the housing 37 will be described with the side from which the end of the shaft member 32 (shaft portion 32a) protrudes as the upper side and the opposite side in the axial direction as the lower side.
  • the shaft member 32 includes a shaft portion 32a formed of a metal material such as stainless steel, and first and second flange portions 39 formed separately from the shaft portion 32a and projecting to the outer diameter side. It consists of 40 and.
  • the shaft portion 32a as a whole has a shaft shape with substantially the same diameter.
  • Each of the first flange portion 39 and the second flange portion 40 is formed in a ring shape from a soft metal material such as brass, another metal material, or a grease material, and the outer peripheral surface 32al of the shaft portion 32a. For example, it is bonded and fixed.
  • a concave circumferential groove 32a2 is formed at the fixing position of the first and second flange portions 39, 40 in the outer peripheral surface 32al of the shaft portion 32a.
  • the applied adhesive is filled in the circumferential groove 32a2 as an adhesive reservoir and solidifies, so that the adhesive strength of the flange portions 39 and 40 to the shaft portion 32a is improved. Up.
  • the outer peripheral surface 39a of the first flange portion 39 fixed to the shaft portion 32a forms a first seal space S1 having a predetermined volume with the inner peripheral surface 37a on the upper end opening side of the housing 37
  • the outer peripheral surface 40a of the second flange portion 40 forms a second seal space S2 having a predetermined volume with the inner peripheral surface 37a on the lower end opening side of the housing 37.
  • the outer peripheral surface 39a of the first flange portion 39 and the outer peripheral surface 40a of the second flange portion 40 are each formed into a tapered surface shape that is gradually reduced in diameter toward the outside of the bearing device.
  • both the seal spaces Sl and S2 have a tapered shape that is gradually reduced in diameter toward each other (inner direction of the housing 37).
  • the lubricating oil in both the seal spaces Sl and S2 is narrowed by the pulling action due to the capillary force and the pulling action due to the centrifugal force during the rotation (no and uging 37). (Inward direction)
  • a film made of an oil repellent agent may be formed on the upper and lower end surfaces of the housing 37, the upper end surface 39c of the first flange portion 39, and the lower end surface 40c of the second flange portion 40, respectively. Yes (not shown).
  • the first and second seal spaces Sl, S2 have a buffer function of absorbing a volume change amount accompanying a temperature change of the lubricating oil filled in the internal space of the housing 37.
  • the oil level is always in both seal spaces Sl and S2 within the assumed temperature change range.
  • the sum of the volumes of both seal spaces Sl and S2 is set to be larger than at least the volume change accompanying the temperature change of the lubricating oil filled in the internal space.
  • the sawing 37 is made of a soft metal such as an aluminum alloy or brass, and is formed in a substantially cylindrical shape.
  • the inner peripheral surface 37a of the housing 37 is formed as a smooth cylindrical surface having the same diameter over the entire axial length.
  • the housing 37 is fixed to the inner peripheral surface of the bracket 36 shown in FIG. 1 by appropriate means such as press-fitting, adhesion, press-fitting adhesion, and welding.
  • the Uzing 37 can be formed of, for example, a resin.
  • a resin for example, liquid crystal polymer (LCP), polyphenylene sulfide (PPS), polyether ether ketone (PEEK), etc.
  • LCP liquid crystal polymer
  • PPS polyphenylene sulfide
  • PEEK polyether ether ketone
  • a base resin non-crystalline resin such as polysulfone (PSU), polyethersulfone (PES), and polyphenylsulfone (PPSU)
  • PSU polysulfone
  • PES polyethersulfone
  • PPSU polyphenylsulfone
  • various fillers such as a reinforcing material, a conductive material, and a lubricant are blended according to required characteristics.
  • the bearing sleeves 81 and 82 constituting the bearing body 38 are both made of a porous body made of sintered metal, particularly a sintered body made of sintered metal mainly composed of copper or a soft metal such as brass. Then, it is bonded and fixed to a predetermined position of the housing 37. In the state of being bonded and fixed, a gap 110 having an axial width tl is formed between the first bearing sleeve 81 and the second bearing sleeve 82. In this embodiment, both bearing sleeves 81 and 82 are formed to have the same length in the axial direction.
  • the first bearing sleeve 81 and the housing 37 are bonded and fixed by applying an adhesive to the first bonding gap 120 provided between the outer peripheral surface 81d of the first bearing sleeve 81 and the inner peripheral surface 37a of the housing 37. This is done by filling and solidifying. Further, the second bearing sleeve 82 and the housing 37 are attached and fixed in the same manner as described above by the second adhesive gap 130 provided between the outer peripheral surface 82d of the second bearing sleeve 82 and the inner peripheral surface 37a of the housing 37. It is done by filling 'adhesive' and solidifying.
  • the width (radial width) t2 of the first adhesive gap 120 filled with the adhesive is set to be smaller than the axial width tl of the spacing part 110 (tl> t2), and the width of the second adhesive gap 130 (Radial width) t3 is also set to be smaller than the axial width tl of the spacing portion 110 (tl> t3).
  • the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81 arranged on the upper side in the axial direction is provided with a region that becomes the radial bearing surface A of the first radial bearing portion R1, and the radial shaft
  • a herringbone-shaped dynamic pressure groove 81al and a hill portion 81a2 that partitions the dynamic pressure groove 81al are formed in the region that becomes the receiving surface A as shown in FIG. 9 (b).
  • the radial bearing surface A of the first bearing sleeve 81 is formed at the end portion (upper side) away from the second bearing sleeve 82.
  • an area that becomes the radial bearing surface A of the second radial bearing portion R2 is provided on the inner peripheral surface 82a of the second bearing sleeve 82 positioned on the lower side, and the radial bearing surface A
  • a herringbone-shaped dynamic pressure groove 82al and a hill portion 82a2 that partitions the dynamic pressure groove 82al are formed as the dynamic pressure generating portion.
  • the radial bearing surface A of the second bearing sleeve 82 is formed at the end portion on the side (lower side) away from the first bearing sleeve 81.
  • the dynamic pressure groove 81al formed on the radial bearing surface A of the first bearing sleeve 81 has an axial center m (the region between the upper and lower inclined grooves).
  • the axial dimension XI of the region above the axial center m is larger than the axial dimension X2 of the lower region. Therefore, when the shaft member 32 is rotated, the pulling force (bombing force) of the lubricating oil by the dynamic pressure groove 81al is larger in the downward direction than in the upward direction.
  • the dynamic pressure grooves 82al formed on the radial bearing surface A of the second bearing sleeve 82 are formed symmetrically in the axial direction, and there is no difference in the downward and upward bombing forces. Accordingly, the lubricating oil flows downward in the gap between the inner peripheral surfaces 81a and 82a of the bearing sleeves 81 and 82 and the outer peripheral surface 32al of the shaft member 32.
  • the dynamic pressure grooves 81al and 82al can be formed in other known shapes such as a spiral shape.
  • the thrust bearing surface of the first thrust bearing portion T1 is formed in a part or all of the annular region of the upper end surface 81b of the first bearing sleeve 81, and the thrust bearing surface is, for example, as shown in FIG. 9 (a).
  • a spiral-shaped dynamic pressure groove 81b 1 is formed.
  • a thrust bearing surface of the second thrust bearing portion T2 is formed in a part or all of the annular region of the lower end surface 82c of the second bearing sleeve 82, and the thrust bearing surface includes, for example, FIG.
  • a spiral-shaped dynamic pressure groove 82c1 is formed.
  • One or both of the dynamic pressure grooves formed on the thrust bearing surface may be formed in other known shapes such as a herringbone shape.
  • the assembly of the hydrodynamic bearing device 1 having the above configuration is performed, for example, as follows.
  • the adhesive for fixing the first bearing sleeve 81 is the same as the first adhesive between the first bearing sleeve 81 and the housing 37 after positioning, as in the case of fixing the second bearing sleeve 82. Gap 120 In addition, it may be applied in advance to a region of the inner peripheral surface 37a of the housing 37 that faces the first bonding gap 120, or to the outer peripheral surface 81d of the first bearing sleeve 81.
  • the radial bearing surface A of the inner peripheral surface 8 la of the first bearing sleeve 81 and the radial bearing surface A of the second bearing sleeve 82 are respectively It faces the outer peripheral surface 32al of the shaft portion 32a via a radial bearing gap.
  • the lubricating oil film generated in the radial bearing gap is enhanced in its oil film rigidity by the dynamic pressure action of the dynamic pressure grooves 81al and 82al formed on both radial bearing surfaces, respectively.
  • the member 32 is supported in a non-contact manner so as to be rotatable in the radial direction.
  • the first radial bearing portion R1 and the second radial bearing portion R2 that support the shaft member 32 in a non-contact manner so as to be rotatable in the radial direction are separated from each other in the axial direction.
  • the region serving as the thrust bearing surface of the upper end surface 81b of the first bearing sleeve 81 faces the lower end surface 39b of the first flange portion 39 via a predetermined thrust bearing gap.
  • the region serving as the thrust bearing surface of the lower end surface 82c of the second bearing sleeve 82 faces the upper end surface 40b of the second flange portion 40 through a predetermined thrust bearing gap.
  • first thrust bearing portion T1 and the second thrust bearing portion T2 that support the shaft member 32 in a non-contact manner so as to be rotatable in both thrust directions are formed.
  • the gap between two adjacent bearing sleeves 81, 82 in the axial direction is greater than the adhesive gap 120, 130 formed between the adjacent bearing sleeves 81, 82 and the housing 37. If the gap portion 110 having a large width is provided, no capillary force is generated in the gap portion 110, or the capillary force of the gap portion 110 is smaller than the capillary force of the bonding gaps 120 and 130. Shi Therefore, the adhesive filled in the bonding gaps 120 and 130 during the bonding and fixing is drawn into the gap 110 provided between the bearing sleeves 81 and 82, thereby preventing the phenomenon of entering the inner diameter side of the bearing sleeve.
  • the adhesive may wrap around the gap portion 110 (bearing sleeve end face side).
  • the width of the gaps 120 and 130 should be set smaller than the width of the gap portion 110.
  • the adhesive that has entered the gap 110 side is pulled back to the gaps 120 and 130 by the capillary force generated in the gaps 120 and 130.
  • the width tl of the gap 110 is set large.
  • the adhesive can be fastened to prevent the adhesive from entering the sleeve inner diameter side. Due to the synergistic effects as described above, it is possible to reliably prevent the adhesive from entering the inner diameter side of the bearing sleeve, thereby providing a fluid dynamic bearing device capable of exhibiting the desired bearing performance.
  • the thrust bearing portions are provided at two locations in the axial direction, and the distance between them is increased. Since it can be made large, the moment rigidity at the thrust bearing can be increased.
  • the radial bearing surface A of the first bearing sleeve 81 is at the end (upper side) away from the second bearing sleeve 82
  • the radial bearing surface A of the second bearing sleeve 82 is the first bearing sleeve A. 1 Bearing sleeve
  • the shape formed at the end of the side (lower side) away from the 81 was illustrated.
  • the inner diameter of the bearing sleeve is different between the upper region and the lower region. It may be difficult to ensure the same degree of concentricity between the upper and lower end surfaces and between the bearing sleeves. In this case, for example, as shown in FIG.
  • the convex portions 81a3 and 82a3 having substantially the same diameter as the radial bearing surface A are axially directed from the radial bearing surface A, respectively.
  • the convex portions 81a3 and 82a3 have a shape having a dynamic pressure generating function like the dynamic pressure grooves formed on the radial bearing surface A, there is a risk of increasing torque. Therefore, it is desirable that the convex portions 81a3 and 82a3 are formed in a belt shape or the like that does not have a dynamic pressure generating function as shown in the illustrated example.
  • the convex portions are formed on the two bearing sleeves 81 and 82 is illustrated.
  • the convex part may be provided only on one of the bearing sleeves!
  • FIG. 11 shows a hydrodynamic bearing device 41 according to the fourth embodiment of the present invention.
  • the hydrodynamic bearing device 41 of this embodiment is different from that of the third embodiment shown in FIG. 8 in that the bearing body 38 has a first and second bearing sleeves 81 and 82 and a ring-like shape interposed between them. This is in the point that it is composed of spacer parts 83.
  • Spacer member 83 is made of a soft metal material such as brass, other metal materials, a resin material, or a sintered metal material, and is formed in a ring shape having an inner diameter larger than that of both bearing sleeves 81 and 82.
  • spacing portions 140 and 160 are provided between the first bearing sleeve 81 and the spacer member 83, and between the spacer member 83 and the second bearing sleeve 82, respectively.
  • the axial width t4 of the upper spacing portion 140 is the radial width t2 of the first adhesive gap 120 provided between the first bearing sleeve 81 and the housing 37, and between the spacer member 83 and the housing 37. Is set to be larger than the radial width t5 of the third adhesive gap 150 provided in (t4> t2 and t4> t5).
  • the axial width t6 of the lower spacing portion 160 is equal to the radial width t5 of the third adhesive gap 150 provided between the spacer member 83 and the housing 37, and the second bearing sleeve 82 and the housing 37. Is set to be larger than the radial width t3 of the second adhesive gap 130 provided between them (t6> t5 and t6> t3).
  • the dynamic pressure generating portions such as the dynamic pressure grooves are formed on the inner peripheral surface 81a and the upper end surface 81b of the first bearing sleeve 81 and on the inner peripheral surface 82a and the lower end surface 82c of the second bearing sleeve 82.
  • the dynamic pressure generating portion may be formed on the outer peripheral surface 32a of the shaft member 32 facing the above, the lower end surface 39b of the first flange portion 39, or the upper end surface 40b of the second flange portion 40.
  • a hub 33 is formed integrally with or separately from the shaft member 32, and the lower end surface of the hub 33 and the housing 37 or the first bearing It is also possible to form a dynamic pressure generating portion on any one surface of the upper end surface 81b of the hub 81
  • V a configuration in which the dynamic pressure action of the lubricating fluid is generated by a herringbone-shaped or spiral-shaped dynamic pressure groove is illustrated as V,
  • the present invention is not limited to this! /.
  • radial bearing portions Rl and R2 although not shown, so-called step-like dynamic pressure generating portions in which axial grooves are arranged at a plurality of locations in the circumferential direction, or in the circumferential direction
  • a so-called multi-arc bearing in which a plurality of arc surfaces are arranged and a wedge-shaped radial clearance (bearing clearance) is formed between the opposing outer peripheral surfaces 32a of the shaft members 32 may be employed.
  • At least one of the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81 and the inner peripheral surface 82a of the second bearing sleeve 82 is in a perfect circle without a dynamic pressure groove or arc surface as a dynamic pressure generating portion.
  • a so-called perfect circle bearing fluid lubricated bearing
  • one or both of the thrust bearing portions Tl and ⁇ 2 is provided with a plurality of radial groove-shaped dynamic pressure grooves at predetermined intervals in the circumferential direction in a region that becomes a force thrust bearing surface that is not illustrated.
  • it can be constituted by a so-called step bearing or a corrugated bearing (the corrugated step type).
  • ⁇ 2 being configured to support the shaft member 32 in a non-contact manner by the dynamic pressure action of the dynamic pressure groove
  • the end portion of the shaft member 32 has a spherical shape
  • V a loose pivot bearing that supports contact with the thrust bearing surface facing this.
  • the bearing body 8 is configured by the bearing sleeves 81 and 82 arranged at two positions in the axial direction.
  • the bearing sleeve is disposed at three or more positions in the axial direction.
  • the bearing body 8 can be configured.
  • the lubricating oil is exemplified as the fluid that fills the fluid bearing devices 31 and 41 and forms a lubricating film between the radial bearing gap and the thrust bearing gap.
  • a fluid capable of causing a dynamic pressure action for example, a gas such as air, a fluid lubricant such as a magnetic fluid, or lubricating grease may be used.
  • the hydrodynamic bearing device of the present invention rotates at a high speed and is high in addition to the spindle motor for information equipment. It can also be preferably used in motors that require moment rigidity, such as fan motors.
  • FIG. 12 shows a fan motor incorporating, for example, the hydrodynamic bearing device 31 according to the third embodiment, in which the stator coil 44 and the motor magnet 45 are opposed to each other through a radial (radial) gap.
  • An example of a so-called radial gap type fan motor is schematically shown.
  • the motor in the illustrated example mainly has a function that a port 43 fixed to the outer periphery of the upper end of the shaft member 32 has blades on the outer peripheral surface, and a bracket 46 functions as a casing that accommodates each component of the motor. It differs from the spindle motor shown in Fig. 7 in terms of accomplishment.
  • the other constituent members have the same functions and functions as the constituent members of the motor shown in FIG.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a spindle motor incorporating a hydrodynamic bearing device according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the hydrodynamic bearing device according to the first embodiment.
  • FIG. 3 (a) is a cross-sectional view of the first bearing sleeve, (b) is a top view of the first bearing sleeve with the directional force indicated by arrow a, and (c) is the directional force indicated by the arrow b for the second bearing sleeve. It is the bottom end view seen.
  • FIG. 4 is a diagram conceptually showing a process of fixing a bearing sleeve to a housing.
  • FIG. 5 is a partially enlarged view conceptually showing a process of fixing the bearing sleeve to the housing.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view showing a hydrodynamic bearing device according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view of a spindle motor incorporating a hydrodynamic bearing device according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view of a hydrodynamic bearing device according to a third embodiment.
  • FIG. 9 (a) is a view showing the upper end surface of the first bearing sleeve, (b) is a longitudinal sectional view of the bearing sleeve,
  • (c) is a view showing a lower end surface of a second bearing sleeve.
  • FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing another form of the bearing sleeve.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view showing a hydrodynamic bearing device according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a cross-sectional view of a fan motor incorporating a fluid dynamic bearing device.
  • FIG. 13 (a) is a schematic diagram illustrating an example of a conventional hydrodynamic bearing device
  • FIG. 13 (b) is a schematic diagram illustrating another example of a hydrodynamic bearing device having a conventional configuration.

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Abstract

【課題】ハウジングに対する軸受スリーブの位置決め固定が高精度になされた流体軸受装置を提供する。 【解決手段】ハウジング７の内周に、第１軸受スリーブ８および第２軸受スリーブ９が軸方向に離隔して固定される。軸受スリーブ８、９間には、樹脂からなるスペーサ１０が配設される。スペーサ１０の軸方向剛性は、第１軸受スリーブ８および第２の軸受スリーブ９のそれに比べて小さい。そのため、第１軸受スリーブ８および第２の軸受スリーブ９をハウジング７に対して位置決め固定した状態では、スペーサ１０は軸受スリーブ８、９に比べて軸方向に大きく圧縮されている。

Description

流体軸受装置
技術分野
[0001] 本発明は、流体軸受装置に関する。
背景技術
[0002] 流体軸受装置は、軸受隙間に生じる流体の潤滑膜で軸部材を相対回転自在に支 持するものであり、最近では、その優れた回転精度、高速回転性、静粛性等を活かし て、例えば、 HDDや FDD等の磁気ディスク装置、 CD— ROM、 CD-R/RW, DV D— ROMZRAM等の光ディスク装置、 MD、 MO等の光磁気ディスク装置等の情 報機器に搭載されるスピンドルモータ用の軸受をはじめとして、レーザビームプリンタ (LBP)のポリゴンスキャナモータ、プロジェクタのカラーホイールモータ、あるいはファ ンモータなどの小型モータ用の軸受として使用されて 、る。
[0003] 例えば、 HDD用スピンドルモータに組み込まれる流体軸受装置にぉ 、ては、軸部 材をラジアル方向に支持するラジアル軸受部又はスラスト方向に支持するスラスト軸 受部の双方を、軸受隙間内の潤滑流体に動圧作用を発生させるための動圧発生部 を備えた動圧軸受で構成したものが知られている。この場合、軸受スリーブの内周面 と、これに対向する軸部材の外周面との何れか一方に動圧発生部としての動圧溝が 形成されると共に、両面間のラジアル軸受隙間にラジアル軸受部が形成されることが 多い。また、軸部材に設けたフランジ部の一端面と、これに対向する軸受スリーブの 端面との何れか一方に動圧溝が形成されると共に、両面間のスラスト軸受隙間にスラ スト軸受部が形成されることが多い (例えば、特許文献 1を参照)。
[0004] 通常、この種の軸受スリーブはハウジングの内周の所定位置に固定される。この際 、ハウジングに固定される軸受スリーブとしては、例えば 1つの軸受スリーブの内周に 、複数の動圧溝形成領域を軸方向に離隔して 2箇所設けたもの (特許文献 1、 2を参 照）の他、ラジアル軸受部の軸受スパンをより長くとる目的で、複数の軸受スリーブを 軸方向に離隔して配設したものが知られている。この場合、複数の軸受スリーブ間に スぺーサ（間座ともいう）等の部材を介設することが多い (例えば、特許文献 3を参照） [0005] 上述のように、複数の軸受スリーブを使用する場合には、軸受スリーブ間の位置精 度（同軸度など)や、軸受スリーブのハウジングに対する組付け精度が問題となる。例 えば、軸受スリーブの端面とこれに対向する面 (フランジ部の端面など）との間にスラ スト軸受隙間を形成する場合には、ハウジングに対する軸受スリーブの軸方向位置 を正確に定める必要があるが、軸受スリーブ間にスぺーサを介設した構成の流体軸 受装置でこの種の位置決め固定を正確に行うことは容易ではな！/、。
[0006] すなわち、軸受スリーブゃスぺーサには、個々に寸法公差が存在するため、これら を軸方向に当接させた状態でハウジング内周に固定しょうとすると、部品ごとの軸方 向寸法のばらつきの影響を受けて、軸受スリーブのハウジングに対する固定位置が 所定の位置力も軸方向にずれる可能性がある。スラスト軸受隙間は、通常数/ Ζ Π！〜 数十/ z mのオーダーであり、上記各部品の寸法公差の総和が、要求されるスラスト軸 受隙間の幅以上となる場合には、スラスト軸受隙間を高精度に管理することは難しい
[0007] また、例えば、上記スピンドルモータでは、情報処理量の増大等に伴!、、記録媒体 の積層化や高速回転ィ匕等が進展している。これに伴い、スピンドルモータに搭載され る流体軸受装置には、より一層の軸受剛性の向上、特にモーメント荷重に対する剛 性 (モーメント剛性）の向上が求められて 、る。
[0008] 流体軸受装置のモーメント剛性の向上手段として、ラジアル軸受面を軸方向の 2箇 所に離隔して設けることにより、ラジアル軸受部の離間距離 (軸受スパン)を拡大させ る構成とする場合がある。この構造を有する流体軸受装置として、上述のように、単体 の軸受スリーブ内周面と支持すべき軸の外周面との間に形成されるラジアル軸受隙 間の上下 2箇所にラジアル軸受部を離隔形成したものが知られている（特許文献 1、 2参照)。
[0009] し力しながら、この構造では、軸受スパンの拡大に伴 、、軸受スリーブを長大化させ る必要がある。軸受スリーブが長大化すると、軸受スリーブの加工精度を確保するこ とが難しくなり、特に軸受スリーブが焼結金属製である場合には、その圧粉成形時に 均一密度を得にくぐ所期の軸受性能を発揮できないおそれがある。したがって、より 一層の軸受スパンの拡大には限界がある。
[0010] 上記の問題点は、例えば図 13 (a)に示すように、 2個の軸受スリーブ 102、 103を 軸方向に並べて配置し、第 1軸受スリーブ 102と軸部材 100との間、および第 2軸受 スリーブ 103と軸部材 100との間のラジアル軸受隙間に、それぞれ 1箇所ずつラジア ル軸受部 104、 105を形成した構造とすることにより解消し得る。また、例えば図 13 ( b)に示すように、両軸受スリーブ 102、 103間に該軸受スリーブとは別の部材 (スぺ 一サ部材） 106を介装した構造とすることもできる。なお、図 13 (a)に示す構成では、 第 1軸受スリーブ 102と第 2軸受スリーブ 103とを、また、図 13 (b)に示す構成では、 軸受スリーブ 102、 103とスぺーサ部材 106とを、それぞれ対向する端面同士で当接 させている。
[0011] 例えば、図 13 (a)に示す構成において、両軸受スリーブ 102、 103は、その外径側 に配置されたハウジング 101の内周に固定される。ハウジング 101内周への軸受スリ ーブ 102、 103の固定は、例えば、ハウジング 101の内周面と両軸受スリーブ 102、 1 03の外周面との間に設けられた接着隙間に接着剤を充填して固化させることにより 行われる (接着固定)。
[0012] ところで、図 13 (a)に示すように、両軸受スリーブの端面同士を当接させた構成で は、成形精度や組立精度のバラツキ等により、両軸受スリーブの端面間に僅かな軸 方向隙間が形成される場合がある。この軸方向隙間の幅が接着隙間の幅よりも小さ いと、接着固定時に接着隙間に充填された接着剤が毛細管力によって前記径方向 隙間に引き込まれ、これが軸受スリーブ内径側 (ラジアル軸受隙間内）に侵入 '固化 して軸受性能に悪影響を及ぼすおそれがある。また、軸受スリーブの組立手順や接 着剤の充填方法によっても、前記同様の不具合を招く場合がある。
[0013] 上記の問題は、図 13 (b)に示す構成の流体軸受装置においても、同様に起こり得 る。
特許文献 1：特開 2003— 239951号公報
特許文献 2：特開平 10— 9250号公報
特許文献 3：特開平 11— 155254号公報
発明の開示 発明が解決しょうとする課題
[0014] 本発明の課題は、ハウジングに対する軸受スリーブの位置決め固定が高精度にな された流体軸受装置を提供することである。
[0015] 本発明の他の課題は、軸受スリーブの接着固定時における上記の不具合を回避し
、これにより所期の軸受性能を発揮可能な流体軸受装置を提供することを目的とする 課題を解決するための手段
[0016] 上記課題を解決するため、本発明は、ハウジングと、ハウジングの内周に軸方向に 離隔して配設される複数の軸受スリーブと、軸受スリーブ間に配設されるスぺーサと、 軸受スリーブの内周に挿入される軸部材と、軸部材の外周面と軸受スリーブの内周 面との間のラジアル軸受隙間に生じる流体の潤滑膜で軸部材を相対回転自在に支 持するラジアル軸受部とを備えたものにおいて、スぺーサの軸方向への圧縮変形を 伴って軸受スリーブがハウジングに固定されていることを特徴とする流体軸受装置を 提供する。ここでいぅスぺーサの圧縮変形には、弾性変形の他、塑性変形を伴う場合 も含まれる。
[0017] このように、スぺーサの軸方向への圧縮変形を伴って軸受スリーブをノヽウジングに 固定すれば、軸受スリーブ個々の軸方向寸法がばらつく場合であっても、このばらつ きによる悪影響を上記スぺーサの圧縮変形により低減することができる。従って、軸 受スリーブをハウジングに固定したアセンブリ体の状態では軸方向寸法のばらつきを 小さく抑えることができ、ハウジングに対する軸受スリーブの位置決め固定を高精度 に行うことができる。
[0018] スぺーサは、軸受スリーブ個々の軸方向寸法のばらつきの大きさに応じて圧縮変 形が可能であることが好ましい。また、その圧縮変形が、軸受スリーブの形状精度低 下が無視できる程度の負荷により生じていることが好ましい。上記観点から、その圧 縮変形量を、その軸方向剛性および軸方向寸法とで調整するのがよぐ例えば材料 が限定される場合には、スぺーサの軸方向寸法を調整することで、また軸方向寸法 が制限される場合には、その材質を適宜選択するのがよい。
[0019] また、スぺーサとしては、上記の条件さえ満たしていればよぐそれほど高い寸法精 度を有するものは必要ない。また、ハウジングに固定する必要もない。そのため、スぺ ーサの成形コストを低く抑えることができ、また軸受スリーブのハウジングに対する固 定作業を簡略ィ匕することができる。これらの条件を満たす材料として、例えば榭脂ゃ ゴム等力 なるものが好適に使用可能である力 この他にも、上記条件を満たすもの であれば、比較的圧縮変形し易い材料力 なる焼結多孔質体や、多孔質榭脂等も 問題なく使用することができる。
[0020] 軸受スリーブの固定方法としては圧入、接着など種々の方法が考えられるが、その 中でも接着による固定は、軸受スリーブの径方向寸法の精度をそれ程必要としない（ ある程度ラフに製作できる）点でコスト低減が可能であり、好ましい。
[0021] 軸部材に、外径側に向けて張り出すフランジ部が設けられる場合、フランジ部の一 端面と、これに対向する軸受スリーブの端面との間にスラスト軸受隙間を形成すること ができる。特に、上記フランジ部を軸部材に 2箇所設け、これらフランジ部の端面をそ れぞれ、軸方向に離隔して固定された軸受スリーブの各々の反スぺーサ側の端面と 対向させ、カゝかる対向面間にスラスト軸受隙間を設ける場合には、スラスト軸受隙間 を高精度に管理することができ、好ましい。
[0022] また、軸部材にフランジ部を設ける場合、フランジ部の外周面とこれに対向する面と の間に、ハウジング内部の流体の流出を防止するシール空間を形成することもできる
[0023] また、上記課題を解決するため、本発明は、ハウジングと、ハウジングの内周の軸 方向複数箇所に配置された軸受スリーブと、軸受スリーブの内周面が面するラジアル 軸受隙間に生じる流体の潤滑膜で支持すべき軸をラジアル方向に相対回転自在に 支持するラジアル軸受部とを備え、軸受スリーブは、それぞれの外周に設けられた接 着隙間に充填された接着剤によりハウジングの内周に固定され、隣接する二つの軸 受スリーブ間に、接着隙間よりも大きな幅の間隔部を設けたことを特徴とする流体軸 受装置を提供する。
[0024] また、上記課題を解決するため、本発明は、ハウジングと、ハウジングの内周の軸 方向複数箇所に配置された軸受スリーブと、隣接する二つの軸受スリーブ間に配置 されたスぺーサ部材と、軸受スリーブの内周面が面するラジアル軸受隙間に生じる流 体の潤滑膜で支持すべき軸をラジアル方向に相対回転自在に支持するラジアル軸 受部とを備え、軸受スリーブとスぺーサ部材とが、それぞれの外周に設けられた接着 隙間に充填された接着剤によりハウジングの内周に固定され、隣接する軸受スリーブ とスぺーサ部材との間に、接着隙間よりも大きな幅の間隔部を有することを特徴とす る流体軸受装置を提供する。
[0025] 上記構成のように、軸方向に隣接する二つの軸受スリーブ間、あるいは軸方向に隣 接する軸受スリーブとスぺーサ部材との間に形成される間隔部の幅を、接着隙間より も大きく設定すれば、該間隔部に毛細管力は生じないか、あるいは、該間隔部の毛 細管力が接着隙間の毛細管力よりも小さくなる。したがって接着固定時には、接着隙 間に充填された接着剤が前記間隔部に引き込まれ、ひいては軸受スリーブ内径側へ 侵入する現象が防止される。なお、組立方法や手順によっては、接着固定時に接着 剤が前記間隔部にまわり込む場合もあるが、間隔部側へまわり込んだ接着剤は、接 着隙間に生じる毛細管力によって接着隙間側へ引き戻され、または、前記間隔部の 範囲内に留められる。これらの相乗効果によって接着剤の軸受スリーブ内径側への 侵入を確実に防止することができ、したがって所期の軸受性能を発揮可能な流体軸 受装置を提供することができる。
[0026] 上記構成の流体軸受装置には、さらに、前記軸受スリーブの端面のうち、前記間隔 部に面する端面と反対側の端面が面するスラスト軸受隙間に生じる流体の潤滑膜で 支持すべき軸をスラスト方向に相対回転自在に支持するスラスト軸受部を設けること ちでさる。
[0027] 上記構成の流体軸受装置は、該流体軸受装置と、ステータコイルと、ロータマグネ ットとを有するモータ、その中でも高速回転や回転体の重量ィ匕に伴って、特に高いモ 一メント剛性が必要なモータ、例えば、ディスク状記録媒体が積層された複数枚ディ スク搭載用のスピンドルモータ等に好ましく用いることができる。
発明の効果
[0028] 以上のように、本発明によればノ、ウジングに対する軸受スリーブの位置決め固定が 高精度になされた流体軸受装置を提供することができる。
[0029] また、本発明によれば、ノ、ウジング内周に軸受スリーブを接着固定する際に問題と なったスリーブ内径側への接着剤の侵入を防止することができる。これにより、所期の 軸受性能を発揮可能で、かつ高!、モーメント剛性を有する流体軸受装置を提供する ことができる。
発明を実施するための最良の形態
[0030] まず、本発明の第 1の実施形態を図 1〜図 5に基づいて説明する。
[0031] 図 1は、第 1の実施形態に係る流体軸受装置 (動圧軸受装置） 1を組込んだ情報機 器用スピンドルモータの一構成例を概念的に示している。このスピンドルモータは、 H DD等のディスク駆動装置に用いられるもので、軸部材 2を回転自在に支持する流体 軸受装置 1と、軸部材 2に固定されたハブ 3と、例えば半径方向のギャップを介して対 向させたステータコイル 4およびロータマグネット 5と、ブラケット 6とを備えている。ステ ータコイル 4はブラケット 6の外周に取付けられ、ロータマグネット 5はハブ 3の内周に 取付けられる。流体軸受装置 1はブラケット 6の内周に固定される。ハブ 3には、情報 記憶媒体としてのディスク Dが 1又は複数枚（図 1では 2枚)保持される。上述のように 構成されたスピンドルモータにおいて、ステータコイル 4に通電すると、ステータコイル 4とロータマグネット 5との間に発生する電磁力でロータマグネット 5が回転し、それに よってハブ 3およびハブ 3に保持されたディスク Dが軸部材 2と一体に回転する。
[0032] 図 2は、流体軸受装置 1を示している。この流体軸受装置 1は、ハウジング 7と、ハウ ジング 7の内周に固定される第 1軸受スリーブ 8および第 2軸受スリーブ 9と、各軸受ス リーブ 8、 9間に配設されるスぺーサ 10と、第 1軸受スリーブ 8および第 2軸受スリーブ 9の内周に挿入されると共に、第 1フランジ部 11と第 2フランジ部 12とをそれぞれ軸方 向に離隔して設けた軸部材 2とを備える。なお、説明の便宜上、流体軸受装置 1から 軸部材 2のハブ 3固定側端部が突出する側を上側、軸部材 2の突出側と反対の側を 下側として以下説明する。
[0033] ハウジング 7は両端開口の筒状をなし、例えば真ちゅうやアルミ等の金属 (合金を含 む）の削り出しで、あるいは LCP、 PPS、 PEEK等の結晶性榭脂又は PPSU、 PES, PEI等の非晶性榭脂をベースとする榭脂組成物の射出成形で形成される。ハウジン グ 7の内周面 7aは軸方向に径一定でストレートな円筒面となっており、この内周面 7a に第 1軸受スリーブ 8と第 2軸受スリーブ 9とがそれぞれ軸方向に離隔した状態で固定 されている。
[0034] 第 1軸受スリーブ 8および第 2軸受スリーブ 9は、例えば金属製の非孔質体あるいは 焼結金属からなる多孔質体で円筒状に形成される。この実施形態では、第 1軸受スリ ーブ 8および第 2軸受スリーブ 9は、銅を主成分とする焼結金属の多孔質体で円筒状 に形成され、ハウジング 7の内周面 7aに、例えば接着 (ルーズ接着を含む）、圧入 (圧 入接着を含む)、溶着 (超音波溶着を含む)等、適宜の手段で固定される。もちろん、 これら軸受スリーブ 8、 9をセラミック等、金属以外の材料で形成することも可能である 。また、上記軸受スリーブ 8、 9が多孔質体である力否かは問わない。
[0035] 第 1軸受スリーブ 8の内周面 8aの全面又は一部円筒領域には、ラジアル動圧発生 部として複数の動圧溝を配列した領域が形成される。この実施形態では、例えば図 3 (a)に示すように、複数の動圧溝 8alをへリングボーン形状に配列した領域が形成さ れる。また、図 4に示すように、第 2軸受スリーブ 9の内周面 9aにも、同様に複数の動 圧溝 9alをへリングボーン形状に配列した領域が形成される。これら動圧溝 8al、 9a 1の形成領域はそれぞれラジアル軸受面として軸部材 2の外周面 2aと対向し、軸部 材 2の回転時には、外周面 2aとの間に後述する第 1、第 2ラジアル軸受部 Rl、 R2の ラジアル軸受隙間をそれぞれ形成する（図 2を参照)。
[0036] 第 1軸受スリーブ 8の上端面 8bの全面又は一部環状領域には、スラスト動圧発生部 として、例えば図 3 (b)に示すように、複数の動圧溝 8blをスパイラル形状に配列した 領域が形成される。この動圧溝 8bl形成領域はスラスト軸受面として第 1フランジ部 1 1の下端面 11aと対向し、軸部材 2の回転時には、下端面 11aとの間に後述する第 1 スラスト軸受部 T1のスラスト軸受隙間を形成する（図 2を参照)。
[0037] 第 2軸受スリーブ 9の下端面 9bの全面又は一部環状領域には、スラスト動圧発生部 として、例えば図 3 (c)に示すように、複数の動圧溝 9blをスノィラル状に配列した領 域が形成される。この動圧溝 9bl形成領域はスラスト軸受面として、第 2フランジ部 12 の上端面 12aと対向し、軸部材 2の回転時には、上端面 12aとの間に後述する第 2ス ラスト軸受部 T2のスラスト軸受隙間を形成する（図 2を参照)。
[0038] ハウジング 7の内周面 7aに固定される第 1軸受スリーブ 8の外周面 8cおよび第 2軸 受スリーブ 9の外周面 9cには、それぞれ 1又は複数本の軸方向溝 8cl、 9clが形成 されている。この実施形態では、図 3 (b)や図 3 (c)に示すように、 3本の軸方向溝 8c
1、 9c 1がそれぞれ形成されている。
[0039] スぺーサ 10は、この実施形態では筒状をなし、その上端面 10aを第 1軸受スリーブ
8の下端面 8dと当接させ、下端面 10bを第 2軸受スリーブ 9の上端面 9dと当接させた 状態で、ハウジング 7内周の軸方向略中央に配設されている。
[0040] スぺーサ 10は、第 1、第 2軸受スリーブ 8、 9より軸方向剛性の小さい材料であり、こ の実施形態では例えば榭脂からなる。
[0041] スぺーサ 10の外周面 10cの寸法（外径寸法）は、配設すべきハウジング 7の内径寸 法より若干小さい。また、外周面 10cには 1又は複数本の軸方向溝 lOclが形成され ている。
[0042] 以下、軸受スリーブ 8、 9のハウジング 7への固定工程を、図 4および図 5を例に取つ て説明する。
[0043] 図 4は、第 1軸受スリーブ 8および第 2軸受スリーブ 9の、ハウジング 7に対する固定 工程を概念的に示す図である。同図において、第 2軸受スリーブ 9は、第 1軸受スリー ブ 8の固定に先立って、下端面 9bを基準面としてハウジング 7の内周に位置決め固 定されている。この実施形態では、第 2軸受スリーブ 9は接着剤を介してハウジング 7 に固定されている。スぺーサ 10は、その下端面 10bを第 2軸受スリーブ 9の上端面 9d に当接させた状態で、第 2軸受スリーブ 9上に載置されている。
[0044] この状態から、第 1軸受スリーブ 8を、同図中 1点鎖線で示す位置に向けてハウジン グ 7の内周に導入する。この導入と同時に、上端面 8bを基準面としてハウジング 7に 対する軸方向の位置決めがなされる。この際、軸受スリーブ 8、 9およびスぺーサ 10 個々の軸方向寸法の総和が、各部材個々の所要の軸方向寸法の総和以下である 場合には、特に問題なく各軸受スリーブ 8、 9の軸方向の位置決めを正確に行うこと ができる。
[0045] 軸受スリーブ 8、 9およびスぺーサ 10個々の軸方向寸法の総和力 各部材個々の 所要の軸方向寸法の総和を超える場合には、図 5に示すように、第 1軸受スリーブ 8 をノヽウジング 7に対する軸方向所定位置にまで押し込むことで、各軸受スリーブ 8、 9 より軸方向剛性の小さい材料力もなるスぺーサ 10が、軸受スリーブ 8、 9よりも大きく 圧縮変形する。
[0046] 従って、各アセンブリ部品（第 1、第 2軸受スリーブ 8、 9およびスぺーサ 10)ごとの軸 方向寸法の所定寸法力ものばらつきが大きい場合であっても、スぺーサ 10が大きく 圧縮変形することで、第 2軸受スリーブ 9の位置決め固定の後から位置決めを行う第 1軸受スリーブ 8の固定位置が所定位置力 軸方向に大きくずれるような事態を避け て、第 1、第 2軸受スリーブ 8、 9をノヽウジング 7に対して確実に位置決め固定すること ができる。
[0047] 特に、この実施形態では、各軸受スリーブ 8、 9を焼結金属の多孔質体で、スぺー サ 10を榭脂でそれぞれ形成したので、スぺーサ 10の圧縮変形量 h (図 5を参照）は、 第 1軸受スリーブ 8を軸方向の所定位置に位置決めした（図 4中 1点鎖線で示す位置 まで押し込んだ)状態では、各軸受スリーブ 8、 9の軸方向寸法の所定寸法からのば らつきの総和分にほぼ等しい。従って、第 1、第 2軸受スリーブ 8、 9の内周面 8a、 9a の面精度を低下させることなぐハウジング 7に対する位置決め固定を高精度に行うこ とがでさる。
[0048] また、上記構成によれば、後述するラジアル軸受隙間にある潤滑油がスぺーサ 10 と、各軸受スリーブ 8、 9との軸方向隙間に逃げることがない。そのため、上記ラジアル 軸受隙間における油膜圧力を確実かつバランスよく高めることができる。
[0049] また、上記構成によれば、各軸受スリーブ 8、 9個々の軸方向寸法を高精度に得る ための加工を施さずに済むので、各部品毎の加工コストを抑えることができる。
[0050] また、この実施形態では、各軸受スリーブ 8、 9を接着によりハウジング 7に固定して いるので、例えば内周面 8a、 9aの面精度 (真円度、円筒度等）が高精度に得られて いれば、かかる内周面 8a、 9aを基準面として位置決め固定することで、外周面 8c、 9 cの面精度の影響をそれ程受けることなぐ上記位置決め固定を高精度に行うことが できる。また、外周面 8c、 9cの面精度を高めるための加工が不要となるので、その分 加工コストの低減につながる。
[0051] 軸部材 2は、例えばステンレス鋼等の金属材料で形成され、第 1軸受スリーブ 8およ び第 2軸受スリーブ 9の内周に挿入される。軸部材 2は全体として概ね同径の軸状を なし、その外周面 2aの軸方向中間部 (スぺーサ 10の内周面 10dと対向する領域）に は、他所よりも小径に形成した逃げ部 2bが形成される。また、軸部材 2の外周面 2aの うち、第 1フランジ部 11および第 2フランジ部 12の固定領域には凹部としての円環溝 2cがそれぞれ形成される。なお、この実施形態では、軸部材 2は金属製の一体加工 品であるが、例えば金属と榭脂とからなるハイブリッド軸 (鞘部が金属で、芯部が榭脂 など）とすることも可能である。
[0052] 第 1フランジ部 11および第 2フランジ部 12は、例えば真ちゆう等の銅合金をはじめ とする金属材料、あるいは LCPや PPS等の榭脂材料で環状に形成される。第 1フラ ンジ部 11は、その下端面 11aを第 1軸受スリーブ 8の上端面 8bと対向させた状態で 軸部材 2の外周に固定される。第 2フランジ部 12は、その上端面 12aを第 2軸受スリ ーブ 9の下端面 9bと対向させた状態で軸部材 2の外周に固定される。
[0053] また、各フランジ部 11、 12を軸部材 2に固定することにより、第 1フランジ部 11の下 端面 11aと、第 2フランジ部 12の上端面 12aとの軸方向対向間隔から、両面 l la、 12 a間に配置される第 1軸受スリーブ 8と第 2軸受スリーブ 9、およびスぺーサ 10の軸方 向寸法の総和を減じた値が、後述する第 1の、第 2スラスト軸受部 Tl、 Τ2のスラスト 軸受隙間の総和として設定される。従って、上述のように、第 1軸受スリーブ 8の上端 面 8bから第 2軸受スリーブ 9の下端面 9bまでの軸方向幅を正確に定めることで、スラ スト軸受部 T1、T2のスラスト軸受隙間の総和を高精度に管理することが可能となる。
[0054] 第 1フランジ部 11の外周には、図 2に示すように、軸方向上側に向力つて漸次縮径 する環状のテーパ面 l ibが形成される。同様に、第 2フランジ部 12の外周にも、軸方 向下側に向力つて漸次縮径する環状のテーパ面 12bが形成される。
[0055] そのため、第 1フランジ部 11を軸部材 2に固定した状態では、テーパ面 l ibを含む 外周面と、この外周面に対向するハウジング 7の上端内周面 7alとの間に、半径方向 寸法が軸方向下側に向かって（軸受内部側に向けて)漸次縮小するテーパ状のシー ル空間 S1が形成される。
[0056] 同様に、第 2フランジ部 12を軸部材 2に固定した状態では、テーパ面 12bを含む外 周面と、この外周面に対向するハウジング 7の下端内周面 7a2との間に、半径方向寸 法が軸方向上側に向かって（軸受内部側に向けて)漸次縮小するテーパ状のシール 空間 S2が形成される。 [0057] 上述の如くアセンブリが行われた後、ハウジング 7の内部空間に潤滑油を注油する 。これにより、第 1軸受スリーブ 8および第 2軸受スリーブ 9の内部空孔を含む、軸受内 部空間を潤滑油で充満した流体軸受装置 1が完成する。この際、シール空間 Sl、 S 2の容積の総和は、少なくとも流体軸受装置 1の内部空間に充満した潤滑油の温度 変化に伴う体積変化量よりも大きい。そのため、潤滑油の油面は、常に両シール空 間 Sl、 S2内に維持される。
[0058] これらシール空間 Sl、 S2は、軸部材 2から外径側に張り出したフランジ部 11、 12 の外周面（テーパ面 l lb、 12b)とハウジング 7の内周面 7a (上端内周面 7alおよび 下端内周面 7a2)との間に形成される。従って、ハウジング部に固定したシール部と 軸部材の外周面との間にシール空間を形成する場合 (例えば、特許文献 1を参照） に比べ、シール空間をより外径側に形成することができ、そのシール容積を増加させ ることができる。これにより、シール空間の必要容積を確保しつつも、フランジ部 11、 1 2の軸方向肉厚の薄肉化を図ることができ、ひいては流体軸受装置 1全体の薄肉化 を図ることが可能となる。
[0059] 上記構成の流体軸受装置 1において、軸部材 2の回転時、第 1軸受スリーブ 8の動 圧溝 8al形成領域および第 2軸受スリーブ 9の動圧溝 9al形成領域は、対向する軸 部材 2の外周面 2aとの間にそれぞれラジアル軸受隙間を形成する。そして、軸部材 2 の回転に伴 、、上記ラジアル軸受隙間の潤滑油が動圧溝の軸方向中心側に押し込 まれ、その圧力が上昇する。このように、動圧溝 8al、 9alによって生じる潤滑油の動 圧作用によって、軸部材 2をラジアル方向に非接触支持する第 1ラジアル軸受部 R1 と第 2ラジアル軸受部 R2とがそれぞれ構成される（図 2を参照)。
[0060] これと同時に、第 1軸受スリーブ 8の上端面 8bに形成された動圧溝 8bl形成領域と これに対向する第 1フランジ部 11の下端面 11aとの間のスラスト軸受隙間、および第 2軸受スリーブ 9の下端面 9bに形成された動圧溝 9bl形成領域とこれに対向する第 2フランジ部 12の上端面 12aとの間のスラスト軸受隙間に形成される潤滑油膜の圧 力が、動圧溝 8bl、 9blの動圧作用により高められる。そして、これら油膜の圧力によ つて、軸部材 2をスラスト方向に非接触支持する第 1スラスト軸受部 T1と第 2スラスト軸 受部 T2とがそれぞれ構成される（図 2を参照)。 [0061] この実施形態では、上述のように、第 1軸受スリーブ 8の外周面 8cと第 2軸受スリー ブ 9の外周面 9c、およびスぺーサ 10の外周面 10cにそれぞれ軸方向溝 8cl、 9cl、 lOclを設けることで、対向するハウジング 7の内周面 7aとの間に軸方向の流体流路 が形成される。そのため、軸部材 2の回転時、力かる流体流路を介して、互いに軸方 向に離隔して形成された第 1スラスト軸受部 T1のスラスト軸受隙間と、第 2スラスト軸 受部 T2のスラスト軸受隙間とが外径側で連通状態となる。これによれば、何らかの理 由でスラスト軸受部 T1、T2の何れか一方の側の流体 (潤滑油）圧力が過度に高まり 、あるいは低下するといつた事態を避けて、軸部材 2をスラスト方向に安定して非接触 支持することが可能となる。もちろん、軸方向溝 8cl、 9cl、 lOclを対向するハウジン グ 7の内周面 7aの側に設けることで、軸方向に離隔して形成されたスラスト軸受隙間 の間を軸方向に連通する流体流路を構成することもできる。
[0062] 以上より、この実施形態に係る流体軸受装置 1であれば、軸受スパンを長くとること で、かつスラスト軸受隙間を高精度に管理することで、軸部材 2の振れ剛性を高める ことができる。そのため、片当りなど、ラジアル軸受面ゃスラスト軸受面以外の領域で 生じる摺動摩耗を低減することができる。従って、 1万 min_1を超えるような高速回転 下であっても、高い軸受性能を安定して発揮することができる。また、摩耗粉が生じた 場合であっても、多孔質体で形成された軸受スリーブ 8、 9によって上記摩耗粉が補 足されるので、長期に亘つて高い軸受性能を発揮し得る流体軸受装置 1を提供する ことができる。
[0063] 以上、本発明の第 1の実施形態を説明したが、本発明は、この実施形態に限定さ れるものではない。
[0064] 上記実施形態では、スぺーサ 10を、軸受スリーブ 8、 9より軸方向剛性の小さい榭 脂で形成した場合を説明したが、特にこれに限る必要はない。例えば、ゴム等の弾性 体で形成することもでき、また、比較的内部空孔が多ぐ軸方向に変形し易い焼結金 属の多孔質体で形成することもできる。あるいは、各軸受スリーブ 8、 9と同じ材質から なるスぺーサ 10であっても、その軸方向寸法が各軸受スリーブ 8、 9のそれより大きく 、図 4に示すように、軸方向の位置合わせを行った際に、各軸受スリーブ 8、 9より大き く軸方向に圧縮変形するものであれば、問題なく使用することができる。また、スぺー サ 10の軸方向への圧縮変形については、その圧縮変形量のみが重要であって、か かる圧縮変形が、弾性変形のみにより生じるもの力、塑性変形を伴うものかどうかは 関係ない。
[0065] また、上記実施形態では、スぺーサ 10を、ハウジング 7内周に固定された第 2軸受 スリーブ 9上に載置した状態で、第 1軸受スリーブ 8を位置決め固定した場合を説明 したが、この工程に限る必要はない。例えば、スぺーサ 10の外周面 10cあるいはこれ と対向する領域に予め接着剤を塗布した状態で、第 1軸受スリーブ 8の位置決めを行 い、その後、第 1軸受スリーブ 8と共にスぺーサ 10をノヽウジング 7に接着固定すること も可能である。この場合、各軸受スリーブ 8、 9がハウジング 7に接着固定されると共に 、スぺーサ 10が軸方向に圧縮変形した状態でハウジング 7の内周に接着固定された 状態のアセンブリ体 (流体軸受装置 1)が得られる。
[0066] また、以上の実施形態では、 2個の軸受スリーブ 8、 9と、これら軸受スリーブ 8、 9間 に設けた 1つのスぺーサ 10とをノヽウジング 7の内周に配設した場合を説明した力 本 発明は、軸受スリーブをハウジング 7の内周に 3個以上配設し、かつこれら軸受スリー ブの間に 2以上のスぺーサ 10を配設した場合にも適用可能である。
[0067] また、スラスト軸受面積を拡大してスラスト支持力を高める目的で、例えばハウジン グ 7の内周面 7aを、図示は省略する力 小径部と、小径部の軸方向両側に形成され る大径部とで構成し、大径部と小径部との段部に形成される軸方向端面と、この端面 と軸方向同位置に配した軸受スリーブ 8、 9の端面 8b、 9bとで、それぞれスラスト軸受 面を構成することもできる。この構成によれば、軸受スリーブ 8、 9の端面 8b、 9bの面 積を増加させることなぐスラスト軸受面積を拡大することができる。そのため、スぺー サ 10を所定量だけ圧縮変形させるために軸方向負荷を高めずに済む。
[0068] むしろ、より小さい軸方向負荷でスぺーサ 10の圧縮変形量を確保したい場合には 、軸受スリーブ 8、 9の肉厚を薄くして、その分、スラスト軸受面となるハウジング 7の段 部端面の径方向寸法を大きくとることもできる。もちろん、上記構成は、第 2軸受スリー ブ 9の下端面 9bとこれに対向する第 2フランジ部 12の上端面 12aとの間に形成され る第 2スラスト軸受部 T2の側にも設けることができる。
[0069] また、上記実施形態では、軸部材 2に二つのフランジ部 11、 12を固定し、これによ りハウジング 7の両端開口部をそれぞれシールする構造を例示した力 本発明は、一 端を閉口したハウジングを有し、その他端開口部を、軸部材に固定された一つのフラ ンジ部の外周面とその対向面との間でシールする構造の流体軸受装置についても 適用可能である。あるいは、同じく図示は省略するが、軸部材 2に固定される一つの フランジ部を、有底筒状ハウジングの底側に配置し、フランジ部の両端面とこれら〖こ 対向する面 (第 2軸受スリーブ 9の下端面 9bなど）との間にスラスト軸受隙間を形成し た構成の流体軸受装置にも本発明を適用することができる。また、フランジ部は、必 ずしも、その外周でシール空間を形成している必要は無ぐ例えばフランジ部とは別 に、軸受側の部材 (ハウジング 7や、ハウジング 7に固定される軸受スリーブ 8、 9の側
)にシール部を設け、このシール部の内周面と対向する軸部材 2の外周面 2aとの間 にシール空間を形成したものに適用することも可能である。
[0070] 図 6は、本発明の第 2の実施形態に係る流体軸受装置を示すもので、有底筒状を なすハウジング 27の内周に、第 1、第 2軸受スリーブ 8、 9およびスぺーサ 10を配設 すると共に、第 2軸受スリーブ 9の下端面 9bとこれに対向するハウジング 7の底部 7b の上端面 7blとの間に、軸部材 22の一端に設けられたフランジ部 22bが収容されて いる。この図示例では、ハウジング 27の筒部 27aと底部 27bとの間に段差 27dが形成 されており、この段差 27dの軸方向端面 27dlに第 2軸受スリーブ 9の下端面 9bを当 接させることで、軸受スリーブ 9のハウジング 27に対する軸方向の位置決めがなされ る。ハウジング 27の筒部 27aの上端部内周には、下端面 30aを第 1軸受スリーブ 8の 上端面 8bに当接させた状態で環状のシール部材 30が固定されており、シール部材 30の内周面 30bとこれに対向する軸部材 22の外周面 22alとの間にシール空間 S3 が形成される。また、この実施形態では、第 1軸受スリーブ 8の上端面 8bに代わって、 ハウジング 27の底部 27bの上端面 27blに、図 3 (b)に示す動圧溝が形成されている 。この他の構成については上記の第 1の実施形態と同様であるので説明を省略する
[0071] 上記構成において、軸部材 22の相対回転時、各軸受スリーブ 8、 9の内周面 8a、 9 aに設けられた動圧溝 8al、 9alにより、動圧溝 8al、 9al形成領域とこれらに対向す る軸部 22aの外周面 22alとの間のラジアル軸受隙間に、潤滑油の動圧作用が生じ る。そして、力かる動圧作用により高められた油膜の圧力によって、軸部材 22をラジ アル方向に回転自在に非接触支持する第 1ラジアル軸受部 Rl 1と第 2ラジアル軸受 部 R12とがそれぞれ構成される（図 6を参照)。
[0072] これと同時に、第 2軸受スリーブ 8の下端面 9bに形成された動圧溝 9bl形成領域と これに対向するフランジ部 22bの下端面 1 laとの間のスラスト軸受隙間、ハウジング 底部 27bの上端面 27b 12形成された動圧溝形成領域とこれに対向するフランジ部 2 2bの下端面 22b2との間のスラスト軸受隙間に潤滑油の動圧作用が生じる。そして、 力かる動圧作用により高められた油膜の圧力によって、軸部材 22をスラスト方向に非 接触支持する第 1スラスト軸受部 T11と第 2スラスト軸受部 T12とがそれぞれ構成され る（図 6を参照)。
[0073] この実施形態においても、例えば図 5に示すように、第 1軸受スリーブ 8をノヽゥジン グ 27に対する軸方向所定位置にまで押し込み、各軸受スリーブ 8、 9より軸方向剛性 の小さい材料力もなるスぺーサ 10を、軸受スリーブ 8、 9よりも大きく圧縮変形させるこ とで、第 1、第 2軸受スリーブ 8、 9をノヽウジング 27に対して確実に位置決め固定する ことができる。これと同時に、第 1軸受スリーブ 8の上端面 8bから第 2軸受スリーブ 9の 下端面 9bまでの軸方向幅が正確に規定される。
[0074] この実施形態では、むしろ、各軸受スリーブ 8、 9のハウジング 27に対する軸方向の 位置決めが高精度になされることで、対向する軸部材 22の外周面 22alのうち、逃げ 部となる小径面 22a2を避けて、ラジアル軸受面となる大径面 22a3と各内周面 8a、 9 aとを軸方向にずれることなく正確に対向させることができる。これにより、ラジアル剛 '性のさらなる向上を図ることができる。
[0075] また、以上の実施形態では、動圧溝などの動圧発生部を、第 1軸受スリーブ 8の内 周面 8aや上端面 8b、第 2軸受スリーブ 9の内周面 9aや下端面 9b、あるいはハウジン グ 27の底部 27bの上端面 27blに形成した場合を説明した力 この形態に限られる 必要はない。例えば上記動圧発生部を、これらと対向する軸部材 2の外周面 2aや第 1フランジ部 11の下端面 l la、あるいは第 2フランジ部 12の上端面 12aに形成するこ ともできる。また、軸部材 2と一体又は別体にハブ 3を形成し、ハブ 3の下端面とこれ に対向するハウジング 7や第 1軸受スリーブ 8の上端面 8bとの何れか一方の面に、動 圧発生部を形成することも可能である。以下に示す形態の動圧発生部についても同 様に、対向する軸部材 2の側に形成することができる。
[0076] また、以上の実施形態では、ラジアル軸受部 Rl、 R2ゃスラスト軸受部 Tl、 Τ2とし て、ヘリングボーン形状やスパイラル形状の動圧溝により潤滑流体の動圧作用を発 生させる構成を例示している力 本発明はこれに限定されるものではない。図 6に示 すラジアル軸受部 Rl l、 R12ゃスラスト軸受部 Ti l、 T12についても同様である。
[0077] 例えば、ラジアル軸受部 Rl、 R2として、図示は省略するが、軸方向の溝を円周方 向の複数箇所に配列した、いわゆるステップ状の動圧発生部、あるいは、円周方向 に複数の円弧面を配列し、対向する軸部材 2の外周面 2aとの間に、くさび状の径方 向隙間 (軸受隙間)を形成した、いわゆる多円弧軸受を採用してもよい。
[0078] あるいは、第 1軸受スリーブ 8の内周面 8aや第 2軸受スリーブ 9の内周面 9aの少なく とも一方を、動圧発生部としての動圧溝や円弧面等を設けない真円内周面とし、この 内周面と対向する軸部材 2の真円状外周面 2aとで、いわゆる真円軸受 (流体潤滑軸 受)を構成することもできる。
[0079] また、スラスト軸受部 Tl、 Τ2の一方又は双方は、同じく図示は省略する力 スラスト 軸受面となる領域に、複数の半径方向溝形状の動圧溝を円周方向所定間隔に設け た、いわゆるステップ軸受、あるいは波型軸受 (ステップ型が波型になったもの）等で 構成することちできる。
[0080] また、スラスト軸受部 Tl、 Τ2を、動圧溝の動圧作用により、軸部材 2を非接触支持 するもので構成する以外に、例えば軸部材 2の端部を球面状とし、これに対向するス ラスト軸受面との間で接触支持する、 V、わゆるピボット軸受で構成することも可能であ る
[0081] また、以上の第 1、第 2の実施形態では、流体軸受装置 1、 21の内部に充満し、ラ ジアル軸受隙間や、スラスト軸受隙間に潤滑膜を形成する流体として、潤滑油を例示 したが、それ以外にも各軸受隙間に動圧作用を生じ得る流体、例えば空気等の気体 や、磁性流体等の流動性を有する潤滑剤、あるいは潤滑グリース等を使用することも できる。
[0082] 図 7は、本発明の第 3の実施形態に係る流体軸受装置 (流体動圧軸受装置） 31を 組み込んだ情報機器用スピンドルモータの一構成例を概念的に示して 、る。このス ピンドルモータは、 HDD等のディスク駆動装置に用いられるもので、軸部材 32を回 転自在に非接触支持する流体軸受装置 31と、軸部材 32に装着されたロータ (デイス クハブ） 33と、例えば半径方向のギャップを介して対向させたステータコイル 34およ びロータマグネット 35を備えて 、る。ステータコイル 34はブラケット 36の外周に取付 けられ、ロータマグネット 35はディスクハブ 33の内周に取付けられる。流体軸受装置 31のハウジング 37は、ブラケット 36の内周に装着される。ディスクハブ 33には、磁気 ディスク等のディスク Dがー又は複数枚保持される。ステータコイル 34に通電すると、 ステータコイル 34とロータマグネット 35との間の電磁力でロータマグネット 35が回転 し、それによつて、ディスクハブ 33および軸部材 32がー体となって回転する。
[0083] 図 8は、第 3の実施形態に係る流体軸受装置 31を示している。この流体軸受装置 3 1は、回転側の軸部材 32と、固定側のハウジング 37、およびハウジング 37の内周に 固定される軸受本体 38とを主要な構成部品として備えている。この実施形態におい て、軸部材 32は、軸部 32aと、軸部 32aに固定された第 1フランジ部 39および第 2フ ランジ部 40とで構成されている。また、軸受本体 38は、軸方向に並べられた複数の 軸受スリーブで構成され、この実施形態では、軸方向に所定寸法離隔して設けられ た第 1軸受スリーブ 81と第 2軸受スリーブ 82とで構成されている。なお、以下説明の 便宜上、ハウジング 37の開口部力も軸部材 32 (軸部 32a)の端部が突出している側 を上側、その軸方向反対側を下側として説明を進める。
[0084] 軸部材 32は、ステンレス鋼等の金属材料で形成された軸部 32aと、該軸部 32aとは 別体に形成され、外径側に張り出した第 1および第 2フランジ部 39、 40とで構成され る。軸部 32aは全体として概ね同径の軸状をなして 、る。
[0085] 第 1フランジ部 39および第 2フランジ部 40は、何れも黄銅等の軟質金属材料やそ の他の金属材料、あるいは榭脂材料でリング状に形成され、軸部 32aの外周面 32al に例えば接着固定される。この実施形態では、軸部 32aの外周面 32alのうち、第 1 および第 2フランジ部 39、 40の固定位置に、凹状の円周溝 32a2が形成されており、 接着固定時には、軸部 32aに塗布した接着剤が、接着剤溜りとしての円周溝 32a2に 充填されて固化することにより、フランジ部 39、 40の軸部 32aに対する接着強度が向 上する。
[0086] 軸部 32aに固定された第 1フランジ部 39の外周面 39aは、ハウジング 37の上端開 口部側の内周面 37aとの間に所定容積の第 1シール空間 S1を形成し、また第 2フラ ンジ部 40の外周面 40aは、ハウジング 37の下端開口部側の内周面 37aとの間に所 定容積の第 2シール空間 S2を形成する。この実施形態において、第 1フランジ部 39 の外周面 39aおよび第 2フランジ部 40の外周面 40aは、それぞれ軸受装置の外部側 に向力つて漸次縮径したテーパ面状に形成される。そのため、両シール空間 Sl、 S2 は、互いに接近する方向（ハウジング 37の内部方向）に漸次縮径したテーパ形状と なる。軸部材 32の回転時、両シール空間 Sl、 S2内の潤滑油は毛細管力による引き 込み作用と、回転時の遠心力による引き込み作用とにより、シール空間が狭くなる方 向（ノ、ウジング 37の内部方向）に向けて引き込まれる。これにより、ハウジング 37の内 部からの潤滑油の漏れ出しが効果的に防止される。油漏れを確実に防止するため、 ハウジング 37の上下端面、第 1フランジ部 39の上側端面 39c、および第 2フランジ部 40の下側端面 40cにそれぞれ撥油剤カゝらなる被膜を形成することもできる（図示省 略)。
[0087] 第 1および第 2シール空間 Sl、 S2は、ハウジング 37の内部空間に充満される潤滑 油の温度変化に伴う容積変化量を吸収するバッファ機能を有する。想定される温度 変化の範囲内で、油面は常時両シール空間 Sl、 S2内にある。これを実現するため に、両シール空間 Sl、 S2の容積の総和は、少なくとも内部空間に充満される潤滑油 の温度変化に伴う容積変化量よりも大きく設定される。
[0088] ノ、ウジング 37は、例えば、アルミニウム合金や黄銅等の軟質金属で、略円筒状に 形成される。ハウジング 37の内周面 37aは、軸方向全長に亘つて同径の平滑な円筒 面に形成されている。ハウジング 37は、図 1に示すブラケット 36の内周面に圧入、接 着、圧入接着、溶着等適宜の手段で固定される。
[0089] ノ、ウジング 37は、金属材料のほか、例えば榭脂で形成することもでき、この場合、 例えば液晶ポリマー（LCP)、ポリフエ-レンサルファイド（PPS)、ポリエーテルエーテ ルケトン (PEEK)等の結晶性榭脂、あるいはポリサルフォン (PSU)、ポリエーテルサ ルフォン (PES)、ポリフエ-ルサルフォン (PPSU)等の非晶性榭脂をベース榭脂と する榭脂組成物を用いて射出成形される。前記ベース樹脂には、要求特性に応じて 、強化材ゃ導電材、および潤滑材等の各種充填材が一種又は二種以上配合される
[0090] 軸受本体 38を構成する軸受スリーブ 81、 82は、共に焼結金属からなる多孔質体、 特に銅を主成分とする燒結金属の多孔質体、あるいは黄銅等の軟質金属で円筒状 に形成され、ハウジング 37の所定位置に接着固定される。接着固定された状態で、 第 1軸受スリーブ 81と第 2軸受スリーブ 82との間には、軸方向幅 tlの間隔部 110が 形成される。この実施形態において、両軸受スリーブ 81、 82は、軸方向で同一長さ に形成されている。
[0091] 第 1軸受スリーブ 81とハウジング 37との接着固定は、第 1軸受スリーブ 81の外周面 81dとハウジング 37の内周面 37aとの間に設けられた第 1接着隙間 120に接着剤を 充填'固化させることにより行われる。また、第 2軸受スリーブ 82とハウジング 37との接 着固定は、上記同様、第 2軸受スリーブ 82の外周面 82dとハウジング 37の内周面 37 aとの間に設けられた第 2接着隙間 130に接着剤を充填 '固化させることにより行われ る。接着剤が充填される第 1接着隙間 120の幅 (半径方向幅) t2は、上記間隔部 110 の軸方向幅 tlよりも小さく設定され (tl >t2)、また、第 2接着隙間 130の幅 (半径方 向幅) t3も、上記間隔部 110の軸方向幅 tlよりも小さく設定されている（tl >t3)。
[0092] 軸受本体 38のうち、軸方向上側に配置された第 1軸受スリーブ 81の内周面 81aに は、第 1ラジアル軸受部 R1のラジアル軸受面 Aとなる領域が設けられ、該ラジアル軸 受面 Aとなる領域には、動圧発生部として、例えば図 9 (b)に示すようにへリングボー ン形状の動圧溝 81al、および該動圧溝 81alを区画する丘部 81a2が形成されてい る。第 1軸受スリーブ 81のラジアル軸受面 Aは、第 2軸受スリーブ 82から離反する側（ 上側）の端部に形成されている。また、軸受本体 8のうち、下側に位置する第 2軸受ス リーブ 82の内周面 82aには、第 2ラジアル軸受部 R2のラジアル軸受面 Aとなる領域 が設けられ、該ラジアル軸受面 Aとなる領域には、動圧発生部として、例えば図 9 (b) に示すように、ヘリングボーン形状の動圧溝 82al、および該動圧溝 82alを区画する 丘部 82a2が形成されている。第 2軸受スリーブ 82のラジアル軸受面 Aは、第 1軸受 スリーブ 81から離反する側（下側）の端部に形成されている。 [0093] 二つの軸受スリーブ 81、 82に形成されたラジアル軸受面のうち、第 1軸受スリーブ 81のラジアル軸受面 Aに形成された動圧溝 81alは軸方向中心 m (上下の傾斜溝間 領域の軸方向中央）に対して軸方向非対称に形成されており、軸方向中心 mより上 側領域の軸方向寸法 XIが下側領域の軸方向寸法 X2よりも大きくなつている。その ため、軸部材 32の回転時、動圧溝 81alによる潤滑油の引き込み力（ボンビング力） は、下向きが上向きよりも大きくなる。一方、第 2軸受スリーブ 82のラジアル軸受面 A に形成された動圧溝 82alは軸方向で対称に形成され、下向きおよび上向きのボン ビング力に差はない。従って、軸受スリーブ 81、 82の内周面 81a、 82aと軸部材 32 の外周面 32alとの間の隙間では潤滑油が下向きに流れる。なお、動圧溝 81al、 82 alの形状としては、公知のその他の形状、例えばスパイラル形状等に形成することも できる。
[0094] 第 1軸受スリーブ 81の上側端面 81bの一部または全部環状領域には、第 1スラスト 軸受部 T1のスラスト軸受面が形成され、当該スラスト軸受面には、例えば図 9 (a)に 示すように、スパイラル形状の動圧溝 81b 1が形成されている。また、第 2軸受スリー ブ 82の下側端面 82cの一部または全部環状領域には、第 2スラスト軸受部 T2のスラ スト軸受面が形成され、当該スラスト軸受面には、例えば図 9 (c)に示すように、スパイ ラル形状の動圧溝 82c 1が形成されている。スラスト軸受面に形成される動圧溝の一 方又は双方は、公知のその他の形状、例えばへリングボーン形状に形成することも できる。
[0095] 上記構成からなる流体軸受装置 1の組立は、例えば次のようにして行われる。
[0096] ノ、ウジング 37の内周面 37aのうち第 2接着隙間 130に面する領域、あるいは第 2軸 受スリーブ 82の外周面 82dに接着剤を塗布した状態で、内周に組立ピンを圧入され た第 2軸受スリーブ 82をハウジング 37内周の所定箇所まで移動させて位置決めし、 接着剤を固化させる。接着剤は第 2軸受スリーブ 82を所定箇所まで移動させた後、 第 2接着隙間 130に充填してもよい。次いで、組立ピンの外周の所定位置まで第 1軸 受スリーブ 81を圧入して位置決めし、接着剤を固化させる。なお、この第 1軸受スリー ブ 81を固定するための接着剤は、上記の第 2軸受スリーブ 82を接着固定する場合と 同様、位置決め後に第 1軸受スリーブ 81とハウジング 37との間の第 1接着隙間 120 に充填するほか、予めハウジング 37の内周面 37aのうち第 1接着隙間 120に面する 領域、あるいは第 1軸受スリーブ 81の外周面 81dに塗布しておいても構わない。
[0097] 上記のようにして組立てられたアセンブリのうち、軸受本体 38の内周に軸部 32aを 挿入した後、軸受本体 38を挟むように第 1フランジ部 39および第 2フランジ部 40を軸 部 32aの所定箇所に接着固定する。このようにして流体軸受装置 31の組立が完了 すると、両フランジ部 39、 40で密閉されたノ、ウジング 37の内部空間に、両軸受スリー ブ 81、 82の内部気孔も含め、潤滑流体として例えば潤滑油を充満させる。
[0098] 上記構成の流体軸受装置 31において、軸部材 32が回転すると、第 1軸受スリーブ 81の内周面 8 laのラジアル軸受面 A、および第 2軸受スリーブ 82のラジアル軸受面 Aは、それぞれ軸部 32aの外周面 32alとラジアル軸受隙間を介して対向する。そし て軸部材 32の回転に伴って、前記ラジアル軸受隙間に生じる潤滑油膜は、両ラジア ル軸受面にそれぞれ形成された動圧溝 81al、 82alの動圧作用によってその油膜 剛性が高められ、軸部材 32がラジアル方向に回転自在に非接触支持される。これに より、軸部材 32をラジアル方向に回転自在に非接触支持する第 1ラジアル軸受部 R1 と第 2ラジアル軸受部 R2とが軸方向に離隔して形成される。
[0099] また、軸部材 32が回転すると、第 1軸受スリーブ 81の上側端面 81bのスラスト軸受 面となる領域が、第 1フランジ部 39の下側端面 39bと所定のスラスト軸受隙間を介し て対向し、また第 2軸受スリーブ 82の下側端面 82cのスラスト軸受面となる領域が、 第 2フランジ部 40の上側端面 40bと所定のスラスト軸受隙間を介して対向する。そし て軸部材 32の回転に伴い、各スラスト軸受隙間に生じる潤滑油膜は、スラスト軸受面 にそれぞれ形成された動圧溝 81bl、82clの動圧作用によってその油膜剛性が高 められ、軸部材 32が両スラスト方向に回転自在に非接触支持される。これにより、軸 部材 32を両スラスト方向に回転自在に非接触支持する第 1スラスト軸受部 T1と第 2ス ラスト軸受部 T2とが形成される。
[0100] 上記構成のように、軸方向に隣接する二つの軸受スリーブ 81、 82の間に、隣接す る軸受スリーブ 81、 82とハウジング 37との間に形成される接着隙間 120、 130よりも 大きな幅の間隔部 110を設ければ、該間隔部 110に毛細管力は生じないか、あるい は、該間隔部 110の毛細管力が接着隙間 120、 130の毛細管力よりも小さくなる。し たがって、接着固定時に接着隙間 120、 130に充填された接着剤が軸受スリーブ 81 、 82間に設けられる間隔部 110に引き込まれ、ひいては軸受スリーブ内径側へ侵入 する現象が防止される。なお、組立方法や手順によっては、接着剤が間隔部 110 (軸 受スリーブ端面側）にまわり込む場合もある力 接着隙間 120、 130の幅が間隔部 11 0の幅よりも小さく設定されることから、間隔部 110側へまわり込んだ接着剤は、接着 隙間 120、 130に生じる毛細管力によって接着隙間 120、 130側へ引き戻される。仮 に、間隔部 110にまわり込んだ接着剤が接着隙間 120、 130側に十分に引き戻され なくても、間隔部 110の幅 tlを大きく設定しているため、間隔部 110の範囲内で接着 剤を留め、スリーブ内径側へ接着剤が侵入するのを防止することができる。以上のよ うな相乗効果により、軸受スリーブ内径側への接着剤の侵入は確実に防止することが でき、これにより所期の軸受性能を発揮可能な流体軸受装置を提供することができる
[0101] なお、この実施形態の構成では、図 13 (a)に示すスラスト軸受部をピボット軸受で 構成する従来構成に比べ、スラスト軸受部を軸方向の 2箇所に設け、かつその離間 距離を大きくとることができるので、スラスト軸受部におけるモーメント剛性を高めるこ とがでさる。
[0102] 以上の説明では、第 1軸受スリーブ 81のラジアル軸受面 Aを第 2軸受スリーブ 82か ら離反する側（上側）の端部に、また第 2軸受スリーブ 82のラジアル軸受面 Aを第 1軸 受スリーブ 81から離反する側（下側）の端部に形成した形態を例示したが、この形態 では、軸受スリーブの内径寸法が上側領域と下側領域とで異なるため、個々の軸受 スリーブの上下端面間、および両軸受スリーブ間での同軸度確保が困難な場合があ る。この場合、例えば図 10に示すように、ラジアル軸受面 A (動圧溝を区画する丘部 81a2、 82a2)と略同径の凸部 81a3、 82a3を、それぞれラジアル軸受面 Aから軸方 向に離隔した領域に設けることにより、上記の問題を解消することができる。
[0103] ところで、上記凸部 81a3、 82a3が、ラジアル軸受面 Aに形成された動圧溝のように 動圧発生機能を有する形状であると、トルクアップを招くおそれがある。そのため凸部 81a3、 82a3は、図示例のような、動圧発生機能を有さない帯状等に形成するのが 望ましい。なお図示例では凸部を、両軸受スリーブ 81、 82に形成した形態を例示し て!、るが、凸部は何れか一方の軸受スリーブにのみ設けてもよ!、。
[0104] また、上記構成のように第 1および第 2軸受スリーブ 81、 82の軸方向長さを同じに した場合、両者の外観上の差異が少ないため、組立時に作業者が両スリーブの上下 位置を取り違えて組み込むおそれがある。そこで、図示は省略するが、この種の人為 的なミスを防止するため、第 1軸受スリーブ 81と第 2軸受スリーブ 82の軸方向長さを 異ならせることちでさる。
[0105] 図 11は、本発明の第 4の実施形態に係る流体軸受装置 41を示している。この実施 形態の流体軸受装置 41が図 8に示す第 3の実施形態と異なる点は、軸受本体 38を 第 1および第 2軸受スリーブ 81、 82と、両者の間に介装されたリング状のスぺーサ部 材 83とで構成した点にある。スぺーサ部材 83は、黄銅等の軟質金属材料やその他 の金属材料、榭脂材料、あるいは焼結金属材料で、両軸受スリーブ 81、 82よりも内 径寸法が大径のリング状に形成される。
[0106] この実施形態では、第 1軸受スリーブ 81とスぺーサ部材 83との間、およびスぺーサ 部材 83と第 2軸受スリーブ 82との間にはそれぞれ間隔部 140、 160が設けられる。 上側の間隔部 140の軸方向幅 t4は、第 1軸受スリーブ 81とハウジング 37との間に設 けられる第 1接着隙間 120の径方向幅 t2、およびスぺーサ部材 83とハウジング 37と の間に設けられる第 3接着隙間 150の径方向幅 t5よりも大きく設定されている (t4 >t 2、かつ t4 >t5)。また下側の間隔部 160の軸方向幅 t6は、スぺーサ部材 83とハウ ジング 37との間に設けられる第 3接着隙間 150の径方向幅 t5、および第 2軸受スリー ブ 82とハウジング 37との間に設けられる第 2接着隙間 130の径方向幅 t3よりも大きく 設定されている（t6 >t5、かつ t6 >t3)。この構成とすることにより、図 8に示す実施 形態と同様の効果が得られる。
[0107] 以上の実施形態では、動圧溝などの動圧発生部を、第 1軸受スリーブ 81の内周面 81aや上端面 81b、第 2軸受スリーブ 82の内周面 82aや下端面 82cに形成した場合 を説明したが、この形態に限られる必要はない。例えば上記動圧発生部を、これらと 対向する軸部材 32の外周面 32aや第 1フランジ部 39の下端面 39b、あるいは第 2フ ランジ部 40の上端面 40bに形成することもできる。また、軸部材 32と一体又は別体に ハブ 33を形成し、ハブ 33の下端面とこれに対向するハウジング 37や第 1軸受スリー ブ 81の上端面 81bとの何れか一方の面に、動圧発生部を形成することも可能である
[0108] また、ラジアル軸受部 Rl、 R2ゃスラスト軸受部 Tl、 Τ2として、ヘリングボーン形状 やスパイラル形状の動圧溝により潤滑流体の動圧作用を発生させる構成を例示して V、るが、本発明はこれに限定されるものではな!/、。
[0109] 例えば、ラジアル軸受部 Rl、 R2として、図示は省略するが、軸方向の溝を円周方 向の複数箇所に配列した、いわゆるステップ状の動圧発生部、あるいは、円周方向 に複数の円弧面を配列し、対向する軸部材 32の外周面 32aとの間に、くさび状の径 方向隙間 (軸受隙間)を形成した、いわゆる多円弧軸受を採用してもよい。
[0110] あるいは、第 1軸受スリーブ 81の内周面 81aや第 2軸受スリーブ 82の内周面 82aの 少なくとも一方を、動圧発生部としての動圧溝や円弧面等を設けない真円内周面とし 、この内周面と対向する軸部材 32の真円状外周面 32aとで、いわゆる真円軸受（流 体潤滑軸受)を構成することもできる。
[0111] また、スラスト軸受部 Tl、 Τ2の一方又は双方は、同じく図示は省略する力 スラスト 軸受面となる領域に、複数の半径方向溝形状の動圧溝を円周方向所定間隔に設け た、いわゆるステップ軸受、あるいは波型軸受 (ステップ型が波型になったもの）等で 構成することちできる。
[0112] また、スラスト軸受部 Tl、 Τ2を、動圧溝の動圧作用により、軸部材 32を非接触支 持するもので構成する以外に、例えば軸部材 32の端部を球面状とし、これに対向す るスラスト軸受面との間で接触支持する、 V、わゆるピボット軸受で構成することも可能 である
[0113] また、以上の説明では、軸受本体 8を、軸方向の 2箇所に配置した軸受スリーブ 81 、 82で構成する形態について説明を行ったが、軸受スリーブを軸方向の 3箇所以上 に配置して軸受本体 8を構成することもできる。
[0114] また、流体軸受装置 31、 41の内部に充満し、ラジアル軸受隙間や、スラスト軸受隙 間に潤滑膜を形成する流体として、潤滑油を例示したが、それ以外にも各軸受隙間 に動圧作用を生じ得る流体、例えば空気等の気体や、磁性流体等の流動性を有す る潤滑剤、あるいは潤滑グリース等を使用することもできる。 [0115] 以上では、流体軸受装置をディスク装置用のスピンドルモータに組み込んで使用 する形態を例示したが、本発明の流体軸受装置は、情報機器用のスピンドルモータ 以外にも、高速回転し、高いモーメント剛性が要求されるモータ、例えばファンモータ にも好ましく用いることができる。
[0116] 図 12は、例えば第 3の実施形態に係る流体軸受装置 31を組み込んだファンモータ 、その中でも半径方向（ラジアル方向）のギャップを介してステータコイル 44および口 ータマグネット 45を対向させた、 、わゆるラジアルギャップ型ファンモータの一例を概 念的に示している。図示例のモータは、主に、軸部材 32の上端外周に固定される口 ータ 43が外周面に羽根を有する点、およびブラケット 46がモータの各構成部品を収 容するケーシングとしての機能を果たす点で、図 7に示すスピンドルモータと構成を 異にする。なお、その他の構成部材は、図 7に示すモータの各構成部材と機能 ·作用 を同一にするため、重複する説明を省略する。
図面の簡単な説明
[0117] [図 1]本発明の第 1の実施形態に係る流体軸受装置を組込んだスピンドルモータの 断面図である。
[図 2]第 1の実施形態に係る流体軸受装置の断面図である。
[図 3] (a)は第 1軸受スリーブの断面図、 (b)は第 1軸受スリーブを矢印 aの方向力も見 た上端面図、（c)は第 2軸受スリーブを矢印 bの方向力も見た下端面図である。
[図 4]軸受スリーブのハウジングへの固定工程を概念的に示す図である。
[図 5]軸受スリーブのハウジングへの固定工程を概念的に示す部分拡大図である。
[図 6]本発明の第 2の実施形態に係る流体軸受装置を示す断面図である。
[図 7]本発明の第 3の実施形態に係る流体軸受装置を組み込んだスピンドルモータ の断面図である。
[図 8]第 3の実施形態に係る流体軸受装置の断面図である。
[図 9] (a)は第 1軸受スリーブの上側端面を示す図、（b)は軸受スリーブの縦断面図、
(c)は第 2軸受スリーブの下側端面を示す図である。
[図 10]軸受スリーブの他の形態を示す縦断面図である。
[図 11]本発明の第 4の実施形態に係る流体軸受装置を示す断面図である。 [図 12]流体軸受装置を組み込んだファンモータの断面図である。
[図 13] (a)は、従来構成の流体軸受装置の一例を示す概略図、（b)は、従来構成の 流体軸受装置の他の一例を示す概略図である。
符号の説明
1、 21、 31、 41 流体軸受装置
2、 22、 32 軸部材
3、 33、 43 ハブ
4、 34、 44 ステータコイル
5、 35、 45 ロータマグネット
7、 27、 37 ハウジング
, a、 a7a 内周面
8、 81 第 1軸受スリーブ
8a、 81a 内周面
8al、 81al 動圧溝
8b、 81b 上端面
8b l、 81bl 動圧溝
9、 82 第 2軸受スリーブ
9a, 82a 内周面
9al、 82al 動圧溝
9b、 82c 下端面
9b l、 82cl 動圧溝
10、 83 スぺーサ
10a、 83a 上端面
10b、 83b 下端面
11、 39 第 1フランジき
11a, 39b 下端面
12、 40 第 2フランジ部
2a, 40b 上端面 D ディスク 圧縮変形量
S1、S2、S3 シーノレ空間
R1、R2、R11、R12 ラジアル軸受咅 Τ1、Τ2、Τ11、Τ12 スラスト軸受咅

Claims

請求の範囲
[1] ハウジングと、該ハウジングの内周に軸方向に離隔して配設される複数の軸受スリ ーブと、該軸受スリーブ間に配設されるスぺーサと、前記軸受スリーブの内周に挿入 される軸部材と、該軸部材の外周面と前記軸受スリーブの内周面との間のラジアル 軸受隙間に生じる流体の潤滑膜で前記軸部材を相対回転自在に支持するラジアル 軸受部とを備えた流体軸受装置において、
前記スぺーサの軸方向への圧縮変形を伴って前記軸受スリーブが前記ハウジング に固定されていることを特徴とする流体軸受装置。
[2] 前記スぺーサは榭脂で形成されて!ヽる請求項 1記載の流体軸受装置。
[3] 前記軸受スリーブが前記ハウジングに接着固定されている請求項 1記載の流体軸 受装置。
[4] 前記軸部材に、外径側に向けて張り出すフランジ部が設けられ、該フランジ部の軸 方向端面と、これに対向する前記軸受スリーブの端面との間にスラスト軸受隙間が形 成されて!/、る請求項 1記載の流体軸受装置。
[5] 前記フランジ部の外周面とこれに対向する面との間にハウジング内部の流体の流 出を防止するシール空間が形成されている請求項 4記載の流体軸受装置。
[6] ハウジングと、該ハウジングの内周の軸方向複数箇所に配置された軸受スリーブと 、該軸受スリーブの内周面が面するラジアル軸受隙間に生じる流体の潤滑膜で支持 すべき軸をラジアル方向に相対回転自在に支持するラジアル軸受部とを備える流体 軸受装置において、
前記軸受スリーブは、それぞれの外周に設けられた接着隙間に充填された接着剤 により前記ハウジングの内周に固定され、隣接する二つの軸受スリーブ間に、前記接 着隙間よりも大きな幅の間隔部を設けたことを特徴とする流体軸受装置。
[7] ハウジングと、該ハウジングの内周の軸方向複数箇所に配置された軸受スリーブと 、隣接する二つの軸受スリーブ間に配置されたスぺーサ部材と、前記軸受スリーブの 内周面が面するラジアル軸受隙間に生じる流体の潤滑膜で支持すべき軸をラジアル 方向に相対回転自在に支持するラジアル軸受部とを備える流体軸受装置にぉ 、て、 前記軸受スリーブと前記スぺーサ部材とが、それぞれの外周に設けられた接着隙 間に充填された接着剤により前記ハウジングの内周に固定され、隣接する前記軸受 スリーブと前記スぺーサ部材との間に、前記接着隙間よりも大きな幅の間隔部を設け たことを特徴とする流体軸受装置。
[8] さらに、前記軸受スリーブの、前記間隔部に面する端面と反対側の端面が面するス ラスト軸受隙間に生じる流体の潤滑膜で支持すべき軸をスラスト方向に相対回転自 在に支持するスラスト軸受部を備える請求項 6又は 7に記載の流体軸受装置。
[9] 請求項 1〜8の何れかに記載した流体軸受装置と、ステータコイルと、ロータマグネ ットとを有するモータ。
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