WO2007080700A1 - 流体動圧軸受装置及びその製造方法 - Google Patents

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WO2007080700A1
WO2007080700A1 PCT/JP2006/322363 JP2006322363W WO2007080700A1 WO 2007080700 A1 WO2007080700 A1 WO 2007080700A1 JP 2006322363 W JP2006322363 W JP 2006322363W WO 2007080700 A1 WO2007080700 A1 WO 2007080700A1
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bearing
radial
radial bearing
sleeve
dynamic pressure
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PCT/JP2006/322363
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French (fr)
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Nobuyoshi Yamashita
Masaaki Toda
Kimihiko Bitou
Masaharu Hori
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Ntn Corporation
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/02—Parts of sliding-contact bearings
    • F16C33/04—Brasses; Bushes; Linings
    • F16C33/06—Sliding surface mainly made of metal
    • F16C33/10—Construction relative to lubrication
    • F16C33/1025—Construction relative to lubrication with liquid, e.g. oil, as lubricant
    • F16C33/106—Details of distribution or circulation inside the bearings, e.g. details of the bearing surfaces to affect flow or pressure of the liquid
    • F16C33/107—Grooves for generating pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/10—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load
    • F16C17/102—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load with grooves in the bearing surface to generate hydrodynamic pressure
    • F16C17/107—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load with grooves in the bearing surface to generate hydrodynamic pressure with at least one surface for radial load and at least one surface for axial load
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T29/00—Metal working
    • Y10T29/49—Method of mechanical manufacture
    • Y10T29/49636—Process for making bearing or component thereof
    • Y10T29/49639—Fluid bearing

Definitions

  • the present invention relates to a fluid dynamic bearing device.
  • a fluid dynamic pressure bearing device generates pressure by the dynamic pressure action of a fluid (lubricating fluid) generated in a bearing gap due to relative rotation between a bearing sleeve and a shaft member inserted in the inner periphery of the bearing sleeve.
  • This is a bearing device that supports the shaft member in a non-contact manner with a pressure of 1 mm.
  • the fluid dynamic pressure bearing device has a dynamic pressure generating portion that positively generates a dynamic pressure action on the lubricating fluid between the bearing gaps, and does not have such a dynamic pressure generating portion, and the inner peripheral surface of the bearing sleeve.
  • the shaft member is roughly classified into a so-called perfect circle bearing in which the outer peripheral surface of the shaft member is a cylindrical surface.
  • This fluid dynamic pressure bearing device has features such as high-speed rotation, high rotation accuracy, and low noise.
  • the fluid dynamic bearing device has been activated by using such features, such as magnetic disks such as HDDs and FDDs.
  • a single bearing sleeve formed with radial bearing surfaces at two locations above and below (for example, see Patent Document 1).
  • Two bearing sleeves are arranged in the axial direction and a radial bearing surface is formed on each of both bearing sleeves (see, for example, Patent Document 2).
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 10-9250
  • Patent Document 2 JP-A-11-269475
  • the bearing sleeve becomes longer as the bearing span increases. As the bearing sleeve becomes longer, it becomes difficult to ensure the processing accuracy of the bearing sleeve. In particular, when the bearing sleeve is made of sintered metal, a uniform density can be obtained at the time of compacting, and the desired bearing performance may not be exhibited. Therefore, there is a limit to further expanding the bearing span.
  • the accuracy of the inner peripheral surface of the bearing sleeve follows the accuracy of the outer peripheral surface of the bearing sleeve and the inner peripheral surface of the housing.
  • the coaxiality of the radial bearing surface may be reduced. is there. A decrease in the coaxiality may cause a decrease in bearing performance, and further inconveniences such as wear due to contact between the bearing sleeve and the shaft member. If the bearing clearance is set wide in order to avoid such a problem, the pressure of the lubricating fluid filled in the gap is reduced, so that sufficient bearing rigidity cannot be obtained.
  • an object of the present invention is to provide a fluid dynamic bearing device having high moment rigidity while avoiding deterioration in bearing accuracy and assembly accuracy.
  • a fluid dynamic pressure bearing device of the present invention is inserted into a bearing sleeve having a radial bearing surface, a sleeve and a bossing fixed to the bearing sleeve, and an inner periphery of the bearing sleeve.
  • a shaft member, and a radial bearing gap formed in the axial direction between the radial bearing surface of the bearing sleeve and the outer peripheral surface of the shaft member are provided, and a plurality of bearing sleeves are arranged in parallel in the axial direction.
  • the coaxiality of the radial bearing surface of each bearing sleeve is 3 ⁇ m or less.
  • the bearing sleeves having the radial bearing surfaces are arranged side by side in the axial direction. Therefore, the radial bearing surface and the outer peripheral surface of the shaft member facing the radial bearing surface are arranged.
  • the radial bearing gaps are formed at a plurality of locations separated in the axial direction.
  • the coaxiality of the radial bearing surface is set to 3 m or less, the width accuracy of the radial bearing gap is secured, the bearing performance is deteriorated, the wear due to the contact between the shaft member and the bearing sleeve, etc. Can be avoided.
  • the coaxiality here refers to a state in which each bearing sleeve is fixed to the housing. Even if the coaxiality of each bearing sleeve is set to the above specified value before fixing the housing, the coaxiality may be lost after fixing the housing for the above reasons. High-performance bearing performance can be obtained when using the bearing device.
  • the coaxiality here means the magnitude of the deviation of the reference axial force of the axis that should be collinear with the reference axis, as defined in JIS B 0621—1984. It is expressed by the diameter of the smallest cylinder among the geometric cylinders that include all the above axes and are coaxial with the reference axis.
  • Figs. 18 and 19 show the evaluation of the coaxiality of the inner peripheral surfaces of the two bearing sleeves (only the axes L1 and L2 of the inner peripheral surfaces are shown).
  • the reference axis is the axis L2.
  • the size of the coaxiality is expressed by the diameter Dc of the smallest cylinder Cmin among geometrically correct cylinders including the axes (line segments) Ll and L2 and having the same axis as the reference axis L2.
  • the diameter Dc for example, the degree of inclination of the axis L1 with respect to the axis L2! / (See FIG. 18) or the radial direction of the axis L1 with respect to the axis L2 It is possible to appropriately evaluate the shape deviation between both sides C1 and C2, including deviations (see Fig. 19).
  • the coaxiality shall be evaluated in the smallest axial region R including all sleeves.
  • Opposite end surfaces of adjacent bearing sleeves can be arranged in contact with each other in addition to being arranged with a gap in the axial direction.
  • a spacer can be arranged in the gap between the opposed end faces.
  • such a fluid dynamic pressure bearing device may be provided with a dynamic pressure generating section that generates a dynamic pressure action on the lubricating fluid in the radial bearing gap.
  • the moment stiffness can be effectively increased by providing the dynamic pressure generating portions at two locations separated as much as possible in the axial direction.
  • the dynamic pressure generating portion can be provided on the radial bearing surface on the inner periphery of the bearing sleeve or on the outer peripheral surface of the shaft member facing the radial bearing surface.
  • a fluid dynamic pressure bearing device includes a shaft member, a radial bearing surface on an inner peripheral surface, and a space between the radial bearing surface and the outer peripheral surface of the shaft member.
  • Two bearing sleeves arranged adjacent to each other in the axial direction, and having two or more bearing sleeves that rotatably support the shaft member in a non-contact manner by the dynamic pressure action of fluid generated in the radial bearing gap.
  • At least one of the first radial bearing surface and the first A second radial bearing surface located on the other bearing sleeve side of the radial bearing surface is provided, a dynamic pressure generating portion is formed on the first radial bearing surface, and the second radial bearing surface is a cylindrical surface. It is formed.
  • a fluid dynamic pressure bearing device includes a shaft member, a radial bearing surface on an inner peripheral surface, and a space between the radial bearing surface and the outer peripheral surface of the shaft member.
  • Two bearing sleeves arranged adjacent to each other in the axial direction, and having two or more bearing sleeves that rotatably support the shaft member in a non-contact manner by the dynamic pressure action of fluid generated in the radial bearing gap.
  • At least one of the first radial bearing surface and the second radial bearing surface positioned on the other bearing sleeve side of the first radial bearing surface is provided on at least one of the first radial bearing surface.
  • a dynamic pressure generating portion is formed, and a spiral inclined groove is formed on the second radial bearing surface.
  • first radial bearing surface and the second radial bearing surface are provided on at least one of the two adjacent bearing sleeves, an assembly pin is provided on the inner periphery of the two bearing sleeves during assembly. Even when is inserted, the assembly pin is supported by the second radial bearing surface between the two radial bearing surfaces (first radial bearing surface) at both ends in the axial direction of the sleeve assembly. Therefore, since the bearing sleeve is supported by the pin at at least three axial positions, it is possible to prevent the two bearing sleeves from being bent and to proceed with the assembling work while ensuring high-precision coaxiality between the two bearing sleeves. Can do.
  • the dynamic pressure generating portion can be formed not only on the first radial bearing surface but also on the second radial bearing surface. However, this increases the bearing rigidity but increases the torque.
  • dynamic pressure is generated on the second radial bearing surface by, for example, the force that forms the second radial bearing surface on the cylindrical surface as described above, or the formation of inclined grooves on the second radial bearing surface. Does not occur If this is done, it is possible to avoid the torque increase while solving the above problems.
  • fluid for example, lubricating oil
  • This fluid circulation can be achieved, for example, by making the dynamic pressure generating portion of the first radial bearing surface an asymmetric shape in the axial direction and setting the bombing force on one side in the axial direction to be larger than the bombing force on the other side in the axial direction. This can be realized by pushing the fluid in the bearing gap to one side in the axial direction.
  • the dynamic pressure generating portion has an axially asymmetric shape in order to circulate the fluid in this way, the span between the radial bearing surfaces is increased by the increase in the axial dimension of the dynamic pressure generating portion on one axial side. There is a risk that moment stiffness will be reduced.
  • the fluid dynamic bearing device having a configuration in which a spiral inclined groove is formed on the second radial bearing surface, a pressing force (bombing force) in one axial direction is secured by the inclined groove. Therefore, the axial radial asymmetry (unbalance amount) of the dynamic pressure generating part can be reduced on the first radial bearing surface, and the axial span (bearing span) between the radial bearing surfaces is increased accordingly. Thus, a decrease in moment rigidity can be prevented.
  • the motor having the above-described fluid dynamic pressure bearing device, the stator coil, and the rotor magnet is mounted on a plurality of discs on which recording media (for example, discs) are stacked, which require particularly high moment rigidity. It can be preferably used for a spindle motor for use.
  • the present invention provides a bearing sleeve having a radial bearing surface, a housing to which the bearing sleeve is fixed, a shaft member inserted into the inner periphery of the bearing sleeve, and a bearing sleeve.
  • a fluid dynamic bearing device having a radial bearing clearance formed between the radial bearing surface of the shaft and the outer peripheral surface of the shaft member, wherein a plurality of bearing sleeves are arranged in the axial direction.
  • the plurality of bearing sleeves are fixed to the housing after centering between the radial bearing surfaces.
  • the radial bearing surfaces of the multiple bearing sleeves can be set to a coaxiality of 3 ⁇ m or less.
  • Gap bonding is a method in which the fitting between the outer peripheral surface of the bearing sleeve and the inner peripheral surface of the housing is a gap fitting, and this gap is filled with an adhesive.
  • Press-fit bonding is a method in which the bearing sleeve is attached under the presence of an adhesive. This is a method of press-fitting into the inner periphery of the bearing sleeve.
  • the shape of the radial bearing surface is the same as that of the inner peripheral surface of the bearing sleeve. Since it may follow the shape and it will be difficult to ensure accuracy, it is desirable that the outer peripheral surface of the bearing sleeve be bonded to the inner peripheral surface of the housing with a gap.
  • FIG. 1 conceptually shows a configuration example of a spindle motor for information equipment incorporating a fluid dynamic pressure bearing device 1 as an example of a fluid dynamic pressure bearing device according to the present invention.
  • This spindle motor is used in a disk drive device such as an HDD, and includes a fluid dynamic bearing device 1 that rotatably supports the shaft member 2 in a non-contact manner, and a rotor (disc hub) 3 mounted on the shaft member 2. And, for example, a stator coil 4 and a rotor magnet 5 that are opposed to each other via a gap in the radial direction.
  • 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 disk hub 3.
  • the housing 7 of the fluid dynamic bearing device 1 is attached to the inner periphery of the bracket 6.
  • the disk hub 3 holds a plurality of disks D such as magnetic disks.
  • FIG. 2 shows an example of a fluid dynamic bearing device 1 used in the spindle motor.
  • This fluid dynamic bearing device 1 seals the housing 7, the sleeve assembly 8 fixed to the inner periphery of the housing 7, the shaft member 2 inserted into the inner periphery of the sleeve assembly 8, and one end opening of the housing 7.
  • a sealing member 9 for sealing and a lid member 10 for sealing the other end opening of the bellows 7 are provided as main components.
  • the sleeve assembly 8 is composed of a plurality of bearing sleeves arranged side by side in the axial direction.
  • the sleeve assembly 8 is composed of two bearing sleeves (first bearing sleeve 81 and second bearing sleeve 82) whose end faces are in contact with each other.
  • the seal member 9 side is on the upper side, and the opposite side in the axial direction. Let's proceed with the explanation below.
  • the first radial bearing portion R1 is provided between the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81 and the outer peripheral surface 2al of the shaft portion 2a of the shaft member 2, and the second bearing sleeve 82
  • a second radial bearing portion R2 is provided between the inner peripheral surface 82a and the outer peripheral surface 2al of the shaft portion 2a.
  • a first thrust bearing portion T1 is provided between the lower end surface 82c of the second bearing sleeve 82 and the upper end surface 2bl of the flange portion 2b of the shaft member 2, and the upper end surface 10a of the lid member 10 and the flange portion are provided.
  • a second thrust bearing portion T2 is provided between the lower end surface 2b 2 of 2b.
  • the shaft member 2 has a shaft portion 2a and a flange portion 2b projecting to the outer diameter side at the lower end of the shaft portion 2a, either integrally or separately.
  • the shaft member 2 may be entirely formed of a metal material such as stainless steel, or may have a hybrid structure of metal and resin, for example, the shaft part 2a made of metal and the flange part 2b made of resin.
  • the outer peripheral surface 2al of the shaft portion 2a is formed on a smooth cylindrical surface without a dynamic pressure groove or the like, and both end surfaces 2bl and 2b2 of the flange portion 2b are formed on a smooth plane without a dynamic pressure groove or the like. .
  • the nosing 7 is formed into a cylindrical shape by, for example, injection molding a resin material, and the inner peripheral surface 7a is a straight cylindrical surface having the same diameter.
  • the outer peripheral surface of the housing 7 is fixed to the inner peripheral surface of the bracket 6 shown in FIG.
  • the resin material forming the housing 7 can be used regardless of amorphous resin or crystalline resin as long as it is an injection-moldable resin material.
  • amorphous resin polysulfone ( Liquid crystalline polymer (LCP), polyether ether ketone (PEEK), polybutylene terephthalate, such as PSU), polyethersulfone (PES), polyphenylsulfone (PPSU), and polyetherimide (PEI). (PBT), polyphenylene sulfide (PPS), etc.
  • LCP liquid crystalline polymer
  • PEEK polyether ether ketone
  • PSU polybutylene terephthalate
  • PSU polyethersulfone
  • PPS polyphenylsulfone
  • PEI polyetherimide
  • PBT polyphenylene sulfide
  • fillers such as reinforcing materials (fibrous and powdery forms), lubricants, conductive materials, and the like are blended in the above-mentione
  • the housing 7 can also be formed of a soft metal material such as brass or an aluminum alloy, or other metal materials.
  • annular formed of a metal material or a resin material is used on the inner periphery of the upper end opening of the housing 7.
  • the seal member 9 is fixed by, for example, press-fitting, bonding, or a combination thereof.
  • the inner peripheral surface 9a of the seal member 9 faces the taper surface 2a2 provided on the outer peripheral surface 2al of the shaft portion 2a via the seal space S.
  • the tapered surface 2a2 of the shaft portion 2a is gradually reduced in diameter toward the upper side, and functions as a centrifugal force seal by the rotation of the shaft member 2.
  • the sealing member 9 can be integrally formed with the housing 7 in order to reduce the number of parts and assembly man-hours. Further, the seal space S can be formed by forming the outer peripheral surface 2al of the shaft member 2 into a straight shape and the inner peripheral surface 9a of the seal member 9 into a tapered shape.
  • the lower end opening of the housing 7 is sealed with a lid member 10 separate from the housing 7.
  • the lid member 10 is formed in a disk shape with a metal material or a resin material, and is fixed by, for example, press-fitting, bonding, or a combination thereof.
  • a thrust bearing surface C of the second thrust bearing portion T2 is formed in a partial annular region of the upper end surface 10a of the lid member 10, and the thrust bearing surface C has, for example, dynamic pressure grooves arranged in a spiral shape. It is formed (not shown).
  • the first and second bearing sleeves 81 and 82 constituting the sleeve assembly 8 are both formed of a porous body made of a sintered metal, particularly a sintered body of a sintered metal mainly composed of copper, and formed in a cylindrical shape. Is done. Both bearing sleeves 81 and 82 are formed to have the same axial length. Note that one or both of the first and second bearing sleeves 81 and 82 can be formed of a soft metal such as brass in addition to the sintered metal. In the present embodiment, the two bearing sleeves 81 and 82 are fixed to the inner peripheral surface of the housing 7 with their end surfaces in close contact with each other.
  • the lubricating oil can be passed back and forth between the two bearing sleeves 81 and 82, and the lubricating oil can be more dynamically flowed in the bearing device.
  • gap adhesion is employed as a method for fixing the bearing sleeves 81, 82 to the housing 7, for example. If the gap is too large, it will be difficult to bond with sufficient strength, so the maximum gap width may be set to 100 m or less, preferably 50 m or less, more preferably 20 m or less. preferable.
  • the radial of the first radial bearing portion R1 is provided at the upper end of the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81.
  • a bearing surface Al is provided at the upper end of the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81.
  • the radial bearing surface A1 is formed with a herringbone-shaped dynamic pressure groove 81al and a convex back portion 81a2 that partitions the dynamic pressure groove 81al.
  • a radial bearing surface A2 of the second radial bearing portion R2 is provided at the lower end of the inner peripheral surface 82a of the second bearing sleeve 82, and the herringbone that is vertically symmetric with respect to the axial center is provided on the radial bearing surface A2.
  • a dynamic pressure groove 82al having a shape and a convex back portion 82a2 defining the dynamic pressure groove 82al are formed.
  • the inner diameter is the same as or larger than the inner diameter of the dynamic pressure grooves 8 lal and 82al on both bearing surfaces. Set and speak.
  • the dynamic pressure groove 81al of the first bearing sleeve 81 is formed to be axially asymmetric with respect to the axial center m (the axial center of the upper and lower inclined groove regions), and is a region above the axial center m.
  • the axial dimension XI of is lower than the axial dimension X2 of the lower region. Therefore, when the shaft member 2 rotates, the lubricating oil pulling force (bumping force) by the dynamic pressure groove 81al of the first bearing sleeve 81 is relatively larger than the symmetrical dynamic pressure groove 82al of the second bearing sleeve 82.
  • the dynamic pressure grooves 81al and 82al may be formed in other known shapes such as a spiral shape.
  • the radial bearing surfaces Al and A2 of the first and second bearing sleeves 81 and 82 are formed into a perfect circle shape without a dynamic pressure groove, and a similar dynamic pressure groove is provided on the outer peripheral surface 2al of the shaft portion 2 of the shaft member 2 facing this. You can form it!
  • a thrust bearing surface B of the first thrust bearing portion T1 is formed in a partial annular region of the lower end surface 82c of the second bearing sleeve 82, and the thrust bearing surface B includes, for example, FIG. As shown in FIG. 2, a spiral-shaped dynamic pressure groove 82cl is formed.
  • the dynamic pressure groove shape can also be formed in other known shapes such as a herringbone shape.
  • first bearing sleeve 81 and the second bearing sleeve 82 On the outer peripheral surfaces of the first bearing sleeve 81 and the second bearing sleeve 82, one or a plurality of axial circulation grooves 81e, 82e are formed.
  • a radial circulation groove 81f is formed on the upper end surface 81b of the first bearing sleeve 81.
  • the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81 having the above-described configuration is formed, for example, by forming a molding portion corresponding to the shape of the inner peripheral surface 81a on the outer peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81. It can be formed by inserting a sizing pin, which is included in the mold, and putting it in a mold in that state, followed by compression molding (sizing). Due to compression molding, the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81 is plastic. As a result of the flow, the sizing pin forming part is bitten and attached, and the surface shape of the forming part is transferred to the inner peripheral surface 81a of the bearing sleeve.
  • the radial bearing surface A1 can be accurately formed on the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81.
  • a springback is generated in the bearing sleeve 81 and the molded inner peripheral surface 8 la expands. Therefore, sizing without breaking the molded inner peripheral surface 81a is achieved.
  • the inner peripheral force of the bearing sleeve 81 can be extracted smoothly.
  • the radial bearing surface A1 can also be formed by a method other than the above compression molding, for example, ink jet printing.
  • the method for forming the radial bearing surface A2 on the inner peripheral surface 82a of the second bearing sleeve 82 is the same as that for the first bearing sleeve 81, and therefore, repeated description is omitted.
  • the radial bearing surface Al of the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81 and the inner peripheral surface 82a of the second bearing sleeve 82 are reduced.
  • the radial bearing surface A2 faces the outer peripheral surface 2a 1 of the shaft member 2 via a radial bearing gap.
  • the lubricating oil filled in the radial bearing gap is caused by the dynamic pressure action of the dynamic pressure grooves of the first radial bearing portion R1 and the second radial bearing portion R2.
  • the shaft member 2 is supported in a non-contact manner so as to be rotatable in the radial direction.
  • the region that becomes the thrust bearing surface B of the lower end surface 82c of the second bearing sleeve 82 faces the upper end surface 2bl of the flange portion 2b via a predetermined thrust bearing gap
  • the region that becomes the thrust bearing surface C of the upper end surface 10a of the lid member 10 faces the lower end surface 2b2 of the flange portion 2b via a predetermined thrust bearing gap.
  • both of the dynamic pressure grooves of the radial bearing surfaces A1 and A2 can be formed vertically symmetrical with respect to the respective axial centers.
  • the fluid dynamic bearing device 1 having the above-described configuration includes, for example, two bearing sleeves 81 and 82 and a seal member 9 fixed to the inner periphery of the housing 7, and then the inner periphery of the bearing sleeves 81 and 82.
  • the shaft member 2 is inserted into the housing 7, and the lower end opening of the housing 7 is sealed with the lid member 10. Thereafter, lubricating oil is injected into the internal space of the housing 7 to complete the fluid dynamic bearing device 1 shown in FIG.
  • This centering operation can be performed using, for example, a centering mechanism shown in Figs. 4 (a) to 4 (c).
  • This centering mechanism is composed of a plurality of (for example, three) prismatic jigs l la, l ib and 11c that can be slid independently in a direction perpendicular to the axis. After each jig l la to l lc is inserted into the inner periphery of the bearing sleeve 81, 82, each jig l la to l lc is slid in the radial direction so that the circumscribed circle diameter is increased.
  • the bearing sleeves 81 and 82 are pressed against three locations in the circumferential direction of the inner peripheral surfaces 81a and 82a (especially the back portions 81a2 and 82a2 of the dynamic pressure grooves of the radial bearing surfaces Al and A2). As a result, the diameter expansion force acts at three locations in the circumferential direction, so that the bearing sleeves 81 and 82 are centered (see FIG. 4C). While pressing the jigs l la to l lc against the inner peripheral surfaces 81a and 82a of the bearing sleeves 81 and 82, the bearing sleeves 81 and 82 are inserted into the inner periphery of the housing 7, and the bearing sleeves 81 and 82 are inserted.
  • the radial bearing surfaces Al and A2 of the assembly can be set to a coaxiality of 3 ⁇ m or less. If necessary, the coaxiality of the radial bearing surfaces A1 and A2 is measured for each manufactured assembly, and assemblies of 3 / zm or less are handled as defective products.
  • the coaxiality is measured on the radial bearing surfaces Al and A2 at the back portions 81a2 and 82a2.
  • the measuring method is, for example, one bearing surface using a roundness measuring device or a cylindricity measuring device. This is done by extracting the shaft center and measuring the deviation of the other bearing surface from the shaft center with reference to that shaft center.
  • the axial span between the radial bearing surfaces Al and A2 (bearing span L, Fig. 3). (see (a)) can be increased, and high moment rigidity can be obtained.
  • the lubricating oil is stably fed into the bearing sleeve. And can be circulated between the outside and the outside.
  • the bearings have a uniform radial bearing gap width.
  • the performance can be improved, and wear caused by avoiding contact between the bearing sleeves 81 and 82 and the shaft member 2 can be suppressed.
  • the present invention is not limited to the embodiment described above.
  • another example of the centering mechanism of the sleeve assembly 8 will be described with reference to FIGS. 5 and 6.
  • the centering mechanism shown in FIGS. 5 (a) to 5 (c) performs centering by the relative sliding motion of the two jigs 12a and 12b in the axial direction.
  • the opposite two faces of one jig 12a and the one face of the other jig 12b are slightly smaller than the radii of curvature of the inner peripheral surfaces 81a and 82a of the bearing sleeves 81 and 82, respectively. It is formed in the shape of a partial cylindrical surface having a radius of curvature.
  • Both jigs 12a and 12b are in surface contact with tapered surfaces 12al and 12a2 provided on the jigs 12a and 12b, respectively.
  • either jig is slid in the axial direction and the taper surfaces 12 al and 12a2 are pressed against each other (by moving the jig 12b upward in the drawing).
  • the circumscribed circle diameter of the tools 12a and 12b can be increased.
  • the jigs 12a and 12b are connected to the inner peripheral surfaces 81a and 82a of the bearing sleeves 81 and 82 (especially the dynamic pressures of the radial bearing surfaces Al and A2). Since the groove back portions 81a2 and 82a2) can be contacted at three points, two bearing sleeves 81 and 82 can be centered in the same way as the centering mechanism shown in FIG. 4 (see FIG. 5 (c)). ).
  • two contact points with respect to the inner peripheral surface of the bearing sleeve are provided in one jig 12a, but the same jig 12a can be used in the centering mechanism shown in FIG. As a result, the number of jigs used can be reduced.
  • the centering mechanism shown in FIGS. 6 (a) to 6 (c) uses a hollow cylindrical body that can be expanded or contracted by fluid pressure as the jig 13.
  • FIG. By supplying a fluid such as oil to the inner space 13a of the jig 13 and expanding the outer peripheral surface of the jig 13, the outer peripheral surface of the jig 13 becomes the inner peripheral surface 81a, 82a of the bearing sleeve 81, 82 (special The radial bearing surfaces Al and A2 are pressed against the entire dynamic pressure groove back portions 81a2 and 82a2) to center the two bearing sleeves 81 and 82 (see Fig. 6 (c)).
  • the first bearing sleeve 81 and the second bearing sleeve 82 constituting the sleeve assembly 8 shown in Fig. 7 are different from the above embodiment in the configuration of the inner peripheral surfaces 81a, 82a.
  • a first radial bearing surface A1 and a second radial bearing surface A1 ′ are axially formed on the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81 so as to form a radial bearing gap with the outer peripheral surface 2al of the shaft member 2.
  • the first radial bearing surface A1 is formed at the end (upper side) away from the mating bearing sleeve (second bearing sleeve) 82, and the second radial bearing surface A1 is the opposite end.
  • a herringbone-shaped dynamic pressure groove 81al is formed on the first radial bearing surface A1 as a dynamic pressure generating portion.
  • the inner diameter of the back 81a2 between the dynamic pressure grooves and the perfectly circular smooth part 81a3 continuous in the circumferential direction are equal.
  • the second radial bearing surface A1 ′ is a smooth cylindrical surface protruding toward the inner diameter side of the inner peripheral surface 81a, and the inner diameter dimension thereof is equal to the back portion 81a2 and the smooth portion 81a3 of the first radial bearing surface A1.
  • the axial width of the second radial bearing surface A1 ′ is smaller than that of the first radial bearing surface A1.
  • first radial bearing surface A2 and the second radial bearing surface A2 ' are separated in the axial direction on the inner peripheral surface 82a of the second bearing sleeve 82 located on the lower side of the sleeve assembly 8. It is formed.
  • the first radial bearing surface A2 is formed at the end on the far side (lower side) with respect to the mating bearing sleeve (first bearing sleeve) 81 and generates dynamic pressure in the same way as the first radial bearing surface A1.
  • the second radial bearing surface A2 ′ is formed at the end portion on the opposite side in the axial direction, and is formed into a smooth cylindrical surface protruding toward the inner diameter side, similar to the second radial bearing surface A1 ′. .
  • the inner diameter of the second radial bearing surface A2 ′ is equal to the back portion 82a2 and the smooth portion 82a3 of the first radial bearing surface A2, and the axial width of the second radial bearing surface A2 ′ is equal to the first radial bearing surface A2 ′. Smaller than radial bearing surface A2.
  • the dynamic pressure groove 81al of the first radial bearing surface A1 of the first bearing sleeve 81 has an axial center m (up and down It is formed axially asymmetric with respect to the center of the inclined groove area), and the axial dimension XI of the upper area from the axial center m is larger than the axial dimension X2 of the lower area. For this reason, when the shaft member 2 rotates, the pulling force (bombing force) of the lubricating oil by the dynamic pressure groove 81al becomes larger in the downward direction than in the upward direction.
  • the dynamic pressure groove 82al of the first radial bearing surface A2 of the second bearing sleeve 82 is formed symmetrically in the axial direction, and there is no difference in the downward and upward pumping forces. Accordingly, the lubricating oil flows downward in the gap between the inner peripheral surfaces 81a, 82a of the bearing sleeves 81, 82 and the outer peripheral surface 2al of the shaft member 2.
  • the dynamic pressure grooves 81al and 82a1 may be formed in other known shapes such as a spiral shape.
  • the assembly of the fluid dynamic bearing device 1 having the sleeve assembly 8 also having the above-described structural force is performed, for example, as follows.
  • the first bearing sleeve 81 and the second bearing sleeve 82 are arranged in close contact with each other in the axial direction and coaxially arranged, and an assembly pin 14 having the same diameter in the axial direction is inserted into the inner periphery thereof.
  • the outer peripheral surface of the assembly pin 14 and the convex portions of the inner peripheral surfaces 81a and 82a of the bearing sleeves 81 and 82 (the first radial bearing surfaces ⁇ 1 and ⁇ 2 back portions 81a2'82a2, smooth portions 81a3'82a3, and first No.
  • this assembly is inserted into the inner periphery of the housing 7, and the outer peripheral surfaces of the bearing sleeves 81 and 82 are adhered, pressed, welded (ultrasonic welding), etc., at predetermined positions on the inner peripheral surface of the housing 7 (not shown). Fix by appropriate means.
  • the assembly pin 14 is pulled out, and the shaft member 2 is inserted into the inner peripheral surfaces 81a and 82a of the bearing sleeves 81 and 82.
  • the material 9 and the lid member 10 are fixed using the fixing means.
  • lubricating fluid is injected to fill the entire interior space of the bearing device including the radial bearing gap and the thrust bearing gap with the lubricating oil, whereby the fluid dynamic bearing device 1 is completed.
  • the first and second radial bearing surfaces Al and A1 'of the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81 are respectively connected to the shaft. It faces the outer peripheral surface 2al of the member 2 through a radial bearing gap.
  • the lubricating oil filled in the radial bearing gap is increased in pressure by the dynamic pressure action of the dynamic pressure groove 81al, and this pressure prevents the shaft member 2 from rotating in the radial direction. Supported by contact.
  • the first radial bearing portion R1 configured to rotatably support the shaft member 2 in the radial direction by the hydrodynamic bearing and the perfect circular bearing is configured.
  • the first and second radial bearing surfaces A2 and A2 constitute a dynamic pressure bearing and a perfect circular bearing, and a second radial that supports the shaft member 2 rotatably in the radial direction.
  • a bearing R2 is formed.
  • the lubricating oil filled in the bearing device 1 is pushed in by the bombing force generated on the asymmetrical first radial bearing surface A1 of the first bearing sleeve 81, and the internal space Circulate.
  • axial grooves 81e and 82e are formed on the outer peripheral surfaces of the first bearing sleeve 81 and the second bearing sleeve 82, respectively, and are formed on the upper end surface 81b of the first bearing sleeve 81.
  • a radial groove 81f is formed.
  • the lubricating oil flows from the gap between the inner peripheral surface 81a of the first bearing sleeve 81 and the outer peripheral surface 2al of the shaft member 2 to the inner peripheral surface 82a of the second bearing sleeve 82 and the shaft member 2.
  • This circulation suppresses the generation of bubbles in the local high-pressure portion of the lubricating oil, and the generated bubbles can be quickly released to the outside air through the seal space S, thereby reducing the bearing function.
  • the bearing sleeves 81 and 82 are arranged in the axial direction, the axial span L of the first radial bearing surfaces Al and A2 can be increased, while the individual Since it is possible to prevent the bearing sleeves 81 and 82 from becoming longer, it is possible to suppress fluctuations in density when the dust sleeves are compacted, and to stabilize the bearing function.
  • the second radial bearing surfaces Al ′ and A2 ′ are provided between the first radial bearing surfaces Al and A2, the outer peripheral surface of the assembly pin 14 and the second radial bearing surface during the assembly process shown in FIG.
  • a gap between the bearing surfaces Al ′ and A2 ′ can be formed in the same degree as that between the first radial bearing surfaces Al and A2.
  • the assembly accuracy is reduced while the bearing performance is not deteriorated, while being high! It is possible to provide a fluid dynamic bearing device 1 having moment rigidity.
  • the force with the same inner diameter of the first radial bearing surfaces Al and A2 and the second radial bearing surfaces Al 'and A2' must have the same diameter.
  • the inner diameter dimension of the second radial bearing surface Al ′, A2 ′ can be made larger than the inner diameter dimension of the convex portion of the first radial bearing surface.
  • the bearing sleeves 81 and 82 are fixed to the inner periphery of the wing 7.
  • the dynamics provided on the first radial bearing surface Assembly can be performed without damaging the pressure generating portion.
  • the portion of the outer peripheral surface 2 al of the shaft portion 2a facing the second radial bearing surfaces Al ′, A2 ′ is made smaller in diameter than the portion facing the first radial bearing surfaces A1, A2. Loss torque can be reduced.
  • the second radial bearing surfaces Al 'and A2' are formed on both the first bearing sleeve 81 and the second bearing sleeve 82. This can also be achieved by bringing the thread and upright pin 14 and the bearing sleeve into contact with each other only at one central portion in the axial direction of the leave assembly 8. Therefore, the second radial bearing surface can be provided only on one of the bearing sleeves.
  • the sleeve assembly 8 shown in FIG. 9 includes the second radial bearing surface A1 of the first bearing sleeve 81.
  • the second radial bearing surface A2' of the second bearing sleeve 82 are formed with spiral inclined grooves 8 la4 and 82a4 inclined in the same direction.
  • the lubricating oil can be pushed downward by the bombing action of the inclined grooves 81a4 and 82a4 when the shaft member 2 rotates.
  • the axial dimension XI in the upper region from the axial center m is shorter, so the bearing of the sleeve assembly 8 is compared with the configuration shown in FIGS. 3 (a) and 7.
  • the span L can be increased to ensure a larger moment rigidity.
  • the configuration of the present invention can be preferably applied not only to the fluid dynamic bearing device having the above configuration but also to the fluid dynamic bearing device having another configuration.
  • FIGS. 10 to 12 other structural examples of the fluid dynamic pressure bearing device are shown in FIGS. 10 to 12.
  • the same reference numerals are assigned to members' portions that have the same configuration and function / action as those of the above embodiment. The duplicated explanation is omitted.
  • the lid member 10 is mainly formed integrally with the housing 7. Therefore, the configuration is different from that of the fluid dynamic bearing device 1 shown in FIG.
  • the sleeve assembly 8 accommodated in the housing 7 is positioned in the axial direction by the step portion 17 c provided on the inner periphery of the bottom of the housing 7.
  • the flange portion 2b of the shaft member 2 is accommodated in the axial space obtained by the step portion 17c.
  • a fluid dynamic bearing device 1 shown in FIG. 11 differs from the fluid dynamic bearing device 1 shown in FIG. 10 in that the step 17c of the housing 17 is omitted.
  • the support area in the thrust bearing portions Tl and ⁇ 2 can be expanded, and the load capacity for the moment load in the thrust bearing portion can be improved.
  • the fluid dynamic bearing device 1 shown in FIG. 12 mainly includes seal spaces Sl and S2 provided at the opening portions at both ends of the housing 7, and thrust bearing portions Tl and ⁇ 2 at both ends of the sleeve assembly 8.
  • the configuration differs from the fluid dynamic bearing device 1 shown in FIG.
  • the seal space S1 is between the outer peripheral surface 19a of the first seal member 19 fixed to the shaft member 2 and the inner peripheral surface of the upper end opening of the housing 7, and the seal space S2 is the second seal. It is formed between the outer peripheral surface 20 a of the member 20 and the inner peripheral surface of the lower end opening of the housing 7.
  • the first thrust bearing portion T1 is provided between the lower end surface 19b of the first seal member 19 and the upper end surface 81b of the first bearing sleeve 81
  • the second thrust bearing portion T2 is the second seal member 20
  • the upper end surface 20b of the second bearing sleeve 82 and the lower end surface 82c of the second bearing sleeve 82 are provided.
  • the sleeve assembly 8 in the figure is the same as the above in that a thrust bearing surface B is formed on the upper end surface 81b of the first bearing sleeve 81 and a thrust bearing surface C is formed on the lower end surface 82c of the second bearing sleeve 82.
  • the configuration is different from the sleeve assembly 8 shown in the embodiment.
  • the fluid dynamic pressure bearing device 1 of this configuration has a larger separation distance between the thrust bearing portions than the fluid dynamic pressure bearing device 1 shown in Fig. 2, the moment rigidity in the thrust bearing portion is large. Can be increased.
  • the dynamic pressure action of the lubricating oil is generated by the dynamic pressure grooves such as the herringbone shape and the spiral shape as the dynamic pressure bearings and the thrust bearing portions Tl and ⁇ 2 of the radial bearing portions Rl and R2.
  • the configuration is illustrated, the present invention is not limited to this.
  • step bearing is used as a dynamic pressure bearing constituting the radial bearing portions Rl and R2.
  • multi-arc bearings you can use multi-arc bearings.
  • FIG. 13 shows an example in which one or both of the radial bearing portions Rl and R2 are configured by step bearings.
  • a plurality of axial groove-shaped dynamic pressure grooves are formed in the region that becomes the first radial bearing surface on the inner peripheral surface of the first bearing sleeve 8 1 (second bearing sleeve 82) constituting the sleeve assembly 8.
  • 81a5 are provided at predetermined intervals in the circumferential direction.
  • FIG. 14 shows an example of a case where one or both of the radial bearing portions Rl and R2 are constituted by multi-arc bearings.
  • the first bearing sleeve 81 (second bearing sleeve 82) that constitutes the sleeve assembly 8 is composed of three circular arc surfaces 8 la6, 81a7, 81a8. (So-called 3-arc bearing).
  • the centers of curvature of the three arcuate surfaces 81a6, 8la7, 81a8 are offset by the same distance from the axis center O of the sleeve assembly 8 (shaft portion 2a).
  • the radial bearing gap has a shape that is gradually reduced in a wedge shape in both circumferential directions. For this reason, when the sleeve assembly 8 and the shaft portion 2a rotate relative to each other, the lubricating oil in the radial bearing gap is pushed into the minimum gap side reduced in a wedge shape in accordance with the direction of the relative rotation, and the pressure is increased. To rise.
  • the sleeve assembly 8 and the shaft portion 2a are supported in a non-contact manner by the dynamic pressure action of the lubricating oil.
  • a deeper axial groove called a separation groove may be formed at the boundary between the three arcuate surfaces 81a6, 81a7, 81a8.
  • FIG. 15 shows another example in the case where one or both of the radial bearing portions Rl and R2 are constituted by multi-arc bearings.
  • the region force of the first radial bearing surface on the inner peripheral surface of the first bearing sleeve 81 (second bearing sleeve 82) constituting the sleeve assembly 8 is three arc surfaces 81a9, 81al0, 81al. l (so-called three-arc bearings), but in each area defined by the three arc surfaces 81a9, 81al0, 81al l, the radial bearing gap is wedge-shaped with respect to one circumferential direction. It has a gradually reduced shape.
  • the multi-arc bearing having such a configuration is sometimes referred to as a taper bearing.
  • a deeper axial groove 8lal2, 81al3, 81al4 called a separating groove is formed! /. Therefore, when the sleeve assembly 8 and the shaft rod 2a rotate relative to each other in a predetermined direction, the lubricating oil in the radial bearing gap is reduced to a wedge shape. It is pushed into the small gap and the pressure rises. The sleeve assembly 8 and the shaft portion 2a are supported in a non-contact manner by the dynamic pressure action of the lubricating oil.
  • FIG. 16 shows another example in the case where one or both of the radial bearing portions Rl and R2 are configured by multi-arc bearings.
  • a multi-arc bearing is sometimes referred to as a tapered flat bearing.
  • the multi-arc bearing in each of the above examples is a force that is a so-called three-arc bearing, but is not limited to this, and is a so-called four-arc bearing, five-arc bearing, and a multi-arc composed of more than six arc surfaces.
  • a bearing may be adopted.
  • one or both of the thrust bearing portions Tl and ⁇ 2 is a so-called step in which a plurality of radial groove-shaped dynamic pressure grooves are provided at predetermined intervals in the circumferential direction, for example, in a region serving as a thrust bearing surface. It can also be composed of a bearing, a so-called corrugated bearing (the corrugated step type) (not shown).
  • the configuration in which the sleeve assembly 8 is configured by the bearing sleeves 8 1 and 82 in which two sleeve assemblies 8 are arranged in the axial direction has been described.
  • the sleeve in which three or more bearing sleeves are arranged in the axial direction is described.
  • Assembly 8 can also be constructed.
  • the force exemplifies the configuration in which the end surfaces of the two bearing sleeves 81 and 82 are in contact with each other.
  • the sleeves 81 and 82 that do not necessarily need to be in contact with each other are separated in the axial direction.
  • a spacer can be arranged in the gap between the sleeves 81 and 82. If the spacer is made of an oil-impregnated material such as an oil-impregnated metal or an oil-impregnated grease, it is possible to ensure an oil replenishment function for the bearing sleeves 81 and 82.
  • the fluid dynamic bearing device is incorporated into a spindle motor for a disk device.
  • the fluid dynamic bearing device having the configuration of the present invention rotates at high speed, It can also be preferably used for motors other than spindle motors that require high moment rigidity (not shown).
  • the fluid filled in the fluid dynamic bearing device 1 is lubricated.
  • oil has been exemplified, fluids that can generate dynamic pressure in the bearing gaps, for example, gas such as air, magnetic fluids, and the like can also be used.
  • ⁇ 1 A cross-sectional view of a spindle motor for information equipment incorporating a fluid dynamic bearing device.
  • ⁇ 2 A cross-sectional view of a fluid dynamic bearing device according to the present invention.
  • FIG. 3 (a) is a cross-sectional view of the sleeve assembly.
  • FIG. 3 (b) is a bottom view of the second bearing sleeve.
  • FIG. 4 (a) is a longitudinal sectional view showing a centering mechanism of the sleeve assembly.
  • ⁇ 4 (b)] is a transverse sectional view showing a centering mechanism of the sleeve assembly.
  • ⁇ 4 (c)] is a cross-sectional view showing a state where centering is performed by the centering mechanism.
  • FIG. 5 (a) is a longitudinal sectional view showing another centering mechanism of the sleeve assembly.
  • FIG. 5 (b) is a cross-sectional view showing another centering mechanism of the sleeve assembly.
  • FIG. 5 (c)] is a cross-sectional view showing a state where centering is performed by another centering mechanism.
  • FIG. 6 (a) is a longitudinal sectional view showing another centering mechanism of the sleeve assembly.
  • FIG. 6 (b) is a cross-sectional view showing another centering mechanism of the sleeve assembly.
  • FIG. 6 (c)] is a cross-sectional view showing a state where centering is performed by another centering mechanism.
  • FIG. 7 is a view showing another configuration of the sleeve assembly.
  • FIG. 8 is a schematic view showing an assembly process of a sleeve assembly.
  • FIG. 9 is a view showing another configuration of the sleeve assembly.
  • FIG. 10 is a cross-sectional view showing another configuration of the fluid dynamic bearing device.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view showing another configuration of the fluid dynamic bearing device.
  • FIG. 12 is a cross-sectional view showing another configuration of the fluid dynamic bearing device.
  • FIG. 13 is a cross-sectional view showing another configuration of the radial bearing portion.
  • FIG. 14 is a cross-sectional view showing another configuration of the radial bearing portion.
  • FIG. 15 is a cross-sectional view showing another configuration of the radial bearing portion.
  • FIG. 16 is a cross-sectional view showing another configuration of the radial bearing portion.
  • FIG. 18 is a diagram for visually explaining the concept of coaxiality in the present invention.
  • FIG. 19 is a diagram for visually explaining the concept of coaxiality in the present invention. Explanation of symbols

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Abstract

　組立精度や軸受性能の低下を避けつつ、高いモーメント剛性を有する流体動圧軸受装置を提供することを目的とする。 　本発明では、複数の軸受スリーブを軸方向に並べ、各軸受スリーブの内周面に形成されたラジアル軸受面の同軸度が３μｍ以下に設定されている。これにより、ラジアル軸受隙間の幅精度が確保され、軸受性能の低下や、軸部材と軸受スリーブとの接触による摩耗等の不具合が回避できる。また、本発明では、少なくとも一方の軸受スリーブに、第１のラジアル軸受面と第２のラジアル軸受面とを設けているので、複数の軸受スリーブからなるスリーブアセンブリの組立工程において、スリーブアセンブリが軸方向の少なくとも三箇所以上でピンに支持されるので、二つの軸受スリーブの中折れを防止し、両軸受スリーブ間で高精度の同軸度を確保しつつ組立作業を進めることができる。

Description

流体動圧軸受装置及びその製造方法
技術分野
[0001] 本発明は、流体動圧軸受装置に関するものである。
背景技術
[0002] 流体動圧軸受装置は、軸受スリーブと、軸受スリーブの内周に挿入した軸部材との 相対回転により軸受隙間に生じた流体 (潤滑流体)の動圧作用で圧力を発生させ、こ の圧力で軸部材を非接触支持する軸受装置である。流体動圧軸受装置は、軸受隙 間の潤滑流体に積極的に動圧作用を発生させる動圧発生部を有するものと、このよ うな動圧発生部を有さず、軸受スリーブの内周面及び軸部材の外周面を何れも円筒 面としたいわゆる真円軸受とに大別される。
[0003] この流体動圧軸受装置は、高速回転、高回転精度、低騒音等の特徴を有するもの であり、近年ではその特徴を活力して、情報機器、例えば HDD、 FDD等の磁気ディ スク装置、 CD-ROM, CD-R/RW, DVD—ROMZRAM等の光ディスク装置 、 MD、 MO等の光磁気ディスク装置等に搭載するスピンドルモータ用、レーザビー ムプリンタ (LBP)などに搭載するポリゴンスキャナモータ用、パーソナルコンピュータ (PC)などに搭載するファンモータ用、あるいは軸流ファンなどの電気機器に搭載す る小型モータ用の軸受として広く用いられて 、る。
[0004] この種の情報機器用モータでは、情報処理量の増大等に伴 、、記録媒体の積層 化や高速回転化等が急速に進展している。これに伴い、流体動圧軸受装置には、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 上が求められている。
[0005] 流体動圧軸受装置のモーメント剛性の向上手段としては、ラジアル軸受部を軸方 向の 2箇所に離隔して設けることにより、軸受スパンを拡大させた構造が一般的であ る。この種の構造として、例えば以下に示す構成のものが知られている。
(1)単体の軸受スリーブの上下 2箇所にラジアル軸受面を形成したもの（例えば、 特許文献 1参照)。 (2)軸受スリーブを軸方向に 2個並べ、両軸受スリーブにそれぞれ一つずつラジア ル軸受面を形成したもの（例えば、特許文献 2参照)。
[0006] 特許文献 1 :特開平 10— 9250号公報
特許文献 2：特開平 11― 269475号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0007] しかしながら、（1)の構成では、軸受スパンの拡大に伴い、軸受スリーブが長大化 する。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 なる。特に軸受スリーブが焼結金属製である場合、その圧粉成形時に均一密度を得 に《なり、所期の軸受性能を発揮できないおそれがある。従って、より一層の軸受ス パンの拡大には限度がある。
[0008] 一方、上記（2)の構成のように二つの軸受スリーブを使用する場合、たとえ個々の 軸受スリーブ内周のラジアル軸受面が高精度に成形されていても、各軸受スリーブを 接着、圧入等の手段でハウジングに固定する際に芯ずれが生じるおそれがある。例 えば接着では、軸受スリーブの外周面とハウジングの内周面との間に接着隙間（接 着剤が充填される空間）が存在する分だけ、軸受スリーブの半径方向位置が定まら ず、二つの軸受スリーブの同軸度が低下するおそれがある。また、圧入では、軸受ス リーブの内周面の精度が軸受スリーブ外周面やハウジング内周面の精度に倣うため 、これらの面の仕上げ精度によっては、ラジアル軸受面の同軸度が低下するおそれ がある。同軸度の低下は、軸受性能の低下、さらには軸受スリーブと軸部材との接触 による摩耗等の不具合を招く恐れがある。このような不具合を回避するために軸受隙 間を広く設定すると、隙間に充填された潤滑流体の圧力が低下するため、十分な軸 受剛性が得られない。
[0009] また、上記（2)の構成では、その組立に際しては、例えば図 17に示すように組立ピ ン 70を軸受スリーブの内周に挿入することにより、両者の同軸度を確保する必要があ る。しかしながら、この構造では、軸受スパンを確保するため、両ラジアル軸受面 80a が相手側スリーブ力 離反する方向の端部に配置されるのが通例であり、この場合、 スリーブ同士の接合面付近にピンの外径よりも大きい大径の空間 80bが形成される。 従って、スリーブ同士の端面精度によっては、図示のように、二つの軸受スリーブ 80 、 80が傾いた状態（中折れ状態)でもピン 70が挿入可能となる。この中折れ状態では 、以後の組立精度が低下し、かつ軸受性能にも悪影響が及ぶ。
[0010] そこで、本発明は、組立精度ゃ軸受性能の低下を避けつつ、高いモーメント剛性を 有する流体動圧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
[0011] 上記課題を解決するため、本発明の流体動圧軸受装置は、ラジアル軸受面を有す る軸受スリーブと、軸受スリーブを固定したノ、ウジングと、軸受スリーブの内周に挿入 される軸部材と、軸受スリーブのラジアル軸受面と軸部材の外周面との間に、軸方向 に離隔して形成されるラジアル軸受隙間とを備え、複数の軸受スリーブを軸方向に並 ベて配置し、かつ各軸受スリーブをノヽウジングに固定した状態で、各軸受スリーブの ラジアル軸受面の同軸度を 3 μ m以下にしたことを特徴とする。
[0012] このように本発明の流体動圧軸受装置では、ラジアル軸受面を有する軸受スリーブ が軸方向に並べて配置されて 、るので、ラジアル軸受面とこれに対向する軸部材の 外周面との間のラジアル軸受隙間は、軸方向に離隔した複数箇所に形成される。こ の構成であれば、隣接するラジアル軸受面間の軸方向スパン (軸受スパン）を拡大し た場合でも、個々の軸受スリーブの軸方向寸法の拡大を抑制することができる。従つ て、モーメント剛性の向上を図る一方で、個々の軸受スリーブを均質ィ匕して、軸受性 能の向上を図ることができる。例えば軸受スリーブが焼結金属製である場合にも、そ の圧粉成形時の成形圧力のばらつきを抑えて均一密度を得ることが可能であり、軸 受性能が高まる。
[0013] また、ラジアル軸受面の同軸度が 3 m以下に設定されていることにより、ラジアル 軸受隙間の幅精度が確保され、軸受性能の低下や、軸部材と軸受スリーブとの接触 による摩耗等の不具合が回避できる。ここでの同軸度は、各軸受スリーブがハウジン グに固定された状態でのものである。仮にハウジング固定前に各軸受スリーブの同 軸度を上記規定値に設定したとしても、前記の理由からハウジング固定後には、同軸 度が狂うおそれがあるが、本願発明によればこの種の懸念がなぐ軸受装置の使用 時に高 ヽ軸受性能が得られる。 [0014] ここでいう同軸度とは、 JIS B 0621— 1984で定義されているように、基準軸線と 同一直線上にあるべき軸線の基準軸線力 の狂いの大きさをいい、その大きさは、上 記軸線を全て含み、基準軸線と同軸である幾何学的円筒のうち、最も小さい円筒の 直径で表される。例として、図 18及び図 19に、二つの軸受スリーブの内周面 (各内 周面の軸線 L1及び L2のみ図示）の同軸度の評価を示す。ここで、基準軸線は軸線 L2とする。同軸度の大きさは、軸線 (線分) Ll、 L2を含み、基準軸線となる軸線 L2と 同方向の軸を有する幾何学的に正しい円筒のうち、最も小さい円筒 Cminの直径 Dc で表される。従って、直径 Dcの値で表される同軸度であれば、例えば軸線 L2に対す る軸線 L 1の傾き度合!/、（図 18を参照）や、軸線 L2に対する軸線 L 1の半径方向への ずれ（図 19を参照)等を含めた両面 C1、C2間の形状偏差を適切に評価することが できる。なお、ここでは、二つの軸受スリーブのうち、一端側の軸受スリーブの一端側 の端面と、他端側の軸受スリーブの他端側の端面とで挟まれた領域 R、すなわち、複 数の軸受スリーブを全て含む最小の軸方向領域 Rにおいて、同軸度を評価するもの とする。
[0015] 隣接する軸受スリーブの対向端面同士は、軸方向の隙間をあけて配置する他、互 いに接触させることもできる。この他、対向端面間の隙間にスぺーサを配置することも できる。これらのうち、軸受スリーブ相互間で潤滑流体が行き来できるよう、軸受スリー ブの対向する端面同士を接触させるのが望ましい。
[0016] また、このような流体動圧軸受装置には、ラジアル軸受隙間の潤滑流体に動圧作 用を発生させる動圧発生部を設けることもできる。この場合、動圧発生部を軸方向に できるだけ離隔した 2箇所に設けると、モーメント剛性を効果的に高めることができる。 動圧発生部は、軸受スリーブ内周のラジアル軸受面に設ける他、ラジアル軸受面と 対向する軸部材の外周面に設けることもできる。
[0017] また、上記課題を解決するため、本発明にかかる流体動圧軸受装置は、軸部材と、 内周面にラジアル軸受面を備え、ラジアル軸受面と軸部材の外周面との間のラジア ル軸受隙間に生じる流体の動圧作用で軸部材を回転自在に非接触支持する軸受ス リーブとを備えるものであって、前記軸受スリーブを軸方向に複数個並べ、隣接する 二つの軸受スリーブのうち、少なくとも何れか一方に第 1のラジアル軸受面と、第 1の ラジアル軸受面よりも他方の軸受スリーブ側に位置する第 2のラジアル軸受面とを設 け、第 1のラジアル軸受面に動圧発生部を形成すると共に、第 2のラジアル軸受面を 円筒面に形成したことを特徴とするものである。
[0018] さらに、上記課題を解決するため、本発明にかかる流体動圧軸受装置は、軸部材と 、内周面にラジアル軸受面を備え、ラジアル軸受面と軸部材の外周面との間のラジア ル軸受隙間に生じる流体の動圧作用で軸部材を回転自在に非接触支持する軸受ス リーブとを備えるものであって、前記軸受スリーブを軸方向に複数個並べ、隣接する 二つの軸受スリーブのうち、少なくとも何れか一方に第 1のラジアル軸受面と、第 1の ラジアル軸受面よりも他方の軸受スリーブ側に位置する第 2のラジアル軸受面とを設 け、第 1のラジアル軸受面に動圧発生部を形成すると共に、第 2のラジアル軸受面に スパイラル状の傾斜溝を形成したことを特徴とするものである。
[0019] 以上に示す構成のように、ラジアル軸受面を有する軸受スリーブを軸方向に複数個 並べることで、複数のラジアル軸受面を軸方向に離隔して設けることができ、軸受ス パンの拡大を通じてモーメント剛性の向上を図ることができる。この際、個々の軸受ス リーブの軸方向長さを短くできるので、長大な単体の軸受スリーブに二つのラジアル 軸受面を形成する場合に問題となる軸受スリーブの加工精度の低下も回避すること ができる。
[0020] また、隣接する二つの軸受スリーブの少なくとも何れか一方に、第 1のラジアル軸受 面と第 2のラジアル軸受面とを設けているので、組立時に二つの軸受スリーブの内周 に組立ピンを挿入した場合でも、組立ピンは、スリーブアセンブリの軸方向両端の二 つのラジアル軸受面（第 1のラジアル軸受面）の他、その間の第 2のラジアル軸受面 でも支持される。したがって、軸受スリーブが軸方向の少なくとも三箇所以上でピンに 支持されるので、二つの軸受スリーブの中折れを防止し、両軸受スリーブ間で高精度 の同軸度を確保しつつ組立作業を進めることができる。
[0021] このとき、第 1のラジアル軸受面のみならず第 2のラジアル軸受面にも動圧発生部を 形成することができるが、これでは軸受剛性が高まる反面トルクアップを招く。これに 対し、上記のように第 2のラジアル軸受面を円筒面に形成する力、あるいは第 2のラジ アル軸受面に傾斜溝を形成するなどして、第 2のラジアル軸受面で動圧が発生しな いようにすれば、上記課題を解決する一方、トルクアップを回避することができる。
[0022] ところで、流体動圧軸受装置では、気泡の発生等による軸受性能の低下を回避す るため、軸受装置内部で流体 (例えば、潤滑油）を循環させる場合が多い。この流体 循環は、例えば、第 1のラジアル軸受面の動圧発生部を軸方向で非対称形状とし、 軸方向一方側へのボンビング力を軸方向他方側へのボンビング力よりも大きくして、 ラジアル軸受隙間の流体を軸方向の一方側へ押し込むことで実現することができる。
[0023] このように流体を循環させるため、動圧発生部を軸方向非対称形状とした場合、軸 方向一方側の動圧発生部の軸方向寸法が長くなる分、ラジアル軸受面間のスパンが 短くなり、これによりモーメント剛性の低下を招くおそれがある。この場合、第 2のラジ アル軸受面に、スパイラル状の傾斜溝を形成した構成の流体動圧軸受装置では、該 傾斜溝によって、軸方向一方側への押し込み力（ボンビング力）が確保されるので、 第 1のラジアル軸受面で動圧発生部の軸方向非対称量 (アンバランス量)を減少させ ることができ、その分、各ラジアル軸受面間の軸方向スパン (軸受スパン）を拡大させ てモーメント剛性の低下を防止することができる。
[0024] 上記構成の流体動圧軸受装置と、ステータコイルと、ロータマグネットとを有するモ ータは、特に高いモーメント剛性が必要な、記録媒体 (例えば、ディスク）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。
[0025] また、上記課題を解決するために、本発明は、ラジアル軸受面を有する軸受スリー ブと、軸受スリーブを固定したハウジングと、軸受スリーブの内周に挿入される軸部材 と、軸受スリーブのラジアル軸受面と軸部材の外周面との間に形成されたラジアル軸 受隙間とを備える流体動圧軸受装置を製造するための方法であって、複数の軸受ス リーブを軸方向に並べ、前記複数の軸受スリーブを、ラジアル軸受面相互間の芯出 しを行った上でハウジングに固定することを特徴とする。これにより複数の軸受スリー ブの各ラジアル軸受面を同軸度 3 μ m以下に設定することが可能となる。
[0026] 軸受スリーブのハウジングへの固定方法としては、圧入、隙間接着、圧入接着、溶 着等を採用できる。隙間接着は、軸受スリーブの外周面とハウジングの内周面との嵌 め合いを隙間嵌めとし、この隙間に接着剤を充填する方法であり、圧入接着は、接着 剤の介在下で軸受スリーブを軸受スリーブの内周に圧入する方法である。圧入や圧 入接着等のように、軸受スリーブの外周面とハウジングの内周面との嵌め合いが締ま り嵌めとなる構成では、ラジアル軸受面の形状が軸受スリーブの外周面ゃノヽウジング 内周面の形状に倣う場合があり、精度確保が難しくなるので、軸受スリーブの外周面 はハウジングの内周面に隙間接着するのが望ましい。
発明の効果
[0027] 以上より、本発明によれば、組立精度の低下ゃ軸受性能の低下を避けつつ、高い モーメント剛性を有する流体動圧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
[0028] 以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
[0029] 図 1は、本発明に係る流体動圧軸受装置の一例として流体動圧軸受装置 1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いる。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 2を回転自在 に非接触支持する流体動圧軸受装置 1と、軸部材 2に装着されたロータ (ディスクハ 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はディスクハブ 3の内周に取付けられる。流体動圧軸受装置 1のハウジ ング 7は、ブラケット 6の内周に装着される。ディスクハブ 3には、磁気ディスク等のディ スク Dが複数枚保持される。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との間の電磁力でロータマグネット 5が回転し、それによつて、ディスクハ ブ 3および軸部材 2がー体となって回転する。
[0030] 図 2は、上記スピンドルモータで使用される流体動圧軸受装置 1の一例を示すもの である。この流体動圧軸受装置 1は、ハウジング 7と、ハウジング 7の内周に固定され るスリーブアセンブリ 8と、スリーブアセンブリ 8の内周に挿入された軸部材 2と、ハウジ ング 7の一端開口をシールするシール部材 9と、ノ、ウジング 7の他端開口を封口する 蓋部材 10とを主要な構成部品として備える。スリーブアセンブリ 8は軸方向に並べて 配置された複数の軸受スリーブで構成され、本実施形態では、端面同士が当接した 二つの軸受スリーブ (第 1軸受スリーブ 81と第 2軸受スリーブ 82)で構成される場合を 例示する。なお、以下説明の便宜上、シール部材 9の側を上側、その軸方向反対側 を下側として説明を進める。
[0031] 本実施形態では、第 1軸受スリーブ 81の内周面 81aと軸部材 2の軸部 2aの外周面 2alとの間に第 1ラジアル軸受部 R1が設けられ、第 2軸受スリーブ 82の内周面 82aと 軸部 2aの外周面 2alとの間に第 2ラジアル軸受部 R2が設けられる。また、第 2軸受ス リーブ 82の下側端面 82cと軸部材 2のフランジ部 2bの上側端面 2blとの間に第 1スラ スト軸受部 T1が設けられ、蓋部材 10の上側端面 10aとフランジ部 2bの下側端面 2b 2との間に第 2スラスト軸受部 T2が設けられる。
[0032] 軸部材 2は、軸部 2aと、軸部 2aの下端で外径側に張り出したフランジ部 2bとを一体 または別体に有する。この軸部材 2は、全体をステンレス鋼等の金属材で形成する他 、例えば軸部 2aを金属製、フランジ部 2bを榭脂製とした金属と榭脂のハイブリッド構 造とすることもできる。本実施形態において、軸部 2aの外周面 2alは動圧溝等のな い平滑な円筒面に、フランジ部 2bの両端面 2bl、 2b2は動圧溝等のない平滑な平面 に形成されている。
[0033] ノヽウジング 7は、例えば、榭脂材料を射出成形して円筒状に形成され、その内周面 7aは、同径でストレートな円筒面となっている。図 1に示すブラケット 6の内周面にハ ウジング 7の外周面が圧入、接着、圧入接着等適宜の手段で固定される。
[0034] ハウジング 7を形成する榭脂材料は射出成形可能な榭脂材料であれば非晶性榭 脂'結晶性榭脂を問わず使用可能で、例えば、非晶性榭脂として、ポリサルフォン (P SU)、ポリエーテルサルフォン（PES)、ポリフエ-ルサルフォン（PPSU)、ポリエーテ ルイミド (PEI)等、結晶性榭脂として、液晶ポリマー (LCP)、ポリエーテルエーテルケ トン（PEEK)、ポリブチレンテレフタレート（PBT)、ポリフエ-レンサルファイド（PPS) 等を用いることができる。もちろんこれらは一例にすぎず、軸受の用途や使用環境に 適したその他の榭脂材料を使用することもできる。上記の榭脂材料には、必要に応じ て強化材 (繊維状、粉末上等の形態は問わない)や潤滑剤、導電材等の各種充填材 がー種または二種以上配合される。
[0035] この他、黄銅やアルミニウム合金等の軟質金属材料、その他の金属材料でハウジ ング 7を形成することもできる。
[0036] ハウジング 7の上端開口部の内周には、金属材料ゃ榭脂材料で形成された環状の シール部材 9が、例えば圧入、接着、あるいはこれらを併用して固定される。シール 部材 9の内周面 9aは、軸部 2aの外周面 2alに設けられたテーパ面 2a2とシール空 間 Sを介して対向する。軸部 2aのテーパ面 2a2は上側に向力つて漸次縮径しており 、軸部材 2の回転により遠心力シールとしても機能する。流体動圧軸受装置の組立 後、シール部材 9で密封された流体動圧軸受装置 1の内部空間に潤滑流体として例 えば潤滑油が充満され、この状態では、潤滑油の油面はシール空間 Sの範囲内に維 持される。なお部品点数の削減および組立工数の削減のため、シール部材 9をハウ ジング 7と一体成形することもできる。また、軸部材 2の外周面 2alをストレート形状と し、シール部材 9の内周面 9aをテーパ形状にすることでシール空間 Sを形成すること ちでさる。
[0037] ハウジング 7の下端開口部は、ハウジング 7とは別体の蓋部材 10で封口される。蓋 部材 10は、金属材料あるいは榭脂材料で円盤状に形成され、例えば圧入、接着、ま たはこれらを併用して固定される。蓋部材 10の上側端面 10aの一部環状領域には、 第 2スラスト軸受部 T2のスラスト軸受面 Cが形成され、当該スラスト軸受面 Cには、例 えばスパイラル形状に配列された動圧溝が形成されて ヽる（図示省略)。
[0038] スリーブアセンブリ 8を構成する第 1、第 2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で円筒状に形成される 。両軸受スリーブ 81、 82は、軸方向同一長さに形成されている。なお、第 1、第 2軸 受スリーブ 81、 82の一方または双方は、焼結金属以外にも、黄銅等の軟質金属で 形成することもできる。本実施形態においては、二つの軸受スリーブ 81、 82は、その 端面同士を密着させ状態でハウジング 7の内周面に固定されている。端面同士を密 着させることで、 2つの軸受スリーブ 81、 82の間で潤滑油を行き来させることができ、 軸受装置内で潤滑油をよりダイナミックに流動させることが可能となる。軸受スリーブ 8 1、 82のハウジング 7への固定方法としては、例えば隙間接着が採用される。接着隙 間の幅は、これが大きすぎると十分な強度で接着することが難しくなるので、最大の 隙間幅を 100 m以下、望ましくは 50 m以下、より望ましくは 20 m以下に設定す ることが好ましい。
[0039] 第 1軸受スリーブ 81の内周面 81aの上端には、第 1ラジアル軸受部 R1のラジアル 軸受面 Alが設けられる。ラジアル軸受面 A1には、例えば図 3 (a)に示すように、ヘリ ングボーン形状の動圧溝 81al、及び該動圧溝 81alを区画する凸状の背部 81a2が 形成される。また、第 2軸受スリーブ 82の内周面 82aの下端には、第 2ラジアル軸受 部 R2のラジアル軸受面 A2が設けられ、ラジアル軸受面 A2には、軸方向中心に対し て上下対称なヘリングボーン形状の動圧溝 82al、及び該動圧溝 82alを区画する 凸状の背部 82a2が形成される。軸受スリーブ 81、 82の何れでも、ラジアル軸受面 A 1、 A2以外の領域では、その内径寸法は両軸受面の動圧溝 8 lal、 82alでの内径 寸法と同径もしくはこれよりも大径に設定されて ヽる。
[0040] 第 1軸受スリーブ 81の動圧溝 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 2の回転時、第 1軸受スリーブ 81の動圧溝 81alによる潤滑油の引き込み力（ボンピ ング力）は第 2軸受スリーブ 82の対称形の動圧溝 82alに比べ相対的に大きくなる。 なお、動圧溝 81al、 82al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。また、第 1および第 2軸受スリーブ 81、 82のラジアル 軸受面 Al、 A2を動圧溝のない真円形状とし、これに対向する軸部材 2の軸部外周 面 2alに同様の動圧溝を形成してもよ!/、。
[0041] 第 2軸受スリーブ 82の下側端面 82cの一部環状領域には、第 1スラスト軸受部 T1 のスラスト軸受面 Bが形成され、当該スラスト軸受面 Bには、例えば図 3 (b)に示すよう に、スパイラル形状の動圧溝 82clが形成されている。動圧溝形状は、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。
[0042] 第 1軸受スリーブ 81および第 2軸受スリーブ 82の外周面には、一または複数の軸 方向の循環溝 81e、 82eが形成される。また、第 1軸受スリーブ 81の上側端面 81bに は、半径方向の循環溝 81fが形成される。
[0043] 以上の構成を有する第 1軸受スリーブ 81の内周面 81aは、例えば、第 1軸受スリー ブ 81の内周面 81aに、当該内周面 81aの形状に対応した成形部をその外周に有す るサイジングピンを挿入し、その状態で金型に入れて圧縮成形 (サイジング)すること で形成することができる。圧縮成形により、第 1軸受スリーブ 81の内周面 81aが塑性 流動を起こしてサイジングピンの成形部に食 、付き、成形部の表面形状が軸受スリ 一ブ内周面 81aに転写される。これにより、第 1軸受スリーブ 81の内周面 81aにラジ アル軸受面 A1を精度良く成形することができる。第 1軸受スリーブ 81を圧縮成形用 の金型力 取り出すと、軸受スリーブ 81にスプリングバックが生じて成形した内周面 8 laが拡径するので、成形後の内周面 81aを崩すことなぐサイジングピンをスムーズ に軸受スリーブ 81の内周力も抜き取ることができる。ラジアル軸受面 A1は、上記圧 縮成形以外の方法、例えばインクジェット印刷等で形成することもできる。なお、第 2 軸受スリーブ 82の内周面 82aへのラジアル軸受面 A2の形成方法は、第 1軸受スリー ブ 81のそれに準ずるので、重複説明を省略する。
[0044] 上記構成の流体動圧軸受装置 1において、軸部材 2が回転すると、第 1軸受スリー ブ 81の内周面 81aのラジアル軸受面 Al、および第 2軸受スリーブ 82の内周面 82a のラジアル軸受面 A2は、それぞれ軸部材 2の外周面 2a 1とラジアル軸受隙間を介し て対向する。そして、軸部材 2の回転に伴い、上記ラジアル軸受隙間に充満された潤 滑油は、第 1ラジアル軸受部 R1と第 2ラジアル軸受部 R2の動圧溝の動圧作用によつ てその圧力が高められ、軸部材 2がラジアル方向に回転自在に非接触支持される。
[0045] また、軸部材 2が回転すると、第 2軸受スリーブ 82の下側端面 82cのスラスト軸受面 Bとなる領域がフランジ部 2bの上側端面 2blと所定のスラスト軸受隙間を介して対向 し、蓋部材 10の上側端面 10aのスラスト軸受面 Cとなる領域がフランジ部 2bの下側 端面 2b2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 2の回転に伴い 、各スラスト軸受隙間に充満された潤滑油は、第 1スラスト軸受部 T1と第 2スラスト軸 受部 T2の動圧溝の動圧作用によってその圧力が高められ、軸部材 2が両スラスト方 向に回転自在に非接触支持される。
[0046] さらに、軸部材 2の回転中は、上側のラジアル軸受面 A1での上下の動圧溝 81al のポンビング力差により、軸受スリーブ 81、 82の内周面 81a、 82aと軸部材 2の外周 面 2a 1との間の隙間で潤滑油が下方へ向けて流れる。下方に押し込まれた潤滑油は 、第 1スラスト軸受部 T1のスラスト軸受隙間→軸方向の循環溝 82e、 81e→半径方向 の循環溝 81fを経て第 1ラジアル軸受部のラジアル軸受隙間に戻る。このように軸受 装置の内部を潤滑油が循環することで、潤滑油の局部的な負圧発生を防止し、これ に伴う気泡の発生を回避することができる。なお、軸方向の循環溝 82e、 81eや半径 方向の循環溝 8 Ifは、ハウジング 7の内周面やシール部材 9の下側端面に形成する ことちでさる。
[0047] このような軸受内部での潤滑油の循環は、ラジアル軸受面 Al、 A2の動圧溝の長さ 等を調整することにより、上記とは逆向きの循環とすることもできる。また、特に潤滑油 を強制的に循環させる必要のな 、場合は、ラジアル軸受面 A1および A2の動圧溝の 双方を、それぞれの軸方向中心に対して上下対称な形状とすることもできる。
[0048] 以上の構成を有する流体動圧軸受装置 1は、例えば、ハウジング 7の内周に二つ の軸受スリーブ 81、 82、およびシール部材 9を固定した後、軸受スリーブ 81、 82の 内周に軸部材 2を挿入し、さらに蓋部材 10でハウジング 7の下端開口部を封口するこ とで^ aみ立てられる。その後、ハウジング 7の内部空間に潤滑油を注油することで、図 1に示す流体動圧軸受装置 1が完成する。
[0049] この組立工程において、ハウジング 7の内周に二つの軸受スリーブ 81、 82を固定 する際、軸受スリーブ 81、 82は、ラジアル軸受面 Al、 A2相互間で芯出しした状態 でハウジング 7の内周に挿入され、隙間接着により固定される。
[0050] この芯出し作業は、例えば図 4 (a)〜（c)に示す芯出し機構を用いて行うことができ る。この芯出し機構は、軸心と直交する方向に独立してスライド移動可能の複数 (例 えば 3本)の角柱状の冶具 l la、 l ib, 11cで構成される。各治具 l la〜l lcを軸受 スリーブ 81、 82の内周に挿入した後、各治具 l la〜l lcを、その外接円径が拡径す るように半径方向にスライド移動させて軸受スリーブ 81、 82の内周面 81a、 82a (特に ラジアル軸受面 Al、 A2の動圧溝の背部 81a2、 82a2)の円周方向 3箇所に押し当 てる。これにより円周方向の 3箇所で拡径力が作用するので、両軸受スリーブ 81、 82 の芯出しが行われる（同図（c)参照)。このように治具 l la〜l lcを軸受スリーブ 81、 8 2の内周面 81a、 82aに押し当てながら、軸受スリーブ 81、 82をハウジング 7の内周 に挿入し、軸受スリーブ 81、 82をノ、ウジング 7の内周面に隙間接着で固定する。接 着剤の固化後、治具 11a〜： L ieをその外接円径が縮径する方向にスライド移動させ 、その後、軸受スリーブ 81、 82の内周力 抜き取ることにより、ハウジング 7および軸 受スリーブ 81, 82からなるアセンブリが完成する。 [0051] 以上の工程により、アセンブリのラジアル軸受面 Al、 A2を同軸度 3 μ m以下に設 定することが可能となる。必要があれば、製造したアセンブリ毎にラジアル軸受面 A1 、 A2の同軸度を測定し、 3 /z m以下のアセンブリを不良品として取り扱うこととする。こ こでの同軸度の測定は、ラジアル軸受面 Al、 A2の背部 81a2、 82a2で行うこととし、 測定方法は、例えば、真円度測定装置や円筒度測定装置等を用いて一方の軸受面 の軸心を抽出し、その軸心を基準として他方の軸受面の軸心とのずれを測定するこ とで行われる。
[0052] 以上に示したように、本発明では、軸方向に複数の軸受スリーブ 81、 82を並べて 配置しているので、ラジアル軸受面 Al、 A2間の軸方向スパン（軸受スパン L、図 3 (a )参照）を大きくすることができ、高いモーメント剛性が得られる。一方で、個々の軸受 スリーブ 81、 82の長大化を回避することができるので、焼結金属製軸受スリーブの圧 粉成形時にも密度のバラツキが生じず、安定して潤滑油を軸受スリーブの内部と外 部の間で循環させることができる。
[0053] また、これら複数の軸受スリーブ 81, 82が同軸度 3 m以下となるように芯出しされ た状態でノヽウジング 7に固定されているので、ラジアル軸受隙間の幅を均一にして軸 受性能の向上を図ることができ、かつ軸受スリーブ 81、 82と軸部材 2との接触を回避 による摩耗を抑制することができる。
[0054] 本発明は上記の実施形態に限られない。以下、図 5および図 6を用いて、スリーブ アセンブリ 8の芯出し機構の他の例を示す。
[0055] このうち、図 5 (a)〜（c)に示す芯出し機構は、二つの治具 12a、 12bの軸方向の相 対スライド運動で芯出しを行うものである。両治具 12a、 12bのうち、一方の治具 12a の対向二面と他方の治具 12bの一面は、それぞれ軸受スリーブ 81、 82の内周面 81 a、 82aの曲率半径よりも僅かに小さい曲率半径を有する部分円筒面状に形成される 。両治具 12a、 12bは、それぞれに設けたテーパ面 12al、 12a2で面接触している。 この芯出し機構では、何れか一方の治具を軸方向にスライド移動させてテーパ面 12 al、 12a2同士を圧接させることにより（図面では治具 12bを上方に移動させることに より）、両治具 12a、 12bの外接円径を拡径させることができる。これにより、治具 12a、 12bを軸受スリーブ 81、 82の内周面 81a、 82a (特にラジアノレ軸受面 Al、 A2の動圧 溝の背部 81a2、 82a2)に 3点接触させることができるので、図 4に示す芯出し機構と 同様に、二つの軸受スリーブ 81、 82の芯出しを行うことができる（図 5 (c)参照)。なお 、この実施形態では、 1つの治具 12aに、軸受スリーブ内周面に対する 2つの接触点 を設けているが、図 4に示す芯出し機構でも同様の治具 12aを使用することができ、 これにより治具の使用本数を減じることができる。
[0056] 図 6 (a)〜(c)に示す芯出し機構は、治具 13として、流体圧により拡径'縮径が可能 な中空円筒体を用いるものである。治具 13の内部空間 13aに油等の流体を供給して 治具 13の外周面を拡径させることにより、治具 13の外周面が軸受スリーブ 81、 82の 内周面 81a、 82a (特〖こラジアル軸受面 Al、 A2の動圧溝の背部 81a2、 82a2)全体 に押し当てられ、二つの軸受スリーブ 81、 82の芯出しが行われる（図 6 (c)参照）。
[0057] 以下、図 7を用いてスリーブアセンブリ 8の他の構成例を示す。
[0058] 図 7に示すスリーブアセンブリ 8を構成する第 1軸受スリーブ 81及び第 2軸受スリー ブ 82は、その内周面 81a、 82aの構成が上記の実施形態と異なる。第 1軸受スリーブ 81の内周面 81aには、軸部材 2の外周面 2alとの間にラジアル軸受隙間を形成する 第 1のラジアル軸受面 A1および第 2のラジアル軸受面 A1 'がそれぞれ軸方向に離 隔形成される。第 1のラジアル軸受面 A1は、相手側の軸受スリーブ (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、第 2のラジアル軸受面 A1，はその 反対側の端部に形成されている。第 1のラジアル軸受面 A1には、例えば動圧発生部 としてへリングボーン形状の動圧溝 81alが形成される。動圧溝間の背部 81a2およ び円周方向に連続した真円状の平滑部 81a3の内径寸法は等しい。第 2のラジアル 軸受面 A1 'は、内周面 81aの内径側に突出した平滑な円筒面をなし、その内径寸法 は、第 1のラジアル軸受面 A1の背部 81a2および平滑部 81a3と等しい。また、第 2の ラジアル軸受面 A1 'の軸方向幅は、第 1のラジアル軸受面 A1よりも小さい。
[0059] スリーブアセンブリ 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にも 同様に、第 1のラジアル軸受面 A2および第 2のラジアル軸受面 A2'が軸方向に離隔 形成される。第 1のラジアル軸受面 A2は、相手側の軸受スリーブ (第 1軸受スリーブ） 81に対する離反側（下側）の端部に形成され、上記第 1のラジアル軸受面 A1と同様 に、動圧発生部としてのへリングボーン形状の動圧溝 82al、背部 82a2、および平滑 部 82a3を有する。第 2のラジアル軸受面 A2 'は、その軸方向反対側の端部に形成さ れ、上記第 2のラジアル軸受面 A1 'と同様に、内径側に突出した平滑な円筒面に形 成される。第 2のラジアル軸受面 A2'の内径寸法は、第 1のラジアル軸受面 A2の背 部 82a2および平滑部 82a3と等しぐかつ第 2のラジアル軸受面 A2'の軸方向幅は、 第 1のラジアル軸受面 A2よりも小さい。
[0060] 二つの軸受スリーブ 81、 82に形成された第 1のラジアル軸受面のうち、第 1軸受ス リーブ 81の第 1のラジアル軸受面 A1の動圧溝 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 2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。その一方で、第 2軸受スリーブ 82の第 1のラジア ル軸受面 A2の動圧溝 82alは軸方向で対称に形成され、下向きおよび上向きのポ 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 2 の外周面 2al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、 82a 1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。
[0061] 上記構成力もなるスリーブアセンブリ 8を有する流体動圧軸受装置 1の組立は、例 えば次のようにして行われる。
[0062] 図 8に示すように、第 1軸受スリーブ 81および第 2軸受スリーブ 82を軸方向に密着 させて同軸配置し、その内周に、軸方向で同径の組立ピン 14を挿入する。この状態 では、組立ピン 14の外周面と軸受スリーブ 81、 82の内周面 81a、 82aの凸部分（第 1 のラジアル軸受面 Α1 ·Α2の背部 81a2 ' 82a2、平滑部 81a3 ' 82a3、および第 2のラ ジアル軸受面 Α1， ·Α2，）との間には、組立ピン 14が自由に移動可能で、かつピン 1 4と軸受スリーブ 81、 82との間にガタが生じない程度のノ、メアイ隙間が存在する。次 いで、このアセンブリをハウジング 7の内周に挿入し、各軸受スリーブ 81、 82の外周 面をハウジング 7 (図示省略)の内周面の所定位置に接着、圧入、溶着 (超音波溶着 )等適宜の手段で固定する。次いで、組立ピン 14を抜き取って軸部材 2を軸受スリー ブ 81、 82の内周面 81a、 82aに挿入し、さらにハウジング 7の両端開口部にシール部 材 9および蓋部材 10を上記固定手段を用いて固定する。その後、潤滑油を注油して ラジアル軸受隙間およびスラスト軸受隙間を含む軸受装置の内部空間を全て潤滑油 で満たすことにより、流体動圧軸受装置 1が完成する。
[0063] 上記構成の流体動圧軸受装置 1において、軸部材 2が回転すると、第 1軸受スリー ブ 81の内周面 81aの第 1および第 2のラジアル軸受面 Al、 A1 'は、それぞれ軸部材 2の外周面 2alとラジアル軸受隙間を介して対向する。第 1のラジアル軸受面 A1で は、上記ラジアル軸受隙間に充満された潤滑油が動圧溝 81alの動圧作用によって その圧力を高められ、この圧力によって軸部材 2がラジアル方向に回転自在に非接 触支持される。一方、第 2のラジアル軸受面 A1 'では、ラジアル軸受隙間に滲み出し た油で油膜が形成され、この油膜で軸部材 2がラジアル方向に回転自在に支持され る。これにより、動圧軸受および真円軸受で軸部材 2をラジアル方向に回転自在に支 持する第 1ラジアル軸受部 R1が構成される。同様に第 2軸受スリーブ 81でも第 1およ び第 2のラジアル軸受面 A2、 A2'によって動圧軸受および真円軸受が構成され、軸 部材 2をラジアル方向に回転自在に支持する第 2ラジアル軸受部 R2が構成される。
[0064] 軸部材 2の回転に伴い、軸受装置 1内に満たされた潤滑油は、第 1軸受スリーブ 81 の非対称形状の第 1のラジアル軸受面 A1で生じたボンビング力で押し込まれ、内部 空間を循環する。この潤滑油の循環路を形成するため、第 1軸受スリーブ 81および 第 2軸受スリーブ 82の外周面には、それぞれ軸方向溝 81e、 82eが形成され、第 1軸 受スリーブ 81の上側端面 81bには半径方向溝 81fが形成されている。本実施形態に おいて、潤滑油は、第 1軸受スリーブ 81の内周面 81aと軸部材 2の外周面 2alとの間 の隙間から、第 2軸受スリーブ 82の内周面 82aと軸部材 2の外周面 2alとの間の隙間 →第 1スラスト軸受部 T1のスラスト軸受隙間→第 2軸受スリーブ 82の外周面とハウジ ング 7の内周面との間の流路（軸方向溝 82e)→第 1軸受スリーブ 81の外周面とハウ ジング 7の内周面との間の流路 (軸方向溝 81e)→第 1軸受スリーブ 81の上側端面 8 lbとシール部材 9の下側端面との間の流路（半径方向溝 81f)を経て、第 1軸受スリ ーブ 81の内周面 81aと軸部材 2の外周面 2alとの間の隙間に戻る経路を循環する。 この循環により、潤滑油中の局部的な高圧部分での気泡発生を抑制し、かつ発生し た気泡を、シール空間 Sを介して速やかに外気に放出することができ、軸受機能の安 定ィ匕を図ることができる。なお、軸方向溝 81e、 82eをハウジング 7の内周面に形成し 、また半径方向溝 81fをシール部材 9の下側端面に形成しても同様の効果が得られ る。
[0065] 以上に示した構成であれば、軸方向に軸受スリーブ 81、 82を並べているので、第 1 のラジアル軸受面 Al、 A2の軸方向スパン Lを大きくすることができ、その一方で個 々の軸受スリーブ 81, 82の長大化を防止できるから、これを圧粉成形する際の密度 のノラツキを抑制することができ、軸受機能の安定ィ匕を図ることができる。また、第 1 のラジアル軸受面 Al、 A2の間に第 2のラジアル軸受面 Al '、 A2'を設けているので 、図 8に示す組立工程時には、組立ピン 14の外周面と第 2のラジアル軸受面 Al '、 A 2'との間に、第一のラジアル軸受面 Al、 A2の間と同程度のハメアイ隙間を形成する ことができる。この場合、第 2のラジアル軸受面 Al '、 A2'と組立ピン 14の外周面との 接触により、スリーブアセンブリ 8の軸方向中央部付近でも個々の軸受スリーブ 81、 8 2で姿勢矯正が行われるので、図 17に示すような軸受スリーブの中折れを確実に防 止することができ、両軸受スリーブ 81、 82間で高い同軸度を確保すると共に、その後 の組立工程での組立精度も確保することができる。
[0066] 以上から、本発明によれば、組立精度の低下ゃ軸受性能の低下を避けつつ、高！、 モーメント剛性を有する流体動圧軸受装置 1を提供することが可能となる。
[0067] なお、以上の説明では、第 1のラジアル軸受面 Al、 A2の凸部分と第 2のラジアル 軸受面 Al '、 A2'の内径寸法を同一とした力 必ずしも両者を同一径とする必要は ない。例えば、さらなる低トルクを目的とする場合、第 2のラジアル軸受面 Al '、 A2' の内径寸法を、第 1のラジアル軸受面の凸部分の内径寸法よりも大きくすることもでき る。また、第 2のラジアル軸受面 Al '、 A2'の内径寸法を、第 1のラジアル軸受面の 凸部分の内径寸法よりも小さくすれば、軸受スリーブ 81、 82をノ、ウジング 7内周に固 定する際、第 2のラジアル軸受面 Al '、 A2'がガイドとして機能し、第 1のラジアル軸 受面 Al、 A2とガイドピンは接触しないため、第 1のラジアル軸受面に設けられた動 圧発生部を損傷させることなく組立を行うことができる。この場合、軸部 2aの外周面 2 alのうち、第 2のラジアル軸受面 Al '、 A2'に対向する部分を第 1のラジアル軸受面 A1、A2に対向する部分よりも小径にすることでロストルクを低減することができる。 [0068] また、以上の説明では、第 1軸受スリーブ 81および第 2軸受スリーブ 82の双方に第 2のラジアル軸受面 Al '、 A2'を形成している力 組立時における中折れ防止は、ス リーブアセンブリ 8の軸方向中央部の一箇所でのみ糸且立ピン 14と軸受スリーブとを接 触させても達成することができる。従って、第 2のラジアル軸受面は、何れか一方の軸 受スリーブにのみ設けることもできる。
[0069] 以下に、図 9を用いてスリーブアセンブリ 8のさらに他の構成例を示す。
[0070] 図 9に示すスリーブアセンブリ 8は、第 1軸受スリーブ 81の第 2のラジアル軸受面 A1
'、および第 2軸受スリーブ 82の第 2のラジアル軸受面 A2'にそれぞれ同方向に傾斜 したスパイラル状の傾斜溝 8 la4、 82a4を形成している。このように傾斜溝 81a4、 82 a4を形成することにより、軸部材 2の回転時には、傾斜溝 81a4、 82a4のボンビング 作用で潤滑油を下向きに押し込むことができる。このようにボンビング力の発生部を 第 1のラジアル軸受面とは異なる箇所に設けることにより、図 3 (a)及び図 7に示す上 側の第 1のラジアル軸受面 A1の軸方向の非対称量 (アンバランス量)を減じ (XIと X 2の差を小さくする）、あるいは解消 (XI =X2とする）することができる。この場合、上 側の第 1のラジアル軸受面 A1では、軸方向中心 mより上側領域の軸方向寸法 XIが 短くなるので、図 3 (a)及び図 7に示す構成と比べスリーブアセンブリ 8の軸受スパン L を大きくし、より大きなモーメント剛性を確保することができる。
[0071] ところで、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。これに対し、図 9に示すように、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ておけば、この種の人為的なミスを防止する ことができる。図 3及び図 7に示す実施形態でも第 1および第 2軸受スリーブ 81、 82 の長さを異ならせることにより、同様の効果が期待できる。
[0072] 上記本発明の構成は、上記構成の流体動圧軸受装置のみならず、他の構成の流 体動圧軸受装置にも好ましく適用することができる。以下、図 10〜12に流体動圧軸 受装置の他の構成例を示すが、上記の実施形態に示す構成と機能 ·作用を同一に する部材'部位については、同一の参照番号を付与し、重複説明を省略する。
[0073] 図 10に示す流体動圧軸受装置 1は、主に、蓋部材 10をハウジング 7と一体に形成 した点で、図 2に示す流体動圧軸受装置 1と構成を異にする。この場合、ハウジング 7 に収容したスリーブアセンブリ 8は、ハウジング 7の底部内周に設けられた段部 17cに よって軸方向の位置決めが行われる。軸部材 2のフランジ部 2bは、段部 17cによって 得られる軸方向空間に収容される。
[0074] 図 11に示す流体動圧軸受装置 1は、ハウジング 17の段部 17cを削除した点で、図 10に示す流体動圧軸受装置 1と構成を異にする。この場合、図 10に示す構成の流 体動圧軸受装置 1に比べ、スラスト軸受部 Tl、 Τ2における支持面積を拡大させ、ス ラスト軸受部におけるモーメント荷重に対する負荷能力を向上させることができる。
[0075] 図 12に示す流体動圧軸受装置 1は、主に、ハウジング 7の両端開口部にシール空 間 Sl、 S2を設けた点、およびスラスト軸受部 Tl、 Τ2をスリーブアセンブリ 8の両端に 設けた点で図 2に示す流体動圧軸受装置 1と構成を異にする。この場合、シール空 間 S1は、軸部材 2に固定された第 1シール部材 19の外周面 19aとハウジング 7の上 端開口部の内周面との間に、またシール空間 S2は第 2シール部材 20の外周面 20a と、ハウジング 7の下端開口部の内周面との間に形成される。また、第 1スラスト軸受 部 T1は、第 1シール部材 19の下側端面 19bと第 1軸受スリーブ 81の上側端面 81bと の間に設けられ、第 2スラスト軸受部 T2は、第 2シール部材 20の上側端面 20bと第 2 軸受スリーブ 82の下側端面 82cとの間に設けられる。なお、同図におけるスリーブァ センプリ 8は、第 1軸受スリーブ 81の上側端面 81bにスラスト軸受面 Bを、第 2軸受スリ ーブ 82の下側端面 82cにスラスト軸受面 Cを形成した点で、上記の実施形態で示す スリーブアセンブリ 8とは構成を異にする。
[0076] 本構成の流体動圧軸受装置 1は、図 2に示す流体動圧軸受装置 1と比べ、両スラス ト軸受部間の離間距離が大きくなつているため、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きる。
[0077] 以上の説明では、ラジアル軸受部 Rl、 R2のうちの動圧軸受およびスラスト軸受部 Tl、 Τ2として、ヘリングボーン形状やスパイラル形状等の動圧溝によって潤滑油の 動圧作用を発生させる構成を例示しているが、本発明はこれに限定されるものでは ない。
[0078] 例えば、ラジアル軸受部 Rl、 R2を構成する動圧軸受として、いわゆるステップ軸受 や多円弧軸受を採用しても良 、。
[0079] 図 13は、ラジアル軸受部 Rl、 R2の一方又は双方をステップ軸受で構成した場合 の一例を示している。この例では、スリーブアセンブリ 8を構成する第 1軸受スリーブ 8 1 (第 2軸受スリーブ 82)の内周面の第 1のラジアル軸受面となる領域に、複数の軸方 向溝形状の動圧溝 81a5が円周方向所定間隔に設けられている。
[0080] 図 14は、ラジアル軸受部 Rl、 R2の一方又は双方を多円弧軸受で構成した場合の 一例を示している。この例では、スリーブアセンブリ 8を構成する第 1軸受スリーブ 81 ( 第 2軸受スリーブ 82)の内周面の第 1のラジアル軸受面となる領域力 3つの円弧面 8 la6、 81a7、 81a8で構成されている（いわゆる 3円弧軸受）。 3つの円弧面 81a6、 8 la7、 81a8の曲率中心は、それぞれ、スリーブアセンブリ 8 (軸部 2a)の軸中心 Oから 等距離オフセットされている。 3つの円弧面 81a6、 81a7、 81a8で区画される各領域 において、ラジアル軸受隙間は、円周方向の両方向に対して、それぞれ楔状に漸次 縮小した形状を有している。そのため、スリーブアセンブリ 8と軸部 2aとが相対回転す ると、その相対回転の方向に応じて、ラジアル軸受隙間内の潤滑油が楔状に縮小し た最小隙間側に押し込まれて、その圧力が上昇する。このような潤滑油の動圧作用 によって、スリーブアセンブリ 8と軸部 2aとが非接触支持される。尚、 3つの円弧面 81 a6、 81a7、 81a8の相互間の境界部に、分離溝と称される、一段深い軸方向溝を形 成しても良い。
[0081] 図 15は、ラジアル軸受部 Rl、 R2の一方又は双方を多円弧軸受で構成した場合の 他の例を示している。この例においても、スリーブアセンブリ 8を構成する第 1軸受スリ ーブ 81 (第 2軸受スリーブ 82)の内周面の第 1のラジアル軸受面となる領域力 3つ の円弧面 81a9、 81al0、 81al lで構成されているが（いわゆる 3円弧軸受）、 3つの 円弧面 81a9、 81al0、 81al lで区画される各領域において、ラジアル軸受隙間は、 円周方向の一方向に対して、それぞれ楔状に漸次縮小した形状を有している。この ような構成の多円弧軸受は、テーパ軸受と称されることもある。また、 3つの円弧面 81 a9、 81al0、 81al lの相互間の境界部に、分離溝と称される、一段深い軸方向溝 8 lal2、 81al3、 81al4力 ^形成されて!/、る。そのため、スリーブアセンブリ 8と軸咅 2aと が所定方向に相対回転すると、ラジアル軸受隙間内の潤滑油が楔状に縮小した最 小隙間側に押し込まれて、その圧力が上昇する。このような潤滑油の動圧作用によつ て、スリーブアセンブリ 8と軸部 2aとが非接触支持される。
[0082] 図 16は、ラジアル軸受部 Rl、 R2の一方又は双方を多円弧軸受で構成した場合の 他の例を示している。この例では、図 15に示す構成において、 3つの円弧面 81a9、 81al0、 81al lの最小隙間側の所定領域 Θ力 それぞれ、スリーブアセンブリ 8 (軸 部 2a)の軸中心 Oを曲率中心とする同心の円弧で構成されている。従って、各所定 領域 0において、ラジアル軸受隙間（最小隙間）は一定になる。このような構成の多 円弧軸受は、テーパ 'フラット軸受と称されることもある。
[0083] 以上の各例における多円弧軸受は、いわゆる 3円弧軸受である力 これに限らず、 いわゆる 4円弧軸受、 5円弧軸受、さらに 6円弧以上の数の円弧面で構成された多円 弧軸受を採用しても良い。
[0084] また、スラスト軸受部 Tl、 Τ2の一方又は双方は、例えば、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、いわゆるステツ プ軸受、いわゆる波型軸受 (ステップ型が波型になったもの）等で構成することもでき る（図示省略)。
[0085] また、以上の説明では、スリーブアセンブリ 8を、軸方向に 2個並べた軸受スリーブ 8 1、 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に 3個以上 並べてスリーブアセンブリ 8を構成することもできる。
[0086] また、以上の説明では、 2つの軸受スリーブ 81、 82の端面同士を接触させた構成 を例示している力 必ずしも接触させる必要は無ぐ両スリーブ 81、 82を軸方向に離 隔して配置することもでき、さらに両スリーブ 81、 82の間の隙間にスぺーサを配置す ることもできる。スぺーサを含油金属や含油榭脂等の含油性を有する材料で形成す れば、軸受スリーブ 81、 82に対する補油機能を確保することが可能となる。
[0087] 以上の説明では、流体動圧軸受装置を、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、本発明の構成を有する流体動圧軸受装置は、 高速回転し、高 、モーメント剛性が要求されるスピンドルモータ以外のモータにも好 ましく用いることができる（図示省略)。
[0088] なお、以上の説明では、流体動圧軸受装置 1の内部に充満する流体として、潤滑 油を例示したが、それ以外にも各軸受隙間に動圧を発生させることができる流体、例 えば空気等の気体や、磁性流体等を使用することもできる。
図面の簡単な説明
圆 1]流体動圧軸受装置を組み込んだ情報機器用スピンドルモータの断面図である 圆 2]本発明に係る流体動圧軸受装置の断面図である。
[図 3(a)]スリーブアセンブリの断面図である。
[図 3(b)]第 2軸受スリーブの下面図である。
[図 4(a)]スリーブアセンブリの芯出し機構を示す縦断面図である。
圆 4(b)]スリーブアセンブリの芯出し機構を示す横断面図である。
圆 4(c)]芯出し機構により芯出しが行われる状態を示す横断面図である。
[図 5(a)]スリーブアセンブリの他の芯出し機構を示す縦断面図である。
[図 5(b)]スリーブアセンブリの他の芯出し機構を示す横断面図である。
圆 5(c)]他の芯出し機構により芯出しが行われる状態を示す横断面図である。
[図 6(a)]スリーブアセンブリの他の芯出し機構を示す縦断面図である。
[図 6(b)]スリーブアセンブリの他の芯出し機構を示す横断面図である。
圆 6(c)]他の芯出し機構により芯出しが行われる状態を示す横断面図である。
[図 7]スリーブアセンブリの他の構成を示す図である。
[図 8]スリーブアセンブリの組立工程を示す概略図である。
[図 9]スリーブアセンブリの他の構成を示す図である。
[図 10]流体動圧軸受装置の他の構成を示す断面図である。
[図 11]流体動圧軸受装置の他の構成を示す断面図である。
[図 12]流体動圧軸受装置の他の構成を示す断面図である。
[図 13]ラジアル軸受部の他の構成を示す断面図である。
[図 14]ラジアル軸受部の他の構成を示す断面図である。
[図 15]ラジアル軸受部の他の構成を示す断面図である。
[図 16]ラジアル軸受部の他の構成を示す断面図である。
圆 17]従来の構成の組立工程を示す概略図である。 [図 18]本発明における同軸度の概念を視覚的に説明する図である。
[図 19]本発明における同軸度の概念を視覚的に説明する図である。 符号の説明
1 流体動圧軸受装置
2 軸部材
3 ディスクノ、ブ
4 ステータコイル
5 ロータマグネッ卜
6 ブラケッ卜
7 ハウジング
8 スリーブアセンブリ
81 第 1軸受スリーブ
81a 内周面
81al 動圧溝
81a2 背部
81a3 平滑部
82 第 2軸受スリーブ
82a 内周面
82al 動圧溝
82a2 背部
82a3 平滑部
9 シール部材
10 蓋部材
A1、A2 (第 1の）ラジアル軸受面
A1，、 A2，第 2のラジアル軸受面
B スラスト軸受面
C スラスト軸受面
L 軸受スパン R1、R2 ラジアル軸受部 Tl、 Τ2 スラスト軸受部 S シール空間

Claims

請求の範囲
[1] ラジアル軸受面を有する軸受スリーブと、軸受スリーブを固定したノヽウジングと、軸 受スリーブの内周に挿入される軸部材と、軸受スリーブのラジアル軸受面と軸部材の 外周面との間に軸方向に離隔して形成されるラジアル軸受隙間とを備える流体動圧 軸受装置において、
複数の軸受スリーブが軸方向に並べて配置され、かつ各軸受スリーブをノヽウジング に固定した状態で、各軸受スリーブのラジアル軸受面の同軸度を 3 m以下にしたこ とを特徴とする流体動圧軸受装置。
[2] 隣接する軸受スリーブの端面同士を接触させた請求項 1記載の流体動圧軸受装置
[3] 前記ラジアル軸受隙間の潤滑流体に動圧作用を発生させる動圧発生部を有する 請求項 1記載の流体動圧軸受装置。
[4] 軸受スリーブの外周面を、ハウジングの内周面に隙間接着した請求項 1〜3の何れ かに記載の流体動圧軸受装置。
[5] 軸部材と、内周面にラジアル軸受面を備え、ラジアル軸受面と軸部材の外周面との 間のラジアル軸受隙間に生じる流体の動圧作用で軸部材を回転自在に非接触支持 する軸受スリーブとを備える流体動圧軸受装置において、
前記軸受スリーブを軸方向に複数個並べ、隣接する二つの軸受スリーブのうち、少 なくとも何れか一方に第 1のラジアル軸受面と、第 1のラジアル軸受面よりも他方の軸 受スリーブ側に位置する第 2のラジアル軸受面とを設け、第 1のラジアル軸受面に動 圧発生部を形成すると共に、第 2のラジアル軸受面を円筒面に形成した流体動圧軸 受装置。
[6] 軸部材と、内周面にラジアル軸受面を備え、ラジアル軸受面と軸部材の外周面との 間のラジアル軸受隙間に生じる流体の動圧作用で軸部材を回転自在に非接触支持 する軸受スリーブとを備える流体動圧軸受装置において、
前記軸受スリーブを軸方向に複数個並べ、隣接する二つの軸受スリーブのうち、少 なくとも何れか一方に第 1のラジアル軸受面と、第 1のラジアル軸受面よりも他方の軸 受スリーブ側に位置する第 2のラジアル軸受面とを設け、第 1のラジアル軸受面に動 圧発生部を形成すると共に、第 2のラジアル軸受面に傾斜溝を形成した流体動圧軸 受装置。
[7] 第 1のラジアル軸受面に設けた動圧発生部が、軸方向一方に流体を押し込む非対 称形状をなす請求項 5又は 6の何れかに記載の流体動圧軸受装置。
[8] 請求項 1〜7の何れかに記載した流体動圧軸受装置と、ロータマグネットと、ステー タコイルとを有するモータ。
[9] ラジアル軸受面を有する軸受スリーブと、軸受スリーブを固定したノ、ウジングと、軸 受スリーブの内周に挿入される軸部材と、軸受スリーブのラジアル軸受面と軸部材の 外周面との間に形成されたラジアル軸受隙間とを備える流体動圧軸受装置を製造す るための方法であって、
複数の軸受スリーブを軸方向に並べ、前記複数の軸受スリーブを、ラジアル軸受面 相互間の芯出しを行った上でハウジングに固定することを特徴とする流体動圧軸受 装置の製造方法。
[10] 軸受スリーブの外周面をハウジングの内周面に隙間接着した請求項 9に記載の流 体動圧軸受装置の製造方法。
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