WO2007111218A1 - 流体軸受装置 - Google Patents

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WO2007111218A1
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dynamic pressure
radial
shaft member
peripheral surface
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Masaharu Hori
Masaaki Toda
Kenji Hibi
Tetsuya Yamamoto
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Ntn Corporation
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    • 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
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    • H02K—DYNAMO-ELECTRIC MACHINES
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    • H02K5/04—Casings or enclosures characterised by the shape, form or construction thereof
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    • H02K5/167—Means for supporting bearings, e.g. insulating supports or means for fitting bearings in the bearing-shields using sliding-contact or spherical cap bearings
    • H02K5/1675—Means for supporting bearings, e.g. insulating supports or means for fitting bearings in the bearing-shields using sliding-contact or spherical cap bearings radially supporting the rotary shaft at only one end of the rotor
    • H—ELECTRICITY
    • H02—GENERATION; CONVERSION OR DISTRIBUTION OF ELECTRIC POWER
    • H02K—DYNAMO-ELECTRIC MACHINES
    • H02K7/00—Arrangements for handling mechanical energy structurally associated with dynamo-electric machines, e.g. structural association with mechanical driving motors or auxiliary dynamo-electric machines
    • H02K7/08—Structural association with bearings

Definitions

  • the present invention relates to a fluid dynamic bearing device.
  • a hydrodynamic bearing device supports a shaft member rotatably with an oil film formed in a bearing gap.
  • This hydrodynamic bearing device has features such as high-speed rotation, high rotation accuracy, and low noise.
  • the fluid bearing device has been actively used for information devices, such as magnetic disk devices such as HDD and FDD, CD-ROM, CD. -R / RW, DVD—Spindle motors mounted on optical disk devices such as ROM / RAM, magneto-optical disk devices such as MD and MO, etc. Also mounted on personal computers (pc) to cool the heat source. It is widely used as a bearing for fan motors.
  • both a radial bearing portion that supports a shaft member in the radial direction and a thrust bearing portion that supports the thrust direction are configured by dynamic pressure bearings.
  • a radial bearing part in this type of fluid bearing device for example, as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003-239951 (Patent Document 1), an inner peripheral surface of a bearing sleeve and an outer peripheral surface of a shaft member opposed to the inner peripheral surface are used. It is known that a dynamic pressure groove as a dynamic pressure generating portion is formed on either one of them, and a radial bearing gap is formed between both surfaces.
  • An information device incorporating the above-described hydrodynamic bearing device for example, a disk drive device such as an HDD, is required to mount a plurality of disks for the purpose of high capacity storage.
  • the moment load acting on the bearing that rotatably supports the spindle shaft increases.
  • a configuration in which a plurality of radial bearings are provided on the inner peripheral side of one bearing sleeve is widely adopted, including Patent Document 1 described above.
  • each bearing sleeve has a different arrangement pattern and formation location of the dynamic pressure grooves provided on the inner peripheral surface in consideration of the rotation direction, but the shafts thereof are different.
  • the directional dimensions are the same, and the difference in appearance is very small.
  • Patent Document 4 As a hydrodynamic bearing device having this type of structure, for example, JP-A-2005-321089 As disclosed in Japanese Patent Publication (Patent Document 4), there is known a bearing sleeve provided with thrust bearing portions on both ends. A configuration in which the configurations of Patent Document 2 (or Patent Document 3) and Patent Document 4 described above are combined can be employed with the aim of further improving the moment rigidity.
  • dynamic pressure generating means such as a dynamic pressure groove that generates fluid dynamic pressure in the thrust bearing gap is often provided on the end face of the sintered metal bearing sleeve in consideration of formability.
  • each dynamic pressure groove needs to have a different tilt direction in consideration of the rotation direction. Therefore, the force that requires two types of bearing sleeves. These are difficult to discern visually, and are formed in substantially the same shape at the level, so the assembly direction and assembly position are likely to be erroneous. If the direction of assembly is incorrect, it may not function as a bearing device in the same way as described above. Therefore, special consideration is required for assembly, which increases the manufacturing cost of the bearing device.
  • the rotational performance of the hydrodynamic bearing device is determined by the width accuracy of the bearing gap (for example, radial bearing gap). For this reason, efforts have been made to accurately form the outer peripheral surface of the shaft member forming the radial bearing gap and the inner peripheral surface of the bearing sleeve (bearing member). In many cases, the radial width of the radial bearing gap is uniformly formed over the entire length in the axial direction as described in, for example, JP-A-2004-132402 (Patent Document 5).
  • a hydrodynamic bearing device incorporated in a spindle motor is required to improve not only the moment rigidity as described above but also the rotational accuracy.
  • it is necessary to finish the inner peripheral surface of the bearing member that forms the radial bearing gap and the outer peripheral surface of the shaft member with higher accuracy but generally it is not necessary to finish the inner peripheral surface with high accuracy. It is more difficult than finishing the peripheral surface with high accuracy, and there is a limit to increasing machining accuracy by general machining.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 2003-239951
  • Patent Document 2 JP-A-11-1269475
  • Patent Document 3 Japanese Patent No. 3602707
  • Patent Document 4 Japanese Patent Laid-Open No. 2005-321089
  • Patent Document 5 Japanese Unexamined Patent Application Publication No. 2004-132402 Disclosure of the invention
  • the present invention has been made in view of the above problems.
  • the first problem is that the moment rigidity is excellent, the bearing sleeve is easy to manufacture, and the work efficiency of assembly and component management is improved.
  • An object of the present invention is to provide a hydrodynamic bearing device which can be improved.
  • a second object of the present invention is to provide a hydrodynamic bearing device capable of exhibiting high moment rigidity while avoiding as much as possible a decrease in bearing performance due to assembly accuracy.
  • a third object of the present invention is to provide a hydrodynamic bearing device that improves the width accuracy of the radial bearing gap and is excellent in bearing performance including moment rigidity at low cost. Means for solving the problem
  • a bearing sleeve having a radial bearing surface, a shaft member inserted into the inner periphery of the bearing sleeve, a radial bearing surface of the bearing sleeve, and a shaft member
  • a hydrodynamic bearing device including a radial bearing portion that supports a shaft member in a radial non-contact manner by a dynamic pressure action of a fluid generated in a radial bearing gap with an outer peripheral surface, a plurality of bearing sleeves are arranged in the axial direction.
  • the hydrodynamic bearing device is characterized in that the bearing sleeves are formed to have different axial lengths.
  • the bearing sleeves are arranged at a plurality of positions in the axial direction, the span between the radial bearing portions can be increased to increase the load capacity against the moment load, and the manufacture of the bearing sleeve Can be made easier.
  • the axial lengths of multiple bearing sleeves arranged in the axial direction are different from each other, the difference in appearance is clarified, and it is possible to reliably prevent incorrect assembly. Simplification can be achieved.
  • the radial bearing surface of one bearing sleeve is the end on the side away from the other bearing sleeve. It is customary to be provided on the inner periphery of the part. However, in this case, in particular, it becomes difficult to secure a coaxial between both ends of the bearing sleeve on the side where the axial dimension is increased and between the bearing sleeves (radial bearing surfaces). May adversely affect the rotation performance.
  • At least one of the two adjacent bearing sleeves is located on the other bearing sleeve side of the radial bearing surface on the inner peripheral surface of the bearing sleeve, and has the same diameter as the radial bearing surface.
  • the structure which provided the part is provided.
  • the convex portion may have a slightly different diameter from the radial bearing surface as long as the coaxiality can be secured to such an extent that the rotational performance is not adversely affected. Therefore, the “convex portion having the same diameter” mentioned here includes a convex portion having a slightly different diameter.
  • the shaft member is provided with a protruding portion that protrudes toward the outer diameter side, and the shaft is driven by the fluid dynamic pressure action generated in the thrust bearing gap between the end surface of the protruding portion and the end surface of the bearing sleeve.
  • a thrust bearing that supports the member in a non-contact manner in the thrust direction may be provided.
  • the protruding portion may be formed integrally with the shaft member, or may be fixed to the shaft member.
  • the dynamic pressure generating means such as a dynamic pressure groove for generating a dynamic pressure action in the thrust bearing gap of the thrust bearing portion may be formed on at least one of the end surface of the protruding portion and the end surface of the bearing sleeve.
  • a seal space may be formed on the outer peripheral side of the protrusion provided on the shaft member.
  • This seal space has a function of absorbing a volume change (expansion / shrinkage) caused by a temperature change of a fluid (for example, lubricating oil) filled in the bearing device, that is, a so-called buffer function.
  • a bearing member As another configuration for solving the first problem, in the present invention, a bearing member, a rotating body having a shaft member inserted into the inner periphery of the bearing member, a bearing member, and the rotating body
  • the first and second thrust bearing gaps formed between the first thrust bearing gap, the first dynamic pressure groove region that generates fluid dynamic pressure in the first thrust bearing gap, and the second thrust bearing gap that generates fluid dynamic pressure in the second thrust bearing gap.
  • the bearing member has two bearing sleeves arranged in the axial direction, and both of the two bearing sleeves are provided with the first dynamic pressure at both end faces.
  • the first dynamic pressure groove area of one bearing sleeve faces the first thrust bearing gap
  • the second dynamic pressure groove area of the other bearing sleeve is defined as a second dynamic pressure groove area. 2nd thrust Provided is a hydrodynamic bearing device characterized by facing a bearing gap.
  • the bearing member since the bearing member has two bearing sleeves, it is possible to increase the moment rigidity by increasing the bearing span of the radial bearing portion, and to facilitate the manufacture of the bearing sleeve. be able to.
  • Each of the above bearing sleeves has a first dynamic pressure groove region and a second dynamic pressure groove region on both end faces, and the first dynamic pressure groove region of one bearing sleeve is the first dynamic pressure groove region.
  • the second dynamic pressure groove area of the other bearing sleeve faces the thrust bearing gap, which in turn means that two identical bearing sleeves are arranged in the axial direction. To do.
  • each bearing sleeve can be assembled to the housing without considering the upper and lower arrangements, thereby providing a first thrust bearing gap on one end side of the bearing member and a second thrust bearing gap on the other end side, It is possible to easily form a hydrodynamic bearing device with even higher moment rigidity.
  • the unit cost of parts can be reduced because the bearing sleeves can be integrated into one type, and the management cost of parts can also be reduced.
  • first dynamic pressure groove region and the second dynamic pressure groove region are formed in different shapes, it is possible to easily identify the top and bottom of each bearing sleeve, thereby further facilitating the assembly. it can.
  • “Different shapes” as used herein means, for example, a configuration in which one is formed by a plurality of dynamic pressure grooves arranged in a spiral shape and the other is formed by a plurality of dynamic pressure grooves arranged in a herringbone shape. Also included are those in which the number of dynamic pressure grooves arranged in is different from each other. From the viewpoint of enhancing the distinguishability, the former configuration is desirable. If the required pressure differs between the first thrust bearing gap and the second thrust bearing gap depending on the application of the hydrodynamic bearing device, the arrangement pattern of the dynamic pressure grooves may be changed accordingly. Good.
  • a spacer member can be interposed between the two bearing sleeves.
  • the spacer member can be formed of a material (non-porous material) having no porous structure.
  • the cost can be reduced by reducing the total amount of oil.
  • the volume of the seal space can be reduced as the amount of oil decreases, and the bearing span of the radial bearing portion can be further expanded, that is, the moment rigidity can be further increased.
  • the hydrodynamic bearing device having the above-described configuration is a motor having the hydrodynamic bearing device, a stator coil, and a rotor magnet, and particularly high moment rigidity with high-speed rotation and weight of the rotating body.
  • a motor having the hydrodynamic bearing device, a stator coil, and a rotor magnet, and particularly high moment rigidity with high-speed rotation and weight of the rotating body.
  • a bearing member having a plurality of radial bearing surfaces spaced apart in the axial direction on the inner periphery, and a shaft inserted in the inner periphery of the bearing member
  • a rotating body having a member, and a plurality of radial bearing portions that support the rotating body in a non-contact manner by a dynamic pressure action of fluid generated in a radial bearing gap between the radial bearing surface and the outer peripheral surface of the shaft member.
  • the bearing member has a plurality of bearing sleeves arranged in the axial direction, the plurality of radial bearing surfaces are all provided on the first bearing sleeve included in the plurality of bearing sleeves, and the first
  • the hydrodynamic bearing device is characterized in that the bearing sleeve is disposed on a side closer to the center of gravity of the rotating body in the axial direction.
  • the rotating body refers to the entire object that rotates as the spindle of the hydrodynamic bearing device, and means an object that includes all of them if it is a member that is attached to the shaft member and can rotate integrally with the shaft member.
  • a fluid bearing device when a fluid bearing device is used by being incorporated in a disk drive device such as an HDD, the shaft member and a magnet or disk constituting the drive unit, or a hub or the like for attaching the magnet or disk to the shaft member (other An assembly including all of the clampers).
  • the hydrodynamic bearing device when used in a fan motor or the like, the assembly includes all of the shaft member and the magnet that constitutes the drive unit, as well as the fan that is fixed to the shaft member via a hub or the like. Refers to the body.
  • the working efficiency is remarkably improved compared to the case where coaxial alignment is performed between a plurality of bearing sleeves, and this makes it possible to reduce machining costs.
  • the bearing sleeve is disposed on the side closer to the axial center of gravity of the rotating body. In other words, the bearing sleeve is located as close to the axial center of gravity of the rotating body as possible.
  • the radial bearing portion is formed, so that the rotating body can be supported at an appropriate location that matches the position of the center of gravity of the rotating body to be supported.
  • a high moment rigidity can be ensured by compensating for the difference between the bearing spans between the radial bearing portions when the radial bearing surfaces are separately provided on the plurality of bearing sleeves.
  • a second bearing sleeve having no radial bearing surface on the inner periphery is arranged on one axial direction side of the first bearing sleeve.
  • the bearing member may have a housing that holds a plurality of bearing sleeves on the inner periphery, and the housing may be formed integrally with the second bearing sleeve.
  • the bearing member may further include a third bearing sleeve that does not have a radial bearing surface on the inner periphery. In this case, the third bearing sleeve may be disposed on the other axial side of the first bearing sleeve.
  • the bearing member has a housing formed integrally with the second bearing sleeve
  • the first bearing sleeve is provided on one axial side of the second bearing sleeve
  • the third shaft is provided on the other axial side.
  • a receiving sleeve can also be provided.
  • a configuration may also be adopted in which a thrust bearing surface is provided on each of the separated second end surfaces.
  • the thrust bearing surfaces can be provided at positions as far apart as possible in the axial direction of the bearing member.
  • the axial separation distance of the thrust bearing portion formed between the rotor and the rotating body can be increased as much as possible, and the moment rigidity can be further improved.
  • a bearing member, a rotating body having a shaft member inserted into the inner periphery of the bearing member, and a bearing member and the shaft member are formed.
  • a hydrodynamic bearing device comprising a radial bearing portion for supporting a rotating body having a shaft member in a radial direction with a fluid film generated in a radial bearing gap
  • the gap width of the radial bearing gap is varied in the axial direction.
  • the narrow part is arranged on the center of gravity position side of the rotating body, and at least the area of the bearing member facing the radial bearing gap is made from the deposited metal.
  • the “rotary body” refers to a member that is attached to the shaft member and includes all members that can rotate integrally with the shaft member.
  • the rotating body indicates a shaft member, a tissue hub provided on the shaft member, a magnet or a disk fixed to the disk hub, and a clamper.
  • the rotating body when used by being incorporated in a fan motor, it refers to one including all fans, magnets, etc. fixed to the shaft member via a shaft member, hub or the like.
  • the gap width of the radial bearing gap decreases, the rigidity of the fluid film formed in the radial bearing gap (bearing rigidity) increases. Accordingly, as described above, the gap width of the radial bearing gap is changed in the axial direction, and the narrow portion of the wide portion, the wide portion and the small gap width, and the narrow portion of the radial width of the rotating body is changed. If it is arranged at the center of gravity, the bearing rigidity can be increased near the center of gravity of the rotating body, while the force S can be reduced in the region away from the center of gravity. As a result, securing of bearing rigidity and lowering of torque can be achieved simultaneously, and the support accuracy of the rotating body can be increased.
  • the distance between the bearing center of the radial bearing and the center of gravity of the rotating body can be shortened, and the moment stiffness can be increased.
  • the above configuration is, for example, in the axial region facing the radial bearing gap, in which the shaft member is formed with a constant diameter and the bearing member is formed with a different diameter, or the shaft member is formed with a different diameter and the bearing member. Can be obtained by forming a constant diameter.
  • the present invention is characterized in that at least a region (so-called radial bearing surface) facing the radial bearing gap of the bearing member is provided in the electrode part made of deposited metal.
  • the electric part can be formed by a method according to electrolytic plating (electric plating) or non-electrolytic plating (battery plating). Due to the characteristics of this method, the surface on the deposition start side of the electrode part is a dense surface in which the surface shape of the master forming the surface is transferred to a micron order level with high precision. If the shape accuracy is finished, the inner peripheral surface accuracy of the bearing member can be easily increased without applying a special finishing force.
  • the radial bearing surface is provided on the electrode part, particularly the deposition start surface, the width accuracy of the radial bearing gap can be easily and inexpensively increased.
  • the radial bearing surface becomes a metal surface, so that the characteristic change of the radial bearing surface due to the temperature change can be suppressed, and the decrease in rotational accuracy can be suppressed as much as possible.
  • the clearance width of the radial bearing clearance that can ensure the desired rotational accuracy in the above configuration is defined by the ratio of the minimum diameter clearance ⁇ of the radial bearing clearance to the shaft diameter d of the shaft member ⁇ / d According to the verification by the present inventors, it has been found that the ratio ⁇ / d should be within a range of 1/1000 ⁇ 5 / d ⁇ l / 250. The reason will be described in detail below.
  • the lower limit lZlOOO of the ratio ⁇ Zd can be derived from the circularity of the outer peripheral surface of the master and the shaft member and the inner peripheral surface of the electroplating portion (cylindricity) or the like. That is, when the diameter gap ⁇ , the roundness of the outer peripheral surface of the shaft member and the inner peripheral surface of the bearing member becomes smaller than the cylindricity, contact between the shaft member and the bearing member occurs, and a predetermined performance is secured. Becomes difficult. Although it is possible to further increase the roundness of the outer peripheral surface of the shaft member and the inner peripheral surface of the bearing member, an increase in cost becomes unavoidable as the accuracy increases.
  • the ratio ⁇ Zd is preferably ⁇ or more, considering the balance between function and cost.
  • the upper limit value 1/250 of the ratio ⁇ / d can be derived from the viewpoint of rotational accuracy and moment rigidity. That is, if the minimum diameter clearance ⁇ of the radial bearing clearance is increased, the desired bearing rigidity and moment rigidity cannot be secured, and problems such as deterioration in rotational accuracy and contact between the shaft member and the bearing member occur. Therefore, the ratio ⁇ / d is desirably 1/250 or less.
  • the axial direction of the radial bearing gap The ratio of the length L to the radial clearance reduction amount ⁇ / L in the axial total length of the radial bearing clearance ⁇ / L, in other words, the slope ⁇ / L should be 1/1000 ⁇ ⁇ / L ⁇ 1/500. Desirable results have been found by the inventors' extensive research. If the ratio ⁇ / L is smaller than 1/1000, it is difficult to sufficiently obtain the above-described bearing rigidity improving effect and torque reducing effect.
  • the above-described hydrodynamic bearing device can be provided with a dynamic pressure generating portion for generating a fluid dynamic pressure in the radial bearing gap, whereby the radial bearing portion is constituted by a dynamic pressure bearing having excellent rotational accuracy.
  • Power S can be.
  • the dynamic pressure generating part is located on the inner peripheral surface of the electric iron part or the outer peripheral surface of the shaft member. It can be formed easily and with high precision simply by providing a mold corresponding to the dynamic pressure generating portion on the surface of the master used in the force / electric carcass. For this reason, it is desirable to provide the dynamic pressure generating portion on the inner peripheral surface of the electric rod portion rather than on the outer peripheral surface of the shaft member.
  • the dynamic pressure generating portion can adopt various known shapes such as an inclined groove, an axial groove, or a circular arc surface.
  • the region facing the dynamic pressure generating portion in the gap formed between the inner peripheral surface of the bearing member and the outer peripheral surface of the shaft member is ⁇ Radial bearing clearance.
  • the bearing member has two bearing sleeves arranged in the axial direction, and each of the two bearing sleeves has a first dynamic pressure groove region and a second groove on both end faces.
  • the first dynamic pressure groove region of one bearing sleeve faces the first thrust bearing gap
  • the second dynamic pressure groove region of the other bearing sleeve is the second thrust bearing.
  • the bearing member is provided with a plurality of bearing sleeves arranged in the axial direction
  • the first bearing sleeve included in the plurality of bearing sleeves is provided with all of the plurality of radial bearing surfaces, and By disposing the first bearing sleeve on the side close to the axial center of gravity of the rotating body, a fluid that can exhibit high moment rigidity while avoiding deterioration in bearing performance due to assembly accuracy as much as possible.
  • a bearing device can be provided.
  • the gap width of the radial bearing gap is varied in the axial direction, and the narrow portion of the wide portion having the large gap width and the narrow portion having the small gap width is defined as the center of gravity of the rotating body.
  • the area of the bearing member facing the radial bearing gap is formed in the electrode part made of deposited metal, thereby improving the width accuracy of the radial bearing surface and bearing performance including moment rigidity. Can be provided at a low cost.
  • FIGS. 1 to 6 The “up and down” direction in the following description merely indicates the vertical direction in each drawing for the sake of convenience, and does not limit the installation direction, usage mode, or the like of the hydrodynamic bearing device. The same applies to other embodiments of the present invention shown in FIG.
  • FIG. 1 shows a configuration example of a hydrodynamic bearing device according to the first embodiment of the present invention.
  • a hydrodynamic bearing device 1 shown in the figure supports rotation of a spindle shaft in a motor incorporated in an HDD.
  • the hydrodynamic bearing device 1 includes a housing 2 and a plurality of, in this case, two bearing sleeves (first bearing sleeve 3 and second bearing sleeve 4) fixed to the housing 2 at positions spaced apart from each other in the axial direction.
  • a spacer member 8 disposed between the first and second bearing sleeves 3 and 4 and a shaft member 5 inserted into the inner periphery of the first and second bearing sleeves 3 and 4 are main components. As prepared.
  • a first radial bearing portion R1 is provided between the inner peripheral surface 3a of the first bearing sleeve 3 and the outer peripheral surface 5a of the shaft member 5, and the inner peripheral surface 4a of the second bearing sleeve 4 is provided.
  • a second radial bearing portion R2 is provided between the outer peripheral surface 5a of the shaft member 5 and the outer peripheral surface 5a.
  • a first thrust bearing portion T1 is provided between the upper end surface 3b of the first bearing sleeve 3 and the lower end surface 6b of the seal member 6, and the lower end surface 4b of the second bearing sleeve 4 and the seal member 7
  • a second thrust bearing portion T2 is provided between the upper end surface 7b.
  • the housing 2 is formed in a substantially cylindrical shape by, for example, injection molding a resin material, and the first inner peripheral surface 7a to which the first and second bearing sleeves 3 and 4 and the spacer member 8 are fixed is It is formed on a straight cylindrical surface.
  • second and third inner peripheral surfaces 2b and 2c having a diameter larger than that of the first inner peripheral surface 7a are provided at both ends of the first inner peripheral surface 7a, and the second and third inner peripheral surfaces are provided. 2b and 2c are connected to the first inner peripheral surface 2a via step surfaces 2d and 2e, respectively.
  • the base resin used for the resin material forming the housing 2 may be any amorphous resin or crystalline resin as long as it can be injection-molded.
  • polysulfone may be used as the amorphous resin.
  • PSU polyethersulfone
  • PPSU polyphenylsulfone
  • PEI polyetherimide
  • LCP liquid crystal polymers
  • PEEK rie ether ether ketone
  • PBT polybutylene terephthalate
  • PPS polyphenylene sulfide
  • the type of filler to be filled in the base resin is not particularly limited.
  • the filler may be a fibrous filler such as glass fiber, a whisker-like filler such as potassium titanate, or a scaly shape such as my power.
  • Fibrous or powdery conductive fillers such as fillers, carbon fibers, carbon black, graphite, carbon nanomaterials and metal powders can be used. These fillers may be used alone or in admixture of two or more.
  • the housing 7 can also be formed of a soft metal material such as brass or an aluminum alloy, or other metal materials.
  • the shaft member 5 is formed of a metal material such as stainless steel, and has a shaft shape with substantially the same diameter as a whole.
  • the shaft member 5 is fixed with annular sealing members 6 and 7 as projecting portions by appropriate fixing means, for example, adhesion or press-fit adhesion (combination of press-fit and adhesion). These seal members 6 and 7 protrude from the outer peripheral surface 5a of the shaft member 5 to the outer diameter side, and are accommodated on the inner peripheral side of the second and third inner peripheral surfaces 2b and 2c of the housing 2, respectively. .
  • seal members 6 and 7 are provided on the outer peripheral surface 5a of the shaft member 5 where the seal members 6 and 7 are fixed.
  • the seal members 6 and 7 may be formed of a soft metal material such as brass (brass), other metal materials, or a resin material. Also, one of the seal members 6 and 7 may be integrally formed with the shaft member 5.
  • the outer peripheral surface 6a of the seal member 6 forms a seal space S1 having a predetermined volume with the second inner peripheral surface 2b of the housing 2, and the outer peripheral surface 7a of the seal member 7 is the third inner peripheral surface of the housing 2.
  • a seal space S2 having a predetermined volume is formed between the surface 2c.
  • the outer peripheral surface 6a of the seal member 6 and the outer peripheral surface 7a of the seal member 7 are formed into tapered surfaces that are directed toward the outside of the housing 2 and gradually reduced in diameter. Therefore, the seal spaces Sl and S2 have a tapered shape that gradually decreases toward the inner side of the housing 2.
  • the first and second bearing sleeves 3 and 4 are both formed into a cylindrical shape, for example, a porous body made of sintered metal, particularly a sintered metal porous body mainly containing copper, Housing 2 It is fixed to the first inner peripheral surface 2a by means such as press fitting, bonding, or press fitting.
  • the bearing sleeves 3 and 4 can be formed of a metal material such as a copper alloy in addition to the sintered metal.
  • the first and second bearing sleeves 3 and 4 are formed with different axial lengths. In this configuration example, the axial length L1 of the first bearing sleeve 3 is the axial length of the second bearing sleeve 4. It is larger than L2 (L1> L2).
  • a region that becomes the radial bearing surface A of the first radial bearing portion R1 is formed on the inner peripheral surface 3a of the first bearing sleeve 3, and the radial bearing surface A is formed on the radial bearing surface A.
  • Herringbone-shaped dynamic pressure groove 3al is formed.
  • the radial bearing surface A is formed at the end portion (upper side) away from the second bearing sleeve 4.
  • a belt-like convex portion B is formed on the opposite end (lower side) of the inner peripheral surface 3a of the first bearing sleeve 3 that is spaced apart from the radial bearing surface A in the axial direction.
  • the convex portion B is formed to have substantially the same diameter as the hill portion that defines the dynamic pressure groove 3al.
  • a region that becomes 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 3b of the first bearing sleeve 3.
  • a herringbone-shaped dynamic pressure groove 3bl is formed on the thrust bearing surface.
  • a plurality of (three in the illustrated example) axial grooves 3dl are formed on the outer peripheral surface 3d at regular intervals in the circumferential direction.
  • the inner peripheral surface 4a of the second bearing sleeve 4 is formed with a region to be a radial bearing surface A 'of the second radial bearing portion R2, and the radial bearing On surface A ', a herringbone-shaped dynamic pressure groove 4al is formed.
  • a region that becomes the 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 4b of the second bearing sleeve 4.
  • a herringbone-shaped dynamic pressure groove 4bl is formed on the thrust bearing surface.
  • a plurality of (three in the illustrated example) axial grooves 4dl are formed on the outer peripheral surface 4d at equal intervals in the circumferential direction.
  • a cylindrical spacer member 8 formed of, for example, a soft metal such as brass or aluminum, a resin material, or a sintered metal is interposed. And is fixed to the first inner peripheral surface 2a of the housing 2 by means such as press fitting, bonding, or press fitting.
  • the inner peripheral surface 8a of the spacer member 8 is formed to have a slightly larger diameter than the inner peripheral surfaces 3a and 4a of the two bearing sleeves 3 and 4, and when the shaft member 5 rotates (during bearing operation), the shaft member Radial bearing between 5 and No gap is formed.
  • a plurality of (for example, three) axial grooves 8dl are formed on the outer peripheral surface 8d at regular intervals in the circumferential direction.
  • the hydrodynamic bearing device 1 including the above-described components is assembled, for example, by the following process.
  • the first and second bearing sleeves 3, 4 and the spacer member 8 are fixed to the first inner peripheral surface 2a of the housing 2 in the manner shown in FIG.
  • an assembly pin P as shown in FIG. 3 (A) is used to secure the coaxiality between the bearing sleeves 3 and 4 at the time of fixing.
  • the inner peripheral surface 3a of the first bearing sleeve 3 is provided with a convex portion B having a diameter substantially the same as that of the radial bearing surface A on the lower end side separated from the radial bearing surface A.
  • the bearing sleeve 3 it is ensured that the coaxiality is secured between both ends without deteriorating the posture.
  • this assembly pin P the coaxial securing between the first and second bearing sleeves 3 and 4 is ensured.
  • the upper end surface 3b of the first bearing sleeve 3 is the housing. 2 with the axial position of the first bearing sleeve 3 adjusted so that it is flush with the upper step surface 2d of the upper surface 2 or protrudes by a slight dimension ⁇ 2 from the step surface 2d. Secure to peripheral surface 2a. As shown in the figure, when the upper end surface 3b of the first bearing sleeve 3 is projected from the step surface 2d by a dimension ⁇ 2, the axial dimension between the lower end surface 6b of the seal member 6 and the step surface 2f is shown.
  • the second bearing sleeve 4 is also fixed to the first inner peripheral surface 2a of the housing 2 with the same position adjustment as that of the first bearing sleeve 3.
  • the shaft member 5 is inserted into the inner peripheral surfaces 3a and 4a of the first and second bearing sleeves 3 and 4 and the inner peripheral surface 8a of the spacer member 8, and the seal members 6 and 7 are inserted into the shaft member. Fix in place of 5. Note that one of the seal members 6 and 7 may be fixed to the shaft member 5 in advance before insertion, or may be integrally formed with the shaft member 5.
  • the internal space of the housing 2 sealed with the seal members 6 and 7 includes the internal pores of the bearing sleeves 3 and 4 (internal pores of the porous body tissue). Therefore, for example, lubricating oil is filled as a lubricating fluid.
  • the lubricating oil can be filled by, for example, immersing the hydrodynamic bearing device 1 that has been assembled in the lubricating oil in a vacuum chamber and then releasing it to atmospheric pressure.
  • the radial bearing surface A of the inner peripheral surface 3a of the first bearing sleeve 3 passes through the outer peripheral surface 5a of the shaft member 5 and the radial bearing gap. opposite.
  • the lubricating oil filled in the radial bearing gap is increased in pressure by the dynamic pressure action of the dynamic pressure groove 3al, and the shaft member 2 is supported in a non-contact manner in the radial direction by this pressure. .
  • a radial bearing gap is formed between the convex portion B and the outer peripheral surface 5a of the shaft member 5, and an oil film is formed in the radial bearing gap by the oil that has oozed from the first bearing sleeve 3.
  • the shaft member 5 is supported by the oil film so as to be rotatable in the radial direction.
  • the first radial bearing portion R1 that supports the shaft member 5 rotatably in the radial direction is constituted by the dynamic pressure bearing and the perfect circle bearing.
  • a dynamic pressure bearing is formed by the radial bearing surface A ′, and a second radial bearing portion R2 that supports the shaft member 5 rotatably in the radial direction is formed.
  • the thrust bearing surface of the upper end surface 3b of the first bearing sleeve 3 faces the lower end surface 6b of the seal member 6 via a predetermined thrust bearing gap
  • the second bearing sleeve The thrust bearing surface of the lower end surface 4b of the tube 4 faces the upper end surface 7b of the seal member 7 with a predetermined thrust bearing clearance therebetween.
  • the lubricating oil filled in the thrust bearing gaps is increased by the dynamic pressure action of the dynamic pressure grooves 3bl and 4bl, so that the shaft member 5 can rotate in both thrust directions. Non-contact supported.
  • the first thrust bearing portion T1 and the second thrust bearing portion T2 that support the shaft member 5 in a non-contact manner so as to be rotatable in both thrust directions are formed.
  • the seal spaces Sl and S2 have a buffer function that absorbs the volume change accompanying the temperature change of the lubricating oil filled in the internal space of the housing 2, and the lubricating oil is within the range of the assumed temperature change.
  • the oil level is always in the seal space Sl, S2.
  • each bearing clearance radial bearing clearance of the first radial bearing portion R1 and second radial bearing portion R2, thrust bearing clearance of the first thrust bearing portion T1 and second thrust bearing portion T2
  • a series of circulation passages are formed in the housing 2 by the gap between the inner peripheral surface 8a of the spacer member 8 and the outer peripheral surface 5a of the shaft member 5.
  • the lubricating oil filled in the internal space of the housing 2 flows and circulates through this circulation passage, so that the pressure balance of the lubricating oil is maintained, and at the same time, the bubbles generated due to the local negative pressure are reduced. Occurrence of leakage of lubricating oil or vibration due to generation and generation of bubbles is prevented.
  • one end of the fluid passage formed by the axial groove 3dl of the first bearing sleeve 3 and one end of the fluid passage formed by the axial groove 4dl of the second bearing sleeve 4 are on the atmosphere opening side, respectively. It leads to seal spaces Sl and S2. For this reason, even if bubbles are mixed in the lubricating oil for some reason, the bubbles are discharged to the open air side when circulating along with the lubricating oil, so that the adverse effects of the bubbles can be prevented more effectively.
  • the axial fluid passage formed between the bearing sleeves 3, 4 and the spacer member 8 and the housing 2 is axially formed on the inner peripheral surface 2a of the housing 2. It can also be formed by providing a groove.
  • the axial span between the radial bearing portions Rl and R2 can be increased to increase the load capacity against moment load, while individual bearing sleeves can be increased. Since the length of the groove can be prevented, it is possible to easily manufacture bearing sleeves 3 and 4 with the desired accuracy. In addition, since the axial lengths of the first bearing sleeve 3 and the second bearing sleeve 4 are made different from each other, the difference in the external appearance becomes clear, and the ability to reliably prevent assembly errors is ensured. Can be achieved.
  • the radial bearing surface A and the inner circumferential surface 3a of the first bearing sleeve 3 having an increased axial length are separated from the radial bearing surface A at the lower end in the axial direction. Since the convex portion B having the same diameter is formed, it is possible to ensure the coaxiality between the radial bearing surfaces A and A ′ during assembly, and to prevent the deterioration of the bearing performance due to this kind of accuracy reduction.
  • the convex portion B is formed in a continuous belt shape over the entire circumference of the inner peripheral surface 3a has been described. However, if the coaxiality of the bearing sleeve can be ensured, the convex portion B May be provided intermittently in the circumferential direction, for example.
  • FIG. 4 shows another configuration example (second configuration example) of the hydrodynamic bearing device according to the first embodiment of the present invention.
  • the main difference between the hydrodynamic bearing device 21 shown in the figure and the hydrodynamic bearing device 1 described above is that the inner peripheral surface 2a of the housing 2 has a uniform diameter and extends to the end surface of the housing 2, and accordingly, the sealing member 6 7 is relatively small in diameter.
  • Such a configuration has the advantage that the shape of the housing 2 can be simplified and the diameter can be reduced compared to the hydrodynamic bearing device 1 of the first configuration example.
  • the herringbone-shaped dynamic pressure groove is exemplified as the dynamic pressure generating means of the radial bearing portions Rl and R2, and the thrust bearing portions Tl and ⁇ 2, but the spiral shape and other shapes are also exemplified. Good even in dynamic pressure grooves.
  • a so-called step bearing or multi-arc bearing can be used as the dynamic pressure generating means.
  • FIG. 5 conceptually shows a configuration example of a spindle motor for information equipment incorporating the fluid dynamic bearing device 1 shown in FIG. 1 in the fluid dynamic bearing device according to the first embodiment of the present invention.
  • This spindle motor is used for, for example, a server HDD, and includes a hydrodynamic bearing device 1, a rotor (disk hub) 12 mounted on a shaft member 5 of the hydrodynamic bearing device 1, and a radial direction, for example. It is provided with a stator coil 10 and a rotor magnet 11 which are opposed to each other through a gap in the direction (radial direction).
  • the stator coil 10 is attached to the outer periphery of the bracket 9, and the rotor magnet 11 is attached to the inner periphery of the disk hub 12.
  • the housing 2 of the hydrodynamic bearing device 1 is attached to the inner periphery of the bracket 9.
  • the disk hub 12 holds one or more disks D such as magnetic disks.
  • the stator coil 10 When the stator coil 10 is energized, the rotor magnet 11 is rotated by the electromagnetic force between the stator coil 10 and the rotor magnet 11, whereby the disk hub 12 and the disk D held by the disk hub 12 are connected to the shaft member 5. Rotates together.
  • the fluid bearing device described above is not limited to a spindle motor for a disk device such as an HDD, but also a motor that rotates at a high speed and requires a load capacity for a high moment load, such as a fan motor. It can be preferably used.
  • FIG. 6 shows a fan motor incorporating the hydrodynamic bearing device 1 according to the first embodiment of the present invention, and in particular, the stator coil 10 and the rotor magnet 11 are opposed to each other through a gap in the radial direction (radial direction).
  • An example of a so-called radial gap type fan motor is conceptually shown.
  • the motor of the illustrated example mainly has a function that the port 13 fixed to the outer periphery of the upper end of the shaft member 5 has blades on the outer peripheral surface, and the bracket 9 functions as a casing that accommodates each component of the motor. It differs from the spindle motor shown in Fig. 5 in terms of performance. Since other items are the same as those of the spindle motor shown in FIG. 5, a common reference number is assigned and a duplicate description is omitted.
  • FIG. 7 conceptually shows a configuration example of a spindle motor for information equipment incorporating a hydrodynamic bearing device according to a second embodiment of the present invention.
  • This spindle motor is used in a disk drive device such as an HDD.
  • the spindle motor is opposed to a hydrodynamic bearing device 101 and a rotor (disk hub) 103 mounted on a shaft member 102, for example, through a radial gap.
  • Data coil 104 and rotor magnet 105 The stator coil 104 is attached to the outer periphery of the bracket 106, and the rotor magnet 105 is attached to the inner periphery of the disk hub 103.
  • the housing 107 of the hydrodynamic bearing device 1 is mounted on the inner periphery of the bracket 106. .
  • the disk hub 103 holds one or more disks D11 such as magnetic disks.
  • the stator coil 104 When the stator coil 104 is energized, the rotor magnet 105 is rotated by the electromagnetic force between the stator coil 104 and the rotor magnet 105, whereby the disk hub 103 and the disk D11 held by the disk hub 103 are exchanged with the shaft member 102. Rotates together.
  • FIG. 8 shows an example of the configuration of the hydrodynamic bearing device according to the second embodiment of the present invention.
  • the hydrodynamic bearing device 101 includes a fixed-side bearing member 108 and a rotating-side rotating body having a shaft member 102 inserted into the inner periphery of the bearing member 108 as main constituent members.
  • the rotating body includes a shaft member 102 and seal members 109 and 110 provided at two positions in the axial direction of the shaft member 102.
  • the bearing member 108 includes two bearing sleeves 181 and 181 that are spaced apart in the axial direction, and a spacer ⁇ B material 182 interposed between the bearing sleeves 181 and 181.
  • a housing 107 in which both vehicle sleeves 181 and 181 and a spacer member 182 are fixed to the inner periphery.
  • a first radial bearing portion R11 is provided between the inner peripheral surface 181a of the upper bearing sleeve 181 and the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102, as will be described later.
  • a second radial bearing portion R12 is provided between the inner peripheral surface 181a of the lower bearing sleeve 181 and the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102.
  • a first thrust bearing portion Ti l is provided between the upper end surface 181b of the upper bearing sleeve 181 and the lower end surface 109b of the seal member 109, and the lower end surface 181c of the lower bearing sleeve 181 and the seal member
  • a second thrust bearing portion T12 is provided between the upper end surface 11 Ob of the 110.
  • Shaft member 102 is formed of a metal material such as stainless steel.
  • the shaft member 102 as a whole has a shaft shape with substantially the same diameter, and a relief portion 102b having a slightly smaller diameter than that of the other portion is formed at an intermediate portion thereof.
  • a recessed portion for example, a circumferential groove 102c, is formed at a fixed position of the sheath members 109 and 110.
  • the shaft member 102 may be a hybrid shaft (a sheath portion is made of metal and a core portion is made of resin or the like) made of a force metal and a resin, which is an integral metal product.
  • the housing 107 has a cylindrical shape with openings at both ends, and an inner peripheral surface 107a thereof is formed in a straight cylindrical surface having a constant diameter in the axial direction.
  • the housing 107 is, for example, a machined product of a metal material such as brass or aluminum, or an injection molded product of a resin composition.
  • Resin composition There are no particular limitations on the base resin that can be used when injection molding is used, but examples include polysulfone (PSU), polyethersulfone (PES), polyphenylsulfone (PPSU), and polyetherimide (PEI).
  • crystalline resins such as liquid crystal polymer (LCP), polyethylene ether ketone (PEEK), polybutylene terephthalate (PBT), and polyphenylene sulfide (PPS) can be used.
  • LCP liquid crystal polymer
  • PEEK polyethylene ether ketone
  • PBT polybutylene terephthalate
  • PPS polyphenylene sulfide
  • the type of filler to be filled in the above resin is not particularly limited.
  • fibrous filler such as glass fiber, whisker-like filler such as potassium titanate, and scaly filling such as my strength.
  • Fibrous or powdery conductive fillers such as materials, carbon fibers, carbon black, graphite, carbon nanomaterials, and metal powders can be used. These fillers may be used alone or in combination of two or more.
  • the two bearing sleeves 181 and 181 are both formed of a porous body made of a sintered metal, in particular, a sintered metal porous body mainly composed of copper and formed in a cylindrical shape. Both bearing sleeves 181 and 18 1 can also be formed of a soft metal such as brass. On the outer peripheral surface 181d of the bearing sleeve 181 are provided axial grooves 181dl at equal intervals in a plurality of locations in the circumferential direction (three locations in the illustrated example).
  • the inner peripheral surface 181a of the both bearing sleeves 181 and 181 is provided with a region that becomes the radial bearing surface Al l of the first and second radial bearing portions Rl l and R12, respectively, and becomes the radial bearing surface Al l.
  • a plurality of dynamic pressure grooves 181al arranged in a herringbone shape are formed in a symmetrical shape in the axial direction.
  • the dynamic pressure grooves 181al may be arranged in other known shapes such as a spiral shape.
  • a part or all of the annular regions of the upper end surfaces 181b of the both bearing sleeves 181 and 181 include a plurality of dynamic pressure grooves 181bl arranged in a spiral shape as shown in FIG. 9B, for example.
  • One dynamic pressure groove region is formed.
  • a second dynamic pressure groove region composed of a plurality of dynamic pressure grooves 181cl arranged in a herringbone shape is formed. Is formed.
  • the first dynamic pressure groove region of the upper bearing sleeve 181 becomes the thrust bearing surface B11 of the first thrust bearing portion T11
  • the second dynamic pressure groove region of the lower bearing sleeve 181 becomes the first dynamic pressure groove region.
  • the dynamic pressure grooves 181al, 181bl, and 181cl described above are all bearing sleeves. It can be formed simultaneously with the molding of the tube 181.
  • a cylindrical spacer member 182 is interposed between the two bearing sleeves 181 and 181.
  • the spacer member 182 is formed of a metal material such as brass or aluminum or a resin material, and the inner peripheral surface 182a thereof is formed to have a larger diameter than the inner peripheral surface 181a of the bearing sleeve 181.
  • the spacer member 182 has its upper end surface 182b in contact with the lower end surface 181c of the upper bearing sleeve 181 and its lower end surface 182c in contact with the upper end surface 181b of the lower bearing sleeve 181. In this state, it is disposed at a substantially central portion in the axial direction of the inner periphery of the housing 107.
  • On the outer circumferential surface 82d of the spacer member 182 are provided axial grooves 182dl at a plurality of circumferential locations (for example, three locations).
  • the seal members 109 and 110 are each formed in a ring shape from a soft metal material such as brass, other metal materials, or a resin material, and are bonded and fixed to the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102, for example.
  • the adhesive applied to the shaft member 102 is filled in the circumferential groove 102c as an adhesive reservoir and solidified, whereby the adhesive strength of the seal members 109 and 110 to the shaft member 102 is improved.
  • the outer peripheral surface 109a of the seal member 109 forms a first seal space S11 having a predetermined volume with the inner peripheral surface 107a on the upper end opening side of the housing 107, and the outer peripheral surface 1 of the seal member 110. 10a forms a second seal space S12 having a predetermined volume with the inner peripheral surface 107a on the lower end opening side of the housing 107.
  • the outer peripheral surface 109a of the seal member 109 and the outer peripheral surface 110a of the seal member 110 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 Sll and S12 have a tapered shape that is gradually reduced in diameter in a direction approaching each other (inner direction of the housing 107).
  • the lubricating oil in both the seal spaces Sl l and S 12 is narrowed by the pulling action by capillary force and the pulling action by centrifugal force during rotation (inside the housing 107).
  • the shaft member 102 rotates, the lubricating oil in both the seal spaces Sl l and S 12 is narrowed by the pulling action by capillary force and the pulling action by centrifugal force during rotation (inside the housing 107).
  • the lubricating oil from the inside of the housing 107 is effectively prevented.
  • the first and second seal spaces Sl l, S12 have a buffer function that absorbs a volume change amount associated with a temperature change of the lubricating oil filled in the internal space of the housing 107.
  • the oil level is always in both seal spaces Sl l and S12 within the assumed temperature range. In order to achieve this, the sum of the volumes of both seal spaces Sl l and S12 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 assembly of the hydrodynamic bearing device 101 having the above configuration is performed as follows, for example.
  • the bearing sleeves 181 and 181 and the spacer member 182 are fixed to the inner peripheral surface 107 a of the housing 107 by an appropriate means such as adhesion, press-fitting, or welding. Then, after inserting the shaft member 102 into the inner periphery of the bearing sleeves 181 and 181 and the spacer member 182, the seal members 109 and 110 are set in a predetermined manner so as to sandwich the bearing sleeves 181 and 181 and the spacer member 182. The axial gap is secured and secured to the outer periphery of the circumferential groove 102c of the shaft member 102.
  • the internal space of the housing 107 sealed by the both seal members 109 and 110 includes the internal pores of the both bearing sleeves 181 and 181 as the lubricating fluid.
  • Filling with the lubricating oil can be performed, for example, by immersing the fluid bearing device 101 that has been assembled in the lubricating oil in a vacuum chamber and then releasing it to atmospheric pressure.
  • the radial bearing surface Al l of the inner peripheral surface 181a of the both bearing sleeve 181 is different from the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102, respectively. Opposite through.
  • dynamic pressure of lubricating oil is generated in each radial bearing gap, and the shaft member 102 is supported in a non-contact manner in a radial direction by the pressure.
  • the first radial bearing portion R1 and the second radial bearing portion R2 that support the shaft member 102 in a non-contact manner so as to be rotatable in the radial direction are formed.
  • the radial bearing clearance, the thrust bearing clearances of the first and second thrust bearing portions Tl l and T12), and the clearance between the inner peripheral surface 182a of the spacer member 182 and the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102 Since a series of circulation passages are formed inside the bearing device 101, the lubricating oil flows and circulates through the circulation passages during the bearing operation. This effectively prevents the above problems. Further, one end of the axial groove 181dl of both bearing sleeves 181 communicates with the seal spaces Sl 1 and S12 on the air release side, respectively. Therefore, even if bubbles are mixed in the lubricating oil for some reason, the bubbles are discharged to the open air side when circulating along with the lubricating oil, so that the adverse effects of the bubbles can be prevented more effectively.
  • the bearing sleeve has the first dynamic pressure groove region formed of the dynamic pressure groove 181bl on the upper end surface 181b and the second dynamic pressure groove region formed of the dynamic pressure groove 181cl on the lower end surface 181c.
  • 181 and 181 are used, in other words, two identical bearing sleeves are used to form the bearing member 108. Therefore, the bearing sleeves 181 and 181 can be assembled to the housing 107 without considering the vertical positional relationship, and the bearing member 108 can be avoided while avoiding the problem that the fluid bearing device 101 cannot be used due to misassembly.
  • the hydrodynamic bearing device 101 having excellent moment rigidity can be obtained easily and at low cost.
  • the dynamic pressure grooves 181b1 on the upper end surface 181b are arranged in a spiral shape to form a first dynamic pressure groove region
  • the dynamic pressure grooves 18lcl on the lower end surface 181c are arranged in a herringbone shape.
  • the second dynamic pressure groove region is formed, it is possible to improve the distinguishability of both end faces and reliably prevent the situation in which the upper and lower sides of each bearing sleeve 181 are mistakenly assembled.
  • the two types of bearing sleeves can be integrated into one type of bearing sleeve, the unit unit cost can be reduced and the management cost of the components can be reduced.
  • dynamic pressure grooves arranged in a spiral shape are formed on the thrust bearing surface B11 (first dynamic pressure groove region) facing the first thrust bearing gap of the first thrust bearing portion T11.
  • Thrust bearing surface C11 (second dynamic pressure groove area) facing the second thrust bearing gap of the second thrust bearing section T12 has dynamic pressure grooves arranged in a herringbone shape, but ensures distinction If possible, for example, the first dynamic pressure groove region and the second dynamic pressure groove region may be configured by dynamic pressure grooves arranged in the same shape with different numbers of grooves and inclination angles.
  • the arrangement shape of the dynamic pressure grooves in the first dynamic pressure groove region and the second dynamic pressure groove region has been determined by focusing on only the distinctiveness.
  • the first thrust bearing portion Tl 1 and the first dynamic pressure groove portion 2 The arrangement shape of the dynamic pressure grooves and the number of grooves can be varied according to the pressure required for the thrust bearing portion T12.
  • any one of the seal members 109, 110 can be formed integrally with the shaft member 102, and this configuration is adopted. As a result, the assembly of the hydrodynamic bearing device 101 can be further simplified.
  • dynamic pressure generating means for generating fluid dynamic pressure in the radial bearing gap
  • the dynamic pressure groove may be provided on the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102 facing the radial bearing gap.
  • the dynamic pressure grooves for forming the first radial bearing portion R1 and the dynamics for forming the second radial bearing portion R2 are used.
  • the pressure grooves may have different shapes or the like.
  • FIG. 10 shows another configuration example (second configuration example) of the hydrodynamic bearing device according to the second embodiment of the present invention.
  • the hydrodynamic bearing device 121 shown in the figure mainly includes the hydrodynamic bearing device 101 shown in FIG. 8 in that the bearing member 108 is composed of two bearing sleeves 181 and 181 and the housing 7. And the configuration is different.
  • the shape of the dynamic pressure groove 181a2 is, for example, a plurality of axial directions provided at equal intervals in the circumferential direction as shown in FIG. If the groove shape is adopted, as in the configuration shown in FIG. 8, assembly can be performed without considering the vertical positions of the two bearing sleeves 181, 181.
  • the radial bearing portions Rll, R12 configured by the dynamic pressure groove 181a2 of this form are so-called step bearings.
  • the shape can be freely set as described above. Since the other configuration conforms to the first configuration example shown in FIG. 8, a common reference number is assigned and redundant description is omitted.
  • the radial bearing portions R11 and R12 are constituted by so-called multi-arc bearings in which a plurality of arc surfaces are provided in a region to be a radial bearing surface.
  • the thrust bearing portions Tl l and T12 are not located in the region that becomes the thrust bearing surface, in addition to generating the dynamic pressure action of the lubricating oil by the dynamic pressure grooves having a herringbone shape or spiral shape as described above.
  • a so-called step bearing, a so-called wave bearing (where the step mold is a wave form), etc., in which a plurality of radial grooves are provided at predetermined intervals in the circumferential direction may be employed.
  • the lubricating oil is exemplified as the fluid that fills the fluid bearing devices 101 and 121, but other fluids that can generate dynamic pressure in the bearing gaps,
  • a gas such as air or a magnetic fluid can be used.
  • the hydrodynamic bearing device 101 according to the present embodiment is used by being incorporated in a spindle motor for a disk device, but the hydrodynamic bearing device 101 according to the present embodiment is used for information equipment.
  • the spindle motor it can be preferably used for a motor that rotates at high speed and requires high moment rigidity, such as a fan motor.
  • FIG. 12 shows a fan motor incorporating the hydrodynamic bearing device 101 according to the second embodiment of the present invention, and in particular, the stator coil 104 and the rotor magnet 105 are opposed to each other through a radial (radial) gap.
  • a radial gap type fan motor is conceptually shown.
  • the rotor 133 fixed to the outer periphery of the upper end of the shaft member 102 has blades on the outer peripheral surface, and the bracket 136 is the motor. It differs from the spindle motor shown in Fig. 7 in that it functions as a casing that houses each component. Since other configurations are the same as those of the motor shown in FIG. 7, common reference numerals are assigned and duplicate descriptions are omitted.
  • FIG. 13 conceptually shows a configuration example of a spindle motor for information equipment incorporating a hydrodynamic bearing device according to a third embodiment of the present invention.
  • This spindle motor is used in a disk drive device such as an HDD, and is opposed to a hydrodynamic bearing device 201 that supports a rotating body 202 having a shaft member 206 in a non-contact manner in a radial direction, for example, via a radial gap.
  • the stator coil 204a and the rotor magnet 204b, a force drive unit 204, and a bracket 205 are provided.
  • a hub 203 is attached to the shaft member 206, and a mouth magnet 204 b is fixed to the hub 203.
  • stator coil 204 a is fixed to the bracket 205.
  • the housing 210 of the hydrodynamic bearing device 201 is fixed to the inner periphery of the bracket 205.
  • the hub 203 holds one or a plurality of disks D21 (two in FIG. 13).
  • the stator coil 204a when the stator coil 204a is energized, the rotor magnet 204b is rotated by the electromagnetic force generated between the stator coil 204a and the rotor magnet 204b.
  • the fixed disk D 21 rotates integrally with the shaft member 206.
  • FIG. 14 shows an example (first configuration example) of the hydrodynamic bearing device 201 according to the third embodiment of the present invention.
  • a hydrodynamic bearing device 201 shown in the figure includes a bearing member 209 having a plurality of bearing sleeves and a rotating body 202 having a shaft member 206 inserted in the inner periphery of the bearing member 209 as main components.
  • the bearing member 209 includes a housing 210 and a plurality of bearing sleeves fixed to the inner periphery of the housing 210, here, a first bearing sleeve 211 and a second bearing sleeve 212.
  • the housing 210 is formed of, for example, a metal material or a resin material, and is located at both ends of the small-diameter surface 210a and the small-diameter surface 210a in the axial direction, and has a relatively larger diameter than the small-diameter surface 210a.
  • 211 and the second bearing sleeve 212 are arranged side by side in the axial direction. Further, the large diameter surfaces 210b and 210c are connected to the small diameter surface 210a via the step surfaces 210d and 210e, respectively.
  • the shaft member 206 is formed of a metal material such as stainless steel, and has a shaft shape with substantially the same diameter as a whole.
  • An annular sealing member 207, 208 force S is fixed to the outer peripheral surface 206a of the shaft member 206 by an appropriate fixing means, for example, adhesion. Therefore, in this configuration example, the shaft member 206 with the seal members 207 and 208 fixed to the outer periphery, the hub 203 fixed to the shaft member 206, the rotor magnet 204b attached to the hub 203, the disk D21, and the disk D21 are connected to the hub.
  • a rotating body 202 is configured with a clamper (not shown) for fixing to 203. In this configuration example, the position of the center of gravity of the rotating body 202 configured as described above is above the intermediate position in the axial direction of the bearing member 209 (on the side closer to the hub 203).
  • the seal members 207 and 208 protrude from the outer peripheral surface 206a to the outer diameter side, respectively, and the inside of the nose ring 210 (the inner periphery of the large diameter surfaces 210b and 210c). Is housed.
  • various means such as adhesion, press-fitting, and combined use of press-fitting and adhesion can be used.
  • the sealing members 207 and 208 may be made of a soft metal material such as brass (brass) or other metal material, or a resin material. Further, the seal member 207, 208 may be integrally formed with the one-force shaft member 206. In this way, when one seal member is formed integrally with the shaft member, for example, the metal shaft member 206 can be used as an insert part, and one of the seal members can be injection-molded with resin.
  • the outer peripheral surface 207a of the liner member 207 forms a seal space S21 having a predetermined volume with the large-diameter surface 210b of the housing 210, and the outer peripheral surface 208a of the seal member 208 is connected to the large-diameter surface 210c of the housing 210.
  • a seal space S22 having a predetermined volume is formed between the two.
  • the outer peripheral surface 207a of the seal member 207 and the outer peripheral surface 208a of the seal member 208 each have a tapered shape that is gradually reduced in diameter toward the outside of the housing 210. Therefore, the linear spaces S21 and S22 are located inside the housing 210 (on the first bearing sleeve 211 side). It has a taper shape gradually reduced toward it.
  • the first bearing sleeve 211 is formed in a cylindrical shape with a porous body made of sintered metal, for example.
  • the first bearing sleeve 211 is made of a sintered metal porous body mainly composed of copper and formed into a cylindrical shape, and is press-fitted and bonded to the inner peripheral surface (small-diameter surface 210a) of the housing 210. Alternatively, it is fixed by means such as press fitting.
  • the first bearing sleeve 211 can also be formed of a porous body made of a non-metallic material such as resin or ceramic.
  • the first bearing sleeve 211 has no internal pores.
  • it can be formed of a material having a structure that has only pores of such a size that lubricating oil cannot enter and exit.
  • a similar material can be selected for the second bearing sleeve 212 described later.
  • a plurality of radial bearing surfaces A21, A22 are formed apart from each other in the axial direction.
  • a region (dynamic pressure generating portion) in which a plurality of dynamic pressure grooves 21 lal are arranged in a herringbone shape IJ is provided on the upper radial bearing surface A21.
  • a region (dynamic pressure generating portion) in which the dynamic pressure grooves 21 la2 are arranged in a herringbone shape is formed on the lower radial bearing surface A22.
  • radial bearing surfaces A21 and A22 are opposed to the outer peripheral surface 206a of the vehicle bearing member 206, and the first and second radial bearing portions R21, which will be described later, between the outer peripheral surface 206a and the rotation B of the shaft shaft 206. And R22 radial bearing gaps are formed (see Fig. 14).
  • the second bearing sleeve 212 is formed in a cylindrical shape with a porous body made of, for example, a sintered metal, and one axial direction of the first bearing sleeve 211 is It is disposed on the side (here, the lower side).
  • the second bearing sleeve 212 is formed of a sintered metal porous body mainly composed of copper and formed in a cylindrical shape, and is press-fitted, bonded, or press-fitted to the small-diameter surface 210a of the housing 210. Fixed.
  • the first bearing sleeve 211 is disposed in an upper region relative to the second bearing sleeve 212 on the inner periphery of the housing 210.
  • the axial intermediate positions of the radial bearing portions R21, R22 formed between the radial bearing surfaces A21, A22 of the first bearing sleeve 211 and the outer peripheral surface 206a of the shaft member 206 opposed to the radial bearing surfaces A21, A22 are respectively
  • the bearing member 209 is above the intermediate position in the axial direction (the side closer to the hub 203).
  • a thrust bearing surface B21 is formed on the entire or partial region of the lower end surface 212b of the second bearing sleeve 212.
  • a plurality of dynamic pressure grooves 212bl are arranged in a herringbone shape (in other words, a plurality of dynamic pressure grooves 212bl having bent portions are arranged in the circumferential direction). It is formed.
  • the thrust bearing surface B21 faces the upper end surface 207b of the seal member 207 fixed to the shaft member 206.
  • the first thrust bearing described later is interposed between the upper end surface 207b of the seal member 207.
  • Form a thrust bearing clearance for part T21 see Fig. 14).
  • a thrust bearing surface C21 is formed on the entire upper surface 21 lb of the first bearing sleeve 211 or a partial region thereof.
  • a region in which a plurality of dynamic pressure grooves 2 l lbl are arranged in a herringbone shape is formed.
  • This thrust bearing surface C21 faces the lower end surface 208b of the seal member 208 fixed to the shaft member 206.
  • a second thrust bearing portion to be described later is formed between the lower end surface 208b of the seal member 208. Create a thrust bearing clearance for T22 (see Figure 14).
  • the inner diameter of the second bearing sleeve 212 (the diameter of the inner peripheral surface 212a) is larger than the inner diameter of the first bearing sleeve 211. Therefore, in a state where the shaft member 206 is inserted into the inner circumferences of the first bearing sleeve 211 and the second bearing sleeve 212, only the inner circumferential surface 21 la of the first bearing sleeve 211 can be the radial bearing surfaces A21, A22. .
  • a plurality (three in the illustrated example) of axial grooves 211dl and 212dl are formed at equal intervals in the circumferential direction on the outer peripheral surfaces 211d and 212d of the bearing sleeves 211 and 212, respectively. As a result, a fluid flow path that can communicate between the thrust bearing portion T21 and the flange 22 that are formed apart in the axial direction is formed.
  • the hydrodynamic bearing device 201 having the above configuration is assembled, for example, by the following process.
  • the first bearing sleeve 211 is bonded and fixed to the small diameter surface 210 a of the housing 210.
  • the upper end surface 21 lb of the first bearing sleeve 211 is flush with the step surface 210e of the housing 210 located on the outer diameter side thereof, or is axially above the step surface 210e (below the seal member 208). It is fixed to the small-diameter surface 210a in the axially positioned state so as to be on the side close to the end surface 208b.
  • the upper end surface 21 lb of the first bearing sleeve 211 is set. Only the thrust bearing surface C21 thus provided is capable of forming the second thrust bearing portion T22 between the lower end surface 208b of the seal member 208.
  • the second bearing sleeve 212 is introduced from the lower end side of the housing 210 (one axial direction side of the first bearing sleeve 211) into the inner periphery of the small diameter surface 210a.
  • the axial separation distance from the lower end surface 212b of the second bearing sleeve 212 provided with the thrust bearing surface B21 to the upper end surface 211b of the first bearing sleeve 211 provided with the thrust bearing surface C21 becomes a predetermined value.
  • the axial position of the second bearing sleeve 212 with respect to the housing 210 is determined, and the second bearing sleeve 212 is fixed to the small diameter surface 210a of the housing 210 at this position. Thereby, the assembly of the bearing member 209 is completed.
  • the first bearing sleeve 211 has both By simply increasing the molding accuracy when molding the radial bearing surfaces A21 and A22, the coaxiality between the radial bearing surfaces A21 and A22 can be finished with high accuracy. Therefore, compared to the conventional case where the radial bearing surfaces A21 and A22 are provided on different bearing sleeves and positioned and fixed to the housing 210, the coaxiality can be easily managed. In addition, the working efficiency can be improved as compared with the case where the inner peripheral surfaces (radial bearing surfaces) are coaxially aligned among a plurality of sleeves, thereby reducing the machining cost.
  • the first bearing sleeve 211 having the plurality of radial bearing surfaces A21 and A22 is relatively rotated compared to the second bearing sleeve 212 having no radial bearing surface. It was arranged on the side close to the axial center of gravity of 202.
  • the radial bearing portions R21 and R22 formed between the radial bearing surfaces A21 and A22 and the outer peripheral surface 206a of the shaft member 206 facing the radial bearing surfaces A21 and A22 rotate with respect to the axial center.
  • the axial separation distance from the center of gravity of the body 202 can be reduced, and the moment rigidity of the hydrodynamic bearing device 201 can be increased.
  • Thrust bearing surfaces B21, C21 are provided on the lower end surface 212b as the first end surface and the upper end surface 211b as the second end surface that is the farthest in the axial direction from the lower end surface 212b, respectively.
  • the distance in the axial direction of C21 can be increased as much as possible, thereby further improving the moment rigidity.
  • the second bearing sleeve 212 is in a state where the lower end surface 211c of the first bearing sleeve 211 and the upper end surface 212c of the second bearing sleeve 212 opposed to the first bearing sleeve 211 are in contact with each other. It is also possible to position and fix the second bearing sleeve 212 in a form other than this. For example, assuming a degree of variation in the axial dimension of the first bearing sleeve 211 and the second bearing sleeve 212, there is a slight gap between the bearing sleeves 211 and 212 (between the lower end surface 211c and the upper end surface 212c).
  • the axial dimensions of the bearing sleeves 211 and 212 and the axial dimension of the small-diameter surface 210a of the housing 210 can be set in advance so that a gap is formed.
  • the shaft member 206 is inserted into the inner periphery of each of the bearing sleeves 211 and 212, and the paper sleeves 207 and 208 are mounted on the vehicle. Fixed position of 206 [This is fixed. At this time, the seal members 207 and 208 are connected to the shaft member 206 in a state where the axial separation distance from the upper end surface 207b of one seal member 207 to the lower end surface 208b of the other seal member 208 is controlled to a predetermined value. By fixing, the sum of the thrust bearing gaps of the thrust bearing portions T21 and ⁇ 22 described later is set within a predetermined range. Either one of the seal members 207 and 208 may be integrally formed with the shaft member 206 which may be fixed to the shaft member 206 in advance before insertion.
  • lubricating oil is injected into the internal space of the housing 210 sealed by the sealing members 207 and 208 as a lubricating fluid.
  • the internal space of the bearing member 209 including the internal pores of the respective bearing sleeves 211 and 212 (internal pores of the porous body structure) is filled with the lubricating oil.
  • the lubricating oil can be filled, for example, by immersing the fluid bearing device 201 that has been assembled in the lubricating oil in a vacuum chamber and then releasing it to atmospheric pressure.
  • the two radial bearing surfaces A21, A22 formed on the inner peripheral surface 21 la of the first bearing sleeve 211 are: It opposes the outer peripheral surface 206a of the shaft member 206 via a radial bearing gap.
  • the lubricating oil in the radial bearing gap is pushed into the axial center of each of the dynamic pressure grooves provided on the radial bearing surfaces A21 and A22, and the pressure rises.
  • the first thrust bearing portion T21 and the second thrust bearing portion T22, which support the shaft member 206 (rotating body 202) in a non-contact manner in both thrust directions, are configured by the pressure of these oil films (see FIG. 14). .
  • the seal space S21, S22 force S formed on the outer peripheral surface 207a side of the seal member 207 and the outer peripheral surface 208a side of the seal member 208 are directed toward the inner side of the housing 210. Since the taper shape is gradually reduced, the lubricating oil in both seal spaces S21 and S22 is narrowed by the pull-in action by capillary force and the pull-in action by centrifugal force during rotation. That is, it is drawn toward the inside of the housing 210. As a result, leakage of the lubricating oil from the inside of the housing 210 is effectively prevented.
  • seal spaces S21 and S22 have a buffer function that absorbs the volume change accompanying the temperature change of the lubricating oil filled in the inner space of the housing 210, and within the range of the assumed temperature change, the lubricating oil The oil level is always in the seal space S21, S22.
  • the configuration example of the hydrodynamic bearing device according to the third embodiment of the present invention has been described in detail.
  • the present invention is not limited to the above configuration example, and the hydrodynamic bearing device having a configuration other than the above is also applicable. Applicable.
  • the first bearing sleeve 211 is disposed in the upper region of the housing 210 (region on the seal member 208 side) relative to the second bearing sleeve 212 on the inner periphery of the housing 210.
  • the center of gravity of the rotating body 202 depending on the position of the center of gravity of the rotating body 202 in the axial direction, it can be disposed on the opposite side (the seal member 207 side).
  • the center of gravity position force of the rotating body 202 is lower than the intermediate position in the axial direction of the bearing member 209 (the far side from the hub 203). Is also possible.
  • the first bearing sleeve 211 is disposed in the lower region of the housing 210 (the region on the seal member 207 side) relative to the second bearing sleeve 212, so that the radial is achieved.
  • the axial separation distance between the axial center of the bearing portions R21 and R22 and the center of gravity of the rotating body 202 is reduced, and thereby high moment rigidity can be obtained.
  • FIG. 18 shows an example of this, and a sleeve-like projecting portion 210 f projecting from the small diameter surface 210 a of the housing 210 toward the inner diameter side is formed integrally with the housing 210.
  • the inner diameter of the protrusion 210f (the diameter of the inner peripheral surface 210fl) is larger than the inner diameter of the first bearing sleeve 211. Therefore, in the state where the shaft member 206 (see FIG.
  • the inner diameter of the first bearing sleeve 211 is the same as in the above configuration example.
  • peripheral surface 211a is radial bearing surface A2 1, can be A22.
  • a thrust bearing surface B21 having a shape shown in FIG. 16, for example, is formed on the lower end surface 210f2 of the protruding portion 210f.
  • the inner peripheral surface 210fl of the protrusion 210f and the large-diameter surface 210b of the housing 210 are connected via the lower end surface 210f2.
  • the projecting portion 210f is provided with an axial through hole 210f4, and the through hole 210f4 and the axial groove 21ldl form a fluid flow path.
  • the number of parts can be further reduced, and the assembly process force of the bearing member 209 can be achieved only by positioning and fixing the first bearing sleeve 211, thereby simplifying the work process. Can be achieved.
  • the bearing member 209 may further include a third bearing sleeve that does not have the radial bearing surfaces A21, A22 on the inner periphery.
  • FIG. 19 shows an example.
  • the bearing member 209 includes a first bearing sleeve 211 and a housing 210 having a projecting portion 210f as a second bearing sleeve, and the projecting portion 210f (second bearing sleeve). ) Is further provided with a third bearing sleeve 213.
  • the inner diameter of the protrusion 210 f and the inner diameter of the third bearing sleeve 213 are both larger than the inner diameter of the first bearing sleeve 211.
  • the inner peripheral surface 21 la of the first bearing sleeve 211 can be the radial bearing surfaces A21, A22.
  • the thrust bearing surface B21 is provided on the lower end surface 213b of the third bearing sleeve 213.
  • An axial groove 213dl is formed on the outer peripheral surface 21 3d of the third bearing sleeve 213.
  • the axial groove 213dl and the through hole 210f4 of the protrusion 210f and the axial groove 21 of the first bearing sleeve 211 are formed.
  • the above-described fluid flow path is configured with ldl.
  • any of the thrust bearing surfaces B21 and C21 is formed of sintered metal.
  • Abundant lubricating oil can be stably supplied to the gap. For this reason, it is possible to prevent oil shortage in the bearing gap as much as possible and to stably exhibit a high oil film forming ability. Further, as described above, by forming a part of the bearing sleeve integrally with the housing 210, there is also an effect of adjusting the amount of lubricating oil filled in the bearing internal space.
  • FIG. 20 shows an example of this.
  • the inner peripheral surface of the housing 210 has a uniform diameter (having an inner peripheral surface 210g having a constant diameter), and accordingly, the sealing members 207 and 208 have a relatively small diameter.
  • the configuration is different from that of the hydrodynamic bearing device 201 shown in FIG. In this case, there is an advantage that the shape of the housing 210 can be simplified and the diameter can be reduced by using the housing 210 having a strong shape.
  • the arrangement region (dynamic pressure generating portion) of the dynamic pressure grooves 211al and 21 la2 is used as the inner peripheral surface 211a of the first bearing sleeve 211 having the radial bearing surfaces A21 and A22, and the thrust bearing.
  • the case where it is formed on the upper end surface 211b having the surface C21 or the lower end surface 212b of the second bearing sleeve 212 having the thrust bearing surface B21 has been described, but it is not necessary to be limited to this form.
  • the dynamic pressure generating portion composed of the dynamic pressure grooves 211al and 21 la2 can be formed on the outer peripheral surface 206a of the shaft member 206 facing the radial bearing surfaces A21 and A22, and also composed of the dynamic pressure grooves 212bl and 21 lbl.
  • the dynamic pressure generating portion may be formed on the upper end surface 207b of the seal member 207 facing the thrust bearing surfaces B21 and C21 and the lower end surface 208b of the seal member 208.
  • the dynamic pressure generating portion of the form described below can be formed not only on the bearing member 209 side but also on the shaft member 206 and the seal members 207 and 208 facing each other.
  • radial bearing portions R21 and R22 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 surfaces 206a of the opposing shaft members 206 may be adopted.
  • one or both of the thrust bearing portions T21, ⁇ 22 is provided with a plurality of radial groove-shaped dynamic pressure grooves in the circumferential direction in the region that becomes the thrust bearing surfaces B21, C21, which are not shown.
  • a so-called step bearing or corrugated bearing provided at regular intervals can also be used.
  • the shaft member 206 rotates and is supported by the bearing member 209. Conversely, the bearing member 209 side rotates and rotates the shaft member 206.
  • the present invention can also be applied to a structure that is supported on the side.
  • the lubricating oil is exemplified as the fluid that fills the inside of the hydrodynamic bearing device 201 and causes the dynamic bearing action of the fluid in the radial bearing gap or the thrust bearing gap.
  • a fluid capable of generating a dynamic pressure action in the bearing gap for example, a gas such as air, a fluid lubricant such as a magnetic fluid, or lubricating grease may be used.
  • a hydrodynamic bearing device according to a fourth embodiment of the present invention will be described below with reference to Figs.
  • FIG. 21 is an axial cross-sectional view showing an example (first configuration example) of the hydrodynamic bearing device 301 according to the fourth embodiment of the present invention.
  • a fluid dynamic bearing device 301 shown in the figure is used by being incorporated in a spindle motor such as an HDD, for example, and includes a bearing member 305 and a rotating body 302 having a shaft member 303 inserted in the inner periphery of the bearing member 305. It is provided as a main component.
  • the hydrodynamic bearing device 301 shown in the figure has radial bearing gaps separated in two axial directions, and two radial bearing gaps Crl and Cr2 and the region between them, respectively. In this configuration, the gap width is gradually reduced upward in the axial direction.
  • the rotating body 302 is made of, for example, a metal material such as stainless steel, and has a shaft member 303 formed with a constant diameter over the entire length in the axial direction, and a hub (disk hub) 304 provided on the outer periphery of the upper end of the shaft member 303. And a disc (not shown), a rotor magnet, and a clamper for fixing the disc to the hub 304.
  • the center of gravity (axial center) G of the rotating body 302 having a powerful structure is located above the axial center of the bearing member 305 (side closer to the hub 304).
  • the outer peripheral surface 303a of the shaft member 303 is formed into a smooth surface, and the lower end surface 303b is formed into a convex spherical shape.
  • the bearing member 305 was formed by injection molding using a bottomed cylindrical electrode part 306 made of deposited metal formed by electroplating, which will be described later, and a molten material using the electrode part 306 as an insert part. It is comprised with the covering part 307.
  • a taper surface 305c that gradually increases in the axial direction is formed in the upper end opening of the inner periphery of the bearing member 305. Between the tapered surface 305c and the outer peripheral surface 303a of the shaft member 303, ring A shaped seal space S3 is formed.
  • the inner peripheral surface 305a region below the tapered surface 305c has regions (regions filled in the drawing) that become the radial bearing surfaces 308 and 309 of the radial bearing portions R31 and R32. It is provided at two locations above and below.
  • the radial bearing surfaces 308 and 309 are each provided with a plurality of dynamic pressure grooves 308a and 309a arranged in a herringbone shape as dynamic pressure generating portions.
  • the upper dynamic pressure groove 308a is formed axially asymmetric with respect to the axial center m of the upper and lower inclined groove regions, and the axial dimension XI of the upper region from the axial center m is the axial dimension X2 of the lower region.
  • the lower dynamic pressure grooves 309a are formed symmetrically in the axial direction, and the axial dimensions of the upper and lower regions thereof are equal to the axial dimension X2.
  • the pulling force of the lubricating oil (bon pin daka) by the dynamic pressure groove is relatively larger in the upper dynamic pressure groove 308a than in the lower symmetrical dynamic pressure groove 9a.
  • the upper dynamic pressure groove 308a can be formed in an axially symmetric shape like the lower dynamic pressure groove 309a.
  • the dynamic pressure grooves can be arranged in a spiral shape or other known shapes in addition to the herringbone shape. For simplification of the drawing, the dynamic pressure groove is omitted in FIG.
  • a part or all of the annular region of the inner bottom surface 305b of the bearing member 305 serves as a thrust bearing surface of the thrust bearing portion T3.
  • the region to be applied is formed on a smooth plane.
  • the inner peripheral surface 305a of the bearing member 305 including the radial bearing surfaces 308 and 309 is formed in a taper shape with the inner diameter gradually reduced upward in the axial direction.
  • each upper end portion is a narrow portion with a small gap width Dl.
  • each lower end becomes a wide part D2 with a large gap width.
  • the force depicted by exaggerating the degree of inclination of the inner peripheral surface 305a is a radius between the narrow portion D1 and the wide portion D2 of the radial bearing gap Crl (or Cr2).
  • Ratio of clearance reduction amount ⁇ and axial separation distance between both parts (axial length of radial bearing clearance) L, that is, inclination ⁇ ZL is ⁇ / L ⁇ lZ500 (inclination angle with respect to axis) For example, 0.11 ° or less). It is difficult to mass-produce a taper surface with a very small inclination angle by general machining, but if it is electroplating, such a taper surface is also low-cost for the reasons described later. It can be mass-produced with high accuracy.
  • the bearing member 305 includes a step (Z1) of manufacturing a master which is a molding base of the electric part 306, a step (Z2) of masking a part of the master surface with an insulating material, and a master subjected to masking.
  • a solid shaft master made of a conductive material, for example, stainless steel, nickel chrome steel, other nickel alloy, or chromium alloy that has been hardened. 311 is formed.
  • the master 311 can also be formed of a non-metallic material such as ceramic that has been subjected to a conductive treatment (for example, forming a conductive film on the surface).
  • a molding portion N that molds the electroplating portion 306 is provided on one end surface of the master 311 and a partial region of the outer peripheral surface continuous thereto.
  • the forming part N has a shape in which the concave / convex pattern inside the electroplating part 306 is inverted, and a hill part between the dynamic pressure grooves 308a and 309a is formed in two axially spaced portions on the outer peripheral surface thereof.
  • a row of mold parts 311al and 311a2 is formed in the circumferential direction.
  • the shapes of the mold parts 311al and 31la2 may correspond to the shape of the dynamic pressure groove, and may be formed in a spiral shape or the like.
  • the surface accuracy of the molded part N including the mold parts 311al and 31 la2 directly affects the precision of the electric part 306. Therefore, it is desirable that the forming part N be finished with as high accuracy as possible in accordance with various precisions required for the electric part 306.
  • masking is performed on the outer surface of the master 311 except for the molding portion N, and a masking portion 312 is formed.
  • a material having insulation properties and corrosion resistance to the electrolyte solution can be suitably used in consideration of the electroplating process described later.
  • Master 311 is immersed in an electrolyte solution containing metal ions such as Ni and Cu. Then, the current is applied to the master 311 and the target metal is deposited (electrolytic deposition) on the forming part N of the master 311.
  • the electrolyte solution may contain a sliding material such as carbon or fluorine-based particles, or a stress relaxation material such as saccharin.
  • the type of electrodeposited metal is appropriately selected according to physical properties such as hardness and fatigue strength required for the bearing surface and chemical properties.
  • an electrical member 313 is formed in which the electrical part 306 is attached to the molding part N of the master 311.
  • the shape 311al and 31 la2 of the shape are transferred onto the inner peripheral surface of the electric rod portion 306, and are formed apart from each other in the axial direction of the plurality of dynamic pressure grooves 308a and 309a shown in FIG.
  • the optimum thickness according to the application for example, 10 ⁇ ! It is formed to a thickness of ⁇ 200 ⁇ m.
  • the electric part 306 may be formed by a method according to the electroless plating (electrical plating). it can.
  • the electric member 313 is disposed as an insert part in a predetermined mold, and then insert molding is performed using a molten material, for example, a molten resin.
  • a molten material for example, a molten resin.
  • any of a crystalline resin and an amorphous resin can be used as the base resin.
  • the crystalline resin include liquid crystal polymer (LCP), polyphenylene sulfide (PPS), polyetheretherketone (PEEK), polyacetal (POM), polyamide (PA), etc.
  • LCP liquid crystal polymer
  • PPS polyphenylene sulfide
  • PEEK polyetheretherketone
  • POM polyacetal
  • PA polyamide
  • PPSU polysulfone sulfone
  • PES polyethersulfone
  • PEI polyetherimide
  • PAI Polyamideimide
  • One or two or more kinds of fillers such as reinforcing materials (fibrous and powdery forms), lubricants, conductive materials and the like can be added to the above-described base resin as necessary. .
  • the covering portion 307 can also be made of a molten material other than resin, for example, a low melting point metal such as magnesium alloy or aluminum alloy.
  • a low melting point metal such as magnesium alloy or aluminum alloy.
  • MIM molding in which degreasing and sintering are performed after injection molding with a mixture of metal powder and binder, and so-called CIM molding using a mixture of ceramic and binder can also be used. It is.
  • the surface from which deposition starts on the master 311, that is, the inner surface of the electroplating part 306, is a dense surface to which the surface accuracy of the master 311 (molded part N) is transferred with high accuracy.
  • the surface on the deposition end side, that is, the outer surface of the electroplating portion 306 is formed into a rough surface.
  • the electric member 313 formed as described above is transferred to the separation step, and is separated into the bearing member 305 in which the electric portion 306 and the covering portion 307 are integrated, and the master 311.
  • this separation step for example, by applying an impact to the master 311 or the bearing member 305, the inner peripheral surface of the electric part 306 is slightly expanded in diameter, and the electric part 306 is peeled off from the surface of the master 311. . Accordingly, the master 311 can be separated from the bearing member 305, and when the master 311 is pulled out, the bearing member 305 as a finished product is obtained.
  • a peeling means for the electric wire part 306 for example, a method by heating (or cooling) the electric wire part 306 and the master 311 to cause a difference in thermal expansion between the two, Alternatively, a method using both means (impact and heating) in combination can be used.
  • the bearing member 305 is formed in a bottomed cylindrical shape, and the inner peripheral surface 305a is formed in a tapered shape having a direction toward the opening and gradually reduced in diameter.
  • the separation of 311 is so-called unreasonable.
  • the master 311 is forcibly removed when the dynamic pressure grooves 308a and 309a are provided on the inner peripheral surface 305a of the bearing member 305 as in this configuration example, the dynamic pressure grooves 308a and 309a There is a risk of damage and consequently deterioration of bearing performance.
  • the inclination ⁇ / L of the inner peripheral surface 305a including the radial bearing surfaces 308 and 309 of the bearing member 305 is set to a minute value of about ⁇ / L ⁇ 1/500. Therefore, the degree of unreasonableness is very small.
  • the electrode portion 306 constituting the bearing member 305 is formed to be extremely thin and the electrode portion 306 and the covering portion 307 are firmly fixed. The part 306 is deformed following the deformation of the resin covering part 307 having excellent elasticity. From the above, damage to the dynamic pressure grooves 308a and 309a due to separation of the master 311 can be effectively prevented.
  • a shaft member 303 (rotating body 302) prepared separately from the pulled out master 311 is inserted into the inner periphery of the bearing member 305 formed as described above, and fluid is introduced into the inner space of the bearing member 305 as a fluid.
  • the hydrodynamic bearing device 301 shown in FIG. 21 is completed by filling the lubricating oil.
  • the high-precision bearing member 305 can be mass-produced stably and at low cost.
  • the pulling force due to the capillary force acts on the lubricating oil in the seal space S3.
  • the lubricating oil is always maintained within the range of the seal gap S3.
  • the radial bearing surfaces 308 and 309 spaced apart at two locations above and below the inner peripheral surface 305a of the bearing member 305 are respectively It faces the outer peripheral surface 303a of the shaft member 303 via radial bearing gaps Crl and Cr2.
  • the shaft member 303 rotates, dynamic pressure of the lubricating oil is generated in the radial bearing gaps Crl and Cr2, and the oil film rigidity of the lubricating oil film formed in the radial bearing gaps Crl and Cr2 is increased by the pressure, and the shaft member 303 is supported in a non-contact manner so as to be rotatable in the radial direction.
  • the first radial bearing portion R31 and the second radial bearing portion R32 that support the rotating body 302 having the shaft member 303 in a non-contact manner so as to be rotatable in the radial direction are formed.
  • a thrust bearing portion T3 that rotatably supports the rotating body 302 having the shaft member 303 in the thrust direction. It is formed.
  • the rigidity of the oil film (bearing rigidity) formed in the radial bearing gap increases as the gap width decreases. Therefore, in the above configuration in which the clearance width of the radial bearing gap is gradually decreased upward in the axial direction, the narrow portion having a small clearance width in the radial bearing clearance is used.
  • the oil film rigidity at Dl is higher than the oil film rigidity at the wide part D2 where the gap width is large.
  • the center of gravity G force of the rotating body 302 is positioned above the center of the bearing member 305 in the axial direction, so that the bearing rigidity can be increased in a region near the center of gravity G of the rotating body 302. The bearing rigidity can be lowered in the region away from the center of gravity G.
  • the radial bearing gap is provided at two locations separated in the axial direction. Therefore, the bearing centers of the radial bearing portions R31 and R32 are located above the axial center of the bearing member 305. Will be. Accordingly, the distance between the bearing center of the radial bearing portion and the center of gravity G of the rotating body 302 can be shortened, and the structure is excellent in load capacity (moment rigidity) against moment load.
  • the radial clearance reduction amount ⁇ between the narrow part Dl and the wide part D2 of the radial bearing gap Crl (or Cr2) described above and the axial separation distance between the two parts (the axis of the radial bearing gap (Direction length) Ratio to L (slope) ⁇ / L is preferably 1/1000 ⁇ ⁇ / L ⁇ 1/500. If the value of the inclination ⁇ / L is smaller than 1/1000, it is difficult to sufficiently obtain the effect of improving the bearing rigidity and the effect of reducing the torque.
  • the minimum diameter clearance of the radial bearing clearance Crl (inner diameter dimension in the narrow portion D1) ⁇ is the ratio ⁇ / d to the shaft diameter d of the shaft member 303 is 1 / 1000 ⁇ 5 / d ⁇
  • the lower limit value 1/1000 of the ratio ⁇ / d can be derived from the roundness “cylindricity” of the outer peripheral surface of the master 311 and the shaft member 303 and the inner peripheral surface of the electric electrode part 306.
  • the diameter gap ⁇ force When the roundness and the cylindricity of the outer peripheral surface 303a of the shaft member 303 and the inner peripheral surface 305a of the bearing member 305 become smaller than the roundness and the cylindricity, contact occurs between the shaft member 303 and the bearing member 305. It becomes difficult to ensure performance. Although it is possible to further increase these various accuracies, cost increases are unavoidable as the accuracy increases. Therefore, considering the balance between functionality and cost, the ratio ⁇ / d should be 1/1000 or more. On the other hand, the upper limit of the ratio ⁇ / d 1/250 Can be derived from the viewpoint of rotational accuracy and moment rigidity.
  • the ratio ⁇ / d is desirably 1/250 or less.
  • the inner peripheral surface 305b of the bearing member 305 is a radial bearing surface 308, 309, and the inner bottom surface 305b (thrust bearing surface) in sliding contact with the lower end surface 303b of the shaft member 303.
  • the accuracy of the inner peripheral surface 305a and the inner bottom surface 305b of the bearing member 305 can be easily increased, and the width accuracy of the radial bearing gaps Crl and Cr2 can be managed with high accuracy.
  • the radial bearing surfaces 308 and 309 and the thrust bearing surface are metal surfaces, the radial bearing parts R31 and R32 can suppress changes in characteristics due to temperature changes and wear, and the thrust bearing part T3 has wear resistance. It can improve the sex. Based on the above, it is possible to suppress an increase in the amount of swing of the rotating body 302 and a decrease in the rotational performance due to resonance when the hydrodynamic bearing device 301 is subjected to vibration or impact, and to maintain high rotational performance. Is possible.
  • FIG. 25 shows a second configuration example of the hydrodynamic bearing device according to the fourth embodiment of the present invention.
  • the hydrodynamic bearing device 321 shown in the figure differs from the hydrodynamic bearing device 301 shown in FIG. 21 mainly in that the hub 304 constituting the rotating body 302 is provided below the bearing member 305, and the center of gravity G of the rotating body 302 Is located below the bearing member 305, and correspondingly, the inner diameter dimension of the bearing member 305 is formed so as to gradually decrease downward in the axial direction.
  • a sealing space can also be formed at both ends of the force bearing member 305, which is not shown, as in the embodiment shown in FIG.
  • Fig. 26 shows a third configuration example of the hydrodynamic bearing device according to the fourth embodiment of the present invention.
  • the inner peripheral surface force of the bearing member 305 is relatively in the axial direction but not in the taper shape in which the inner diameter dimension as shown in FIGS. 21 and 25 is gradually reduced to one of the axial directions.
  • the first inner peripheral surface 305d having a small diameter and the second inner peripheral surface 305e having a larger diameter than the first inner peripheral surface 305d are partitioned.
  • a radial bearing surface 308 is provided in a part or all of the axial direction region of the first inner peripheral surface 305d, and a radial bearing surface 309 is provided in a part or all of the axial region of the second inner peripheral surface 305e.
  • the entire radial bearing gap Cr 1 formed between the upper radial bearing surface 308 and the outer peripheral surface 303a of the shaft member 303 becomes the narrow portion D1
  • the lower radial bearing surface 309 The entire radial bearing gap Cr2 formed between the outer peripheral surface 303a of the shaft member 303 becomes the wide portion D2.
  • FIG. 27 shows a fourth configuration example of the hydrodynamic bearing device according to the fourth embodiment of the present invention.
  • a bearing member 345 is mainly provided with a main body portion 345a having radial bearing surfaces 308 and 309, and protruding above the main body portion 345a, and an outer peripheral surface 303a of the shaft member 303.
  • 21 is different from the hydrodynamic bearing device 301 shown in FIG. 21 in that it is partitioned by a substantially hemispherical protrusion 345b that forms a seal space S3 and a lubricating oil reservoir 346 therebetween.
  • the side part which comprises the main-body part 345a the whole inner diameter dimension is reducing gradually toward the axial direction upper direction.
  • the bearing member 345 can be formed, for example, as follows. First, in accordance with the molding procedure of the bearing member 305 described above, the side part of the main body part 345a and the protruding part 345b are molded in a state parallel to the axis, and separated from the master. Next, in a state where the molds following the shapes of the main body portion 345a and the three projecting portions 45b as finished products are heated, a pressing force is applied from the outer diameter side of the bearing member 345, and the side portion of the main body portion 345a. And the projecting portion 345b are deformed in the inner diameter direction to form a kind of plastic deformation state. Then, when the mold is opened, a bearing member 345 shown in the figure is obtained.
  • the shaft member 303 is formed to have a constant diameter over the entire length in the axial direction, and the inner diameter dimension of the bearing member 305 is made different in the axial direction, so that the radial width of the radial bearing gap is reduced in the axial direction.
  • the configuration in which fluid dynamic pressure is generated by the herringbone-shaped or spiral-shaped dynamic pressure grooves is exemplified as the radial bearing portions R31, R32.
  • the present invention is not limited to this. Les.
  • one or both of the radial bearing portions R31 and R32 can be configured as a so-called multi-arc bearing or a step bearing.
  • These bearings can be obtained by forming a plurality of circular arc surfaces and axial grooves as dynamic pressure generating portions on the radial bearing surfaces 308 and 309 of the bearing member 305, for example. Since the method for forming these dynamic pressure generating portions is in accordance with the respective steps in forming the dynamic pressure grooves 308a and 309a, detailed description thereof is omitted.
  • Fig. 28 shows an example of a case where one or both of the radial bearing portions R31, R32 is formed of a multi-arc bearing.
  • the regions that become the radial bearing surfaces 308 and 309 on the inner peripheral surface of the bearing member 305 are configured by three arc surfaces 351 (La, loose three arc bearings).
  • the centers of curvature of the three arcuate surfaces 351 are offset by an equal distance from the shaft center O of the bearing member 305 (shaft member 303).
  • the radial bearing gap is a wedge-shaped gap Cr3 that gradually decreases in a wedge shape in both circumferential directions.
  • the bearing member 305 and the shaft member 303 rotate relative to each other, the lubricating oil in the radial bearing clearance is pushed into the minimum clearance side of the wedge-shaped clearance Cr3 according to the relative rotation direction, and the pressure increases. .
  • the bearing member 305 and the shaft member 303 are supported in a non-contact manner by such a dynamic pressure action of the lubricating oil.
  • a deep axial groove called a separation groove may be formed at the boundary between the three arcuate surfaces 351.
  • Fig. 29 shows another example in which one or both of the radial bearing portions R31, R32 is formed of a multi-arc bearing.
  • the radial force on the inner peripheral surface of the bearing member 305 is composed of three arcuate surfaces 351, which are the radial bearing surfaces 308 and 309 (relatively three arcuate bearings).
  • the radial bearing gap is a wedge-shaped gap Cr3 that gradually decreases in a wedge shape with respect to one circumferential direction.
  • the multi-arc bearing having such a configuration is sometimes referred to as a taper bearing.
  • the three arc surfaces 35 A deeper axial groove called a separation groove 352 is formed at the boundary between them.
  • Fig. 30 shows another example in the case where one or both of the radial bearing portions R31, R32 is formed of a multi-arc bearing.
  • a predetermined region ⁇ force on the minimum clearance side of the three arcuate surfaces 351 is a concentric arcuate surface with the center O of the bearing member 305 (shaft member 303) as the center of curvature. It is configured. Accordingly, the radial bearing gap (minimum gap) is constant in each predetermined region ⁇ .
  • the multi-arc bearing having such a configuration is sometimes referred to as a taper flat bearing.
  • FIG. 31 shows an example in which one or both of the radial bearing portions R31 and R32 are configured by step bearings.
  • a plurality of axial groove-shaped dynamic pressure grooves 353 are provided at predetermined intervals in the circumferential direction in the region that becomes the radial bearing surfaces 308 and 309 on the inner peripheral surface of the bearing member 305 (electrical part 306). ing.
  • the radial bearing portions R31 and R32 are provided with two radial bearing portions separated in the axial direction.
  • the radial bearing portions have three locations on the upper and lower regions of the inner peripheral surface of the bearing member 305. It is good also as a structure which provided the above radial bearing part.
  • the multi-arc bearing shown in FIGS. 28 to 30 is composed of a force S that is a so-called 3-arc bearing, not limited to this, but a so-called 4-arc bearing, 5-arc bearing, and more than 6 arc surfaces.
  • a multi-circular bearing may be used.
  • the dynamic pressure generating portion is formed on the radial bearing surfaces 308 and 309 of the electric rod portion 306 constituting the bearing member 305 is exemplified, but the shaft facing the radial bearing surfaces 308 and 309 is exemplified.
  • a dynamic pressure generating portion may be provided on the outer peripheral surface 303a of the member 303.
  • the regions that serve as the radial bearing surfaces 308 and 309 of the electrode portion 306 are formed in a cylindrical surface shape having no irregularities.
  • a dynamic pressure generating portion is provided on the radial bearing surfaces 308 and 309 of the electric rod portion 306 constituting the bearing member 305 or the outer peripheral surface 303a of the shaft member 303, and the radial bearing gap is provided at the dynamic pressure generating portion.
  • the radial bearing parts R31 and R32 are composed of dynamic pressure bearings by generating fluid dynamic pressure on the radial surface 308 and 309
  • the radial bearing portions R31 and R32 can also be configured with perfect circular bearings (not shown).
  • the thrust bearing portion T3 is configured by a pivot bearing
  • the lower end of the shaft member 303 is a flat surface, and this flat surface or the end surface of the bearing member facing the flat surface is used.
  • the thrust bearing portion can also be constituted by a dynamic pressure bearing (not shown).
  • the lubricating oil is used as the lubricating fluid filling the internal space of the hydrodynamic bearing device.
  • other fluids capable of forming a fluid film such as lubricating grease, magnetic fluid, air, etc. Gas or the like can also be used.
  • the fluid dynamic bearing device described above boasts high rotational accuracy, it is suitable as a bearing for various motors that require high rotational performance, such as spindle motors for disk devices such as HDDs and fan motors for personal computers. Can be used for
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing a first configuration example of a hydrodynamic bearing device according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2A is a top view showing a state in which a bearing sleeve is fixed to a housing
  • FIG. 2B is a sectional view thereof
  • FIG. 2C is a bottom view thereof.
  • FIG. 3A is a schematic view showing the assembly process of the bearing sleeve
  • FIG. 3B is an enlarged sectional view showing an upper portion of the housing.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view showing a second configuration example of the hydrodynamic bearing device according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view conceptually showing a spindle motor incorporating a hydrodynamic bearing device.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view conceptually showing a fan motor incorporating a fluid dynamic bearing device.
  • FIG. 7 is a sectional view conceptually showing a spindle motor incorporating a fluid dynamic bearing device.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view showing a first configuration example of a hydrodynamic bearing device according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 9A is a longitudinal sectional view of the bearing sleeve
  • FIG. 9B is a view showing an upper end face of the bearing sleeve
  • FIG. 9C is a view showing a lower end face of the bearing sleeve.
  • FIG. 10 is a cross-sectional view showing a second configuration example of the hydrodynamic bearing device according to the second embodiment.
  • FIG. 11 is a longitudinal sectional view showing another configuration example of the bearing sleeve.
  • FIG. 12 is a cross-sectional view conceptually showing a fan motor incorporating a hydrodynamic bearing device.
  • FIG. 13 is a sectional view conceptually showing a spindle motor incorporating a hydrodynamic bearing device.
  • FIG. 14 is a cross-sectional view showing a first configuration example of a hydrodynamic bearing device according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 15 is a cross-sectional view of a bearing member.
  • FIG. 16 is an end view of the bearing member shown in FIG. 15 as viewed from the direction of arrow a.
  • FIG. 17 is an end view of the bearing member shown in FIG. 15 viewed from the direction of arrow b.
  • FIG. 18 is a cross-sectional view showing another configuration of the bearing member.
  • FIG. 19 is a cross-sectional view showing another configuration of the bearing member.
  • FIG. 20 is a cross-sectional view showing a second configuration example of the hydrodynamic bearing device according to the third embodiment.
  • FIG. 21 is an axial cross-sectional view showing a first configuration example of a hydrodynamic bearing device according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 22 is a cross-sectional view of a bearing member.
  • FIG. 23A is a perspective view of the master
  • FIG. 23B is a perspective view showing a state in which the master is masked
  • FIG. 23C is a perspective view of the electronic member.
  • FIG. 24 is a cross-sectional view of a bearing member immediately after insert molding.
  • FIG. 25 is a cross-sectional view showing a second configuration example of the hydrodynamic bearing device according to the fourth embodiment.
  • FIG. 26 is a cross-sectional view showing a third configuration example of the hydrodynamic bearing device according to the fourth embodiment.
  • FIG. 27 is a cross-sectional view showing a fourth configuration example of the hydrodynamic bearing device according to the fourth embodiment.
  • FIG. 28 is a cross-sectional view including a shaft when the radial bearing portion is constituted by a multi-arc bearing.
  • FIG. 29 is a cross-sectional view including a shaft when the radial bearing portion is constituted by a multi-arc bearing.
  • FIG. 30 is a cross-sectional view including a shaft when the radial bearing portion is constituted by a multi-arc bearing.
  • FIG. 31 is a cross-sectional view including a shaft when the radial bearing portion is constituted by a step bearing.

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Abstract

　モーメント剛性に優れ、軸受スリーブの製造が容易で、かつ、組立や部品管理の作業効率を改善し得る流体軸受装置を提供する。 　軸受スリーブが軸方向に複数配置され、かつ各軸受スリーブ３，４は相互に軸方向長さを異ならせて形成されている。

Description

明 細 書
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ものである。
背景技術
[0002] 流体軸受装置は、軸受隙間に形成される油膜で軸部材を回転自在に支持するも のである。この流体軸受装置は、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 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— ROM/RAM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、また、パ 一ソナルコンピュータ（pc)などに搭載され、発熱源の冷却を行うファンモータ用等の 軸受として広く用いられている。
[0003] 例えば、 HDD等のディスク駆動装置のスピンドルモータに組み込まれる流体軸受 装置では、軸部材をラジアル方向に支持するラジアル軸受部およびスラスト方向に 支持するスラスト軸受部の双方を動圧軸受で構成する場合がある。この種の流体軸 受装置におけるラジアル軸受部としては、例えば特開 2003— 239951号公報（特許 文献 1)に記載のように、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を形成すると共に、両面間にラジアル 軸受隙間を形成するものが知られている。
[0004] 上記構成の流体軸受装置を組込んだ情報機器、例えば HDD等のディスク駆動装 置においては、高容量ィ匕を目的として、複数枚のディスクの搭載を要請されるが、そ の場合には、スピンドル軸を回転自在に支持する軸受部に作用するモーメント荷重 が大きくなる。このモーメント荷重の増大に対応するため、ラジアル軸受部を軸方向 に離隔した複数箇所に設けると共に、ラジアル軸受部間のスパンを大きくし、モーメン ト剛性を高める必要が生じる。これら複数のラジアル軸受部を 1つの軸受スリーブの 内周側に設けた構成が上記特許文献 1も含め広く採用されているが、モータの小型 ィ匕、およびこれに伴うスピンドル軸および軸受スリーブの小径化の要請もあり、ラジア ル軸受部間のスパン増大に対応し得る軸受スリーブを製造することが困難になる場 合がある。
[0005] ラジアル軸受部間のスパンを増大させてモーメント剛性を高めると共に、軸受スリー ブの製造を容易化する手段として、例えば特開平 11 _ 269475号公報 (特許文献 2 )や特許第 3602707号公報（特許文献 3)に記載のように、軸受スリーブを軸方向の 複数箇所 (例えば 2箇所）に配置する構成が考えられる。し力 ながら、かかる構成の 流体軸受装置において、各軸受スリーブは、回転方向を考慮して内周面等に設けら れる動圧溝の配列パターンや形成箇所を異ならせてはいるものの、その軸方向寸法 が同一に形成され、外観上の差異が極めて微小なものである。そのため、組み付け 方向や組み付け位置を誤り易いば力、りでなぐ部品管理が煩雑になるという問題があ る。組み付け方向等を誤ると軸受装置として機能しないおそれがあり、従って組み付 けには格別の配慮が必要でこれが軸受装置の製造コストを高騰させている。
[0006] また、モーメント剛性向上の他の手段として、スラスト軸受部の軸受スパンを拡大さ せた構造を採用することもでき、この種の構造を有する流体軸受装置として、例えば 特開 2005— 321089号公報（特許文献 4)に開示されているように、軸受スリーブの 両端側にスラスト軸受部を設けたものが知られている。そして、更なるモーメント剛性 の向上を狙って、上記特許文献 2 (又は特許文献 3)および特許文献 4の構成を組み 合わせた構成を採用することもできる。力かる構成とする場合、スラスト軸受隙間に流 体動圧を発生させる動圧溝等の動圧発生手段は、成形性を考慮して焼結金属製の 軸受スリーブの端面に設けられる場合が多いが、各動圧溝は回転方向を考慮して傾 斜方向を異ならせる必要がある。従って、 2種類の軸受スリーブが必要となる力 これ らは目視では判別し難レ、レベルの略同一形状に形成されるため、組み付け方向や 組み付け位置を誤り易い。組み付け方向等を誤ると、上記同様に軸受装置として機 能しないおそれがあり、従って組み付けには格別の配慮が必要でこれが軸受装置の 製造コストを高騰させている。
[0007] ところで、上記特許文献 2 (又は 3)の構成では、ラジアル軸受部間の軸受スパンを 増大させてモーメント剛性を高めると共に軸受スリーブの製造を容易化することがで きるが、軸受装置の組立時において以下の問題が生じる場合がある。すなわち、この 構成では、たとえ個々の軸受スリーブが高精度に形成されていても、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。 芯ずれに起因する双方のラジアル軸受面の間での同軸度の低下は、軸受剛性のば らっきを招き、これによりモーメント剛性をはじめとする軸受性能の低下が懸念される
[0008] また、そもそも流体軸受装置の回転性能は、軸受隙間（例えばラジアル軸受隙間） の幅精度によって決定付けられる。そのため、ラジアル軸受隙間を形成する軸部材 の外周面および軸受スリーブ（軸受部材）の内周面を精度良く形成するための努力 がなされている。このラジアル軸受隙間の隙間幅は、例えば特開 2004— 132402号 公報 (特許文献 5)に記載のように軸方向全長に亘つて均一に形成される場合が多い
[0009] モータへの組み込み時、流体軸受装置の軸部材には各種回転体が組み付けられ る力 組みつけられる回転体の大きさ、重量等はモータによって異なるため、回転体 の重心位置は都度異なる。従って、上記のようにラジアル軸受隙間の隙間幅を軸方 向全長に亘つて均一に形成していると、流体軸受装置に振動や衝撃が負荷された 場合にモーメント剛性をはじめとする軸受剛性が不足し、回転体の振れ回り量の増 大ゃ共振現象を引き起こす恐れがある。
[0010] また、例えばスピンドルモータに組み込まれる流体軸受装置には、上記のようなモ 一メント剛性の向上のみならず、回転精度の向上が求められている。これに対応する には、ラジアル軸受隙間を形成する軸受部材の内周面、および軸部材の外周面を 一層高精度に仕上げる必要があるが、一般に、内周面を高精度に仕上げるのは外 周面を高精度に仕上げるよりも難しぐまた、加工精度を一般的な機械加工で高める のは限度がある。
特許文献 1 :特開 2003— 239951号公報
特許文献 2 :特開平 11一 269475号公報
特許文献 3：特許第 3602707号公報
特許文献 4 :特開 2005— 321089号公報
特許文献 5：特開 2004— 132402号公報 発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0011] 本発明は上記の問題点に鑑みてなされたものであり、その第 1の課題は、モーメント 剛性に優れ、軸受スリーブの製造が容易で、かつ、組立や部品管理の作業効率を改 善し得る流体軸受装置を提供することにある。
[0012] また、本発明の第 2の課題は、組立精度に起因する軸受性能の低下を可及的に回 避して、高いモーメント剛性を発揮し得る流体軸受装置を提供することにある。
[0013] また、本発明の第 3の課題は、ラジアル軸受隙間の幅精度を高め、モーメント剛性 をはじめとする軸受性能に優れる流体軸受装置を低コストに提供することにある。 課題を解決するための手段
[0014] 上記第 1の課題を解決するため、本発明では、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ラ ジアル方向に非接触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、軸 受スリーブは軸方向に複数配置され、かつ各軸受スリーブは相互に軸方向長さを異 ならせて形成されていることを特徴とする流体軸受装置を提供する。
[0015] 上記構成によれば、軸受スリーブを軸方向の複数箇所に配置したので、ラジアル軸 受部間のスパンを大きくしてモーメント荷重に対する負荷能力を高めることができると 共に、軸受スリーブの製造を容易にすることができる。また、軸方向に複数配置した 軸受スリーブの軸方向長さを相互に異ならせたので、外観上の差異が明確になり、 組み間違レ、を確実に防止することが、また、部品管理の簡略化を図ることが可能とな る。
[0016] 例えば、軸受スリーブを軸方向の二箇所に配置する場合、ラジアル軸受部の軸受 スパンを大きくとる観点から、一方の軸受スリーブのラジアル軸受面は、他方の軸受 スリーブから離反する側の端部内周に設けられるのが通例である。し力、しながら、この 場合、特に軸方向寸法を長大化させた側の軸受スリーブの両端部間、さらに軸受スリ ーブ (ラジアル軸受面)相互間での同軸確保が難しくなり、軸受装置の回転性能に悪 影響を及ぼす恐れがある。 [0017] そこで、本発明では、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の 内周面に、ラジアル軸受面よりも他方の軸受スリーブ側に位置し、ラジアル軸受面と 同径の凸部を設けた構成を提供する。力かる構成とすることにより、例えば組立ピン を揷入した場合には、単体の軸受スリーブの両端部間、および軸受スリーブ相互間 で同軸確保しつつ容易に組立作業を進めることができる。なお、凸部は、動圧発生 機能を有する形状に形成するとトルクアップを招くので、動圧発生機能を有さない形 状 (例えば、帯状等）に形成するのが望ましい。ところで凸部は、回転性能に悪影響 を及ぼさない程度の同軸確保ができればラジアル軸受面と若干異径であってもよレ、 。従って、ここで言う「同径の凸部」には、若干量異径の凸部も含まれる。
[0018] また、上記構成において、軸部材に外径側に突出した突出部を設け、突出部の端 面と軸受スリーブの端面との間に、スラスト軸受隙間に生じる流体の動圧作用で軸部 材をスラスト方向に非接触支持するスラスト軸受部を設けても良い。突出部は、軸部 材に一体形成されたものであっても良いし、軸部材に固定されたものであっても良い 。また、スラスト軸受部のスラスト軸受隙間に動圧作用を発生させる動圧溝等の動圧 発生手段は、突出部の端面及び軸受スリーブの端面のうち、少なくとも何れか一方に 形成すれば良い。
[0019] また、軸部材に設けた突出部の外周側にシール空間が形成されるようにしても良い 。このシール空間は、軸受装置内部に充満された流体 (例えば、潤滑油）の温度変 化に起因する容積変化 (膨張 ·収縮）を吸収する機能、いわゆるバッファ機能を有す る。
[0020] また、上記第 1の課題を解決するための他の構成として、本発明では、軸受部材と 、軸受部材の内周に挿入される軸部材を有する回転体と、軸受部材と回転体との間 に形成される第 1および第 2スラスト軸受隙間と、第 1スラスト軸受隙間に流体動圧を 発生させる第 1動圧溝領域と、第 2スラスト軸受隙間に流体動圧を発生させる第 2動 圧溝領域とを備えた流体軸受装置において、軸受部材は、軸方向に配列された 2つ の軸受スリーブを有し、該 2つの軸受スリーブが何れも、両端面に、第 1動圧溝領域と 第 2動圧溝領域とを有するものであり、かつ一方の軸受スリーブの第 1動圧溝領域を 第 1スラスト軸受隙間に臨ませ、他方の軸受スリーブの第 2動圧溝領域を第 2スラスト 軸受隙間に臨ませたことを特徴とする流体軸受装置を提供する。
[0021] 上記のように、軸受部材が 2つの軸受スリーブを有しているので、ラジアル軸受部の 軸受スパンを増大させて、モーメント剛性を高めることができると共に、軸受スリーブ の製造を容易化することができる。また、上記の軸受スリーブが何れも、両端面に、第 1動圧溝領域と第 2動圧溝領域とを有すものであり、かつ一方の軸受スリーブの第 1 動圧溝領域を第 1スラスト軸受隙間に臨ませ、他方の軸受スリーブの第 2動圧溝領域 を第 2スラスト軸受隙間に臨ませており、これは換言すると同一の軸受スリーブを軸方 向に 2つ並べたことを意味する。したがって、上下の配置を考慮することなく各軸受ス リーブをハウジングに組み付けることができ、これにより、軸受部材の一端側に第 1ス ラスト軸受隙間、他端側に第 2スラスト軸受隙間を備え、一層モーメント剛性に優れた 流体軸受装置を容易に形成することができる。また軸受スリーブを 1種類に集約出来 る分、部品単価を低減することができ、さらに、部品の管理コストを低減することもでき る。
[0022] 第 1動圧溝領域と、第 2動圧溝領域とを異なる形状に形成すれば、各軸受スリーブ の上下を容易に識別することが可能となり、一層組み付けの容易化を図ることができ る。ここで言う「異なる形状」は、例えば、一方をスパイラル形状に配列された複数の 動圧溝で、他方をへリングボーン形状に配列された複数の動圧溝で形成する構成の 他、同種形状に配列された動圧溝の溝本数等を両者で異ならせたものも含まれる。 識別性を高める観点から言えば、前者の構成が望ましい。なお、流体軸受装置の用 途によって、第 1スラスト軸受隙間と第 2スラスト軸受隙間とで必要とされる圧力が異な る場合等には、それに併せて動圧溝の配列パターンを変更してもよい。
[0023] 2つの軸受スリーブ間には、スぺーサ部材を介装させることができる。このスぺーサ 部材は、例えば軸受スリーブを含油焼結金属で形成する場合、多孔質組織を有しな レ、材料 (非多孔質材料)で形成することができる。この場合、軸受装置に包含させる 潤滑油量を減少させることができるので、総油量が少なくなる分低コストィ匕できる。さ らに、油量が少なくなる分シール空間の容積を小さくすることができ、ラジアル軸受部 の軸受スパンを一層拡大させることが、すなわちモーメント剛性を一層高めることがで きる。 [0024] 以上の構成を有する流体軸受装置は、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化や回転体の重量化に伴って、 特に高いモーメント剛性が必要なモータに好ましく用いることができる。
[0025] また、上記第 2の課題を解決するため、本発明では、内周に複数のラジアル軸受面 が軸方向に離隔して設けられる軸受部材と、軸受部材の内周に挿入される軸部材を 有する回転体と、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回転体を非接触に支持する複数のラジアル軸受部とを備えた 流体軸受装置において、軸受部材が、軸方向に配列された複数の軸受スリーブを有 し、複数の軸受スリーブに含まれる第 1の軸受スリーブに複数のラジアル軸受面が全 て設けられ、かつ第 1の軸受スリーブが回転体の軸方向重心位置に近い側に配設さ 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、回転体は、流体軸受装 置のスピンドルとして回転する物体全体を指し、軸部材に取付けられ、軸部材と一体 的に回転可能な部材であればそれらを全て含んだ物体を意味する。例えば、流体軸 受装置を HDD等のディスク駆動装置に組込んで使用する場合、軸部材と、駆動部 を構成するマグネットやディスク、あるいはこれらマグネットやディスクを軸部材に取付 けるハブ等（その他にクランパなど）を全て含むアセンブリ体を指す。また、上記流体 軸受装置を、ファンモータ等に組込んで使用する場合、軸部材と、駆動部を構成す るマグネットの他、ハブ等を介して軸部材に固定されるファン等を全て含むアセンブリ 体を指す。
[0026] 上述のように、本発明は、軸受部材を構成する複数の軸受スリーブのうち、一の軸 受スリーブに全てのラジアル軸受面を設けると共に、力かる軸受スリーブを、被支持 体となる回転体の軸方向重心位置に近い側に配設したことを特徴とするものである。 すなわち、全てのラジアル軸受面を 1つの軸受スリーブに集約することで、複数の軸 受スリーブにそれぞれラジアル軸受面を設けることに起因する同軸度の低下、ひいて は軸受剛性の低下を回避することができる。また、複数の軸受スリーブ間で同軸合せ を行う場合と比べて、作業効率が格段に向上し、これによる加工コストの低減化が可 能となる。併せて、本発明では、かかる軸受スリーブを、回転体の軸方向重心位置に 近い側に配設したので、換言すると、なるべく回転体の軸方向重心位置に近い箇所 でラジアル軸受部を形成するようにしたので、支持すべき回転体の重心位置に合わ せた適切な箇所で回転体を支持することができる。これにより、複数の軸受スリーブ にそれぞれラジアル軸受面を分けて設ける場合のラジアル軸受部間の軸受スパンと の差を補って、高いモーメント剛性を確保することができる。
[0027] 具体的な構成として、例えば軸受部材を構成する複数の軸受スリーブのうち、内周 にラジアル軸受面を有さない第 2の軸受スリーブが第 1の軸受スリーブの軸方向一方 側に配設されている構成を挙げることができる。また、この場合、軸受部材は、複数の 軸受スリーブを内周に保持するハウジングを有し、ハウジングが第 2の軸受スリーブと 一体に形成されているものであってもよレ、。また、軸受部材は、内周にラジアル軸受 面を有さない第 3の軸受スリーブをさらに有するものであってもよい。この場合、第 3の 軸受スリーブは、第 1の軸受スリーブの軸方向他方側に配設することもできる。また、 軸受部材が、第 2の軸受スリーブを一体に形成してなるハウジングを有する場合、第 2の軸受スリーブの軸方向一方側に第 1の軸受スリーブを、軸方向他方側に第 3の軸 受スリーブを配設することもできる。
[0028] モーメント剛性のさらなる向上を狙って、例えば軸受部材を構成する複数の軸受ス リーブの端面のうち、軸方向で最も一端側に位置する第 1端面と、第 1端面と軸方向 に最も離隔した第 2端面とに、それぞれスラスト軸受面を設けた構成をとることもできる 。力かる構成によれば、各スラスト軸受面を、軸受部材の軸方向にできるだけ離間し た位置に設けることができる。これにより、回転体との間に形成されるスラスト軸受部 の軸方向離間距離をできる限り大きくして、モーメント剛性のより一層の向上を図るこ とができる。
[0029] また、上記第 3の課題を解決するため、本発明では、軸受部材と、軸受部材の内周 に揷入される軸部材を有する回転体と、軸受部材と軸部材の間に形成されるラジア ル軸受隙間に生じる流体膜で軸部材を有する回転体をラジアル方向に支持するラジ アル軸受部とを備える流体軸受装置において、ラジアル軸受隙間の隙間幅を軸方向 で異ならせ、該隙間幅の大きレ、幅広部と隙間幅の小さい幅狭部とのうち、幅狭部を 回転体の重心位置側に配置し、軸受部材の少なくともラジアル軸受隙間に面する領 域を、析出金属からなる電铸部に形成したことを特徴とする流体軸受装置を提供す る。なお、ここでいう「回転体」は、軸部材に取付けられ、軸部材と一体に回転可能な 部材全てを含んだものを指す。例えば、 HDD等のスピンドルモータに組込んで使用 する場合、回転体は、軸部材、軸部材に設けられるティスクハブ、およびディスクハブ に固定されるマグネットやディスク、更にはクランパ等を全て含むものを指す。また、 例えばファンモータに組込んで使用する場合、軸部材、ハブ等を介して軸部材に固 定されるファン、マグネット等を全て含むものを指す。
[0030] 一般に、ラジアル軸受隙間の隙間幅が小さくなるにつれて、ラジアル軸受隙間に形 成される流体膜の剛性 (軸受剛性）は高くなる。従って、上記のように、ラジアル軸受 隙間の隙間幅を軸方向で異ならせ、該隙間幅の大きレ、幅広部と隙間幅の小さレ、幅 狭部とのうち、幅狭部を回転体の重心位置側に配置すれば、回転体の重心近傍で 軸受剛性を高めることができる一方で、重心から離れた領域では軸受剛性を低くする こと力 Sできる。これにより、軸受剛性の確保と低トルク化とを同時に達成することができ 、回転体の支持精度を高めることができる。また、ラジアル軸受部の軸受中心と回転 体の重心位置との離間距離を短縮することもでき、モーメント剛性を高めることもでき る。上記構成は、例えば、ラジアル軸受隙間に面する軸方向領域で、軸部材を径一 定に形成すると共に軸受部材を異径に形成する、あるいは、軸部材を異径に形成す ると共に軸受部材を径一定に形成することにより得ることができる。
[0031] また、本発明は、軸受部材の少なくともラジアル軸受隙間に面する領域 (いわゆる、 ラジアル軸受面）を、析出金属からなる電铸部に設けたことを特徴とするものである。 電铸部は、電解めつき（電気めつき）、あるいは無電解めつき (ィ匕学めつき）に準ずる 手法で形成することができる。かかる手法の特性上、電铸部の析出開始側の面は、こ れを形成するマスターの表面形状がミクロンオーダーのレベルまで高精度に転写さ れた緻密面となるので、マスターの表面を所定の形状精度に仕上げておけば、特段 の仕上げ力卩ェ等を施すことなく容易に軸受部材の内周面精度を高めることができる。 従って、電铸部、特にその析出開始面にラジアル軸受面を設ければ、ラジアル軸受 隙間の幅精度を容易かつ低コストに高めることが可能となる。また、かかる構成とすれ ば、ラジアル軸受面が金属面となるので、温度変化に伴うラジアル軸受面の特性変 化を抑制し、回転精度の低下を極力抑制することができる。 [0032] 上記構成にぉレ、て、所望の回転精度を確保し得るラジアル軸受隙間の隙間幅は、 軸部材の軸径 dに対するラジアル軸受隙間の最小の直径隙間 δの比 δ /dで定義 することができ、本発明者らの検証によれば、比 δ /dは、 1/1000≤ 5 /d≤l/2 50の範囲内であればよいことが判明した。その理由を以下詳述する。
[0033] まず、比 δ Zdの下限値 lZlOOOは、マスターや軸部材の外周面、および電铸部 内周面の真円度'円筒度等から導き出すことができる。すなわち直径隙間 δ 、軸部 材の外周面や軸受部材の内周面の真円度 '円筒度よりも小さくなると、軸部材と軸受 部材との間で接触を生じ、所定の性能を確保することが難しくなる。軸部材の外周面 や軸受部材の内周面の真円度等を一層高めることも可能であるが、高精度化するに つれてコストアップが避けられないものとなる。従って、機能面およびコスト面のバラン スを考慮すると、比 δ Zdは ιΖιοοο以上とするのが望ましい。一方、比 δ /dの上限 値 1/250は回転精度やモーメント剛性の観点から導き出すことができる。すなわち 、ラジアル軸受隙間の最小の直径隙間 δが大きくなれば、所望の軸受剛性、モーメ ント剛性を確保できなくなり、回転精度の悪化や軸部材と軸受部材の接触などの不 具合が生じる。従って、比 δ /dは 1/250以下とするのが望ましい。
[0034] また、上記構成において、例えばラジアル軸受隙間の一端に幅広部、他端に幅狭 部を設けると共に、幅広部から幅狭部にかけて隙間幅を漸減させる場合、ラジアル軸 受隙間の軸方向長さ Lと、ラジアル軸受隙間の軸方向全長における半径隙間の減少 量 εとの比 ε /L、換言すると、傾き ε /Lは、 1/1000≤ ε /L≤ 1/500とするの が望ましいことが、本発明者らの鋭意研究によって見出された。比 ε /Lが 1/1000 よりも小さいと上述した軸受剛性の向上効果、およびトルク低減効果を十分に得るこ とが難しくなる。一方、 1Z500よりも大きいと、幅広部の値が過大になって軸受剛性 が不足し、回転精度が悪化するおそれがあり、また、軸受部材の成形時にあっては、 マスターの無理抜きの程度が大きくなり、ラジアル軸受面の損傷を招くおそれが高ま るためである。
[0035] 上記の流体軸受装置には、ラジアル軸受隙間に流体動圧を発生させるための動圧 発生部を設けることができ、これによりラジアル軸受部を回転精度に優れる動圧軸受 で構成すること力 Sできる。動圧発生部は電錡部の内周面あるいは軸部材の外周面に 設けることができる力 電铸カ卩ェで用いるマスター表面に、動圧発生部に対応した型 部を設けておくだけで容易かつ高精度に形成することができる。そのため、動圧発生 部は、軸部材の外周面に設けるよりも電铸部の内周面に設けるのが望ましい。動圧 発生部は、傾斜溝、軸方向溝、あるいは円弧面等、公知の種々の形状を採用するこ とができる。なお、このような動圧発生部を設けた場合、軸受部材の内周面と軸部材 の外周面との間に形成される隙間のうち、動圧発生部に面する領域が本願でレ、ぅラ ジアル軸受隙間となる。
発明の効果
[0036] 上記のように、軸受スリーブを軸方向に複数配置し、かつ各軸受スリーブを相互に 軸方向長さを異ならせて形成することにより、モーメント剛性に優れ、軸受スリーブの 製造が容易で、かつ、組立や部品管理の作業効率を改善し得る流体軸受装置を提 供すること力 Sできる。
[0037] また、上記のように、軸受部材が軸方向に配列された 2つの軸受スリーブを有し、当 該 2つの軸受スリーブが何れも、両端面に、第 1動圧溝領域と第 2動圧溝領域とを有 するものであり、かつ一方の軸受スリーブの第 1動圧溝領域を第 1スラスト軸受隙間に 臨ませ、他方の軸受スリーブの第 2動圧溝領域を第 2スラスト軸受隙間に臨ませた構 成を採用することにより、モーメント剛性に優れ、軸受スリーブの製造が容易で、かつ 、組立や部品管理の作業効率を改善し得る流体軸受装置を提供することができる。
[0038] また、上記のように、軸受部材に、軸方向に配列された複数の軸受スリーブを設け 、複数の軸受スリーブに含まれる第 1の軸受スリーブに複数のラジアル軸受面を全て 設け、かつ第 1の軸受スリーブを回転体の軸方向重心位置に近い側に配設すること により、組立精度に起因する軸受性能の低下を可及的に回避して、高いモーメント剛 性を発揮し得る流体軸受装置を提供することができる。
[0039] また、上記のように、ラジアル軸受隙間の隙間幅を軸方向で異ならせ、該隙間幅の 大きい幅広部と隙間幅の小さい幅狭部とのうち、幅狭部を回転体の重心位置側に配 置し、軸受部材の少なくともラジアル軸受隙間に面する領域を、析出金属からなる電 铸部に形成することにより、ラジアル軸受面の幅精度を高め、モーメント剛性をはじめ とする軸受性能に優れる流体軸受装置を低コストに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
[0040] 以下、本発明の第 1実施形態に係る流体軸受装置およびこれを備えるモータを図 1 〜図 6に基づいて詳述する。なお、以下の説明における『上下』方向は単に各図にお ける上下方向を便宜的に示すもので、流体軸受装置の設置方向や使用態様等を限 定するものではない。図 7以降で示す本発明の他の実施形態についても同様である
[0041] 図 1は、本発明の第 1実施形態に係る流体軸受装置の一構成例を示している。同 図に示す流体軸受装置 1は、 HDDに組み込まれるモータにおいて、スピンドル軸の 回転を支持するものである。この流体軸受装置 1は、ハウジング 2と、軸方向に相互に 離隔した位置でハウジング 2に固定された複数、ここでは 2つの軸受スリーブ（第 1軸 受スリーブ 3、第 2軸受スリーブ 4)と、該第 1、第 2軸受スリーブ 3、 4間に配設されたス ぺーサ部材 8と、第 1、第 2軸受スリーブ 3、 4の内周に挿入された軸部材 5とを主要な 構成部品として備えている。
[0042] 後述するように、第 1軸受スリーブ 3の内周面 3aと軸部材 5の外周面 5a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 4の内周面 4aと軸部材 5の外周面 5 aとの間に第 2ラジアル軸受部 R2が設けられる。また、第 1軸受スリーブ 3の上側端面 3bとシール部材 6の下側端面 6bとの間に第 1スラスト軸受部 T1が設けられ、第 2軸 受スリーブ 4の下側端面 4bとシール部材 7の上側端面 7bとの間に第 2スラスト軸受部 T2が設けられる。
[0043] ハウジング 2は、例えば、樹脂材料を射出成形して略円筒状に形成され、第 1、第 2 軸受スリーブ 3、 4およびスぺーサ部材 8が固定される第 1内周面 7aはストレートな円 筒面に形成されている。また、第 1内周面 7aの両端部には、第 1内周面 7aよりも大径 の第 2、第 3内周面 2b、 2cが設けられており、第 2、第 3内周面 2b、 2cは段面 2d、 2e を介してそれぞれ第 1内周面 2aに繋がってレ、る。
[0044] ハウジング 2を形成する樹脂材料に用いるベース樹脂としては、射出成形可能なも のであれば非晶性樹脂 ·結晶性樹脂を問わず使用可能で、例えば、非晶性樹脂とし て、ポリサルフォン（PSU)、ポリエーテルサルフォン（PES)、ポリフエ二ルサルフォン (PPSU)、ポリエーテルイミド（PEI)等、結晶性樹脂として、液晶ポリマー（LCP)、ポ リエ一テルエーテルケトン（PEEK)、ポリブチレンテレフタレート（PBT)、ポリフエニレ 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、使用 環境等を考慮してその他のベース樹脂を使用することもできる。また、上記のベース 樹脂に充填する充填材の種類も特に限定されないが、例えば、充填材として、ガラス 繊維等の繊維状充填材、チタン酸カリウム等のウイスカー状充填材、マイ力等の鱗片 状充填材、カーボンファイバー、カーボンブラック、黒鉛、カーボンナノマテリアル、金 属粉末等の繊維状又は粉末状の導電性充填材を用いることができる。これらの充填 材は、単独で用い、あるいは、二種以上を混合して使用しても良い。
[0045] 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。
[0046] 軸部材 5は、ステンレス鋼等の金属材料で形成され、全体として概ね同径の軸状を なしている。この軸部材 5には、突出部としての環状のシール部材 6、 7が適宜の固定 手段、例えば接着又は圧入接着 (圧入と接着の併用）により固定されている。これら シール部材 6、 7は、軸部材 5の外周面 5aから外径側に突出した形態となり、それぞ れハウジング 2の第 2、第 3内周面 2b、 2cの内周側に収容される。また、接着剤による 固定強度を高めるため、シール部材 6、 7の固定位置となる軸部材 5の外周面 5aに接 着剤溜りとなる円周溝 5al、 5a2が設けられている。なお、シール部材 6、 7は、真ちゆ う（黄銅)等の軟質金属材料やその他の金属材料で形成しても良いし、樹脂材料で 形成しても良い。また、シール部材 6、 7のうち一方は、軸部材 5に一体形成しても良 レ、。
[0047] シール部材 6の外周面 6aはハウジング 2の第 2内周面 2bとの間に所定容積のシー ル空間 S1を形成し、シール部材 7の外周面 7aはハウジング 2の第 3内周面 2cとの間 に所定の容積のシール空間 S2を形成する。この実施形態において、シール部材 6 の外周面 6a及びシール部材 7の外周面 7aは、それぞれハウジング 2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ている。そのため、シール空間 Sl、 S2は 、ハウジング 2の内部側に向かって漸次縮小したテーパ形状を呈する。
[0048] 第 1、第 2軸受スリーブ 3、 4は共に、例えば、焼結金属からなる多孔質体、特に銅を 主成分とする焼結金属の多孔質体で円筒状に形成され、それぞれ、ハウジング 2の 第 1内周面 2aに圧入、接着、あるいは圧入接着等の手段で固定される。尚、軸受スリ ーブ 3、 4は、焼結金属以外にも銅合金等の金属材料で形成することもできる。第 1、 第 2軸受スリーブ 3、 4は相互に軸方向長さを異ならせて形成され、本構成例では、 第 1軸受スリーブ 3の軸方向長さ L1が第 2軸受スリーブ 4の軸方向長さ L2よりも大きく (L1 >L2)形成されている。
[0049] 図 2 (B)に示すように、第 1軸受スリーブ 3の内周面 3aには、第 1ラジアル軸受部 R1 のラジアル軸受面 Aとなる領域が形成され、該ラジアル軸受面 Aにはへリングボーン 形状の動圧溝 3alが形成されている。このラジアル軸受面 Aは、第 2軸受スリーブ 4か ら離反する側（上側）の端部に形成されている。また、第 1軸受スリーブ 3の内周面 3a のうち、ラジアル軸受面 Aと軸方向に離隔した反対側（下側）の端部には、帯状の凸 部 Bが形成されている。この凸部 Bは、動圧溝 3alを区画形成する丘部と略同径に形 成されている。
[0050] 図 2 (A)に示すように、第 1軸受スリーブ 3の上側端面 3bの一部又は全部環状領域 には、第 1スラスト軸受部 T1のスラスト軸受面となる領域が形成され、該スラスト軸受 面にはへリングボーン形状の動圧溝 3blが形成されている。さらに外周面 3dには、 円周方向等間隔に配された複数（図示例は 3本）の軸方向溝 3dlが形成されている。
[0051] また、図 2 (B)に示すように、第 2軸受スリーブ 4の内周面 4aには、第 2ラジアル軸受 部 R2のラジアル軸受面 A'となる領域が形成され、該ラジアル軸受面 A'にはへリン グボーン形状の動圧溝 4alが形成されている。また図 2 (C)に示すように、第 2軸受ス リーブ 4の下側端面 4bの一部又は全部環状領域には、第 2スラスト軸受部 T2のスラ スト軸受面となる領域が形成され、該スラスト軸受面にはへリングボーン形状の動圧 溝 4blが形成されている。さらに外周面 4dには、円周方向等間隔に配された複数（ 図示例では 3本）の軸方向溝 4dlが形成されている。
[0052] 第 1、第 2軸受スリーブ 3、 4の間には、例えば黄銅やアルミ等の軟質金属、樹脂材 料、あるいは焼結金属等で形成された円筒状のスぺーサ部材 8が介装され、ハウジ ング 2の第 1内周面 2aに圧入、接着、あるいは圧入接着等の手段で固定されている。 スぺーサ部材 8の内周面 8aは両軸受スリーブ 3、 4の内周面 3a、 4aよりも若干量大径 に形成されており、軸部材 5の回転時 (軸受運転時）、軸部材 5との間にラジアル軸受 隙間は形成されない。さらに、外周面 8dには円周方向等間隔に配された複数 (例え ば、 3本）の軸方向溝 8dlが形成されている。
[0053] 上記構成部材からなる流体軸受装置 1は、例えば次のような工程で組み立てられる
[0054] まず、第 1、第 2軸受スリーブ 3、 4、およびスぺーサ部材 8を図 2に示す態様でハウ ジング 2の第 1内周面 2aに固定する。固定時における両軸受スリーブ 3、 4間の同軸 確保は、例えば図 3 (A)に示すような組立ピン Pを用いて行われる。このとき、第 1軸 受スリーブ 3の内周面 3aには、ラジアル軸受面 Aから離隔した下端部側にラジアル軸 受面 Aと略同径の凸部 Bが設けられているので、第 1軸受スリーブ 3は姿勢を悪化さ せることなぐその両端部間における同軸確保が確実に行われる。さらにこの組立ピ ン Pを用いることで、第 1、第 2軸受スリーブ 3、 4間における同軸確保が確実に行われ る。
[0055] また、両軸受スリーブ 3、 4、およびスぺーサ部材 8のハウジング 2への固定時には、 図 3 (B)に拡大して示すように、第 1軸受スリーブ 3の上側端面 3bがハウジング 2の上 側の段面 2dと面一になるカ あるいは、段面 2dから僅かな寸法 δ 2だけ突出した状 態となるように、第 1軸受スリーブ 3の軸方向位置を調整した状態で内周面 2aに固定 する。同図に示すように、第 1軸受スリーブ 3の上側端面 3bを段面 2dから寸法 δ 2だ け突出させた場合、シール部材 6の下側端面 6bと段面 2fとの間の軸方向寸法は、第 1スラスト軸受部 T1のスラスト軸受隙間の幅 δ 1よりも大きくなる。また、図示は省略す るが、第 2軸受スリーブ 4も第 1軸受スリーブ 3と同様の位置調整を行った状態でハウ ジング 2の第 1内周面 2aに固定する。
[0056] 上記の態様で両軸受スリーブ 3、 4の軸方向位置を調整してハウジング 2の内周面 2 aに固定する結果、図 1及び図 2に示すように、第 1軸受スリーブ 3の下側端面 3cとス ぺーサ部材 8の上側端面 8bとの間、第 2軸受スリーブ 4の上側端面 4cとスぺーサ部 材 8の下側端面 8cとの間に僅かな隙間ができる場合がある。尚、第 1、第 2軸受スリー ブ 3、 4、およびスぺーサ部材 8とハウジング 2の内周面 2aの軸方向寸法によっては、 上記の隙間が軸受スリーブ 3、 4のうち一方の側にのみできる場合もある。あるいは、 軸受スリーブ 3、 4の双方がスぺーサ部材 8に当接する場合もある。 [0057] つぎに、軸部材 5を第 1、第 2軸受スリーブ 3、 4の内周面 3a、 4a及びスぺーサ部材 8の内周面 8aに挿入し、シール部材 6、 7を軸部材 5の所定位置に固定する。尚、シ 一ル部材 6、 7のうちの何れか一方は、挿入前に予め軸部材 5に固定しておいても良 いし、軸部材 5に一体形成しても良い。
[0058] 上記の工程を経て組立が完了した後、シール部材 6、 7でシールされたハウジング 2の内部空間に、両軸受スリーブ 3, 4の内部気孔（多孔質体組織の内部気孔)も含 め、潤滑流体として例えば潤滑油を充填する。潤滑油の充填は、例えば組立が完了 した流体軸受装置 1を真空槽内で潤滑油中に浸漬した後、大気圧に開放することに より行うこと力できる。
[0059] 上記構成の流体軸受装置 1において、軸部材 5が回転すると、第 1軸受スリーブ 3 の内周面 3aのラジアル軸受面 Aは、軸部材 5の外周面 5aとラジアル軸受隙間を介し て対向する。ラジアル軸受面 Aでは、ラジアル軸受隙間に充満された潤滑油が動圧 溝 3al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。また、本構成例では、凸部 Bと軸部材 5の 外周面 5aとの間にラジアル軸受隙間が形成され、このラジアル軸受隙間には、第 1 軸受スリーブ 3から滲み出した油で油膜が形成され、この油膜で軸部材 5がラジアノレ 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 5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。第 2軸受ス リーブ 4でもラジアル軸受面 A'によって動圧軸受が構成され、軸部材 5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。
[0060] また、軸部材 5が回転すると、第 1軸受スリーブ 3の上側端面 3bのスラスト軸受面が シール部材 6の下側端面 6bと所定のスラスト軸受隙間を介して対向し、第 2軸受スリ ーブ 4の下側端面 4bのスラスト軸受面がシール部材 7の上側端面 7b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、動圧溝 3bl、 4blの動圧作用によってその圧力が高められ、軸 部材 5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 5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 T 2とが形成される。 [0061] また、軸部材 5の回転時には、上述のように、シール部材 6の外周面 6aの側とシー ル部材 7の外周面 7aの側に形成されるシール空間 Sl、 S2力 ハウジング 2の内部側 に向かって漸次縮小したテーパ形状を呈しているため、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、すなわちハウジング 2の内部側に向けて引き込ま れる。これにより、ハウジング 2の内部からの潤滑油の漏れ出しが効果的に防止され る。また、シール空間 Sl、 S2は、ハウジング 2の内部空間に充填された潤滑油の温 度変化に伴う容積変化量を吸収するバッファ機能を有し、想定される温度変化の範 囲内では、潤滑油の油面は常にシール空間 Sl、 S2内にある。
[0062] また、第 1軸受スリーブ 3の軸方向溝 3dlによって形成される流体通路、第 2軸受ス リーブ 4の軸方向溝 4dlによって形成される流体通路、スぺーサ部材 8の軸方向溝 8 dlによって形成される流体通路、各軸受隙間（第 1ラジアル軸受部 R1及び第 2ラジ アル軸受部 R2のラジアル軸受隙間、第 1スラスト軸受部 T1及び第 2スラスト軸受部 T 2のスラスト軸受隙間）、及びスぺーサ部材 8の内周面 8aと軸部材 5の外周面 5aとの 間の隙間により、ハウジング 2の内部に一連の循環通路が形成される。そして、ハウ ジング 2の内部空間に充填された潤滑油がこの循環通路を介して流動循環すること により、潤滑油の圧力バランスが保たれると同時に、局部的な負圧の発生に伴う気泡 の生成、気泡の生成に起因する潤滑油の漏れや振動の発生等が防止される。また、 第 1軸受スリーブ 3の軸方向溝 3dlによって形成される流体通路の一端と、第 2軸受 スリーブ 4の軸方向溝 4dlによって形成される流体通路の一端は、それぞれ、大気開 放側となるシール空間 Sl、 S2に通じている。そのため、何らかの理由で潤滑油中に 気泡が混入した場合でも、気泡が潤滑油に伴って循環する際に外気開放側に排出 されるので、気泡による悪影響はより一層効果的に防止される。
[0063] なお、図示は省略するが、両軸受スリーブ 3、 4およびスぺーサ部材 8とハウジング 2 との間に形成される軸方向の流体通路は、ハウジング 2の内周面 2aに軸方向溝を設 けることによって形成することもできる。
[0064] 以上に示した構成であれば、ラジアル軸受部 Rl， R2間の軸方向スパンを大きくし てモーメント荷重に対する負荷能力を高めることができ、その一方で個々の軸受スリ ーブの長大化を防止することができるから、所期の精度の軸受スリーブ 3、 4を容易に 製造すること力 Sできる。また、第 1軸受スリーブ 3と第 2軸受スリーブ 4の軸方向長さを 相互に異ならせたので、外観上の差異が明確になり、組み間違いを確実に防止する こと力 さらに、部品管理の簡略化を図ることができる。
[0065] さらに、本構成例では、軸方向長さを長大化させた第 1軸受スリーブ 3の内周面 3a のうち、ラジアル軸受面 Aとは離隔した軸方向下端部にラジアル軸受面 Aと同径の凸 部 Bを形成したので、組立時には確実にラジアル軸受面 A、 A'間で同軸確保するこ とができ、この種の精度低下による軸受性能の低下を防止することができる。なお、 以上では、凸部 Bを内周面 3aの全周に亘つて連続した帯状に形成した場合につい て説明を行ったが、軸受スリーブの同軸確保が確実に行うことができれば、凸部 Bを 、例えば円周方向に間欠的に設けてもよい。
[0066] 図 4は、本発明の第 1実施形態に係る流体軸受装置の他の構成例（第 2構成例）を 示している。同図に示す流体軸受装置 21が上述した流体軸受装置 1と異なる主な点 は、ハウジング 2の内周面 2aが均一径でハウジング 2の端面まで延びている点、それ に伴ってシール部材 6、 7が比較的小径になっている点にある。かかる構成では、第 1 構成例の流体軸受装置 1に比べて、ハウジング 2の形状を簡素化し、かつ、小径化 することができるという利点がある。尚、この構成例では、軸受スリーブ 3の下側端面 3 cとスぺーサ部 2cの上側端面 2c2とが当接し、軸受スリーブ 4の上側端面 4cとスぺー サ部 2cの下側端面 2c3とが当接している。その他の事項は、第 1構成例に準じるの で、共通の参照番号を付して重複説明を省略する。
[0067] 以上の説明では、ラジアル軸受部 Rl、 R2及びスラスト軸受部 Tl、 Τ2の動圧発生 手段として、ヘリングボーン形状の動圧溝を例示しているが、スパイラル形状やその 他の形状の動圧溝でも良レ、。あるいは、動圧発生手段として、いわゆるステップ軸受 や多円弧軸受を採用しても良レ、。
[0068] 図 5は、本発明の第 1実施形態に係る流体軸受装置のうち、図 1に示す流体軸受装 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、例えばサーバ用 HDDに用いられるもので、流体軸受装置 1と、 流体軸受装置 1の軸部材 5に装着されたロータ（ディスクハブ） 12と、例えば半径方 向（ラジアル方向）のギャップを介して対向させたステータコイル 10およびロータマグ ネット 11とを備えてレヽる。ステータコイル 10はブラケット 9の外周に取付けられ、ロータ マグネット 11はディスクハブ 12の内周に取付けられている。流体軸受装置 1のハウジ ング 2は、ブラケット 9の内周に装着される。ディスクハブ 12には、磁気ディスク等のデ イスク Dがー又は複数枚保持される。ステータコイル 10に通電すると、ステータコィノレ 10とロータマグネット 11との間の電磁力でロータマグネット 11が回転し、それによつ て、ディスクハブ 12およびディスクハブ 12に保持されたディスク Dが軸部材 5と一体 に回転する。
[0069] なお、以上で説明を行った流体軸受装置は、 HDD等のディスク装置用のスピンド ルモータに限らず、高速回転し、高いモーメント荷重に対する負荷能力を要求される 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。
[0070] 図 6は、本発明の第 1実施形態に係る流体軸受装置 1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 10およびロー タマグネット 11を対向させた、いわゆるラジアルギャップ型ファンモータの一例を概念 的に示すものである。図示例のモータは、主に、軸部材 5の上端外周に固定される口 ータ 13が外周面に羽根を有する点、およびブラケット 9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 5に示すスピンドルモータと構成を 異にする。なお、その他の事項は、図 5に示すスピンドルモータに準じるので、共通の 参照番号を付して重複説明を省略する。
[0071] 以下、本発明の第 2実施形態に係る流体軸受装置およびこれを備えるモータを図 7 〜図 12に基づいて説明する。
[0072] 図 7は、本発明の第 2実施形態に係る流体軸受装置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、流体軸受装置 101と、軸部材 102に装着され たロータ（ディスクハブ） 103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 104およびロータマグネット 105とを備えている。ステータコイル 104はブラ ケット 106の外周に取付けられ、ロータマグネット 105はディスクハブ 103の内周に取 付けられる。流体軸受装置 1のハウジング 107は、ブラケット 106の内周に装着される 。ディスクハブ 103には、磁気ディスク等のディスク D11がー又は複数枚保持される。 ステータコイル 104に通電すると、ステータコイル 104とロータマグネット 105との間の 電磁力でロータマグネット 105が回転し、それによつて、ディスクハブ 103およびディ スクハブ 103に保持されたディスク D11が軸部材 102と一体に回転する。
[0073] 図 8は、本発明の第 2実施形態に係る流体軸受装置の一構成例を示すものである 。この流体軸受装置 101は、固定側の軸受部材 108と、軸受部材 108の内周に揷入 される軸部材 102を有する回転側の回転体とを主要な構成部材として備える。本構 成例において回転体は、軸部材 102と軸部材 102の軸方向二箇所に離隔して設け られたシール部材 109、 110とで構成される。また、本構成例において、軸受部材 10 8は、軸方向に離隔して配置された 2つの軸受スリーブ 181、 181と、両軸受スリーブ 181、 181間に介装されたスぺーサ咅 B材 182と、両車由受スリーブ 181 , 181およびス ぺーサ部材 182を内周に固定したハウジング 107とで構成されている。
[0074] 図 8に示す流体軸受装置 101では、後述するように、上側の軸受スリーブ 181の内 周面 181aと軸部材 102の外周面 102aとの間に第 1ラジアル軸受部 R1 1が設けられ 、下側の軸受スリーブ 181の内周面 181aと軸部材 102の外周面 102aとの間に第 2 ラジアル軸受部 R12が設けられる。また、上側の軸受スリーブ 181の上側端面 181b とシール部材 109の下側端面 109bとの間に第 1スラスト軸受部 Ti lが設けられ、下 側の軸受スリーブ 181の下側端面 181 cとシール部材 110の上側端面 11 Obとの間 に第 2スラスト軸受部 T12が設けられる。
[0075] 軸部材 102は、ステンレス鋼等の金属材料で形成される。軸部材 102は全体として 概ね同径の軸状をなし、その中間部分には他所よりも僅かに小径の逃げ部 102bが 形成されている。軸部材 102の外周面 102aのうち、シーノレ部材 109、 110の固定位 置には、凹部、例えば円周溝 102cが形成されている。なお、この実施形態では、軸 部材 102は金属の一体カ卩ェ品である力 金属と樹脂からなるハイブリッド軸 (鞘部が 金属で、芯部が樹脂等）とすることもできる。
[0076] ハウジング 107は両端開口の筒状をなし、その内周面 107aは軸方向に径一定で ストレートな円筒面に形成されている。このハウジング 107は、例えば黄銅やアルミ等 の金属材料の機械加工品、あるいは樹脂組成物の射出成形品とされる。樹脂組成 物で射出成形する場合、使用可能なベース樹脂に特に限定はないが、例えば、ポリ サルフォン（PSU)、ポリエーテルサルフォン（PES)、ポリフエ二ルサルフォン（PPSU )、ポリエーテルイミド（PEI)等の非晶性樹脂の他、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)、ポリフエ二レンサル ファイド (PPS)等の結晶性樹脂を用いることができる。また、上記の樹脂に充填する 充填材の種類も特に限定されないが、例えば、充填材として、ガラス繊維等の繊維状 充填材、チタン酸カリウム等のウイスカー状充填材、マイ力等の鱗片状充填材、カー ボンファイバー、カーボンブラック、黒鉛、カーボンナノマテリアル、金属粉末等の繊 維状又は粉末状の導電性充填材を用いることができる。これらの充填材は、単独で 用い、あるいは、二種以上を混合して使用しても良い。
[0077] 2つの軸受スリーブ 181、 181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ている。両軸受スリーブ 181、 18 1は、黄銅等の軟質金属で形成することもできる。軸受スリーブ 181の外周面 181dに は、軸方向溝 181dlが、円周方向の複数箇所（図示例では 3箇所）に等間隔で設け られている。
[0078] 両軸受スリーブ 181、 181の内周面 181aには、それぞれ第 1、第 2ラジアル軸受部 Rl l、 R12のラジアル軸受面 Al lとなる領域が設けられ、ラジアル軸受面 Al lとなる 領域には、例えば図 9 (A)に示すように、ヘリングボーン形状に配列された複数の動 圧溝 181alが、軸方向で対称形状に形成されている。動圧溝 181alは、公知のそ の他の形状、例えばスパイラル形状等に配列することもできる。
[0079] 両軸受スリーブ 181、 181の上側端面 181bの一部または全部環状領域には、例え ば図 9 (B)に示すように、スパイラル形状に配列された複数の動圧溝 181blからなる 第 1動圧溝領域が形成されている。また、下側端面 181cの一部または全部環状領 域には、例えば図 9 (C)に示すように、ヘリングボーン形状に配列された複数の動圧 溝 181clからなる第 2動圧溝領域が形成されている。本実施形態では、上側の軸受 スリーブ 181の第 1動圧溝領域が、第 1スラスト軸受部 T11のスラスト軸受面 B11にな り、下側の軸受スリーブ 181の第 2動圧溝領域が、第 2スラスト軸受部 T12のスラスト 軸受面 C11となる。上述した動圧溝 181al、 181bl、および 181clは、全て軸受スリ ーブ 181の成形と同時に形成することができる。
[0080] 2つの軸受スリーブ 181、 181の間には、円筒状のスぺーサ部材 182が介装されて いる。スぺーサ部材 182は、黄銅やアルミ等の金属材料あるいは樹脂材料で形成さ れ、その内周面 182aは、軸受スリーブ 181の内周面 181aよりも大径に形成されてい る。本実施形態において、スぺーサ部材 182は、その上端面 182bを上側の軸受スリ ーブ 181の下側端面 181cと、また下端面 182cを下側の軸受スリーブ 181の上側端 面 181bと当接させた状態で、ハウジング 107内周の軸方向略中央部に配設されて いる。スぺーサ部材 182の外周面 82dには、軸方向溝 182dlが円周方向の複数箇 所 (例えば、 3箇所）に設けられている。
[0081] シール部材 109、 110は、何れも黄銅等の軟質金属材料やその他の金属材料、あ るいは樹脂材料でリング状に形成され、軸部材 102の外周面 102aに例えば接着固 定され、接着固定時には、軸部材 102に塗布した接着剤が、接着剤溜りとしての円 周溝 102cに充填されて固化することにより、シール部材 109、 110の軸部材 102に 対する接着強度が向上する。
[0082] シール部材 109の外周面 109aは、ハウジング 107の上端開口部側の内周面 107 aとの間に所定容積の第 1シール空間 S 11を形成し、またシール部材 110の外周面 1 10aは、ハウジング 107の下端開口部側の内周面 107aとの間に所定容積の第 2シ ール空間 S12を形成する。本構成例において、シール部材 109の外周面 109aおよ びシール部材 110の外周面 110aは、それぞれ軸受装置の外部側に向かって漸次 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 S l l、 S 12は、互いに 接近する方向（ハウジング 107の内部方向）に漸次縮径したテーパ形状となる。軸部 材 102の回転時、両シール空間 Sl l、 S 12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（ ハウジング 107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 107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 107の上下端面、シール部材 109の上側端面 109c、およびシール部材 1 10の下側端面 110cにそれぞれ撥油剤からなる被膜を形成することもできる（図示省 略)。 [0083] 第 1および第 2シール空間 Sl l、 S12は、ハウジング 107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 l、 S12内にある。これを実現す るために、両シール空間 Sl l、 S12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。
[0084] 上記構成からなる流体軸受装置 101の組立は、例えば次のようにして行われる。
[0085] 軸受スリーブ 181、 181およびスぺーサ部材 182を、ハウジング 107の内周面 107 aに、接着、圧入、溶着等適宜の手段で固定する。そして、軸受スリーブ 181、 181お よびスぺーサ部材 182の内周に軸部材 102を揷入した後、軸受スリーブ 181、 181 およびスぺーサ部材 182を挟むようにシール部材 109、 110を、所定のアキシャル隙 間を確保した状態で軸部材 102の円周溝 102cの外周に接着固定する。このようにし て流体軸受装置 101の組立が完了すると、両シール部材 109、 110で密閉されたハ ウジング 107の内部空間に、両軸受スリーブ 181、 181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。潤滑油の充填は、例えば組立が完了した流体軸 受装置 101を真空槽内で潤滑油中に浸潰した後、大気圧に開放することにより行うこ とができる。
[0086] 上記構成の流体軸受装置 101において、軸部材 102が回転すると、両軸受スリー ブ 181の内周面 181aのラジアル軸受面 Al lは、それぞれ軸部材 102の外周面 102 aとラジアル軸受隙間を介して対向する。そして軸部材 102の回転に伴って、各ラジ アル軸受隙間に潤滑油の動圧が発生し、その圧力によって軸部材 102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 102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とが形成され る。
[0087] また、軸部材 102が回転すると、上側の軸受スリーブ 181の上側端面 181bのスラス ト軸受面 B11となる領域 (第 1動圧溝領域）が、シール部材 109の下側端面 109bと 所定の第 1スラスト軸受隙間を介して対向し、また下側の軸受スリーブ 181の下側端 面 181cのスラスト軸受面 C11となる領域（第 2動圧溝領域）力 S、シール部材 110の上 側端面 110bと所定の第 2スラスト軸受隙間を介して対向する。そして軸部材 102の 回転に伴い、各スラスト軸受隙間に潤滑油の動圧が発生し、その圧力によって軸部 材 102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 102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 Tl 1と第 2スラスト軸 受部 T12とが形成される。
[0088] ところで、流体軸受装置 101の運転中には、局所的な負圧の発生に伴う気泡の生 成、気泡の生成に起因する潤滑油の漏れや振動の発生等が生じる場合がある。これ に対し、本実施形態では、両軸受スリーブ 181、 181の軸方向溝 181dl、スぺーサ 部材 182の軸方向溝 182dl、各軸受隙間（第 1、第 2ラジアル軸受部 Rl l、 R12のラ ジアル軸受隙間、第 1、第 2スラスト軸受部 Tl l、 T12のスラスト軸受隙間）、およびス ぺーサ部材 182の内周面 182aと軸部材 102の外周面 102aとの間の隙間により、流 体軸受装置 101の内部に一連の循環流路を形成したので、軸受運転中には、潤滑 油がこの循環流路を介して流動循環する。これにより、上記不具合は効果的に防止 される。また、両軸受スリーブ 181の軸方向溝 181dlの一端は、それぞれ、大気開放 側となるシール空間 Sl l、 S12に通じている。そのため、何らかの理由で潤滑油中に 気泡が混入した場合でも、気泡が潤滑油に伴って循環する際に外気開放側に排出 されるので、気泡による悪影響は一層効果的に防止される。
[0089] 以上に示した構成では、上側端面 181bに動圧溝 181blからなる第 1動圧溝領域 を、下側端面 181cに動圧溝 181clからなる第 2動圧溝領域をそれぞれ有する軸受 スリーブ 181、 181を用いて、換言すると同一の軸受スリーブを 2つ用いて軸受部材 1 08を形成している。従って、軸受スリーブ 181、 181は、上下の位置関係を考慮する ことなくハウジング 107に組み付けることができ、組み間違いに起因して流体軸受装 置 101が使用できないといった不具合を回避しつつ、軸受部材 108の両端側にスラ スト軸受部 T11、 T12を設けてモーメント剛性に優れた流体軸受装置 101を容易か つ低コストに得ることができる。特に、本構成例では、上側端面 181bの動圧溝 181b 1をスパイラル形状に配列して第 1動圧溝領域を形成し、下側端面 181cの動圧溝 18 lclをへリングボーン形状に配歹して第 2動圧溝領域を形成しているので、両端面の 識別性を高め、各軸受スリーブ 181の上下を誤って組み付けるといった事態を確実 に防止することが可能となる。 [0090] また、 2種類の軸受スリーブを 1種類の軸受スリーブに集約出来る分、部品単価を 低減することができる他、部品の管理コストを低減することができる。
[0091] なお、本構成例では、第 1スラスト軸受部 T11の第 1スラスト軸受隙間に臨むスラスト 軸受面 B11 (第 1動圧溝領域）にはスパイラル形状に配列した動圧溝を形成し、第 2 スラスト軸受部 T12の第 2スラスト軸受隙間に臨むスラスト軸受面 C11 (第 2動圧溝領 域）にはへリングボーン形状に配列した動圧溝を形成しているが、識別性が確保でき るのであれば、例えば、第 1動圧溝領域と第 2動圧溝領域とを、溝本数や傾斜角を異 ならせた同一形状に配列した動圧溝で構成することもできる。
[0092] また、以上では、識別性のみに着目して第 1動圧溝領域と第 2動圧溝領域の動圧 溝の配列形状を決定したが、例えば第 1スラスト軸受部 Tl 1や第 2スラスト軸受部 T1 2で必要とされる圧力に応じて、動圧溝の配列形状や溝本数等を異ならせることもで きる。
[0093] 本構成例では、軸受スリーブ 181、 181間に非多孔質体のスぺーサ部材 182を介 装させているので、軸受内部に充満すべき潤滑油量を低減することができる。これに より、シール部材 109、 110の軸方向寸法を短縮し、ラジアル軸受部 Rl l、 R12の軸 受スパンを拡大させることもできる。
[0094] また、図示は省略するが、上記構成の流体軸受装置 101において、シール部材 10 9、 110の何れか一方は、軸部材 102と一体に形成することができ、この構成とするこ とにより、流体軸受装置 101の組み付けを一層簡略化することができる。
[0095] また、以上の説明では、ラジアル軸受隙間に流体動圧を発生させる動圧発生手段
(動圧溝）を軸受スリーブ 181の内周に設ける場合について説明を行ったが、動圧溝 はラジアル軸受隙間を介して対向する軸部材 102の外周面 102aに設けてもよい。こ の場合、両軸受スリーブの上下の位置関係は回転性能に影響を及ぼさないので、第 1ラジアル軸受部 R1を形成するための動圧溝と第 2ラジアル軸受部 R2を形成するた めの動圧溝は、その形状等を相互に異ならせてもよい。
[0096] 図 10は、本発明の第 2実施形態にかかる流体軸受装置の他の構成例（第 2構成例 )を示している。同図に示す流体軸受装置 121は、主に、軸受部材 108を、 2つの軸 受スリーブ 181、 181とハウジング 7とで構成した点で、図 8に示す流体軸受装置 101 と構成を異にする。このとき、軸受スリーブ 181の内周面 181aに動圧溝を設ける場合 には、その動圧溝 181a2形状を、例えば図 11に示すような、円周方向等間隔に設け られた複数の軸方向溝形状とすれば、図 8に示す構成と同様に、両軸受スリーブ 18 1、 181の上下位置を考慮することなく組み付けを行うことができる。この形態の動圧 溝 181a2で構成されるラジアル軸受部 Rl l， R12は、いわゆるステップ軸受である。 もちろん、ラジアル軸受部 Rl l、 R12を形成するための動圧溝を軸部材 102の外周 面 102aに設ける場合には、上記同様、その形状は自由に設定することが可能である 。なお、これ以外の構成は、図 8に示す第 1構成例に準じるため、共通の参照番号を 付与して重複説明を省略する。
[0097] なお、以上で説明を行った流体軸受装置 101、 121において、ラジアル軸受部 R1 1、 R12は、ラジアル軸受面となる領域に複数の円弧面を設けた、いわゆる多円弧軸 受で構成することもできる。また、スラスト軸受部 Tl l、 T12としては、上記のようにへ 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 せる以外にも、スラスト軸受面となる領域に、複数の半径方向溝を円周方向所定間 隔に設けた、いわゆるステップ軸受、いわゆる波型軸受（ステップ型が波型になった もの）等を採用しても良い。
[0098] また、以上の説明では、流体軸受装置 101、 121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。
[0099] 以上では、本実施形態に係る流体軸受装置 101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場合を説明したが、本実施形態に係る流体軸受装置 10 1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。
[0100] 図 12は、本発明の第 2実施形態に係る流体軸受装置 101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 104およ びロータマグネット 105を対向させた、いわゆるラジアルギャップ型ファンモータの一 例を概念的に示すものである。図示例のモータは、主に、軸部材 102の上端外周に 固定されるロータ 133が外周面に羽根を有する点、およびブラケット 136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、その他の構成は、図 7に示すモータに準じるため、 共通の参照番号を付して重複説明を省略する。
[0101] 以下、本発明の第 3実施形態に係る流体軸受装置およびこれを備えるモータを図 1 3〜図 20に基づいて説明する。
[0102] 図 13は、本発明の第 3実施形態に係る流体軸受装置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 206を有する回転体 202をラジアル 方向に非接触支持する流体軸受装置 201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 204aおよびロータマグネット 204bと力、らなる駆動部 204と、 ブラケット 205とを備えてレ、る。軸部材 206にはハブ 203が取付けられ、ハブ 203に口 ータマグネット 204bが固定される。また、ブラケット 205にステータコイル 204aが固定 される。流体軸受装置 201のハウジング 210は、ブラケット 205の内周に固定される。 また、同図に示すように、ハブ 203にはディスク D21が 1又は複数枚（図 13では 2枚） が保持される。このように構成されたディスク駆動装置において、ステータコイル 204 aに通電すると、ステータコイル 204aとロータマグネット 204bとの間に発生する電磁 力でロータマグネット 204bが回転し、これに伴って、ハブ 203に固定されたディスク D 21が軸部材 206と一体に回転する。
[0103] 図 14は、本発明の第 3実施形態に係る流体軸受装置 201の一例（第 1構成例）を 示している。同図に示す流体軸受装置 201は、複数の軸受スリーブを有する軸受部 材 209と、軸受部材 209の内周に挿入された軸部材 206を有する回転体 202とを主 要な構成部品として備える。
[0104] 軸受部材 209は、ハウジング 210と、ハウジング 210の内周に固定された複数の軸 受スリーブ、ここでは第 1の軸受スリーブ 211と第 2の軸受スリーブ 212とで構成される
[0105] ハウジング 210は、例えば金属材料あるいは樹脂材料等で形成されるもので、小径 面 210aと、小径面 210aの軸方向両端に位置し、小径面 210aに比べて相対的に大 径となる大径面 210b、 210cとを有する。小径面 210aの内周には第 1の軸受スリー ブ 211と、第 2の軸受スリーブ 212とが軸方向に並んで配設される。また、大径面 210 b、 210cは、段差面 210d、 210eを介してそれぞれ小径面 210aとつながっている。
[0106] 軸部材 206は、ステンレス鋼等の金属材料で形成され、全体として概ね同径の軸 状をなしている。軸部材 206の外周面 206aには、環状のシール部材 207、 208力 S適 宜の固定手段、例えば接着により固定されている。そのため、本構成例では、シール 部材 207、 208を外周に固定した軸部材 206と、軸部材 206に固定されたハブ 203 、ハブ 203に取付けられたロータマグネット 204b、ディスク D21、およびディスク D21 をハブ 203に固定するためのクランパ（図示は省略）とで回転体 202が構成される。 力、かる構成の回転体 202の軸方向重心位置は、この構成例では、軸受部材 209の 軸方向中間位置よりも上側（ハブ 203に近い側）にある。
[0107] シール部材 207、 208は、軸部材 206に固定した状態では、外周面 206aから外径 側に突出した形態となり、それぞれノ、ウジング 210の内部（大径面 210b、 210cの内 周）に収容される。シール部材 207、 208の軸部材 206への固定手段としては、接着 や圧入、圧入と接着との併用など種々の手段が使用可能である。軸部材 206の外周 面 206aのうちシール部材 207、 208が固定される箇所には、接着剤溜りとなる円周 溝 206al、 206a2力 S設けられ、これにより車由部材 206に対するシーノレ部材 207、 208 の接着強度の向上を図っている。なお、シール部材 207、 208は、真ちゆう（黄銅）等 の軟質金属材料やその他の金属材料で形成されたものでもよぐ樹脂材料で形成さ れたものでもよレ、。また、シール部材 207、 208のうち一方力 軸部材 206に一体形 成されたものであってもよい。このように、一方のシール部材を軸部材と一体に形成 する場合には、例えば金属製の軸部材 206をインサート部品とし、シール部材の何 れか一方を樹脂で射出成形することもできる。
[0108] シーノレ部材 207の外周面 207aは、ハウジング 210の大径面 210bとの間に所定容 積のシール空間 S21を形成し、シール部材 208の外周面 208aはハウジング 210の 大径面 210cとの間に所定容積のシール空間 S22を形成する。本構成例において、 シール部材 207の外周面 207aおよびシール部材 208の外周面 208aは、それぞれ ハウジング 210の外部側に向かって漸次縮径したテーパ形状をなす。そのため、シ 一ノレ空間 S21、 S22は、ハウジング 210の内部側（第 1の軸受スリーブ 211の側）に 向かって漸次縮小したテーパ形状を有する。
[0109] 軸受部材 209を構成する複数の軸受スリーブのうち、第 1の軸受スリーブ 211は、 例えば焼結金属からなる多孔質体で円筒状に形成される。この実施形態で第 1の軸 受スリーブ 211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 210の内周面（小径面 210a)に圧入、接着、あるいは圧入接着等の手段で 固定される。なお、第 1の軸受スリーブ 211は、樹脂やセラミック等の非金属材料から なる多孔質体で形成することもでき、また焼結金属等の多孔質体以外にも、内部空 孔を持たなレ、、あるいは潤滑油の出入りができない程度の大きさの空孔しか持たない 構造の材料で形成することもできる。後述する第 2の軸受スリーブ 212についても同 様の材料が選択可能である。
[0110] 第 1の軸受スリーブ 211の内周面 211aには複数のラジアル軸受面 A21、 A22が軸 方向に離隔して形成される。この実施形態では、例えば図 15に示すように、複数の 動圧溝 21 lalをへリングボーン形状に配歹 IJした領域 (動圧発生部）が上側のラジア ル軸受面 A21に設けられ、複数の動圧溝 21 la2をへリングボーン形状に配列した領 域 (動圧発生部）が下側のラジアル軸受面 A22に形成される。これらラジアル軸受面 A21、 A22は車由咅材 206の外周面 206aと対向し、軸咅 才 206の回転 B寺には、外周 面 206aとの間に後述する第 1、第 2ラジアル軸受部 R21、 R22のラジアル軸受隙間 をそれぞれ形成する（図 14を参照）。
[0111] 軸受部材 209を構成する複数の軸受スリーブのうち、第 2の軸受スリーブ 212は、 例えば焼結金属からなる多孔質体で円筒状に形成され、第 1の軸受スリーブ 211の 軸方向一方側（ここでは下側）に配設される。この実施形態では、第 2の軸受スリーブ 212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 210 の小径面 210aに圧入、接着、あるいは圧入接着等の手段で固定される。従って、こ の実施形態では、第 1の軸受スリーブ 211は、ハウジング 210内周において、第 2の 軸受スリーブ 212に対して相対的に上側の領域に配設されている。具体的には、第 1の軸受スリーブ 211のラジアル軸受面 A21、A22とこれに対向する軸部材 206の 外周面 206aとの間にそれぞれ形成されるラジアル軸受部 R21、 R22の軸方向中間 位置は、軸受部材 209の軸方向中間位置よりも上側（ハブ 203に近い側）にある。 [0112] 第 2の軸受スリーブ 212の下端面 212bの全面又は一部領域にはスラスト軸受面 B 21が形成される。本構成例では、例えば図 16に示すように、複数の動圧溝 212blを ヘリングボーン形状に配列した（言い換えると、屈曲部を有する複数の動圧溝 212bl を円周方向に配列した)領域が形成される。このスラスト軸受面 B21は軸部材 206に 固定されるシール部材 207の上端面 207bと対向し、軸部材 206の回転時には、シ 一ル部材 207の上端面 207bとの間に後述する第 1スラスト軸受部 T21のスラスト軸 受隙間を形成する（図 14を参照)。
[0113] また、第 1の軸受スリーブ 211の上端面 21 lbの全面又は一部領域にはスラスト軸 受面 C21が形成される。本構成例では、例えば図 17に示すように、複数の動圧溝 2 l lblをへリングボーン形状に配列した領域が形成される。このスラスト軸受面 C21は 軸部材 206に固定されるシール部材 208の下端面 208bと対向し、軸部材 206の回 転時には、シール部材 208の下端面 208bとの間に後述する第 2スラスト軸受部 T22 のスラスト軸受隙間を形成する（図 14を参照)。
[0114] ここで、第 2の軸受スリーブ 212の内径寸法（内周面 212aの径寸法）は、第 1の軸 受スリーブ 211の内径寸法よりも大きレ、。そのため、軸部材 206を第 1の軸受スリーブ 211および第 2の軸受スリーブ 212の内周に挿入した状態では、第 1の軸受スリーブ 211の内周面 21 laのみがラジアル軸受面 A21、 A22となり得る。
[0115] 各軸受スリーブ 211、 212の外周面 211d、 212dには、それぞれ複数本（図示例で は 3本）の軸方向溝 211dl、 212dlが円周方向で等間隔に形成されている。これに より、軸方向に離隔して形成されるスラスト軸受部 T21、 Τ22間を連通可能な流体流 路が形成される。
[0116] 以上の構成からなる流体軸受装置 201は、例えば次のような工程で組み立てられ る。
[0117] まず、ハウジング 210の小径面 210aに第 1の軸受スリーブ 211を接着固定する。こ の際、第 1の軸受スリーブ 211の上端面 21 lbが、その外径側に位置するハウジング 210の段差面 210eと同一平面上、あるいは段差面 210eよりも軸方向上側（シール 部材 208の下端面 208bに近い側）となるよう、軸方向の位置決めが行われた状態で 小径面 210aに固定される。これにより、第 1の軸受スリーブ 211の上端面 21 lbに設 けられたスラスト軸受面 C21のみ力 シール部材 208の下端面 208bとの間に第 2ス ラスト軸受部 T22を形成可能となる。
[0118] 次に、第 2の軸受スリーブ 212を、ハウジング 210の下端側（第 1の軸受スリーブ 21 1の軸方向一方側）から小径面 210a内周に導入する。そして、スラスト軸受面 B21を 設けた第 2の軸受スリーブ 212の下端面 212bから、スラスト軸受面 C21を設けた第 1 の軸受スリーブ 211の上端面 211bまでの軸方向離間距離が所定の値となるように、 第 2の軸受スリーブ 212の、ハウジング 210に対する軸方向位置を決定し、かかる位 置で第 2の軸受スリーブ 212をハウジング 210の小径面 210aに固定する。これにより 、軸受部材 209のアセンブリが完了する。
[0119] このように、双方のラジアル軸受面 A21、 A22を一の軸受スリーブ（第 1の軸受スリ ーブ 211)に集約したものを使用することで、例えば第 1の軸受スリーブ 211に双方の ラジアル軸受面 A21、 A22を成形する際の成形精度を高めておくだけで、双方のラ ジアル軸受面 A21、 A22間の同軸度を高精度に仕上げることができる。そのため、 従来のように双方のラジアル軸受面 A21、A22をそれぞれ異なる軸受スリーブに設 けたものをハウジング 210に位置決め固定する場合と比べて、同軸度の管理が容易 となる。また、複数のスリーブ間で内周面 (ラジアル軸受面）間の同軸合せを行う場合 と比べて、作業効率の向上が図られ、これにより加工コストの低減化が可能となる。
[0120] また、本構成例では、複数のラジアル軸受面 A21、 A22を有する第 1の軸受スリー ブ 211を、ラジアル軸受面を持たない第 2の軸受スリーブ 212に比べて相対的に回 転体 202の軸方向重心位置に近い側に配設した。力かる構成によれば、後述のよう に、各ラジアル軸受面 A21、 A22とこれに対向する軸部材 206の外周面 206aとの間 に形成されるラジアル軸受部 R21、R22の軸方向中心と回転体 202重心との軸方向 離間距離を小さくし、流体軸受装置 201のモーメント剛性を高めることができる。
[0121] さらに、本構成例では、 2つのスラスト軸受面 B21、 C21をそれぞれ異なる軸受スリ ーブに設けたので、これらスラスト軸受面 B21、 C21を単一の軸受スリーブに設ける 場合と比べて、軸方向の離間距離を大きくとることができる。そのため、力かる構成に よっても、モーメント剛性の向上を図ることができる。特に、本構成例のように、複数の 軸受スリーブ 211、 212の端面のうち、軸方向で最も一端側 (例えば下端側）に位置 する第 1端面としての下端面 212bと、下端面 212bと軸方向で最も離隔した第 2端面 としての上端面 211bとに、それぞれスラスト軸受面 B21、 C21を設けることで、スラス ト軸受面 B21、 C21の軸方向離間距離をできる限り大きくすることができ、これにより 、さらなるモーメント剛性の向上を図ることができる。
[0122] なお、本構成例では、第 1の軸受スリーブ 211の下端面 211cとこれに対向する第 2 の軸受スリーブ 212の上端面 212cとを当接させた状態で、第 2の軸受スリーブ 212 をハウジング 210に対して位置決め固定している力 これ以外の形で第 2の軸受スリ ーブ 212を位置決め固定することも可能である。例えば、第 1の軸受スリーブ 211と 第 2の軸受スリーブ 212の軸方向寸法のばらつき度合いを想定して、両軸受スリーブ 211、 212の間（下端面 211cと上端面 212cとの間）に若干の隙間ができるよう、両軸 受スリーブ 211、 212の軸方向寸法、およびハウジング 210の小径面 210aの軸方向 寸法を予め設定することもできる。もちろん、先に第 2の軸受スリーブ 212をハウジン グ 210に対して位置決め固定した後、第 1の軸受スリーブ 211をハウジング 210に固 定することも可能である。
[0123] 上述のようにして軸受部材 209のアセンブリを行った後、軸部材 206を各軸受スリ ーブ 211、 212の内周 ίこ挿人し、シーノレ咅 才 207、 208を車由咅材 206の所定位置【こ 固定する。この際、一方のシール部材 207の上端面 207bから他方のシール部材 20 8の下端面 208bまでの軸方向離間距離を所定の値に管理した状態で各シール部 材 207、 208を軸部材 206に固定することで、後述する各スラスト軸受部 T21、 Τ22 のスラスト軸受隙間の総和が所定の範囲内に設定される。なお、シール部材 207、 2 08のうちの何れか一方は、挿入前に予め軸部材 206に固定しておいてもよぐ軸部 材 206に一体形成してもよい。
[0124] 上記の工程を経て組立が完了した後、シール部材 207、 208でシールされるハウ ジング 210の内部空間に、潤滑流体として例えば潤滑油を注油する。これにより、各 軸受スリーブ 211、 212の内部空孔（多孔質体組織の内部空孔）を含めた軸受部材 209の内部空間が潤滑油で満たされる。潤滑油の充填は、例えば組立が完了した流 体軸受装置 201を真空槽内で潤滑油中に浸漬した後、大気圧に開放することにより 行うことができる。 [0125] 上記構成の流体軸受装置 201において、軸部材 206 (回転体 202)の回転時、第 1 の軸受スリーブ 211の内周面 21 laに形成された二つのラジアル軸受面 A21、 A22 は、軸部材 206の外周面 206aとラジアル軸受隙間を介して対向する。そして、軸部 材 206の回転に伴レ、、上記ラジアル軸受隙間の潤滑油が各ラジアル軸受面 A21、 A 22にそれぞれ設けられた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。このような動圧溝 211al、 21 la2の動圧作用によって、軸部材 206 (回転体 202 )をラジアル方向に非接触支持する第 1ラジアル軸受部 R21と第 2ラジアル軸受部 R 22とがそれぞれ構成される（図 14を参照）。
[0126] これと同時に、第 2の軸受スリーブ 212の下端面 212bに形成されたスラスト軸受面 B21とこれに対向するシール部材 207の上端面 207bとの間のスラスト軸受隙間、お よび第 1の軸受スリーブ 211の上端面 211bに形成されたスラスト軸受面 C21とこれに 対向するシール部材 208の下端面 208bとの間のスラスト軸受隙間に、各スラスト軸 受面 B21、 C21に設けた動圧溝 212bl、 21 lblの動圧作用により潤滑油の油膜が それぞれ形成される。そして、これら油膜の圧力によって、軸部材 206 (回転体 202) を両スラスト方向に非接触支持する第 1スラスト軸受部 T21と第 2スラスト軸受部 T22 とがそれぞれ構成される（図 14を参照）。
[0127] また、上述のように、シール部材 207の外周面 207aの側とシール部材 208の外周 面 208aの側に形成されるシール空間 S21、 S22力 S、ハウジング 210の内部側に向 力 て漸次縮小したテーパ形状を呈しているため、両シール空間 S21、 S22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、すなわちハウジング 210の内部側に向けて引き込ま れる。これにより、ハウジング 210の内部からの潤滑油の漏れ出しが効果的に防止さ れる。また、シール空間 S21、 S22は、ハウジング 210の内部空間に充填された潤滑 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し、想定される温度変 化の範囲内では、潤滑油の油面は常にシール空間 S21、 S22内にある。
[0128] また、各車由受スリーブ 211、 212の軸方向溝 211dl、 212dlによって形成される流 体流路の存在により、潤滑油の圧力バランスが崩れた場合も早急に力、かる圧力差を 解消することができ、局部的な負圧の発生に伴う気泡の生成、気泡の生成に起因す る潤滑油の漏れや振動の発生等を防止することが可能となる。また、第 1の軸受スリ ーブ 211の軸方向溝 21 ldlによって形成される流体流路の一端と、第 2の軸受スリ ーブ 212の軸方向溝 212dlによって形成される流体流路の一端は、それぞれ、大気 開放側となるシール空間 S21、 S22に通じている。そのため、何らかの理由で潤滑油 中に気泡が混入した場合でも、気泡が潤滑油に伴って循環する際に外気開放側に 排出されるので、気泡の混入に伴う上記不具合の発生をより確実に防止することがで きる。
[0129] 以上、本発明の第 3実施形態に係る流体軸受装置の一構成例について詳述した 、本発明は上記構成例に限定されることなぐ上記以外の構成をなす流体軸受装 置にも適用可能である。
[0130] 以上では、第 1の軸受スリーブ 211を、ハウジング 210内周において、第 2の軸受ス リーブ 212に対して相対的にハウジング 210の上側領域（シール部材 208側の領域） に配設した場合を説明したが、回転体 202の軸方向重心位置によっては、これと反 対の側（シール部材 207の側）に配設することも可能である。すなわち、流体軸受装 置 201を組込んで使用する機器の種類によっては、回転体 202の重心位置力 軸受 部材 209の軸方向中間位置よりも下側 (ノ、ブ 203から遠い側）にある場合も考えられ る。このような場合には、第 1の軸受スリーブ 211を、第 2の軸受スリーブ 212よりも相 対的にハウジング 210の下側領域 (シール部材 207側の領域）に配設することで、ラ ジアル軸受部 R21、R22の軸方向中心と回転体 202重心との軸方向離間距離を小 さくし、これにより高いモーメント剛性を得ることができる。
[0131] また、以上では、内周にラジアル軸受面を有さない第 2の軸受スリーブ 212を、ハウ ジング 210とは別体に形成した場合を説明したが、これらを一体に形成することも可 能である。図 18はその一例を示すもので、ハウジング 210の小径面 210aから内径側 に向かって突出したスリーブ状の突出部 210fがハウジング 210と一体に形成されて いる。この場合、突出部 210fの内径寸法（内周面 210flの径寸法）は、第 1の軸受ス リーブ 211の内径寸法よりも大きレ、。そのため、軸部材 206 (図 14を参照）を第 1の軸 受スリーブ 211およびハウジング 210の突出部 210fの内周に挿入した状態では、上 記構成例と同様、第 1の軸受スリーブ 211の内周面 211aのみがラジアル軸受面 A2 1、 A22となり得る。また、突出部 210fの下端面 210f2には、例えば図 16に示す形 状のスラスト軸受面 B21が形成される。この実施形態では、この下端面 210f2を介し て突出部 210fの内周面 210flとハウジング 210の大径面 210bとがつながっている 。また、この図示例では、突出部 210fには軸方向の貫通孔 210f4が設けられており 、この貫通孔 210f4と軸方向溝 21 ldlとで流体流路が構成されている。
[0132] 力、かる構成によれば、さらなる部品点数の削減が図れると共に、軸受部材 209のァ センブリ工程力 第 1の軸受スリーブ 211の位置決め固定のみで済むため、これによ り作業工程の簡略化を図ることができる。
[0133] また、軸受部材 209は、内周にラジアル軸受面 A21、 A22を有さない第 3の軸受ス リーブをさらに有するものであってもよレ、。図 19はその一例を示すもので、軸受部材 209は、第 1の軸受スリーブ 211と、第 2の軸受スリーブとしての突出部 210fを有する ハウジング 210とを備え、突出部 210f (第 2の軸受スリーブ）の下端側に、さらに第 3 の軸受スリーブ 213を備えた構成をなす。同図において、突出部 210fの内径寸法お よび第 3の軸受スリーブ 213の内径寸法は何れも第 1の軸受スリーブ 211の内径寸 法よりも大きい。そのため、上記構成例と同様、第 1の軸受スリーブ 211の内周面 21 laのみがラジアル軸受面 A21、 A22となり得る。また、スラスト軸受面 B21は、第 3の 軸受スリーブ 213の下端面 213bに設けられる。第 3の軸受スリーブ 213の外周面 21 3dには軸方向溝 213dlが形成されており、この軸方向溝 213dlと突出部 210fの貫 通孔 210f4、および第 1の軸受スリーブ 211の軸方向溝 21 ldlとで上述の流体流路 が構成される。
[0134] 力かる構成によれば、個々の軸受スリーブ 211、 213のハウジング 210に対する位 置決めが容易になると共に、何れのスラスト軸受面 B21、 C21も焼結金属で形成され るため、各軸受隙間に潤沢な潤滑油を安定的に供給することができる。そのため、軸 受隙間での油切れを可及的に防いで高い油膜形成能力を安定して発揮することが できる。また、上述のように、軸受スリーブの一部をハウジング 210と一体に形成する ことで、軸受内部空間に充填される潤滑油の油量を調整する作用も奏する。
[0135] また、以上では、ハウジング 210の内周面を異径形状（例えば小径面 210aと大径 面 210b、 210c)とした場合を例示した力 もちろんこれ以外の形状をなすハウジング 210およびそれを有する軸受部材 209を使用することもできる。図 20はその一例を 示すもので、ハウジング 210の内周面が均一径である（径一定の内周面 210gを有す る）点、それに伴い、シール部材 207、 208が比較的小径となっている点で、図 14に 示す流体軸受装置 201と構成を異にする。この場合、力かる形状のハウジング 210 を使用することで、ハウジング 210の形状を簡素化し、かつ、小径化することができる とレ、う利点がある。
[0136] また、以上では、動圧溝 211al、 21 la2の配列領域 (動圧発生部）を、ラジアル軸 受面 A21、 A22を有する第 1の軸受スリーブ 211の内周面 211aや、スラスト軸受面 C21を有する上端面 211b、あるいはスラスト軸受面 B21を有する第 2の軸受スリーブ 212の下端面 212b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レ、。 例えば動圧溝 211al、 21 la2からなる動圧発生部を、各ラジアル軸受面 A21、 A22 と対向する軸部材 206の外周面 206aに形成することもでき、また動圧溝 212bl、 21 lblからなる動圧発生部を、各スラスト軸受面 B21、 C21と対向するシール部材 207 の上端面 207bやシール部材 208の下端面 208bに形成することもできる。以下に示 す形態の動圧発生部についても同様に、軸受部材 209の側に限らず、これに対向 する軸部材 206や各シール部材 207、 208の側に形成することができる。
[0137] また、以上では、ラジアル軸受部 R21、 R22ゃスラスト軸受部 T21、 Τ22として、へ リングボーン形状に配列された複数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。
[0138] 例えば、ラジアル軸受部 R21、 R22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 206の外周面 206a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。
[0139] また、スラスト軸受部 T21、 Τ22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 B21、 C21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 つたもの）等で構成することもできる。もちろん、各スラスト軸受面 B21、 C21における 動圧溝 212b 1、 211 b 1の配列形状をスパイラル状としたものも採用可能である。 [0140] また、以上では、軸部材 206が回転して、それを軸受部材 209で支持する構成を 説明したが、これとは逆に、軸受部材 209の側が回転して、それを軸部材 206の側で 支持する構成に対しても本発明を適用することが可能である。
[0141] また、以上では、流体軸受装置 201の内部に充満し、ラジアル軸受隙間ゃスラスト 軸受隙間に流体の動圧作用を生じるための流体として潤滑油を例示したが、これ以 外にも各軸受隙間に動圧作用を発生可能な流体、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。
[0142] 以下、本発明の第 4実施形態に係る流体軸受装置を図 21〜図 31に基づいて説明 する。
[0143] 図 21は、本発明の第 4実施形態に係る流体軸受装置 301の一例（第 1構成例）を 示す含軸断面図である。同図に示す流体軸受装置 301は、例えば HDD等のスピン ドルモータに組み込んで使用されるもので、軸受部材 305と、軸受部材 305の内周 に挿入された軸部材 303を有する回転体 302とを主要な構成部材として備える。また 、詳細は後述するが、同図に示す流体軸受装置 301は、ラジアル軸受隙間を軸方向 の二箇所に離隔して備え、 2つのラジアル軸受隙間 Crl、 Cr2とその間の領域で、そ れぞれ隙間幅を軸方向上方に向かつて漸減させた構成である。
[0144] 回転体 302は、例えばステンレス鋼等の金属材料で、軸方向全長に亘つて径一定 に形成された軸部材 303と、軸部材 303の上端外周に設けられたハブ（ディスクハブ ) 304と、さらに、図示しないディスク、ロータマグネット、およびディスクをハブ 304に 固定するためのクランパとで構成される。力かる構成の回転体 302の重心（軸方向重 心） Gは、軸受部材 305の軸方向中心よりも上側（ハブ 304に近い側）に位置してい る。軸部材 303の外周面 303aは平滑面に形成され、また下端面 303bは凸球状に 形成されている。
[0145] 軸受部材 305は、後述する電錡加工で形成された析出金属からなる有底筒状の電 铸部 306と、該電錡部 306をインサート部として溶融材料を用いて射出成形された被 覆部 307とで構成される。
[0146] 軸受部材 305内周の上端開口部には、軸方向上方に向かって漸次拡径したテー パ面 305cが形成され、このテーパ面 305cと軸部材 303の外周面 303aとの間に、環 状のシール空間 S3が形成されている。
[0147] 軸受部材 305のうち、上記テーパ面 305cよりも下方の内周面 305a領域には、ラジ アル軸受部 R31、 R32のラジアル軸受面 308、 309となる領域（図中塗潰した領域） が上下 2箇所に離隔して設けられている。ラジアル軸受面 308、 309には、図 22に示 すように、動圧発生部として、ヘリングボーン形状に配列された複数の動圧溝 308a、 309aがそれぞれ設けられている。上側の動圧溝 308aは、上下の傾斜溝間領域の 軸方向中心 mに対して軸方向非対称に形成され、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。一方、下側の動圧 溝 309aは軸方向対称に形成され、その上下領域の軸方向寸法はそれぞれ上記軸 方向寸法 X2と等しくなつている。この場合、軸部材 303の回転時には、動圧溝による 潤滑油の引き込み力（ボンピンダカ）は下側の対称形の動圧溝 9aに比べ、上側の動 圧溝 308aで相対的に大きくなる。ボンピンダカを必要としない場合には、上側の動 圧溝 308aを下側の動圧溝 309a同様、軸方向対称形状とすることもできる。動圧溝 は、ヘリングボーン形状の他、例えばスパイラル形状やその他公知の形状に配列す ることもできる。なお、図面の簡略化のため、図 21では動圧溝を省略している。
[0148] 軸受部材 305の内底面 305bの一部又は全部環状領域は、スラスト軸受部 T3のス ラスト軸受面となり、本構成例において、力かる領域は平滑平面に形成されている。
[0149] ラジアル軸受面 308、 309を含む軸受部材 305の内周面 305aは、軸方向上方に 向かって内径を漸減させたテーパ状に形成されている。つまり本構成例では、ラジア ル軸受面 308、 309と軸部材 303の外周面 303aとの間に形成されるラジアル軸受隙 間 Crl、 Cr2のうち、各上端部が隙間幅の小さい幅狭部 Dl、また各下端部が隙間幅 の大きい幅広部 D2になる。なお、図示例では理解の容易化のため、内周面 305aの 傾斜の程度を誇張して描いている力 ラジアル軸受隙間 Crl (又は Cr2)の幅狭部 D 1と幅広部 D2の間における半径隙間の減少量 εと、両部間の軸方向離間距離 (ラジ アル軸受隙間の軸方向長さ） Lとの比、すなわち傾き ε ZLは、 ε /L≤lZ500 (軸 線に対する傾斜角で言えば、 0. 11° 以下）の極めて微小なものに形成されている。 力、かる微小な傾斜角のテーパ面を一般的な機械加工で低コストに量産するのは困 難であるが、電錡加工であれば、後述する理由からこのようなテーパ面も低コストか つ高精度に量産可能である。
[0150] 次に、上記構成の軸受部材 305の製造工程を図面に基づいて説明する。
[0151] 軸受部材 305は、電铸部 306の成形母体となるマスターを製作する工程 (Z1)、マ スター表面の一部を絶縁性材料でマスキングする工程 (Z2)、マスキングを施したマ スターに電錡カ卩ェを施して電錡部 306を析出形成する工程 (Z3)、電铸部 306を設 けたマスターをインサートして軸受部材 305を射出成形する工程 (Z4)、およびマスタ 一と電铸部 306を含む軸受部材 305とを分離する工程 (Z5)を順に経て製造される。
[0152] (Z1)マスター製作工程
図 23 (A)に示すマスター製作工程では、導電性材料、例えば焼入処理を施したス テンレス鋼、ニッケルクロム鋼、その他のニッケル合金、あるいはクロム合金等で形成 された中実軸状のマスター 311が形成される。マスター 311は、これら金属材料以外 にも、導電処理 (例えば、表面に導電性の被膜を形成する）を施されたセラミック等の 非金属材料で形成することもできる。
[0153] マスター 311の一端面とこれに連続した外周面の一部領域とには、電铸部 306を 成形する成形部 Nが設けられる。成形部 Nは、電铸部 306内側の凹凸パターンが反 転した形状をなし、その外周面のうち、軸方向の離隔した二箇所には、動圧溝 308a 、 309a間の丘部を成形する型部 311al、 311a2の列が円周方向に形成されている 。もちろん型部 311al、 31 la2の形状は動圧溝形状に対応させ、スパイラル形状等 に形成してもよい。なお、型部 311al、 31 la2を含む成形部 Nの表面精度は、電铸 部 306の精度を直接左右する。従って、成形部 Nは電铸部 306に求められる各種精 度に応じて、なるべく高精度に仕上げておくのが望ましい。
[0154] (Z2)マスキング工程
マスキング工程では、図 23 (B)に示すように、マスター 311の外表面のうち、成形 部 Nを除いてマスキングが施され、マスキング部 312が形成される。マスキング部 312 を形成する被覆材としては、後述する電錡加工を考慮すると、絶縁性および電解質 溶液に対する耐食性を有する材料が好適に使用可能である。
[0155] (Z3)電铸加工工程
電铸加工は、 Niや Cu等の金属イオンを含んだ電解質溶液にマスター 311を浸漬 させた後、マスター 311に通電して、マスター 311の成形部 Nに目的の金属を析出（ 電解析出）させることにより行われる。電解質溶液には、カーボンやフッ素系粒子など の摺動材、あるいはサッカリン等の応力緩和材を必要に応じて含有させてもよい。電 着金属の種類は、軸受面に求められる硬度、疲れ強さ等の物理的性質や、化学的 性質に応じて適宜選択される。
[0156] 電铸加工が終了すると、図 23 (C)に示すように、マスター 311の成形部 Nに電铸部 306を被着した電铸部材 313が形成される。このとき、電铸部 306の内周面には、型 咅 311al、 31 la2の形状カ転写され、図 22に示す複数の動圧溝 308a、 309aカ軸 方向に離隔して形成される。なお、電铸部 306の厚みは、これが厚すぎるとマスター 311からの剥離性が低下し、逆に薄すぎると電錡部 306の耐久性低下につながるの で、求められる軸受性能ゃ軸受サイズ、さらには用途等に応じて最適な厚み、例えば 、 10 μ π！〜 200 μ m程度の厚みに形成される。
[0157] なお、電铸部 306は、以上に述べた電解めつき（電気めつき）に準じた方法の他、 無電解めつき (ィ匕学めつき）に準じた方法で形成することもできる。無電解めつきに準 じた方法を採用する場合、マスター 311の導電性やマスキング部 312の絶縁性は不 要となる代わりに、マスキング部 312は耐食性を有するもので形成するのが望ましレヽ
[0158] (Z4)インサート成形工程
図示は省略するが、インサート成形工程では、電铸部材 313をインサート部品とし て所定の金型に配置した後、溶融材料、例えば溶融樹脂を用いてインサート成形が 行われる。樹脂の射出後、樹脂を固化させて型開きを行うと、図 24に示すように、マ スター 311および電錡部 306からなる電铸部材 313と、被覆部 307とが一体となった 成形品が得られる。
[0159] 被覆部 307を樹脂で形成する場合、そのベース樹脂としては、結晶性樹脂'非晶 性樹脂を問わず使用可能である。結晶性樹脂としては、例えば液晶ポリマー (LCP) 、ポリフエ二レンサルファイド（PPS)、ポリエーテルエーテルケトン（PEEK)、ポリアセ タール (POM)、ポリアミド (PA)等が、また、非晶性樹脂としては、例えばポリフエ二 ルサルフォン（PPSU)、ポリエーテルサルフォン（PES)、ポリエーテルイミド（PEI)、 ポリアミドイミド（PAI)等が使用可能である。例示した上記のベース樹脂には、必要に 応じて強化材 (繊維状、粉末状等の形態は問わない)や潤滑剤、導電材等の各種充 填材を一種又は二種以上加えることもできる。
[0160] なお、被覆部 307は樹脂以外の溶融材料、例えばマグネシウム合金やアルミニウム 合金等の低融点金属も使用可能である。この他、金属粉とバインダーの混合物で射 出成形した後、脱脂 '焼結するいわゆる MIM成形を採用することもでき、さらには、セ ラミックとバインダーの混合物を用いた、いわゆる CIM成形も使用可能である。
[0161] ここで、電錡加工の特性上、マスター 311への析出開始面、すなわち電錡部 306 の内面は、マスター 311 (成形部 N)の表面精度が高精度に転写された緻密面となる 一方で、析出終了側の面、すなわち電錡部 306の外表面は粗面に形成される。その ため、被覆部 307の成形時には溶融樹脂が電铸部 306表面の微小な凹凸に入り込 み、いわゆるアンカー効果によって電錡部 306と被覆部 307の結合力は強固なもの となる。
[0162] (Z5)分離工程
上記のようにして形成された電铸部材 313は分離工程に移送され、電铸部 306お よび被覆部 307が一体化した軸受部材 305と、マスター 311とに分離される。この分 離工程では、例えばマスター 311あるいは軸受部材 305に衝撃をカ卩えることで、電铸 部 306の内周面を若干量拡径させ、マスター 311の表面から電铸部 306を剥離させ る。これにより、マスター 311が軸受部材 305から分離可能となり、マスター 311を引 抜くと完成品としての軸受部材 305が得られる。なお、電铸部 306の剥離手段として は、上記手段以外にも、例えば電铸部 306とマスター 311とを加熱 (又は冷却）し、両 者間に熱膨張量差を生じさせることによる方法、あるいは両手段 (衝撃と加熱)を併用 する方法等が使用可能である。
[0163] なお、軸受部材 305は、有底筒状に形成されると共に、内周面 305aが開口側に向 力、つて漸次縮径したテーパ状に形成されるため、軸受部材 305からのマスター 311 の分離は、いわゆる無理抜きとなる。し力、しながら、特に本構成例のように軸受部材 3 05の内周面 305aに動圧溝 308a、 309aを設けている場合にマスター 311を無理抜 きすると、動圧溝 308a、 309aの損傷、ひいては軸受性能低下を招く恐れがある。こ れに対し本構成例では、上述のように、軸受部材 305のラジアル軸受面 308、 309を 含む内周面 305aの傾き ε /Lを、 ε /L≤ 1/500程度の微小な値に設定している ので、無理抜きの程度は微小なものとなる。し力も、軸受部材 305を構成する電铸部 306は極薄厚みに形成されると共に、電铸部 306と被覆部 307とは強固に固着して いるため、マスター 31 1の引抜き時、電錡部 306は弾性に優れる樹脂製の被覆部 30 7の変形に追従して変形する。以上のことから、マスター 31 1の分離による動圧溝 30 8a、 309aの損傷を効果的に防止することができる。
[0164] 上述の如く形成された軸受部材 305の内周に、引抜いたマスター 31 1とは別に準 備した軸部材 303 (回転体 302)を揷入し、軸受部材 305の内部空間に流体としての 潤滑油を充満させることにより、図 21に示す流体軸受装置 301が完成する。一方、 分離されたマスター 31 1は、繰り返し電錡カ卩ェに用いることができるので、高精度な 軸受部材 305を安定してかつ低コストに量産することができる。潤滑油を充満した状 態で、シール空間 S3の潤滑油には毛細管力による引き込み力が作用する。これによ り潤滑油は、常時シール隙間 S 3の範囲内に維持される。
[0165] 上記構成の流体軸受装置 301において、軸部材 303 (回転体 302)が回転すると、 軸受部材 305の内周面 305aの上下 2箇所に離隔形成されたラジアル軸受面 308、 309は、それぞれ軸部材 303の外周面 303aとラジアル軸受隙間 Crl、 Cr2を介して 対向する。そして軸部材 303の回転に伴って、ラジアル軸受隙間 Crl、 Cr2に潤滑 油の動圧が発生し、その圧力によってラジアル軸受隙間 Crl、 Cr2に形成される潤 滑油膜の油膜剛性が高められ軸部材 303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 303を有する回転体 302をラジアル方向に回転自在に非 接触支持する第 1のラジアル軸受部 R31と第 2のラジアル軸受部 R32とが形成される 。また、これと同時に、軸部材 303の下端面 303bと軸受部材 305の内底面 305bと の間には、軸部材 303を有する回転体 302をスラスト方向に回転自在に支持するス ラスト軸受部 T3が形成される。
[0166] 一般に、ラジアル軸受隙間に形成される油膜の剛性 (軸受剛性)は、その隙間幅が 小さくなるにつれて高くなる。そのため、ラジアル軸受隙間の隙間幅を軸方向上方に 向かって漸減させた上記構成では、ラジアル軸受隙間のうち隙間幅の小さい幅狭部 Dlにおける油膜剛性が、隙間幅の大きい幅広部 D2における油膜剛性よりも高くな る。本構成例では、回転体 302の重心 G力 軸受部材 305の軸方向中心よりも上側 に位置しているので、回転体 302の重心 Gに近い領域で軸受剛性を高めることがで きる一方で、重心 Gから離れた領域では軸受剛性を低くすることができる。これにより 、軸部材 303を有する回転体 302が精度良く回転するために必要とされる軸受剛性 の確保と低トルク化とを同時に達成することができる。また、本構成例では、上記のラ ジアル軸受隙間を軸方向に離隔した二箇所に設けているので、ラジアル軸受部 R31 、 R32の軸受中心は、軸受部材 305の軸方向中心よりも上側に位置することとなる。 従って、ラジアル軸受部の軸受中心と回転体 302の重心 Gの離間距離を短縮するこ とができ、モーメント荷重に対する負荷能力（モーメント剛性）に優れた構造となる。
[0167] なお、上述したラジアル軸受隙間 Crl (又は Cr2)の幅狭部 Dlと幅広部 D2の間に おける半径隙間の減少量 εと、両部間の軸方向離間距離 (ラジアル軸受隙間の軸方 向長さ） Lとの比（傾き） ε /Lは、 1/1000≤ ε /L≤ 1/500とするのが望ましい。 傾き ε /Lの値が 1/1000よりも小さいと、軸受剛性の向上効果、およびトルク低減 効果を十分に得ることが難しくなる。一方、 1/500よりも大きいと、幅広部 D2の値が 過大になり、軸受剛性が不足して回転精度が悪化するおそれがある。また、上述した 軸受部材 305の成形時にあっては、無理抜きの程度が大きくなりラジアル軸受面 30 8、 309の損傷を招くおそれがあるからである。
[0168] また、ラジアル軸受隙間 Crlの最小の直径隙間（幅狭部 D1における内径寸法） δ は、軸部材 303の軸径 dに対し、その比 δ /dが 1/1000≤ 5 /d≤ 1/250となる ように各部材を形成するのが望ましぐその理由を次に述べる。まず、比 δ /dの下限 値 1/1000は、マスター 311や軸部材 303の外周面、および電錡部 306内周面の 真円度'円筒度等から導き出すことができる。すなわち直径隙間 δ力 軸部材 303の 外周面 303aや軸受部材 305の内周面 305aの真円度 ·円筒度よりも小さくなると、軸 部材 303と軸受部材 305との間で接触を生じ、所定の性能を確保することが難しくな る。これらの各種精度を一層高めることも可能であるが、高精度化するにつれてコスト アップが避けられないものとなる。従って、機能面およびコスト面のバランスを考慮す ると、比 δ /dは 1/1000以上とするのが望ましレ、。一方、比 δ /dの上限値 1/250 は回転精度やモーメント剛性の観点から導き出すことができる。すなわち、ラジアル 軸受隙間の最小の直径隙間 δが大きくなれば、所望の軸受剛性、モーメント剛性を 確保できなくなり、回転精度の悪化や軸部材 303と軸受部材 305の接触などの不具 合が生じる。従って、比 δ /dは 1/250以下とするのが望ましい。
[0169] また本構成例では、軸受部材 305の内周面 305aのラジアル軸受面 308、 309とな る領域、および軸部材 303の下端面 303bと摺動接触する内底面 305b (スラスト軸受 面）が、析出金属かならなる電铸部 306に形成される。電铸加工の特性上、電錡部 3 06のうち、マスター 311への析出開始面となる内面精度はマスター 311の表面形状 が高精度に転写された緻密面に形成される。したがって、マスター 311の外表面のう ち、特に電錡部 306を形成する成形部 Nを高精度に形成しておけば、別段の仕上げ 加工等を施すことなぐ動圧溝 308a、 309aを含めた軸受部材 305の内周面 305a、 および内底面 305bの精度が容易に高められ、ラジアル軸受隙間 Crl、 Cr2の幅精 度を高精度に管理することが可能となる。またラジアル軸受面 308、 309およびスラス ト軸受面が金属面となるから、ラジアル軸受部 R31、 R32では温度変化や摩耗等に よる特性変化を抑制することができ、またスラスト軸受部 T3では耐摩耗性を高めるこ とができる。以上のことから、流体軸受装置 301に振動や衝撃が負荷された場合に おける回転体 302の振れ回り量の増大や、共振に伴う回転性能の低下を抑制し、高 い回転性能を維持することが可能となる。
[0170] 以上、本発明の第 4実施形態に係る流体軸受装置の一構成例について説明を行 つたが、上述した本発明の構成は、上記形態の流体軸受装置 301に限らず、他の形 態の流体軸受装置にも好ましく用いることができる。以下その構成例を図面に基づい て説明するが、説明の簡略化のため、上記形態に準ずる部材、および部位について は同一の参照番号を付与し、重複説明を省略する。
[0171] 図 25は、本発明の第 4実施形態に係る流体軸受装置の第 2構成例を示すものであ る。同図に示す流体軸受装置 321が図 21に示す流体軸受装置 301と異なる点は、 主に、回転体 302を構成するハブ 304が、軸受部材 305の下方に設けられ、回転体 302の重心 Gが軸受部材 305の下方に位置する点、およびこれに対応して、軸受部 材 305の内径寸法が軸方向下方に向かって漸減するように形成されている点である 。なお、図示は省略している力 軸受部材 305の両端開口部には、図 21に示す形態 と同様、シール空間を形成することもできる。
[0172] 図 26は、本発明の第 4実施形態に係る流体軸受装置の第 3構成例を示すものであ る。同図に示す流体軸受装置 331では、軸受部材 305の内周面力 図 21および図 2 5に示すような内径寸法を軸方向の何れか一方に漸減させたテーパ状ではなぐ軸 方向で相対的に小径の第 1内周面 305dと、この第 1内周面 305dよりも大径の第 2内 周面 305eとに区画されている。第 1内周面 305dの一部あるいは全部軸方向領域に はラジアル軸受面 308が設けられ、第 2内周面 305eの一部あるいは全部軸方向領 域にはラジアル軸受面 309が設けられている。つまりこの構成例では、上側のラジア ル軸受面 308と軸部材 303の外周面 303aとの間に形成されるラジアル軸受隙間 Cr 1の全体が幅狭部 D1となり、下側のラジアル軸受面 309と軸部材 303の外周面 303 aとの間に形成されるラジアル軸受隙間 Cr2の全体が幅広部 D2となる。
[0173] 図 27は、本発明の第 4実施形態に係る流体軸受装置の第 4構成例を示すものであ る。同図に示す流体軸受装置 341は、主に、軸受部材 345が、ラジアル軸受面 308 、 309を有する本体部 345a、および本体部 345aの上方に突出させて設けられ、軸 部材 303の外周面 303aとの間にシール空間 S3と潤滑油溜り 346とを形成する略半 球状の突出部 345bに区画されている点で図 21に示す流体軸受装置 301と構成を 異にする。本体部 345aを構成する側部は、その全体が軸方向上方に向かって内径 寸法を漸減させている。
[0174] 図示は省略するが、この軸受部材 345は、例えば以下のようにして形成することが できる。まず、上述した軸受部材 305の成形手順に則って、本体部 345aの側部およ び突出部 345bを軸線に対して平行な状態で型成形し、マスターと分離する。次に、 完成品としての本体部 345aおよび 3突出部 45bの形状に倣った金型を加熱した状 態で、当該軸受部材 345の外径側から圧迫力を付加し、本体部 345aの側部と突出 部 345bとを内径方向に変形させて一種の塑性変形状態とする。そして、その金型を 開放すると同図に示す軸受部材 345が得られる。
[0175] 以上では、軸部材 303を軸方向全長に亘つて径一定に形成すると共に、軸受部材 305の内径寸法を軸方向で異径とすることにより、ラジアル軸受隙間の隙間幅を軸方 向で異ならせる構成について説明を行った力 S、以上で示す何れの構成例においても 、軸受部材 305の内周面 305aを軸方向全長に亘つて径一定に形成すると共に、軸 部材 303を軸方向で異径とすることにより、ラジアル軸受隙間の隙間幅を軸方向で異 ならせることちできる。
[0176] 以上では、ラジアル軸受部 R31、 R32として、ヘリングボーン形状やスパイラル形状 の動圧溝により流体動圧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 されるものではなレ、。例えば、ラジアル軸受部 R31、 R32の一方又は双方を、いわゆ る多円弧軸受ゃステップ軸受で構成することもできる。これらの軸受は、動圧発生部 として複数の円弧面、軸方向溝を、例えば軸受部材 305のラジアル軸受面 308、 30 9に形成することによって得ることができる。これらの動圧発生部の形成方法は、動圧 溝 308a、 309aを形成する場合の各工程に準じるので詳細な説明は省略する。
[0177] 図 28は、ラジアル軸受部 R31、 R32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、軸受部材 305の内周面のラジアル軸受面 308 、 309となる領域が、 3つの円弧面 351で構成されている（レ、わゆる 3円弧軸受）。 3つ の円弧面 351の曲率中心は、それぞれ、軸受部材 305 (軸部材 303)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 351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くさび 状隙間 Cr3である。そのため、軸受部材 305と軸部材 303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くさび状隙間 Cr3の最小 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 、軸受部材 305と軸部材 303とが非接触支持される。なお、 3つの円弧面 351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。
[0178] 図 29は、ラジアル軸受部 R31、 R32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、軸受部材 305の内周面のラジアル軸 受面 308、 309となる領域力 3つの円弧面 351で構成されているが（レヽわゆる 3円弧 軸受）、 3つの円弧面 351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くさび状隙間 Cr3である。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 35 1相互間の境界部に、分離溝 352と称される一段深い軸方向溝が形成されている。 そのため、軸受部材 305と軸部材 303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くさび状隙間 Cr3の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、軸受部材 305と軸部材 303とが非接 触支持される。
[0179] 図 30は、ラジアル軸受部 R31、 R32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 29に示す構成において、 3つの円弧面 35 1の最小隙間側の所定領域 Θ力 それぞれ、軸受部材 305 (軸部材 303)の軸中心 Oを曲率中心とする同心の円弧面で構成されている。従って、各所定領域 Θ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。
[0180] 図 31は、ラジアル軸受部 R31、 R32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、軸受部材 305 (電铸部 306)の内周面のラジア ル軸受面 308、 309となる領域に、複数の軸方向溝形状の動圧溝 353が円周方向 所定間隔に設けられている。
[0181] 以上では、ラジアル軸受部 R31、 R32のように、ラジアル軸受部を軸方向に 2箇所 離隔して設けた構成としたが、軸受部材 305の内周面の上下領域に亘つて 3箇所以 上のラジアル軸受部を設けた構成としても良い。また、図 28〜図 30で示した多円弧 軸受は、いわゆる 3円弧軸受である力 S、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。
[0182] また、以上では、軸受部材 305を構成する電铸部 306のラジアル軸受面 308、 309 に動圧発生部を形成した場合を例示したが、このラジアル軸受面 308、 309と対向 する軸部材 303の外周面 303aに動圧発生部を設けても良い。この場合、電錡部 30 6のラジアル軸受面 308、 309となる領域は、凹凸のない円筒面状に形成される。
[0183] また、以上では、軸受部材 305を構成する電铸部 306のラジアル軸受面 308、 309 または軸部材 303の外周面 303aに動圧発生部を設け、当該動圧発生部でラジアル 軸受隙間に流体動圧を発生させてラジアル軸受部 R31、R32を動圧軸受で構成す る場合について説明を行った力 電铸部 306のラジアル軸受面 308、 309を凹凸の ない円筒面状に形成すると共に軸部材 303の外周面 303aを凹凸のない断面真円 状に形成することで、ラジアル軸受部 R31、 R32を真円軸受で構成することもできる（ 図示省略)。
[0184] また、以上では、スラスト軸受部 T3をピボット軸受で構成する形態を例示したが、例 えば、軸部材 303の下端を平坦面とし、この平坦面あるいはこれに対向する軸受部 材の端面にスパイラル形状やへリングボーン形状に配列された複数の動圧溝等を設 けることにより、スラスト軸受部を動圧軸受で構成することもできる（図示省略)。
[0185] また以上では、流体軸受装置の内部空間に充填する潤滑流体として潤滑油を用い たが、流体膜を形成可能な他の流体、例えば、潤滑グリースや磁性流体、さらには空 気等の気体等を使用することもできる。
[0186] 上述した流体軸受装置は高い回転精度を誇るものであるから、高い回転性能を求 められる各種モータ、例えば HDD等のディスク装置のスピンドルモータやパーソナ ルコンピュータのファンモータ用の軸受として好適に使用することができる。
図面の簡単な説明
[0187] [図 1]本発明の第 1実施形態に係る流体軸受装置の第 1構成例を示す断面図である
[図 2] (A)図はハウジングに軸受スリーブを固定した状態を示す上面図、（B)図はそ の断面図、（C)図はその下面図である。
[図 3] (A)図は軸受スリーブの組立工程を示す概略図、（B)図はハウジングの上方部 分を示す拡大断面図である。
[図 4]第 1実施形態に係る流体軸受装置の第 2構成例を示す断面図である。
[図 5]流体軸受装置を組み込んだスピンドルモータを概念的に示す断面図である。
[図 6]流体軸受装置を組み込んだファンモータを概念的に示す断面図である。
[図 7]流体軸受装置を組み込んだスピンドルモータを概念的に示す断面図である。
[図 8]本発明の第 2実施形態に係る流体軸受装置の第 1構成例を示す断面図である
[図 9] (A)図は軸受スリーブの縦断面図、（B)図は軸受スリーブの上側端面を示す図 、 (C)図は軸受スリーブの下側端面を示す図である。 [図 10]第 2実施形態に係る流体軸受装置の第 2構成例を示す断面図である。
[図 11]軸受スリーブの他の構成例を示す縦断面図である。
[図 12]流体軸受装置を組み込んだファンモータを概念的に示す断面図である。
[図 13]流体軸受装置を組み込んだスピンドルモータを概念的に示す断面図である。
[図 14]本発明の第 3実施形態に係る流体軸受装置の第 1構成例を示す断面図であ る。
[図 15]軸受部材の断面図である。
[図 16]図 15に示す軸受部材を矢印 aの方向から見た端面図である。
[図 17]図 15に示す軸受部材を矢印 bの方向から見た端面図である。
[図 18]軸受部材の他の構成を示す断面図である。
[図 19]軸受部材の他の構成を示す断面図である。
[図 20]第 3実施形態に係る流体軸受装置の第 2構成例を示す断面図である。
[図 21]本発明の第 4実施形態に係る流体軸受装置の第 1構成例を示す含軸断面図 である。
[図 22]軸受部材の断面図である。
[図 23] (A)図はマスターの斜視図、（B)図はマスターにマスキングを施した状態を示 す斜視図、（C)図は電铸部材の斜視図である。
[図 24]インサート成形直後の軸受部材の断面図である。
[図 25]第 4実施形態に係る流体軸受装置の第 2構成例を示す断面図である。
[図 26]第 4実施形態に係る流体軸受装置の第 3構成例を示す断面図である。
[図 27]第 4実施形態に係る流体軸受装置の第 4構成例を示す断面図である。
[図 28]ラジアル軸受部を多円弧軸受で構成した場合の含軸断面図である。
[図 29]ラジアル軸受部を多円弧軸受で構成した場合の含軸断面図である。
[図 30]ラジアル軸受部を多円弧軸受で構成した場合の含軸断面図である。
[図 31]ラジアル軸受部をステップ軸受で構成した場合の含軸断面図である。
符号の説明
1、 21 流体軸受装置
2 ハウジング 3 第 1軸受スリーブ
4 第 2軸受スリーブ
5 軸部材
6、 7 シール部材
8 スぺーサ部材
Α、Α' ラジアル軸受面
Β 凸部
L1 第 1軸受スリーブの軸方向長さ
L2 第 2軸受スリーブの軸方向長さ
Ρ 組立ピン
R1、R2 ラジアル軸受部
T1、T2 スラスト軸受部
Sl、 S2 シール空間
101 流体軸受装置
102 軸部材
104 ステータコィ /レ
105 ロータマグネット
107 ハウジング
108 軸受部材
109、 110 シーノレ部材
181 軸受スリーブ
182 スぺーサ部材
81al、 81bl、 81cl 動圧溝
R11、R12 ラジアル軸受部
T11、T12 スラスト軸受部
Sl l、 S12 シーノレ空間
201 流体軸受装置
202 回転体 203 ノヽブ
206 軸部材
207、 208 シーノレ部材
209 軸受部材
210 ハウジング
211 第 1の軸受スリーブ
212 第 2の軸受スリーブ
A21、 A22 ラジアル軸受面
B21、 C21 スラスト軸受面
R21、 R22 ラジアノレ軸受部
T21 , T22 スラス卜軸受部
301、 321、 331、 341 流体軸受装置
302 回転体
303 軸部材
304 ロータ
305 軸受部材
306 電铸部
307 被覆部
308、 309 ラジアノレ軸受面
311 マスター
312 マスキング部
Crl、 Cr2、 Cr3 ラジアル軸受隙間 D1 (ラジアル軸受隙間の）幅狭部 D2 (ラジアル軸受隙間の）幅広部 L ラジアル軸受隙間の軸方向長さ R31、 R32 ラジアノレ軸受部
T3 スラスト軸受部
S3 シール空間 d 軸部材の軸径

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、該軸受部材の内周に挿入される軸部材と 、前記軸受部材のラジアル軸受面と前記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前記軸部材をラジアル方向に非接触支持するラジアル 軸受部とを備えた流体軸受装置において、
前記軸受スリーブは軸方向に複数配置され、
かつ各軸受スリーブは相互に軸方向長さを異ならせて形成されていることを特徴と する流体軸受装置。
[2] 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の内周面に、前記ラジ アル軸受面よりも他方の軸受スリーブ側に位置し、前記ラジアル軸受面と同径の凸部 を設けた請求項 1記載の流体軸受装置。
[3] 前記軸部材は外径側に突出した突出部を有し、該突出部の端面と前記軸受スリー ブの端面との間に、スラスト軸受隙間に生じる流体の動圧作用で前記軸部材をスラス ト方向に非接触支持するスラスト軸受部が設けられている請求項 1記載の流体軸受 装置。
[4] 前記突出部の外周側にシール空間が形成されている請求項 3記載の流体軸受装 置。
[5] 軸受部材と、該軸受部材の内周に挿入される軸部材を有する回転体と、前記軸受 部材と前記回転体との間に形成される第 1および第 2スラスト軸受隙間と、前記第 1ス ラスト軸受隙間に流体動圧を発生させる第 1動圧溝領域と、前記第 2スラスト軸受隙 間に流体動圧を発生させる第 2動圧溝領域とを備えた流体軸受装置において、 前記軸受部材は、軸方向に配列された 2つの軸受スリーブを有し、
該 2つの軸受スリーブが何れも、両端面に、前記第 1動圧溝領域と前記第 2動圧溝 領域とを有するものであり、かつ一方の軸受スリーブの前記第 1動圧溝領域を前記第 1スラスト軸受隙間に臨ませ、他方の軸受スリーブの前記第 2動圧溝領域を前記第 2 スラスト軸受隙間に臨ませたことを特徴とする流体軸受装置。
[6] 前記第 1動圧溝領域と前記第 2動圧溝領域を異なる形状に形成した請求項 5記載 の流体軸受装置。 前記 2つの軸受スリーブ間にスぺーサ部材を介装させた請求項 5記載の流体軸受 装置。
請求項:!〜 7の何れかに記載の流体軸受装置と、ロータマグネットと、ステータコィ ルとを有するモータ。
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Families Citing this family (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR20110081530A (ko) 2010-01-08 2011-07-14 삼성전기주식회사 스캐너모터
US8804269B2 (en) 2011-12-06 2014-08-12 HGST Netherlands B.V. Adjusting rotational speed based on ambient temperature in a HDD
KR101197897B1 (ko) * 2012-09-14 2012-11-05 삼성전기주식회사 스핀들 모터 및 이를 포함하는 하드 디스크 드라이브
CN105009425B (zh) * 2013-03-25 2019-01-04 Ntn株式会社 烧结轴承及其制造方法、以及具有该烧结轴承的振动电机
DE102013217261A1 (de) * 2013-08-29 2015-03-05 Robert Bosch Gmbh Kompressor
CN105090090B (zh) * 2014-05-12 2020-11-17 台达电子工业股份有限公司 风扇及其油封轴承
US8973848B2 (en) * 2014-09-08 2015-03-10 Efc Systems, Inc. Composite air bearing assembly
JP6859832B2 (ja) * 2017-04-27 2021-04-14 日本電産株式会社 流体軸受装置、モータおよびディスク駆動装置
CN107482829A (zh) * 2017-08-28 2017-12-15 云南靖创液态金属热控技术研发有限公司 一种无刷电机的散热结构
US9970481B1 (en) 2017-09-29 2018-05-15 Efc Systems, Inc. Rotary coating atomizer having vibration damping air bearings
TWI705190B (zh) * 2019-08-27 2020-09-21 建準電機工業股份有限公司 軸承系統
CN110848271B (zh) * 2019-11-19 2021-02-23 张家港Aaa精密制造股份有限公司 一种可调控的滑动轴承及调控方法

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60121308A (ja) * 1984-08-21 1985-06-28 Nippon Seiko Kk 動圧形の複合軸受装置
JPS6384419U (ja) * 1986-11-20 1988-06-02
JPH0886311A (ja) * 1994-07-22 1996-04-02 Quantum Corp 自己補充を行なう遠心ポンピング流体軸受ユニット
JP2005003042A (ja) * 2003-06-10 2005-01-06 Ntn Corp 動圧軸受装置
JP2005321089A (ja) * 2004-04-09 2005-11-17 Ntn Corp 動圧軸受装置

Family Cites Families (39)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2067034A (en) * 1931-08-26 1937-01-05 Robert H Whiteley Heat responsive self-lubricating bearing
JPS56164220A (en) * 1980-05-19 1981-12-17 Nippon Seiko Kk Spindle unit
JPS5857915A (ja) * 1981-10-02 1983-04-06 Nippon Seiko Kk 流体軸受スリ−ブの成形方法
JPS6388314A (ja) * 1986-09-30 1988-04-19 Toshiba Corp 動圧空気軸受
GB2235736B (en) * 1989-08-09 1993-09-15 Nippon Seiko Kk Bearing with dynamic pressure grooves and method for manufacturing the same
EP0510695B1 (en) * 1991-04-26 1996-07-03 Koyo Seiko Co., Ltd. Bearing device
JPH0979263A (ja) * 1995-09-20 1997-03-25 Hitachi Ltd 軸受装置及びこれを備えたスピンドルモ−タ
JP3574266B2 (ja) * 1996-02-29 2004-10-06 東京パーツ工業株式会社 小型モータの軸支承構造
JP3586044B2 (ja) * 1996-06-10 2004-11-10 東京パーツ工業株式会社 モータ用軸受装置
KR100196929B1 (ko) * 1996-11-25 1999-06-15 윤종용 간극 편차 보정 유체베어링 장치
JPH1198763A (ja) * 1997-09-17 1999-04-09 Namiki Precision Jewel Co Ltd 動圧軸受装置
JPH1193941A (ja) * 1997-09-18 1999-04-06 Matsushita Electric Ind Co Ltd 動圧型軸受装置
JP3602707B2 (ja) 1997-11-21 2004-12-15 東京パーツ工業株式会社 動圧軸受モータ
JP4074703B2 (ja) 1998-03-23 2008-04-09 新日鐵化学株式会社 焼結含油軸受ユニット
JPH11283321A (ja) * 1998-03-31 1999-10-15 Hitachi Ltd 高い衝撃耐久性能を有するディスク駆動装置及び磁気ディスク装置
JP2000120695A (ja) 1998-10-19 2000-04-25 Seiko Instruments Inc 動圧軸受装置
JP3663325B2 (ja) 1999-12-01 2005-06-22 株式会社日立製作所 モータの組立て方法
US20020025090A1 (en) * 2000-03-29 2002-02-28 Ikunori Sakatani Fluid bearing device
JP2003032961A (ja) 2001-07-23 2003-01-31 Yoshikazu Ichiyama 磁気吸引力と平衡させた単円錐動圧流体軸受を有するモータ
JP2002276649A (ja) 2001-03-15 2002-09-25 Ntn Corp 動圧型軸受ユニット
JP3864065B2 (ja) * 2001-08-09 2006-12-27 株式会社ティ・アンド・ティホールディングス 樹脂製軸受部品の製造方法
JP3820480B2 (ja) 2001-08-09 2006-09-13 株式会社ティ・アンド・ティホールディングス 一対の軸と樹脂製軸受部品及びその製造方法
US6702465B2 (en) * 2001-08-13 2004-03-09 Alan Lyndon Grantz Exclusion seal for fluid dynamic bearing motors
JP4216509B2 (ja) 2002-02-20 2009-01-28 Ｎｔｎ株式会社 動圧軸受装置の製造方法
JP2002369446A (ja) * 2002-03-20 2002-12-20 Hitachi Ltd ディスク駆動装置
JP4080229B2 (ja) * 2002-04-03 2008-04-23 日本電産株式会社 動圧軸受、スピンドルモータ及び記録ディスク駆動装置
US20030190100A1 (en) * 2002-04-05 2003-10-09 Grantz Alan L. Radial capillary seal for fluid dynamic bearing motors
JP2003314538A (ja) * 2002-04-25 2003-11-06 Ntn Corp 動圧軸受装置の製造方法
JP4152712B2 (ja) 2002-10-08 2008-09-17 Ｎｔｎ株式会社 流体軸受装置およびその製造方法
US6946764B2 (en) * 2002-12-23 2005-09-20 Seagate Technology Llc Conical hybrid FDB motor
JP2005048890A (ja) * 2003-07-30 2005-02-24 Matsushita Electric Ind Co Ltd スピンドルモータ
CN1306684C (zh) * 2003-11-07 2007-03-21 日本电产株式会社 主轴马达和包括该主轴马达的记录磁盘驱动装置
WO2005098252A1 (ja) 2004-04-09 2005-10-20 Ntn Corporation 動圧軸受装置
JP2005351375A (ja) * 2004-06-10 2005-12-22 Ntn Corp 動圧軸受
US20070013240A1 (en) * 2005-07-14 2007-01-18 Seagate Technology Llc Stator heat transfer device
JP2007071274A (ja) * 2005-09-06 2007-03-22 Ntn Corp 動圧軸受装置
JP4390150B2 (ja) 2005-10-28 2009-12-24 Ｎｔｎ株式会社 樹脂製軸受部品及びその製造方法
JP4194610B2 (ja) * 2006-05-23 2008-12-10 日本電産株式会社 動圧軸受装置
JP2007327545A (ja) * 2006-06-07 2007-12-20 Ntn Corp 動圧軸受装置

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60121308A (ja) * 1984-08-21 1985-06-28 Nippon Seiko Kk 動圧形の複合軸受装置
JPS6384419U (ja) * 1986-11-20 1988-06-02
JPH0886311A (ja) * 1994-07-22 1996-04-02 Quantum Corp 自己補充を行なう遠心ポンピング流体軸受ユニット
JP2005003042A (ja) * 2003-06-10 2005-01-06 Ntn Corp 動圧軸受装置
JP2005321089A (ja) * 2004-04-09 2005-11-17 Ntn Corp 動圧軸受装置

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