WO2012172956A1 - 流体動圧軸受装置 - Google Patents

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WO2012172956A1
WO2012172956A1 PCT/JP2012/063541 JP2012063541W WO2012172956A1 WO 2012172956 A1 WO2012172956 A1 WO 2012172956A1 JP 2012063541 W JP2012063541 W JP 2012063541W WO 2012172956 A1 WO2012172956 A1 WO 2012172956A1
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dynamic pressure
radial
thrust
shaft member
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PCT/JP2012/063541
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広道 國米
哲弥 栗村
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Ntn株式会社
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    • G11B19/20—Driving; Starting; Stopping; Control thereof
    • G11B19/2009—Turntables, hubs and motors for disk drives; Mounting of motors in the drive
    • G11B19/2036—Motors characterized by fluid-dynamic bearings
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    • F16C17/102—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load with grooves in the bearing surface to generate hydrodynamic pressure
    • F16C17/107—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load with grooves in the bearing surface to generate hydrodynamic pressure with at least one surface for radial load and at least one surface for axial load
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    • F16C2204/60—Ferrous alloys, e.g. steel alloys
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    • F16C2370/00—Apparatus relating to physics, e.g. instruments
    • F16C2370/12—Hard disk drives or the like

Definitions

  • the present invention relates to a fluid dynamic bearing device.
  • the fluid dynamic pressure bearing device is a magnetic disk drive device for information equipment (for example, HDD), an optical disk drive device such as CD, DVD, Blu-ray disc, or a magneto-optical disk such as MD, MO, etc. It is suitably used for spindle motors such as drive devices.
  • HDD disk drive devices tend to increase the number of installed disks as the HDD capacity increases. As the number of mounted discs increases, the weight increases, so that the shake when the disc is rotated increases, and the read accuracy of the disc may decrease. For this reason, the fluid dynamic pressure bearing device incorporated in the HDD is required to have a higher load capacity.
  • a shaft rotation type that rotates a shaft member inserted in the inner periphery of a bearing sleeve is generally used.
  • a disk hub carrying a disk is fixed to the end of the shaft member, and the intermediate part of the shaft member is cantilevered by a radial bearing portion (oil film in the radial bearing gap) It becomes a state to support. For this reason, when the number of disks mounted on the disk hub increases and the weight increases, there is a risk that the deflection of the disk will increase.
  • Patent Document 1 discloses a fixed shaft type fluid dynamic bearing device in which a shaft member is a fixed side and a bearing sleeve is a rotating side.
  • the fixed part between the rotating member (bearing sleeve and housing) and the disk hub can be provided in the axial direction region of the radial bearing part, the disk hub can be stabilized even when the number of mounted disks increases. Can be supported and the vibration of the disk can be suppressed.
  • the bearing sleeve is formed of sintered metal, so that the lubricating oil impregnated in the internal pores of the sintered metal is removed from the surface opening of the bearing sleeve through the radial bearing gap and the thrust. Since it exudes into the bearing gap, the lubricity in each bearing gap is improved.
  • Patent Document 2 As a known shaft fixed type fluid dynamic pressure bearing device, for example, there is one described in Patent Document 2 shown below. Specifically, as described in FIG. 2 of the same document, the shaft member, the rotating member disposed on the outer diameter side of the shaft member, and the outer peripheral surface of the shaft member and the inner peripheral surface of the rotating member. A radial bearing that supports the rotating member in a non-contact manner in the radial direction by the dynamic pressure action of lubricating oil generated in the formed radial bearing gap, and projects one end of the shaft member outside the bearing so as to be in contact with the atmosphere.
  • the motor base as a stationary member is fixed to the part.
  • a first object of the present invention is to suppress a pressure drop of an oil film in a radial bearing gap in a shaft-fixed fluid dynamic pressure bearing device having a sintered metal bearing sleeve, and The purpose is to reduce the volume of the seal space by reducing the amount.
  • the lubricating oil held in the internal pores of the sleeve portion oozes out to the radial bearing gap one after another through the surface opening on the inner peripheral surface, so that the radial bearing gap is filled with abundant lubricating oil. It is expected to be possible.
  • a second object of the present invention is to provide a so-called shaft-fixed fluid dynamic bearing device that fills the radial bearing gap with abundant lubricating oil and improves the bearing performance of the radial bearing portion over a long period of time. It is to be able to perform stably.
  • the fluid dynamic pressure bearing device created to achieve the above first object, includes a shaft member on the fixed side, and a shaft member inserted on the inner periphery and sintered on the rotation side.
  • the radial bearing gap between the first seal portion and the second seal portion disposed on both sides in the direction, and the radial bearing surface provided on the outer peripheral surface of the shaft member and the radial bearing surface provided on the inner peripheral surface of the bearing sleeve A radial bearing portion that supports the bearing sleeve in the radial direction by the dynamic pressure action of the oil film generated in the bearing, a thrust bearing surface provided on one end surface of the bearing sleeve, and a thrust bearing surface provided on the end surface of the first seal portion, Thrust bearing clearance between The first thrust bearing portion that supports the bearing sleeve in one of the thrust directions by the dynamic pressure action of the oil film generated in the bearing, the thrust bearing surface provided on the other end surface of the bearing sleeve, and the thrust provided on the end surface of the second seal portion.
  • the surface open area ratio of the radial bearing surface is reduced and the fluidity of the oil inside the bearing sleeve is reduced. Can be suppressed. For this reason, it is difficult for oil in the radial bearing gap to escape into the bearing sleeve, and a decrease in the pressure of the oil film in the radial bearing gap can be suppressed. In this case, since the sealing process of the radial bearing surface can be reduced or omitted, the machining cost can be reduced. Further, by reducing the porosity of the bearing sleeve, the amount of oil impregnated in the bearing sleeve can be reduced. As a result, the volume change of the oil is reduced, so that the volume of the seal space and thus the axial dimension of the seal portion can be reduced, and the fluid dynamic pressure bearing device can be downsized or the bearing span can be increased. it can.
  • the porosity of the entire bearing sleeve is reduced, the fluidity of the oil decreases in the entire area inside the bearing sleeve, so that the circulation of the oil flowing back and forth between the inside and the outside of the bearing sleeve is hindered. There is a risk of causing deterioration. Therefore, if a region having a high porosity is provided in the bearing sleeve, the fluidity of the oil in this region can be improved, and early deterioration of the oil can be prevented.
  • the porosity in the axial region of the radial bearing surface of the bearing sleeve is reduced and the porosity in the axial region other than the radial bearing surface is relatively increased, the above effects can be obtained. it can. That is, the porosity in the axial region of the radial bearing surface may be made smaller than the porosity in the axial region other than the radial bearing surface.
  • Porosity is expressed by the following formula.
  • the sintered density is the weight per unit amount of the apparent volume including the internal pores of the sintered body.
  • the bearing sleeve is made of a sintered metal containing 60% or more of copper, if the density in the axial region of the radial bearing surface is 7.4 g / cm 3 or more, the porosity of this region is 11% or less. can do. Further, when the bearing sleeve is made of a sintered metal containing 60% or more of iron, if the density in the axial region of the radial bearing surface is 7.1 g / cm 3 or more, the porosity of this region is 11% or less. can do.
  • a thrust dynamic pressure generating portion that generates a dynamic pressure action on the oil film of the thrust bearing gap on one of the thrust bearing surfaces facing each other through the thrust bearing gap of the first and second thrust bearing portions. Can be formed. Further, in the fluid dynamic pressure bearing device described above, a radial dynamic pressure generating portion that generates a dynamic pressure action on the oil film of the radial bearing gap can be formed on one of the radial bearing surfaces facing each other through the radial bearing gap.
  • the thrust dynamic pressure generating part is a pump-in type in which the lubricating oil in the thrust bearing gap flows to the inner diameter side, the oil in the thrust bearing gap of the first and second thrust bearing parts flows to the inner diameter side. Since oil flows into the radial bearing gap, the pressure of the oil film in the radial bearing gap can be maintained.
  • one of the inclined grooves is extended as the radial dynamic pressure generating portion in the axial direction.
  • An asymmetric herringbone-shaped dynamic pressure groove may be provided.
  • the bearing span may be reduced as much as one of the inclined grooves is extended. Therefore, if the thrust dynamic pressure generating portion is a pump-in type as described above, oil is sent from the thrust bearing gap into the space between the outer peripheral surface of the shaft member and the bearing sleeve. Occurrence can be prevented. Thereby, since the herringbone-shaped dynamic pressure groove as the radial dynamic pressure generating portion can be formed in an axially symmetric shape, the reduction of the bearing span can be avoided.
  • the thrust dynamic pressure generating portion can be formed, for example, by pressing on both end faces of the bearing sleeve.
  • the thrust dynamic pressure generating portion can be formed on the end surfaces of the first seal portion and the second seal portion by pressing.
  • the radial dynamic pressure generating portion can be formed, for example, by pressing on the inner peripheral surface of the bearing sleeve.
  • the radial dynamic pressure generating portion can be formed on the outer peripheral surface of the shaft member by rolling.
  • a fluid dynamic pressure bearing device created to achieve the second object described above includes a shaft member fixed to a stationary member, and a rotating member disposed on the outer periphery of the shaft member.
  • a radial bearing portion that non-contact supports the rotating member in the radial direction by the dynamic pressure action of the lubricating oil generated in the radial bearing gap between the outer peripheral surface of the shaft member and the inner peripheral surface of the rotating member, and includes at least a shaft member At one end, a protrusion is provided outside the bearing and the outer surface is in contact with the atmosphere.
  • a stationary member is fixed to the protrusion.
  • the shaft member is formed of a porous body, and the rotating member is non-porous. It is formed of a solid material.
  • the lubricating oil filled in the radial bearing gap is generated by the dynamic pressure action of the lubricating oil generated in the radial bearing gap during rotation of the rotating member.
  • the lubricating oil flows back into the porous shaft member at the positive pressure portion.
  • the lubricating oil oozes out one after another from the outer peripheral surface of the shaft member into the radial bearing gap, but this oozing is due to the fact that the shaft member constitutes the stationary side of the fluid dynamic bearing device as in the conventional case. It is performed smoothly without being affected by centrifugal force.
  • the rotating member is formed of a non-porous body (for example, a solid metal material or a resin material), intrusion of lubricating oil into the rotating member is effectively prevented. Therefore, the radial bearing gap can be filled with abundant lubricating oil, and the bearing performance of the radial bearing portion can be stably exhibited over a long period of time.
  • a non-porous body for example, a solid metal material or a resin material
  • the shaft member at least one end in contact with the atmosphere is formed of a porous body, the lubricating oil may leak out of the bearing through the surface opening of the protruding portion of the shaft member.
  • the amount of lubricating oil to be interposed in the internal space of the bearing device including the radial bearing gap is reduced, which adversely affects the bearing performance.
  • the fluid dynamic pressure bearing device is incorporated in a spindle motor (HDD) and a lubricating oil leak occurs, there is a possibility of causing a fatal problem such as the HDD becoming unusable.
  • the projecting portion has a form similar to a solid material, so that its strength (rigidity) is enhanced.
  • the handleability (handling property) of the shaft member is improved, and the possibility that a part of the shaft member is lost when the stationary member is fixed to the shaft member is effectively reduced.
  • the fixing force of the stationary member with respect to the shaft member is improved by the extent that the lubricating oil can be prevented from seeping out from the protruding portion which is the fixed portion of the stationary member.
  • the shaft member made of a porous body can be provided with a high density portion and a low density portion formed at a lower density than the high density portion adjacent to each other in the axial direction, and a protrusion can be provided at the high density portion.
  • the sealing material impregnated in the shaft member can be drawn to the high density portion side by capillary force, so that the protruding portion to be sealed in the shaft member is sealed.
  • the hole treatment can be performed appropriately and simply.
  • a radial bearing surface that forms a radial bearing gap with the inner peripheral surface of the rotating member can be provided on the outer surface (outer peripheral surface) of the low density portion.
  • the lubricating oil retained in the internal pores of the shaft member can be smoothly oozed out from the radial bearing gap.
  • the low density part is softer and has better workability than the high density part, so the dynamic bearings such as dynamic pressure grooves are easily and accurately provided on the radial bearing surface provided on the outer peripheral surface of the low density part. It can be formed well.
  • the shaft member made of a porous body can be formed of sintered metal, for example. Since the sintered metal (metal sintered body) can be obtained by sintering a green compact of metal powder, a highly accurate shaft member can be mass-produced at low cost. Further, if the shaft member is formed of sintered metal, for example, by compressing the metal powder in the axial direction to form a green compact, and in addition to or instead of this, metal powder having a different particle diameter is formed. By using it, a high density part and a low density part can be easily provided in a shaft member. Of course, as long as the mechanical strength required for the shaft member can be ensured, the shaft member can be formed of a porous body other than the sintered metal, for example, porous ceramics.
  • the sealing material as long as the shaft member (base material) is not melted in the sealing process and does not remelt within the operating temperature range of the fluid dynamic bearing device, Arbitrary things can be used without special limitation.
  • molten resin, molten metal, molten glass, or the like can be used, but molten resin is desirable in consideration of cost and handling properties.
  • anaerobic curable resins that have a high curing rate and do not require a large apparatus for curing are particularly desirable.
  • the rotating member has a cylindrical shape with both ends in the axial direction opened, and is disposed on one end side and the other end side of the rotating member, and is fixed to the outer peripheral surface of the shaft member.
  • the first and second flange portions are further provided, and seal gaps are formed on the outer peripheral surfaces of the first and second flange portions to hold the oil surface of the lubricating oil and seal one end and the other end opening of the rotating member, respectively.
  • the present invention can be preferably applied to the fluid dynamic bearing device.
  • the rotating member is supported in a non-contact manner in one thrust direction by the dynamic pressure action of the lubricating oil generated in the thrust bearing gap between the one end surface of the first flange portion and the one end surface of the rotating member facing the first flange portion.
  • the rotating member can be supported in a non-contact manner in the thrust other direction by the dynamic pressure action of the lubricating oil generated in the thrust bearing gap between the one end surface of the flange portion and the other end surface of the rotating member facing the flange portion.
  • the configuration of the present invention described above is a fluid dynamic bearing device in which protrusions are provided at one end and the other end of the shaft member, and stationary members are fixed to both protrusions, in other words, the shaft member has both ends.
  • the present invention can be preferably applied to a supported fluid dynamic bearing device.
  • a configuration in which the motor base 6a is fixed to one end of the shaft member 2 and the motor cover 6b is fixed to the other end of the shaft member can be given. By doing so, the attitude of the shaft member is stabilized, which is advantageous in improving the bearing performance of the fluid dynamic pressure bearing device.
  • the rotating member can be a disk hub having a disk mounting surface.
  • the present invention relates to a fluid dynamic bearing device incorporated in a spindle motor for a disk drive device such as a hard disk drive device such as an HDD, which is desired to be able to exhibit high rotational accuracy stably over a long period of time. It can be preferably applied to.
  • the fixed shaft type fluid dynamic pressure bearing device As described above, according to the fixed shaft type fluid dynamic pressure bearing device according to the first invention of the present application, among the sintered sleeves made of sintered metal, by reducing the porosity in the axial region of the radial bearing surface, The pressure drop of the oil film in the radial bearing gap can be suppressed to prevent the reduction of the bearing capacity in the radial direction, and the volume of the seal space can be reduced by reducing the oil volume, or the hydrodynamic bearing device can be downsized, or the bearing span Can be expanded.
  • the radial bearing gap is filled with abundant lubricating oil, and the bearing performance of the radial bearing portion is stably exhibited over a long period of time. Can do.
  • FIG. 1 shows a sectional view of a spindle motor for information equipment incorporating a fluid dynamic bearing device 1 according to the first invention of the present application.
  • This spindle motor is used, for example, in an HDD disk drive device, and includes a stator coil 4 provided on the fixed side (base 6a) and a rotor magnet 5 provided on the rotation side (disk hub 3).
  • the fluid dynamic pressure bearing device 1 is a so-called fixed shaft type in which the shaft member 2 is on the fixed side and the housing 7 and the bearing sleeve 8 are on the rotation side. In the present embodiment, both axial ends of the shaft member 2 are fixed. In the illustrated example, the lower end portion of the shaft member 2 is fixed to the base 6a and the upper end portion is fixed to the cover 6b.
  • the disk hub 3 is fixed to the outer peripheral surface of the housing 7.
  • a predetermined number (two in the illustrated example) of disks D are mounted on the disk hub 3.
  • the fixed portion between the disk hub 3 and the housing 7 is provided on the outer diameter side of the radial bearing portions R1 and R2.
  • the axial region of the fixed portion between the disc hub 3 and the housing 7 overlaps at least a part of the axial region of the radial bearing portions R1 and R2 in the radial direction, and in the illustrated example, the radial bearing portions R1 and R2 are overlapped. It overlaps with the whole area of the axial direction in the radial direction.
  • the spindle motor configured as described above, when the stator coil 4 is energized, the rotor magnet 5 rotates, and accordingly, the disk hub 3, the disk D, the housing 7, and the bearing sleeve 8 rotate together.
  • the fluid dynamic bearing device 1 includes a shaft member 2 on the fixed side, a shaft sleeve 2 on the inner periphery, a bearing sleeve 8 on the rotation side, and a bearing sleeve on the inner peripheral surface 7a.
  • 8 is fixed and has a cylindrical housing 7 that is open at both ends in the axial direction, and a first seal portion 10 that protrudes from the outer peripheral surface 2a of the shaft member 2 to the outer diameter side and is disposed on both axial sides of the bearing sleeve.
  • the second seal portion 11 In the following, for convenience of explanation, in the axial direction, the side where the shaft member 2 protrudes greatly from the housing 7 is defined as the lower side, and the opposite side is defined as the upper side.
  • the shaft member 2 is made of, for example, stainless steel and has a substantially cylindrical shape. For example, when applied to a spindle motor of a 2.5 inch HDD disk drive device, the diameter of the shaft member 2 is in the range of 2 to 4 mm.
  • the lower end portion of the shaft member 2 is integrally provided with a press-fit portion 2b that protrudes downward from the lower opening of the housing 7 and has a slightly smaller diameter than other regions.
  • the press-fit portion 2b is formed in the fixing hole 6a1 of the base 6a. It is press-fitted and fixed.
  • An axial screw hole 2c is formed at the upper end of the shaft member 2, and a bolt or the like (not shown) is fixed to the screw hole 2c through a fixing hole 6b1 provided in the cover 6b. 2 is fixed to the cover 6b.
  • a radial bearing surface is formed on the outer peripheral surface 2a of the shaft member 2, and in the illustrated example, radial bearing surfaces 2a1 and 2a2 are formed at two locations separated in the axial direction.
  • Radial dynamic pressure generating portions are respectively formed on the radial bearing surfaces 2a1 and 2a2.
  • herringbone-shaped dynamic pressure grooves G1 and G2 are formed as radial dynamic pressure generating portions.
  • the dynamic pressure grooves G1 and G2 each have an axially symmetric shape.
  • the groove depth of the dynamic pressure grooves G1 and G2 is set, for example, in the range of 2.5 to 5 ⁇ m.
  • the dynamic pressure grooves G1 and G2 are formed by rolling, for example.
  • a part of the outer peripheral surface 2a of the shaft member 2 is recessed to form the dynamic pressure grooves G1 and G2, and the regions between the circumferential directions of the dynamic pressure grooves G1 and G2 are formed. It becomes hill part G1 ', G2'.
  • cylindrical surfaces 2a3, 2a4 are formed on the shaft end sides of the radial bearing surfaces 2a1, 2a2.
  • the cylindrical surfaces 2a3 and 2a4 are continuously provided on the same cylindrical surface as the hill portions G1 'and G2'.
  • the cylindrical surfaces 2a3 and 2a4 function as fixed surfaces to which the first seal portion 10 and the second seal portion 11 are fixed.
  • an escape portion 2a5 formed with a slightly smaller diameter than the radial bearing surfaces 2a1 and 2a2 (dynamic pressure grooves G1 and G2) is formed. .
  • the upper and lower ends of the escape portion 2a5 are continuous with the radial bearing surfaces 2a1 and 2a2 through the inclined surface.
  • the bearing sleeve 8 is formed of a sintered metal in a substantially cylindrical shape.
  • a copper-based sintered metal mainly composed of copper
  • a copper-iron-based sintered metal mainly composed of iron
  • it is formed with a copper iron-based sintered metal.
  • a radial bearing surface facing the radial bearing surfaces 2a1 and 2a2 of the shaft member 2 via a radial bearing gap is provided on the inner peripheral surface 8a of the bearing sleeve 8.
  • the inner peripheral surface 8a of the bearing sleeve 8 is a smooth cylindrical surface without irregularities, and this cylindrical inner peripheral surface 8a functions as a radial bearing surface.
  • Thrust bearing surfaces facing the thrust bearing surfaces of the first seal portion 10 and the second seal portion 11 with a thrust bearing gap are provided on the upper end surface 8b and the lower end surface 8c of the bearing sleeve.
  • the upper end surface 8b and the lower end surface 8c of the bearing sleeve are flat surfaces without irregularities, and the upper end surface 8b and the lower end surface 8c function as thrust bearing surfaces.
  • the porosity in the axial region of the radial bearing surface is set to 11% or less.
  • an axial region (first region H1) above the lower end of the upper radial bearing surface, and an axial region below the upper end of the lower radial bearing surface ( The porosity in the second region H2) is set to 11% or less, respectively.
  • the density in the first region H1 and the second region H2 is set to 7.4 g / cm 3 or more.
  • the density in the first region H1 and the second region H2 is set to 7.1 g / cm 3 or more.
  • the porosity in the first region H1 and the second region H2 is preferably as small as possible, but the lower limit is about 9% in consideration of the strength of the molding die for molding the sintered metal.
  • the porosity in the axial region (third region H3) between the first region H1 and the second region H2 is set to be larger than the porosity in the first region H1 and the second region H2. For example, it is set larger than 11%.
  • the porosity in the third region H3 is preferably as large as possible, but the upper limit is about 15% in consideration of the formability of the sintered metal and the like.
  • a communication path 12 that communicates a first seal space S1 and a second seal space S2, which will be described later.
  • a predetermined number of axial grooves 8d1 extending in the axial direction are formed on the outer peripheral surface 8d of the bearing sleeve 8, and for example, three axial grooves 8d1 are formed at equally spaced positions in the circumferential direction.
  • a communication path 12 is formed by the axial groove 8 d 1 of the bearing sleeve 8 and the inner peripheral surface 7 a of the housing 7.
  • both seal spaces S1 and S2 formed in the opening portions at both ends of the housing 7 are communicated.
  • the radial dynamic pressure generating portion is formed in an axially symmetric shape, but the dynamic pressure grooves G1 and G2 cannot be formed in a completely axially symmetric shape and are slightly unsatisfactory due to processing errors. Formed in balance. For this reason, the oil in the radial bearing gap is pushed in one axial direction (upper or lower), and the oil may leak out from one seal space on the side where the oil is pushed. Therefore, by providing the communication passage 12 that communicates both the seal spaces S1 and S2 as described above, it is possible to avoid a situation in which oil is unevenly distributed in one seal space and to prevent oil leakage.
  • the bearing sleeve 8 is manufactured through a forming process, a sintering process, and a sizing process.
  • a mixed metal powder containing copper-based metal powder and iron-based metal powder is compression-molded to form a substantially cylindrical green compact.
  • the green compact is formed by pressing the mixed metal powder filled in the cavity of the forming die (not shown) from the upper and lower sides with the upper punch and the lower punch.
  • the sintering step the green compact is sintered at a predetermined sintering temperature, whereby the metal powders are bonded to form a sintered body.
  • the sintered body is further compression-molded to increase the dimensional accuracy.
  • the green compact is shaped to a predetermined size by pressing a sintered body placed inside a sizing die (not shown) from above and below with an upper punch and a lower punch.
  • a sizing die not shown
  • sealing processing such as rotational sizing is not performed after the sizing process. That is, the surface of the bearing sleeve 8 remains in a state where it is molded in the sizing process.
  • the density in the vicinity thereof is higher than in other regions.
  • the upper and lower end surfaces of the sintered body are directly pressed by the upper and lower punches, so that the density in the vicinity thereof is higher than in other regions. Accordingly, the density in the vicinity of the upper and lower end surfaces of the bearing sleeve 8 is relatively higher than the density of other regions, and the porosity of the first region H1 and the second region H2 is smaller than the porosity of the third region H3.
  • the bearing sleeve 8 in order to reduce the porosity in the first region H1 and the second region H2 of the bearing sleeve 8, specifically, in order to set the porosity to 11% or less, in one or both of the forming process and the sizing process. It is necessary to set the compression rate higher than usual. In this case, the biting between the forming mold and the green compact, or the sizing mold and the sintered body is strong, and there is a risk that the mold release becomes difficult. However, the inner peripheral surface 8a of the bearing sleeve 8 is uneven as described above. By using a cylindrical surface shape without any shape, the molded product can be easily taken out from the mold.
  • the housing 7 is formed in a cylindrical shape with a metal material or a resin material.
  • the housing 7 is formed in a cylindrical shape having both axial ends opened by brass (see FIG. 2).
  • the outer peripheral surface 8d of the bearing sleeve 8 is fixed to the inner peripheral surface 7a of the housing 7 by, for example, gap adhesion.
  • the method of fixing the housing 7 and the bearing sleeve 8 is not limited to this, and for example, means such as press-fitting, press-fitting with an adhesive interposed, or welding (including ultrasonic welding and laser welding) can be employed.
  • the first seal portion 10 and the second seal portion 11 are formed in an annular shape with a metal material or a resin material, and are formed by, for example, pressing a metal plate.
  • the first seal portion 10 and the second seal portion 11 are fixed to the cylindrical surfaces 2a3 and 2a4 of the outer peripheral surface 2a of the shaft member 2 by any means such as press fitting, adhesion, welding, welding, and caulking.
  • the outer peripheral surface 10a of the first seal portion 10 and the outer peripheral surface 11a of the second seal portion 11 have a tapered surface shape that gradually increases in diameter toward the axial center.
  • the lower end surface 10b of the first seal portion 10 and the upper end surface 11b of the second seal portion 11 each function as a thrust bearing surface.
  • a thrust dynamic pressure generating portion is formed on each thrust bearing surface.
  • a pump-in type thrust dynamic pressure generating portion that causes oil in the thrust bearing gap to flow to the inner diameter side is formed, and in the illustrated example, pump-in type spiral dynamic pressure grooves G3 and G4 are formed ( 3 and 4).
  • Spiral hill portions G3 'and G4' are formed between the circumferential directions of the dynamic pressure grooves G3 and G4.
  • the inner diameter ends of the hill portions G3 'and G4' are connected by an annular flat portion.
  • the thrust dynamic pressure generating portion is formed by, for example, pressing, and in this embodiment, the thrust dynamic pressure generating portion is formed simultaneously with the pressing of the first seal portion 10 and the second seal portion 11.
  • the fluid dynamic bearing device 1 composed of the above-described components is assembled as follows. First, the shaft member 2 is inserted into the inner periphery of the bearing sleeve 8 and the first seal portion 10 and the second seal portion 11 are fitted from both axial ends of the shaft member 2. A thrust bearing gap between the end surface 10b of the first seal portion 10 and the upper end surface 8b of the bearing sleeve 8 and a thrust between the end surface 11b of the second seal portion 11 and the lower end surface 8c of the bearing sleeve 8 are provided. The first seal portion 10 and the second seal portion 11 are fixed to the shaft member 2 with the bearing gap set to a predetermined amount.
  • the fluid dynamic bearing device 1 is completed. Specifically, the space between the first seal space S1 and the second seal space S2 is filled with lubricating oil including the internal pores of the bearing sleeve 8 without interruption, and the oil level is always the first seal space S1 and It is held inside the second seal space S2.
  • the amount of oil impregnated in the internal pores of the bearing sleeve 8 may be reduced by reducing the porosity in a part of the bearing sleeve 8 (in the present embodiment, the first region H1 and the second region H2). it can.
  • the volumes of the first seal space S1 and the second seal space S2 can be reduced.
  • the size (particularly the axial dimension) of the first seal portion 10 and the second seal portion 11 can be reduced, so that the fluid dynamic bearing device 1 can be downsized, or the bearing sleeve 8 can be reduced.
  • a radial bearing gap is formed between the radial bearing surfaces 2a1 and 2a2 of 2a. Then, the pressure of the oil film in the radial bearing gap is increased by the dynamic pressure grooves G1 and G2, and the radial bearing portions R1 and R2 that support the rotation-side member including the bearing sleeve 8 in the radial direction without contact by this dynamic pressure action are shafts. It is formed in two places separated in the direction.
  • the porosity of the first region H1 and the second region H2 of the bearing sleeve 8 is small as described above, in the radial bearing surface and the thrust bearing surface formed in the first region H1 and the second region H2. Since the surface open area ratio is small, the infiltration of oil from these bearing surfaces into the bearing sleeve 8 can be suppressed. Further, when the bearing sleeve 8 rotates, centrifugal force is applied to the oil impregnated inside the bearing sleeve 8, but these regions are impregnated due to the low porosity of the first region H1 and the second region H2. The flow of oil to the outer diameter side can be suppressed. As a result, the oil in the radial bearing gap and the thrust bearing gap is less likely to escape into the bearing sleeve 8, and the oil film pressure drop that occurs in each bearing gap can be prevented.
  • the thrust dynamic pressure generating portion is a pump-in type, the oil in the thrust bearing gap is pushed into the inner diameter side, and the space between the outer peripheral surface 2a of the shaft member 2 and the inner peripheral surface 8a of the bearing sleeve 8 ( Oil flows into the space including the radial bearing clearance from both sides in the axial direction.
  • the radial dynamic pressure generating portion does not need to have an axially asymmetric shape, but can have an axially symmetric shape as shown in FIG. 2, and a reduction in bearing span can be avoided.
  • the herringbone-shaped dynamic pressure grooves G1 and G2 as shown in FIG. 2 are shown as the radial dynamic pressure generating portion, but this is not limitative.
  • an annular smooth portion G5 may be provided in the center portion in the axial direction of the dynamic pressure grooves G1 and G2.
  • the smooth portion G5 is continuous on the same cylindrical surface as the hill portions G1 'and G2'.
  • the radial dynamic pressure generating portion is not limited to the herringbone-shaped dynamic pressure groove, but can be configured by a spiral-shaped dynamic pressure groove or an axial groove having a step shape or a wave shape in the circumferential direction.
  • the radial dynamic pressure generating unit can be configured by a multi-arc surface obtained by combining a plurality of arcs.
  • the radial dynamic pressure generating portion is formed on the radial bearing surfaces 2 a 1 and 2 a 2 of the shaft member 2, but the radial dynamic pressure generating portion is not limited to this and the inner peripheral surface 8 a of the bearing sleeve 8. You may form in the radial bearing surface provided in this.
  • the radial dynamic pressure generating portion can be formed by, for example, pressing, and in particular, can be press-molded simultaneously with the sizing process of the bearing sleeve 8.
  • the thrust dynamic pressure generating portion is formed on the end surface 10b of the first seal portion 10 and the end surface 11b of the second seal portion 11.
  • the thrust dynamic pressure generating portion is a bearing. You may form in the thrust bearing surface provided in the upper-and-lower-end surfaces 8b and 8c of the sleeve 8.
  • the thrust dynamic pressure generating portion can be formed by, for example, pressing, and in particular, can be press-molded simultaneously with the sizing process of the bearing sleeve 8.
  • pump-in type spiral-shaped dynamic pressure grooves G3 and G4 as shown in FIGS. 3 and 4 are shown as the thrust dynamic pressure generating portion, but the present invention is not limited to this.
  • the thrust dynamic pressure generating portion can be configured by a herringbone-shaped dynamic pressure groove or a radial groove having a step shape or a wave shape in the circumferential direction.
  • first seal portion 10 and the second seal portion 11 are both formed separately from the shaft member 2.
  • the present invention is not limited to this.
  • one seal portion is connected to the shaft member. 2 may be integrally formed.
  • the present invention is not limited thereto, and the sealing treatment such as rotational sizing may be performed after the sizing step. Even in this case, since the surface opening ratio is reduced by reducing the porosity of the bearing sleeve 8, it is possible to reduce the processing cost by reducing the burden of the sealing process.
  • the fluid dynamic pressure bearing device according to the present invention is incorporated in a spindle motor of an HDD disk drive device. It can also be applied to a polygon scanner motor of a laser beam printer (LBP) or a color wheel motor of a projector.
  • LBP laser beam printer
  • FIG. 6 conceptually shows one configuration example of a spindle motor provided with the shaft-fixed fluid dynamic bearing device 101 according to the second invention of the present application.
  • the spindle motor is used in a disk drive device such as an HDD, and is attached to the fluid dynamic pressure bearing device 101, the motor base 106a and the motor cover 106b constituting the stationary side of the motor, and the outer peripheral surface of the motor base 106a.
  • the stator coil 104 and a rotor magnet 105 attached to the inner peripheral surface of the rotating member 103 and facing the stator coil 104 via a radial gap.
  • One end of the shaft member 102 of the fluid dynamic bearing device 101 is fixed to the motor base 106a, and the other end of the shaft member 102 is fixed to the motor cover 106b.
  • a plurality of disks D such as a magnetic disk (three in the illustrated example) are placed and held on the rotating member 103.
  • the spindle motor configured as described above, 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, thereby holding the rotating member 103 and this.
  • the disk D rotates together.
  • FIG. 7 shows a fluid dynamic bearing device 101 according to the first embodiment of the second invention of the present application.
  • This fluid dynamic bearing device 101 is an enlarged view of the fluid dynamic bearing device 101 shown in FIG. 6, and is disposed on the stationary side shaft member 102 and the outer diameter side of the shaft member 102 and functions as a disk hub.
  • a substantially cylindrical rotating member 103, and first and second flange portions 109, 110 disposed on the inner periphery of one end and the other end of the rotating member 103 and fixed to the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102, respectively. It is provided as a constituent member, and the internal space is filled with lubricating oil (shown by dotted hatching) as a lubricating fluid.
  • the usage mode of the apparatus 101 is not limited.
  • the rotating member 103 has a sleeve portion 108 formed in a stepped cylindrical shape having both a small diameter inner peripheral surface 108a and large diameter inner peripheral surfaces 108b and 108b, and a disk D (see FIG. 1).
  • a substantially cylindrical hub portion 107 having a disk mounting surface to be mounted and holding a sleeve portion 108 on the inner periphery is configured.
  • the hub portion 107 and the sleeve portion 108 are formed of a non-porous metal material (melting material) or a resin material.
  • the hub portion 107 and the sleeve portion 108 can be formed of different materials (for example, one is formed of a metal material and the other is formed of a resin material). If there is a difference in the amount, the fixing accuracy of both of them, and consequently the bearing performance, is liable to be adversely affected. Therefore, it is desirable to form with a material whose linear expansion coefficient approximates.
  • a small-diameter inner peripheral surface 108a of the sleeve portion 108 is formed as a smooth cylindrical surface on which no dynamic pressure generating portion or the like is formed, and an intermediate portion in the axial direction between the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102,
  • a cylindrical surface-shaped escape portion 111 is provided that forms a radial clearance having a clearance width larger than the radial bearing clearance of the radial bearing portions R1 and R2.
  • an upper end surface (step surface connecting the upper large-diameter inner peripheral surface 108b and the small-diameter inner peripheral surface 108a) 108c and a lower end surface (lower side).
  • 108d which opens to the outer diameter side region of the thrust bearing gap of the first thrust bearing portion T1 and the thrust bearing gap of the second thrust bearing portion T2.
  • An axial communication hole 112 that communicates with the outer diameter side region is provided.
  • the shaft member 102 is formed of a porous body, here, for example, copper, iron, or a sintered metal porous body mainly composed of metal powder of copper and iron, and a straight shaft having a constant diameter.
  • the lower end portion and the upper end portion of the shaft member 102 are projected from the bearing so that the outer surface thereof is in contact with the atmosphere. That is, in this embodiment, the shaft member 102 has the protruding portions E1 and E2 referred to in the present invention at the lower end and the upper end, respectively, and the lower protruding portion E1 has a motor base 106a as a stationary member, A motor cover 106b (see FIG. 1) as a stationary member is fixed to the upper protrusion E2.
  • the motor base 106a is fixed to the lower protrusion E1 of the shaft member 102 by appropriate means such as press-fitting, bonding, press-fitting bonding (combination of press-fitting and bonding).
  • the motor cover 106b is fixed to the upper protruding portion E2 of the shaft member 102 by fastening the fastening member 106c to the hole portion 102b opened in the upper end surface of the shaft member 102 through the through hole of the motor cover 106b. (See FIG. 6).
  • the radial bearing portions R1 and R2 are provided at two locations spaced apart in the axial direction of the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102 between the radial surfaces of the radial bearing portions R1 and R2 between the opposing inner peripheral surface of the rotating member 103 (small inner peripheral surface 108a of the sleeve portion 108). Cylindrical radial bearing surfaces A1 and A2 that form bearing gaps are provided. Radial dynamic pressure generating portions are respectively formed on the two radial bearing surfaces A1 and A2.
  • the radial dynamic pressure generating portion of the upper radial bearing surface A1 is configured by arranging a plurality of dynamic pressure grooves Aa1 and Ab1 inclined in opposite directions in a herringbone shape, and the radial dynamic pressure of the lower radial bearing surface A2
  • the generator is configured by arranging a plurality of dynamic pressure grooves Aa2 and Ab2 inclined in opposite directions to each other in a herringbone shape.
  • the axial dimension of the upper dynamic pressure groove Aa1 in the upper radial dynamic pressure generating portion is larger than the axial dimension of the lower dynamic pressure groove Ab1.
  • the axial dimensions of the dynamic pressure grooves Aa2 and Ab2 constituting the lower radial dynamic pressure generating portion are equal to each other and equal to the dynamic pressure groove Ab1 constituting the upper radial dynamic pressure generating portion.
  • the shaft member 102 made of a sintered metal porous body has different densities in each part in the axial direction. Specifically, in the shaft member 102, the lower protrusion E1 and the upper protrusion E2 to which the motor base 106a and the motor cover 106b are respectively fixed are formed with a relatively high density, and between the protrusions E1 and E2. The part which is not exposed to the atmosphere through the gap is formed at a relatively low density. That is, as shown in FIG.
  • protrusions E1 and E2 are provided in the lower high-density part D1 and the upper high-density part D1, respectively, and the outer surface (outer peripheral surface) of the low-density part D2 is Radial bearing surfaces A1 and A2 having radial dynamic pressure generating portions are provided.
  • the shaft member 102 is located on the inner side of the bearing with respect to the protruding portions E1 and E2 (in the fixing region of the flange portions 109 and 110).
  • High density portions D1 and D1 are provided.
  • the internal pores of the high-density portions D1, D1 (projections E1, E2) at both ends of the shaft member 102 are sealed by curing the sealing material 121 impregnated in the internal pores (see FIG. 8 (b)).
  • the first flange portion 109 and the second flange portion 110 are formed in a ring shape with a metal material or a resin material, and are attached to a predetermined portion in the axial direction of the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102 by appropriate means such as adhesion, press-fitting, and press-fitting adhesion. It is fixed.
  • the first flange portion 109 is disposed at the upper end opening of the sleeve portion 108, and is between the outer peripheral surface 109b of the first flange portion 109 and the large-diameter inner peripheral surface 108b on the upper side of the sleeve portion 108.
  • a seal gap S having a predetermined volume is formed.
  • the second flange portion 110 is disposed at the lower end opening of the sleeve portion 108, and is predetermined between the outer peripheral surface 110b of the second flange portion 110 and the large-diameter inner peripheral surface 108b below the sleeve portion 108 that face each other.
  • a volume seal gap S is formed. Both seal gaps S, S have a buffer function for absorbing the volume change amount accompanying the temperature change of the lubricating oil filled in the internal space, and the oil level of the lubricating oil is sealed within the assumed temperature change range. The gap S is held within the axial range of S.
  • the outer peripheral surface 109b of the first flange portion 109 and the outer peripheral surface 110b of the second flange portion 110 are formed into tapered surfaces that are gradually reduced in diameter toward the outside of the bearing, while both large inner peripheral surfaces of the sleeve portion 108 are formed.
  • 108b and 108b are formed on cylindrical surfaces having a constant diameter.
  • the lower end surface 109a of the first flange portion 109 has an annular shape that forms a thrust bearing gap of the first thrust bearing portion T1 between the upper end surface 108c of the opposing sleeve portion 108.
  • Thrust bearing surface B is provided.
  • a thrust dynamic pressure generating portion is formed on the thrust bearing surface B, and the thrust dynamic pressure generating portion is configured by arranging a plurality of dynamic pressure grooves Ba in a spiral shape.
  • a thrust bearing gap of the second thrust bearing portion T2 is formed between the upper end surface 110a of the second flange portion 110 and the lower end surface 108d of the opposing sleeve portion 108.
  • An annular thrust bearing surface C is provided.
  • a thrust dynamic pressure generating portion is formed on the thrust bearing surface C, and the thrust dynamic pressure generating portion is configured by arranging a plurality of dynamic pressure grooves Ca in a spiral shape.
  • the two thrust dynamic pressure generating portions are arranged with the dynamic pressure grooves Ba and Ca so as to exhibit a pump-in function of pushing the lubricating oil in the thrust bearing gap into the inner diameter side when the rotating member 103 rotates.
  • either one or both of the two thrust dynamic pressure generating portions may have dynamic pressure grooves arranged so as to exhibit a pump-out function of pushing the lubricating oil to the outer diameter side.
  • either one or both of the two thrust dynamic pressure generating portions may be configured by arranging the dynamic pressure grooves Ba and Ca in other known shapes such as a herringbone shape.
  • the fluid dynamic bearing device 101 having the above configuration can be manufactured, for example, as follows. Hereinafter, the manufacturing process of the shaft member 102 will be mainly described.
  • (A) Shaft material manufacturing process In this process, a raw material powder containing a metal powder as a main component and containing an appropriate amount of binder and various fillers is formed into a predetermined shape defined by a cylindrical die (not shown) and a pair of upper and lower punches. And then compressing the filled raw material powder with upper and lower punches from both sides in the axial direction to form a green compact having a shape similar to that of the shaft member 102 (here, a hole opened in the upper end surface of the shaft member 102) After the portion 102b is also formed at the same time, the green compact is sintered to obtain a shaft material 102 ′ made of a sintered body [see FIG. 8 (a)].
  • the axial raw material 102 ′ has a relatively long axial dimension
  • the green compact when the green compact is formed by compressing the raw material powder from both sides in the axial direction with the upper and lower punches,
  • the upper and lower ends, which are adjacent parts, are formed with a relatively high density
  • the axial intermediate part spaced apart from the upper and lower punches in the axial direction is formed with a relatively low density.
  • the shaft material 102 ′ obtained by sintering the green compact has the high density portion D1 at the upper end portion and the lower end portion, and has the low density portion D2 at the intermediate portion in the axial direction.
  • the upper end portion and the lower end portion to be formed at a relatively high density in the shaft material 102 ′ are formed using a metal powder having a relatively small particle diameter, and Therefore, the intermediate portion in the axial direction to be formed at a low density is formed using a metal powder having a relatively large particle size.
  • (B) Sealing treatment step In this step, a sealing treatment is performed on a predetermined portion of the shaft material 102 '(shaft member 102) made of sintered metal.
  • the high density portion D1 of the shaft material 102' is cured by curing it.
  • the internal pores are sealed [see FIG. 8B].
  • at least the upper end portion and the lower end portion (high density portion D1) of the shaft material 102 ′ are immersed in a sealing material bath filled with the sealing material 121, and the shaft material 102 ′ has a high density.
  • the shaft material 102 ′ After filling the internal pores of the part D1 with the sealing material 121, this is cured. Since the shaft material 102 ′ has the low density portion D2 adjacent to the high density portion D1 in the axial direction (the high density portions D1 and D1 are provided on both sides in the axial direction of the low density portion D2), the low density portion D2 The sealing material 121 that has entered the internal pores is drawn to the high density portion D1 side by capillary force. Therefore, the internal pores at both end portions (high density portion D1) of the shaft material 102 ′ can be appropriately sealed.
  • the sealing material 121 may be any material that does not remelt within the operating temperature range of the fluid dynamic bearing device 101 without melting the base material of the shaft material 102 ′ during the sealing process, and the like.
  • molten resin molten metal, molten glass, or the like can be used as the sealing material 121.
  • a molten resin is desirable, and among these, the curing speed is fast and large when curing. It is particularly desirable to use an anaerobic curable resin that does not require an apparatus or the like as the sealing material 121.
  • the radial bearing surface A1 of the outer peripheral surface 102a of the low density portion D2 of the shaft material 102 ′ (shaft member 102) in which the internal pores of the high density portion D1 are sealed by the sealing material 121 is used.
  • Radial dynamic pressure generating portions (dynamic pressure grooves Aa1, Ab1, Aa2, Ab2) are formed by performing plastic working such as rolling on the cylindrical region to be A2. Since the low density portion D2 is softer and more workable than the high density portion D1, the radial dynamic pressure generating portion can be formed easily and with high accuracy.
  • the radial dynamic pressure generating portion (dynamic pressure grooves Aa1, Ab1, Aa2, Ab2) may be formed by machining such as cutting. Further, the radial dynamic pressure generating portion may be formed prior to the sealing treatment of the shaft material 102 ′. In this case, the radial dynamic pressure generating portion can be molded simultaneously with the compression molding of the green compact.
  • the upper end portion (projection portion E2) and the lower end portion (projection portion E1) are formed with high density, and the internal pores of the high density portions D1 and D1 provided with the projection portions E1 and E2, respectively.
  • the sealing material 121 Is sealed by the sealing material 121, and the shaft member 102 made of sintered metal is obtained in which the radial dynamic pressure generating portion is formed on the outer peripheral surface of the low density portion D2 between the high density portions D1 and D1.
  • the shaft member 102 obtained in this way is inserted into the inner periphery of a separately manufactured rotating member 103, and the first and second flange portions 109, 110 are fixed to predetermined axial positions on the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102, respectively.
  • any one of the first flange portion 109 and the second flange portion 110 may be fixed before the shaft member 102 is inserted into the inner periphery of the rotating member 103. Assembling of the constituent members 101 is completed. Then, after the fixing of both flange portions 109 and 110 to the shaft member 102 is completed, the lubricating oil is filled into the internal space of the fluid dynamic pressure bearing device 101 including the internal pores of the shaft member 102 as shown in FIG. The fluid dynamic bearing device 101 shown is completed.
  • the upper region of the inner peripheral surface of the first flange portion 109 and the upper high-density portion D1 are the sealing material 121).
  • the first flange portion 109 is fixed to the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102 so as to overlap the lower region of the sealed portion), and the lower region of the inner peripheral surface of the second flange portion 110
  • the second flange portion 110 is fixed to the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102 so as to overlap the upper region of the lower high-density portion D1 (the portion where the internal pores are sealed with the sealing material 121).
  • the sealing of the internal pores of the high density portion D1 of the shaft member 102 (shaft material 102 ′) by the sealing material 121 and the adhesion and fixing of the flange portions 109 and 110 to the shaft member 102 can be performed simultaneously. Specifically, after both flange portions 109 and 110 are fitted to predetermined portions in the axial direction of the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102 that has not been sealed, the inner pores of the high-density portion D1 of the shaft member 102 are formed. At the same time as impregnating the sealing material 121 (for example, anaerobic curable resin), an adhesive (sealing material 121) is filled between the shaft member 102 and both flange portions 109 and 110, and these are cured. In this way, the manufacture of the shaft member 102 having the above-described configuration and the assembly of the flange portions 109 and 110 to the shaft member 102 can be simplified, so that the manufacturing cost of the fluid dynamic bearing device 101 can be reduced. Can be achieved.
  • the radial bearing surfaces A1 and A2 that are spaced apart from each other at two positions above and below the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102 are opposed to the radial bearing surfaces A1 and A2.
  • a radial bearing gap is formed between the inner peripheral surface of the rotating member 103 (the small-diameter inner peripheral surface 108a of the sleeve portion 108).
  • the oil film pressure in the radial bearing gaps is increased by the dynamic pressure action of the radial dynamic pressure generating portion, and the radial bearing portions R1 and R2 that support the rotary member 103 in a non-contact manner in the radial direction are axially provided. It is formed in two places apart from each other.
  • the sleeve portion 108 is provided with the communication hole 112 for communicating the outer diameter end portions (both seal gaps S, S) of the thrust bearing gaps of the thrust bearing portions T1, T2.
  • a series of circulation paths consisting of bearing gaps is constructed.
  • the shaft member 102 that is the stationary side is formed of a porous body, so that the rotating member 103 is generated in the radial bearing gap during rotation. Due to the dynamic pressure action of the lubricating oil, the lubricating oil filled in the radial bearing gap is collected in a partial region of the radial bearing gap to generate a positive pressure, and the lubricating oil is generated in the porous shaft member 102 at this positive pressure portion. Reflux. In parallel with this, the lubricating oil oozes out one after another from the outer peripheral surface 102a of the shaft member 102 into the radial bearing gap.
  • the internal pores of the protrusions E1 and E2 are sealed by curing the sealing material 121 impregnated in at least the internal pores of the protrusions E1 and E2.
  • Lubricating oil leakage through the surface opening can be prevented as much as possible.
  • the bearing performance deteriorates due to a decrease in the amount of lubricating oil to be interposed in the radial bearing gap and the thrust bearing gap, and the components of the spindle motor (HDD) are contaminated by the lubricating oil leaked to the outside. It is possible to avoid a fatal problem such as the HDD becoming unusable.
  • the shaft member 102 (shaft material 102 ′) is provided with a high density portion D1 and a low density portion D2 formed at a lower density than the high density portion D1, adjacent to each other in the axial direction (of the low density portion D2). Since the high-density portions D1 and D1 are provided on both sides in the axial direction) and the protruding portions E1 and E2 are provided on the high-density portion D1, the sealing material 121 infiltrated into the shaft member 102 is projected by the capillary force. Can be drawn into. Therefore, the sealing process can be appropriately and easily performed on the portion of the shaft member 102 made of the porous body that should be subjected to the sealing process.
  • the fluid dynamic bearing device 101 according to the embodiment of the second invention of the present application has been described above, but various changes are made to each part of the fluid dynamic bearing device 101 without departing from the gist of the present invention. be able to.
  • a fluid dynamic bearing device 101 according to another embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. However, in the embodiment described below, only portions different from those described above will be described in detail. The same reference numerals are assigned to configurations similar to those described in the above, and redundant description is omitted.
  • FIG. 10 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of the fluid dynamic bearing device 101 according to the second embodiment of the second invention of the present application.
  • the main difference of the fluid dynamic pressure bearing device 101 of this embodiment from that described above is that the cover member 114 having an L-shaped cross section is fixed to the upper peripheral corner 108e of the sleeve portion 108, and this cover member 114 It is in the point which covered the axial direction outer side of the 1st flange part 109 (upper seal gap S).
  • a cover member 114 having an L-shaped cross section is fixed to the outer peripheral corner of the lower end of the sleeve portion 108, and the second flange portion 110 (lower seal gap S) is secured by the cover member 114.
  • the outside in the axial direction is similarly covered. In this way, there is an advantage that external leakage of the lubricating oil can be more effectively prevented.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view of a fluid dynamic bearing device 101 according to a third embodiment of the second invention of the present application.
  • the rotating member 103 is composed of a single member made of a non-porous resin material or metal material. That is, the radial bearing gaps of the radial bearing portions R1 and R2 are formed between the outer peripheral surface 102a (radial bearing surfaces A1 and A2) of the shaft member 102 and the small-diameter inner peripheral surface 103a of the rotating member 103 opposed thereto.
  • the thrust bearing gaps of the first and second thrust bearing portions T1 and T2 are formed, respectively. Further, between the outer peripheral surface 109b of the first flange portion 109 and the large-diameter inner peripheral surface 103b of the rotating member 103 opposed thereto, and the outer peripheral surface 110b of the second flange portion 110 and the large rotating member 103 opposed thereto.
  • Seal gaps S and S that hold the oil surface of the lubricating oil are formed between the inner peripheral surface 103b and the inner peripheral surface 103b. According to such a configuration, the cost of the fluid dynamic bearing device 101 can be reduced as much as the number of parts is reduced compared to that shown in FIG.
  • the shaft member 102 made of sintered metal is used.
  • the shaft member 102 formed of another porous body that can satisfy the required mechanical strength for example, porous ceramics, is used. It can also be used.
  • the radial dynamic pressure generating portion is formed on the outer peripheral surface 102 a of the shaft member 102 on the stationary side of the fluid dynamic pressure bearing device 101, but the radial dynamic pressure generating portion is included in the rotating member 103. You may form in a surrounding surface.
  • the thrust dynamic pressure generating portion is formed on both flange portions 109 and 110 on the stationary side, the thrust dynamic pressure generating portion may be formed on the rotating side.
  • the radial bearing portions R1 and R2 formed of a dynamic pressure bearing can be configured by other known dynamic pressure bearings such as a so-called multi-arc bearing, a step bearing, and a wave bearing.
  • any one or both of the thrust bearing portions T1 and T2 made of a dynamic pressure bearing can be configured by other known dynamic pressure bearings such as a so-called step bearing and a wave bearing.
  • the present invention can also be preferably applied to the fluid dynamic bearing device 101 using the bottomed cylindrical (cup-shaped) rotating member 103 (not shown).
  • the sealing material 121 is impregnated in the internal pores of the lower protruding portion. If this is cured, leakage of lubricating oil through the surface opening of the shaft member 102 made of a porous body can be prevented.
  • the rotary member 103 can be preferably applied to a fluid dynamic bearing device 101 in which a rotor having a fan or a polygon mirror is used.
  • the present invention is not limited to a spindle motor for a disk device, but also a fan motor for a PC, a polygon scanner motor for a laser beam printer (LBP), and other shafts.
  • the present invention can also be preferably applied to the bearing device 101.
  • the 1st invention of this application and 2nd invention can employ

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Abstract

　軸受スリーブ８のうち、ラジアル軸受面の軸方向領域（第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２）における気孔率を小さくする（１１％以下にする）と共に、ラジアル軸受面以外の軸方向間領域（第３領域Ｈ３）における気孔率をそれよりも大きくする。

Description

流体動圧軸受装置
　本発明は、流体動圧軸受装置に関する。
　流体動圧軸受装置は、その高回転精度および静粛性から、情報機器（例えばＨＤＤ）の磁気ディスク駆動装置や、ＣＤ、ＤＶＤ、ブルーレイディスク等の光ディスク駆動装置、あるいはＭＤ、ＭＯ等の光磁気ディスク駆動装置等のスピンドルモータ用として好適に使用されている。
　例えばＨＤＤのディスク駆動装置は、ＨＤＤの大容量化に伴って、搭載されるディスクの枚数が増加する傾向にある。ディスクの搭載枚数が増えると重量が増大するため、ディスクを回転させたときの振れが大きくなり、ディスクの読み取り精度が低下する恐れがある。このため、ＨＤＤに組み込まれる流体動圧軸受装置は、より一層の高負荷容量が求められている。
　流体動圧軸受装置としては、軸受スリーブの内周に挿入した軸部材を回転させる軸回転タイプが一般的である。しかし、軸回転タイプの流体動圧軸受装置の場合、軸部材の端部に、ディスクを搭載したディスクハブが固定され、軸部材の中間部をラジアル軸受部（ラジアル軸受隙間の油膜）で片持ち支持するような状態になる。このため、ディスクハブに搭載されるディスクの枚数が増えて重量が増大すると、ディスクの振れが大きくなる恐れがある。
　これに対し、例えば特許文献１には、軸部材を固定側とし、軸受スリーブを回転側とした軸固定タイプの流体動圧軸受装置が示されている。この場合、回転側の部材（軸受スリーブ及びハウジング）とディスクハブとの固定部を、ラジアル軸受部の軸方向領域内に設けることができるため、ディスクの搭載枚数が増えた場合でもディスクハブを安定的に支持することができ、ディスクの振れが抑えられる。特許文献１に記載の流体動圧軸受装置では、軸受スリーブを焼結金属で形成することにより、焼結金属の内部気孔に含浸された潤滑油が軸受スリーブの表面開孔からラジアル軸受隙間及びスラスト軸受隙間に滲み出すため、各軸受隙間における潤滑性が高められる。
　また、公知の軸固定型の流体動圧軸受装置として、例えば以下に示す特許文献２に記載されているものがある。詳しくは、同文献の図２に記載されているように、軸部材と、軸部材の外径側に配置される回転部材と、軸部材の外周面と回転部材の内周面との間に形成されるラジアル軸受隙間に生じる潤滑油の動圧作用で回転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、軸部材の一端を大気に接するように軸受外部に突出させ、この突出部に静止部材としてのモータベースを固定してなるものである。
特開２０１１－７４９５１号公報 特開２００９－１５０４１０号公報
　しかし、回転側となる軸受スリーブを焼結金属製とすることで、以下のような不具合が生じる。
　（１）ラジアル軸受隙間の油が、焼結金属製の軸受スリーブの表面開孔から内部に抜けることにより、ラジアル軸受隙間の油膜の圧力が低下する、いわゆる「動圧抜け」が生じる。特に、軸固定タイプの場合、焼結金属製の軸受スリーブが回転することで、焼結金属の内部に含浸された潤滑油が遠心力により外径側に移動するため、ラジアル軸受隙間の油が軸受スリーブの内部に抜けやすくなる。これを防止するために、軸受スリーブの表面に回転サイジングやコーティング等による封孔処理を施すと、工数増によるコスト高を招く。
　（２）焼結金属の内部気孔に油が含浸されることで油量が増え、温度変化に伴う油の体積変化量が大きくなる。このため、油の体積変化を吸収するシール空間を増大させる必要が生じ、流体動圧軸受装置の大型化を招く。特に、ハウジングの軸方向両端を開口し、両端部にそれぞれシール空間を形成した場合、シール空間に保持された油面が重力の影響を受けて変動する。このため、シール空間の幅を狭めて毛細管力を高めることでシール性を向上させる必要がある。しかし、シール空間の幅を狭めることでシール空間の容積が小さくなるため、シール空間の軸方向寸法をさらに拡大する必要があり、流体動圧軸受装置のさらなる大型化を招く。これを回避するために、シール空間を増大させた分だけラジアル軸受部の軸受スパンを短縮すると、ラジアル軸受部の軸受剛性が低下する。
　このような実情に鑑み、本発明の第１の目的は、焼結金属製の軸受スリーブを有する軸固定型の流体動圧軸受装置において、ラジアル軸受隙間の油膜の圧力低下を抑制すると共に、油量を減じてシール空間の容積を縮小することにある。
　また、上記のような軸固定型の流体動圧軸受装置において、所期の軸受性能（回転支持能力）を安定的に発揮させ、かつそれを維持可能とするには、少なくともラジアル軸受隙間を潤沢な潤滑油で満たす必要がある。これを実現するためには、例えば、特許文献２の図２に記載された構成（具体的には、回転部材を、軸部材を内周に挿入した円筒状のスリーブ部と、ディスク搭載面を有し、スリーブ部を内周に固定したハブ部とを備えるもの）において、スリーブ部を焼結金属等の多孔質体で形成することが考えられる。すなわち、このような構成によれば、スリーブ部の内部気孔で保持された潤滑油が内周面の表面開孔を通じてラジアル軸受隙間に次々と滲み出すため、ラジアル軸受隙間を潤沢な潤滑油で満たすことができるものと期待される。
　しかしながら、特許文献２に記載された流体動圧軸受装置では、スリーブ部が回転部材に設けられる関係上、回転部材が回転するのに伴って、スリーブ部の内部気孔に保持された潤滑油に遠心力が作用する。そのため、スリーブ部の内周面で形成されるラジアル軸受隙間に潤滑油が円滑に滲み出し難く、ラジアル軸受隙間を必要十分量の潤滑油で満たすことが難しい。
　このような実情に鑑み、本発明の第２の目的は、いわゆる軸固定型の流体動圧軸受装置において、ラジアル軸受隙間を潤沢な潤滑油で満たし、ラジアル軸受部の軸受性能を長期間に亘って安定的に発揮可能とすることにある。
　上記の第１の目的を達成するために創案された本願第１発明に係る流体動圧軸受装置は、固定側となる軸部材と、内周に軸部材が挿入され、回転側となる焼結金属製の軸受スリーブと、内周面に軸受スリーブの外周面が固定され、軸方向両端を開口した筒状のハウジングと、軸部材の外周面から外径に突出して設けられ、軸受スリーブの軸方向両側に配された第１シール部及び第２シール部と、軸部材の外周面に設けられたラジアル軸受面と軸受スリーブの内周面に設けられたラジアル軸受面との間のラジアル軸受隙間に生じる油膜の動圧作用で、軸受スリーブをラジアル方向に支持するラジアル軸受部と、軸受スリーブの一方の端面に設けられたスラスト軸受面と第１シール部の端面に設けられたスラスト軸受面との間のスラスト軸受隙間に生じる油膜の動圧作用で、軸受スリーブをスラスト方向一方に支持する第１スラスト軸受部と、軸受スリーブの他方の端面に設けられたスラスト軸受面と第２シール部の端面に設けられたスラスト軸受面との間のスラスト軸受隙間に生じる油膜の動圧作用で、軸受スリーブをスラスト方向他方に支持する第２スラスト軸受部と、第１シール部の外周面とハウジングの内周面との間に形成された第１シール空間と、第２シール部の外周面とハウジングの内周面との間に形成された第２シール空間とを備え、第１シール空間と第２シール空間との間に潤滑油が満たされ、第１シール空間及び第２シール空間に油面が保持された軸固定型の流体動圧軸受装置であって、軸受スリーブのうち、ラジアル軸受面の軸方向領域における気孔率を、ラジアル軸受面以外の軸方向領域における気孔率よりも小さくしたことを特徴とする。
　焼結金属製の軸受スリーブのうち、ラジアル軸受面の軸方向領域における気孔率を小さくすることで、ラジアル軸受面の表面開孔率が小さくなり、且つ、軸受スリーブの内部における油の流動性を抑えることができる。このため、ラジアル軸受隙間の油が軸受スリーブの内部に抜けにくくなり、ラジアル軸受隙間の油膜の圧力の低下を抑えることができる。この場合、ラジアル軸受面の封孔処理を軽減あるいは省略することができるため、加工コストの低減が図られる。また、軸受スリーブの気孔率を小さくすることで、軸受スリーブの内部に含浸される油量を減じられる。これにより、油の体積変化が小さくなるため、シール空間の容積、ひいてはシール部の軸方向寸法を縮小することができ、流体動圧軸受装置の小型化、あるいは、軸受スパンの拡大を図ることができる。
　このとき、軸受スリーブ全体の気孔率を小さくすると、軸受スリーブの内部全域において油の流動性が低下するため、軸受スリーブの内部と外部との間を行き来する油の循環が妨げられ、油の早期の劣化を招く恐れがある。そこで、軸受スリーブに気孔率の大きい領域を設ければ、この領域における油の流動性が高められて、油の早期の劣化を防止することができる。特に、上記のように軸受スリーブに遠心力が加わることで、気孔率の大きい領域の内部に含浸された油が外径側に移動することで、この領域の内周面から軸受スリーブの内部に油が引き込まれやすくなるため、油の循環が促される。
　従って、軸受スリーブのうち、ラジアル軸受面の軸方向領域における気孔率を小さくすると共に、ラジアル軸受面以外の軸方向領域における気孔率を相対的に大きくすれば、上記のような効果を奏することができる。すなわち、ラジアル軸受面の軸方向領域における気孔率を、ラジアル軸受面以外の軸方向領域における気孔率よりも小さくすればよい。
　本発明者らの鋭意検討により、焼結金属製の軸受スリーブのうち、少なくともラジアル軸受面の軸方向領域における気孔率を１１％以下とすれば、中実の金属からなる軸受スリーブと同程度の油膜の圧力が得られることが明らかとなった。尚、「気孔率」は下記の式で表される。ここで、焼結密度とは、焼結体の内部気孔を含めた見かけ体積の単位量あたりの重さである。また、真密度とは、焼結体の組成における気孔が無い場合の密度、すなわち、焼結体の内部気孔を含まない実体積の単位量あたりの重さであり、焼結体の組成及び各元素の密度から求められる。
　気孔率＝[（真密度－焼結密度）／真密度]×１００
　（焼結密度＝重量／見かけ体積、真密度＝重量／実体積）
　例えば、軸受スリーブが、銅を６０％以上含む焼結金属からなる場合、ラジアル軸受面の軸方向領域における密度を７．４ｇ／ｃｍ3以上とすれば、この領域の気孔率を１１％以下にすることができる。また、軸受スリーブが、鉄を６０％以上含む焼結金属からなる場合、ラジアル軸受面の軸方向領域における密度を７．１ｇ／ｃｍ3以上とすれば、この領域の気孔率を１１％以下にすることができる。
　上記の流体動圧軸受装置では、第１及び第２スラスト軸受部のスラスト軸受隙間を介して対向するスラスト軸受面の一方に、スラスト軸受隙間の油膜に動圧作用を発生させるスラスト動圧発生部を形成することができる。また、上記の流体動圧軸受装置では、ラジアル軸受隙間を介して対向するラジアル軸受面の一方に、ラジアル軸受隙間の油膜に動圧作用を発生させるラジアル動圧発生部を形成することができる。
　上記の流体動圧軸受装置において、軸受スリーブを回転させると、第１及び第２スラスト軸受部のスラスト軸受隙間の油が外径側に流動する。このため、スラスト軸受隙間の内径端と連通するラジアル軸受隙間の油がスラスト軸受隙間に流動し、ラジアル軸受隙間の油膜の圧力がさらに低下する恐れがある。そこで、スラスト動圧発生部を、スラスト軸受隙間の潤滑油を内径側に流動させるポンプインタイプとすれば、第１及び第２スラスト軸受部のスラスト軸受隙間の油が内径側に流動し、この油がラジアル軸受隙間に流入するため、ラジアル軸受隙間の油膜の圧力を維持することができる。
　ところで、軸部材の外周面と軸受スリーブとの間の空間（ラジアル軸受隙間を含む空間）における負圧の発生を防止するために、ラジアル動圧発生部として、一方の傾斜溝を延ばして軸方向非対称としたヘリングボーン形状の動圧溝を設ける場合がある。この場合、一方の傾斜溝を延ばした分だけ、軸受スパンの縮小を招く恐れがある。そこで、上記のようにスラスト動圧発生部をポンプインタイプとすれば、スラスト軸受隙間から、軸部材の外周面と軸受スリーブとの間の空間に油が送り込まれるため、この空間における負圧の発生が防止できる。これにより、ラジアル動圧発生部としてのヘリングボーン形状の動圧溝を軸方向対称な形状とすることができるため、軸受スパンの縮小を回避することができる。
　スラスト動圧発生部は、例えば軸受スリーブの両端面にプレス加工により形成することができる。あるいは、スラスト動圧発生部を、第１シール部及び第２シール部の端面にプレス加工により形成することもできる。
　ラジアル動圧発生部は、例えば軸受スリーブの内周面にプレス加工により形成することができる。あるいは、ラジアル動圧発生部を、軸部材の外周面に転造加工により形成することもできる。
　また、上記の第２の目的を達成するために創案された本願第２発明に係る流体動圧軸受装置は、静止部材に固定される軸部材と、軸部材の外周に配置された回転部材と、軸部材の外周面と回転部材の内周面との間のラジアル軸受隙間に生じる潤滑油の動圧作用で回転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、軸部材の少なくとも一端に、軸受外部に突設されて外表面が大気に接する突出部が設けられ、この突出部に静止部材が固定されるものにおいて、軸部材を多孔質体で形成し、回転部材を非多孔質体で形成したことを特徴とする。
　このように、静止側とされる軸部材を多孔質体で形成したことにより、回転部材の回転中は、ラジアル軸受隙間に生じる潤滑油の動圧作用により、ラジアル軸受隙間に満たされた潤滑油がラジアル軸受隙間の一部領域に集められて正圧を生じ、この正圧部分で潤滑油が多孔質の軸部材内に還流する。これと並行して軸部材の外周面からラジアル軸受隙間に次々と潤滑油が滲み出すが、この滲み出しは、軸部材が流体動圧軸受装置の静止側を構成する関係上、従来のように遠心力の影響を受けることなくスムーズに行われる。一方、回転部材を非多孔質体（例えば、中実の金属材料や樹脂材料）で形成したことにより、回転部材内部への潤滑油の浸入は効果的に防止される。従って、ラジアル軸受隙間を潤沢な潤滑油で満たし、ラジアル軸受部の軸受性能を長期間に亘って安定的に発揮することが可能となる。
　本発明では、少なくとも一端が大気に接する軸部材を多孔質体で形成した関係上、潤滑油が軸部材の突出部の表面開孔を介して軸受外部に漏れ出すおそれがある。このような潤滑油漏れが生じると、ラジアル軸受隙間を含めた軸受装置の内部空間に介在させるべき潤滑油量が減少して、軸受性能に悪影響が及ぶ。また、当該流体動圧軸受装置をスピンドルモータ（ＨＤＤ）に組み込んだ場合に潤滑油漏れが生じると、ＨＤＤが使用不能になるなどの致命的な不具合を招来する可能性がある。そこで、軸部材のうち、少なくとも突出部の内部気孔を、この内部気孔に含浸させた封孔材を硬化させることにより封止した。これにより、突出部の表面開孔を介しての潤滑油漏れを可及的に防止することが可能となり、上記した各種の問題発生を回避することができる。なお、表面開孔を介しての潤滑油漏れを防止するための手段として、バレル処理や回転サイジング等の目潰し処理を選択することも考えられるが、これらの処理を実行するには大掛かりな設備や金型が必要でコスト増を招来する。これに対して、封孔材を含浸・硬化させることによって内部気孔を封止するようにすれば、大掛かりな設備等を必要とすることなく封孔処理を簡便に実行することができる。
　また、軸部材の突出部の内部気孔を封孔材で封止したことにより、突出部は中実材に近似した形態となるので、その強度（剛性）が高められる。これにより、軸部材の取り扱い性（ハンドリング性）が向上する他、軸部材に静止部材を固定する際に、軸部材の一部が欠損等する可能性が効果的に減じられる。また、静止部材の被固定部となる突出部からの潤滑油の滲み出しが可及的に防止される分、軸部材に対する静止部材の固定力が向上する。
　多孔質体からなる軸部材には、高密度部と、高密度部よりも低密度に形成された低密度部とを軸方向に隣接して設け、高密度部に突出部を設けることができる。このような構成によれば、軸部材に含浸させた封孔材を毛細管力によって高密度部の側に引き込むことができるので、軸部材のうち、封孔処理を施すべき突出部に対し、封孔処理を適切にかつ簡便に実行することができる。
　この場合、低密度部の外表面（外周面）に、回転部材の内周面との間にラジアル軸受隙間を形成するラジアル軸受面を設けることができる。このようにすれば、軸部材の内部気孔に保持された潤滑油を、ラジアル軸受隙間に対して円滑に滲み出させることができる。また、低密度部は、高密度部に比べて軟質で加工性に優れるので、低密度部の外周面に設けたラジアル軸受面には、動圧溝等の動圧発生部を容易にかつ精度良く形成することができる。
　多孔質体からなる軸部材は、例えば焼結金属で形成することができる。焼結金属（金属焼結体）は、金属粉の圧粉体を焼結することで得ることができるから、高精度の軸部材を低コストに量産することができる。また、軸部材を焼結金属で形成すれば、例えば、金属粉末を軸方向に圧縮して圧粉体を成形することにより、またこれに加えあるいはこれに替えて、粒径の異なる金属粉末を用いることにより、軸部材に、高密度部と低密度部とを容易に設けることができる。もちろん、軸部材に必要とされる機械的強度等を確保することができるのであれば、焼結金属以外のその他の多孔質体、例えば多孔質セラミックスで軸部材を形成することもできる。
　以上の構成において、封孔材としては、封孔処理の過程で軸部材（母材）を溶融等させることなく、かつ流体動圧軸受装置の使用温度範囲内で再溶融しないものであれば、特段の限定なく任意のものを使用することができる。例えば、溶融樹脂、溶融金属、溶融ガラス等を使用することができるが、コスト面や取り扱い性等を考慮すると溶融樹脂が望ましい。さらに溶融樹脂の中でも硬化速度が速く、硬化させる際に大掛かりな装置等を必要としない嫌気性硬化樹脂が特に望ましい。
　以上に示した本発明の構成は、例えば、回転部材が、軸方向の両端を開口させた円筒状を呈し、回転部材の一端側および他端側にそれぞれ配置され、軸部材の外周面に固定された第１および第２フランジ部をさらに備え、第１および第２フランジ部の外周面で、潤滑油の油面を保持して回転部材の一端および他端開口をシールするシール隙間をそれぞれ形成した流体動圧軸受装置に好ましく適用することができる。この場合、第１フランジ部の一端面とこれに対向する回転部材の一端面との間のスラスト軸受隙間に生じる潤滑油の動圧作用で回転部材をスラスト一方向に非接触支持し、第２フランジ部の一端面とこれに対向する回転部材の他端面との間のスラスト軸受隙間に生じる潤滑油の動圧作用で回転部材をスラスト他方向に非接触支持することができる。
　また、以上に示した本発明の構成は、軸部材の一端および他端に突出部が設けられ、両突出部に静止部材がそれぞれ固定される流体動圧軸受装置、換言すると軸部材が両持ち支持される流体動圧軸受装置に好ましく適用することができる。具体例として、軸部材２の一端にモータベース６ａが固定され、軸部材の他端にモータカバー６ｂが固定される構成を挙げることができる（図１参照）。このようにすれば、軸部材の姿勢が安定するので、流体動圧軸受装置の軸受性能向上を図る上で有利となる。
　以上の構成において、回転部材は、ディスク搭載面を有するディスクハブとすることができる。言い換えると、本発明は、高い回転精度を長期間に亘って安定的に発揮可能であることが望まれる電気機器用モータ、例えばＨＤＤ等のディスク駆動装置用スピンドルモータに組み込まれる流体動圧軸受装置に好ましく適用することができる。
　以上のように、本願第１発明に係る軸固定型の流体動圧軸受装置によれば、焼結金属製の軸受スリーブのうち、ラジアル軸受面の軸方向領域における気孔率を小さくすることで、ラジアル軸受隙間の油膜の圧力低下を抑制してラジアル方向の支持力の低下を防止できると共に、油量を減じてシール空間の容積を縮小し、流体動圧軸受装置の小型化、あるいは、軸受スパンの拡大を図ることができる。
　また、本願第２発明に係る軸固定型の流体動圧軸受装置によれば、ラジアル軸受隙間を潤沢な潤滑油で満たし、ラジアル軸受部の軸受性能を長期間に亘って安定的に発揮することができる。
本願第１発明に係る流体動圧軸受装置が組み込まれたスピンドルモータの断面図である。 上記流体動圧軸受装置の断面図である。 上記流体動圧軸受装置の第１シール部の下面図である。 上記流体動圧軸受装置の第２シール部の上面図である。 他の実施形態に係る流体動圧軸受装置の軸部材の正面図である。 本願第２発明に係る流体動圧軸受装置が組み込まれたスピンドルモータの断面図である。 図６の流体動圧軸受装置の断面図である。 封孔処理が施される前の軸素材の断面図である。 完成品としての軸部材の断面図である。 第１フランジ部の下側端面を示す図である。 第２フランジ部の上側端面を示す図である。 本願第２発明の第２実施形態に係る流体動圧軸受装置の要部拡大断面図である。 本願第２発明の第３実施形態に係る流体動圧軸受装置の断面図である。
　以下、本願第１発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
　図１は、本願第１発明に係る流体動圧軸受装置１を組み込んだ情報機器用スピンドルモータの断面図を示す。このスピンドルモータは、例えばＨＤＤのディスク駆動装置に用いられるもので、固定側（ベース６ａ）に設けられたステータコイル４と、回転側（ディスクハブ３）に設けられたロータマグネット５とを備える。流体動圧軸受装置１は、軸部材２を固定側とし、ハウジング７及び軸受スリーブ８を回転側とした、いわゆる軸固定タイプである。本実施形態では、軸部材２の軸方向両端部が固定され、図示例では軸部材２の下端部がベース６ａに、上端部がカバー６ｂにそれぞれ固定される。ハウジング７の外周面にはディスクハブ３が固定される。ディスクハブ３には所定枚数（図示例では２枚）のディスクＤが搭載される。ディスクハブ３とハウジング７との固定部は、ラジアル軸受部Ｒ１、Ｒ２の外径側に設けられる。具体的には、ディスクハブ３とハウジング７との固定部の軸方向領域が、ラジアル軸受部Ｒ１、Ｒ２の軸方向領域の少なくとも一部と径方向で重なり、図示例ではラジアル軸受部Ｒ１、Ｒ２の軸方向全域と径方向で重なっている。このように構成されたスピンドルモータにおいて、ステータコイル４に通電するとロータマグネット５が回転し、これに伴ってディスクハブ３、ディスクＤ、ハウジング７、及び軸受スリーブ８が一体に回転する。
　流体動圧軸受装置１は、図２に示すように、固定側となる軸部材２と、内周に軸部材２が挿入され、回転側となる軸受スリーブ８と、内周面７ａに軸受スリーブ８が固定され、軸方向両端を開口した筒状のハウジング７と、軸部材２の外周面２ａから外径側に突出して設けられ、軸受スリーブの軸方向両側に配された第１シール部１０及び第２シール部１１とを備える。尚、以下では、説明の便宜上、軸方向において、ハウジング７から軸部材２が大きく突出している側を下側、その反対側を上側とする。
　軸部材２は、例えばステンレス鋼で略円柱状に形成される。例えば２．５インチＨＤＤのディスク駆動装置のスピンドルモータに適用される場合は、軸部材２の直径が２～４ｍｍの範囲とされる。軸部材２の下端部には、ハウジング７の下側開口部から下方に突出し、他の領域よりも若干小径な圧入部２ｂが一体に設けられ、この圧入部２ｂがベース６ａの固定穴６ａ１に圧入固定される。軸部材２の上端部には軸方向のねじ穴２ｃが形成され、このねじ穴２ｃに、カバー６ｂに設けられた固定穴６ｂ１を介してボルト等（図示省略）を固定することにより、軸部材２の上端部がカバー６ｂに固定される。
　軸部材２の外周面２ａには、ラジアル軸受面が形成され、図示例では軸方向に離隔した２箇所にラジアル軸受面２ａ１、２ａ２が形成される。ラジアル軸受面２ａ１、２ａ２には、それぞれラジアル動圧発生部が形成される。本実施形態では、ラジアル動圧発生部としてヘリングボーン形状の動圧溝Ｇ１、Ｇ２が形成される。図示例では、動圧溝Ｇ１、Ｇ２がそれぞれ軸方向対称な形状を成している。動圧溝Ｇ１、Ｇ２の溝深さは、例えば２．５～５μｍの範囲に設定される。動圧溝Ｇ１、Ｇ２は、例えば転造加工により形成される。具体的には、成形型を押し付けることにより、軸部材２の外周面２ａの一部を凹ませて動圧溝Ｇ１、Ｇ２が形成され、各動圧溝Ｇ１、Ｇ２の円周方向間領域が丘部Ｇ１’、Ｇ２’となる。
　軸部材２の外周面２ａのうち、ラジアル軸受面２ａ１、２ａ２の軸端側には、円筒面２ａ３、２ａ４が形成される。円筒面２ａ３、２ａ４は、丘部Ｇ１’、Ｇ２’と同一円筒面上に連続して設けられる。円筒面２ａ３、２ａ４は、第１シール部１０及び第２シール部１１が固定される固定面として機能する。軸部材２の外周面２ａのラジアル軸受面２ａ１、２ａ２の軸方向間には、ラジアル軸受面２ａ１、２ａ２（動圧溝Ｇ１、Ｇ２）よりも若干小径に形成された逃げ部２ａ５が形成される。逃げ部２ａ５の上下両端部は、傾斜面を介してラジアル軸受面２ａ１、２ａ２と連続している。
　軸受スリーブ８は焼結金属で略円筒状に形成され、例えば、銅を主成分とする銅系の焼結金属や、鉄を主成分とする銅鉄系の焼結金属、あるいは、銅及び鉄を主成分とする銅鉄系の焼結金属で形成され、本実施形態では銅鉄系の焼結金属で形成される。軸受スリーブ８の内周面８ａには、軸部材２のラジアル軸受面２ａ１、２ａ２とラジアル軸受隙間を介して対向するラジアル軸受面が設けられる。図示例では、軸受スリーブ８の内周面８ａが凹凸の無い平滑な円筒面とされ、この円筒面状の内周面８ａがラジアル軸受面として機能する。軸受スリーブの上側端面８ｂ及び下側端面８ｃには、第１シール部１０及び第２シール部１１のスラスト軸受面とスラスト軸受隙間を介して対向するスラスト軸受面が設けられる。図示例では、軸受スリーブの上側端面８ｂ及び下側端面８ｃが凹凸の無い平坦面とされ、この上側端面８ｂ及び下側端面８ｃがスラスト軸受面として機能する。
　軸受スリーブ８のうち、ラジアル軸受面の軸方向領域における気孔率は１１％以下に設定される。具体的には、軸受スリーブ８のうち、上側のラジアル軸受面の下端よりも上方の軸方向領域（第１領域Ｈ１）、及び、下側のラジアル軸受面の上端よりも下方の軸方向領域（第２領域Ｈ２）における気孔率がそれぞれ１１％以下に設定される。例えば、軸受スリーブ８が、銅を６０％以上含む銅鉄系の焼結金属からなる場合、第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２における密度が７．４ｇ／ｃｍ3以上に設定される。また、軸受スリーブが、鉄を６０％以上含む銅鉄系の焼結金属からなる場合、第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２における密度が７．１ｇ／ｃｍ3以上に設定される。尚、第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２における気孔率は、なるべく小さい方が好ましいが、焼結金属を成形する成形金型の強度等を考慮すると９％程度が下限値となる。
　軸受スリーブ８のうち、第１領域Ｈ１と第２領域Ｈ２との軸方向間領域（第３領域Ｈ３）における気孔率は、第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２における気孔率よりも大きく設定され、例えば１１％より大きく設定される。尚、第３領域Ｈ３における気孔率は、なるべく大きい方が好ましいが、焼結金属の成形性等を考慮すると１５％程度が上限値となる。
　軸受スリーブ８の外周面８ｄとハウジング７の内周面７ａとの間には、後述する第１シール空間Ｓ１と第２シール空間Ｓ２とを連通する連通路１２が設けられる。本実施形態では、軸受スリーブ８の外周面８ｄに軸方向に延びる所定本数の軸方向溝８ｄ１が形成され、例えば３本の軸方向溝８ｄ１が円周方向等間隔位置に形成される。流体動圧軸受装置１を組み立てた状態では、図２に示すように、軸受スリーブ８の軸方向溝８ｄ１とハウジング７の内周面７ａとで連通路１２が形成され、この連通路１２により、ハウジング７の両端開口部に形成された両シール空間Ｓ１、Ｓ２が連通される。尚、本実施形態では、ラジアル動圧発生部が軸方向対称形状に形成されているが、動圧溝Ｇ１、Ｇ２を完全に軸方向対称形状に形成することはできず、加工誤差により若干アンバランスに形成される。このため、ラジアル軸受隙間の油が軸方向一方（上方あるいは下方）に押し込まれ、油が押し込まれる側の一方のシール空間から油が漏れ出す恐れがある。従って、上記のように両シール空間Ｓ１、Ｓ２を連通する連通路１２を設けることで、一方のシール空間に油が偏在する事態を回避し、油漏れを防止できる。
　軸受スリーブ８は、フォーミング工程、焼結工程、及びサイジング工程を経て製造される。まず、フォーミング工程において、銅系金属粉末及び鉄系金属粉末を含む混合金属粉末を圧縮成形して略円筒状の圧粉体が形成される。具体的には、フォーミング金型（図示省略）のキャビティに充填された混合金属粉末を、上パンチ及び下パンチで上下両側から加圧することにより、圧粉体を成形する。次に、焼結工程において、圧粉体を所定の焼結温度で焼結することで、金属粉末同士が結合して焼結体が形成される。そして、サイジング工程では、焼結体をさらに圧縮成形することで寸法精度を高める。具体的には、サイジング金型（図示省略）の内部に配置した焼結体を上パンチ及び下パンチで上下両側から加圧することにより、圧粉体を所定寸法に整形する。以上により、軸受スリーブ８が完成する。尚、本実施形態では、サイジング工程後に回転サイジング等の封孔処理は施されない。すなわち、軸受スリーブ８の表面は、サイジング工程で成形されたままの状態となっている。
　上記のフォーミング工程では、圧粉体の上下端面は上下パンチで直接加圧されるため、その付近の密度は他の領域よりも高くなる。また、上記のサイジング工程では、焼結体の上下端面は上下パンチで直接加圧されるため、その付近の密度は他の領域よりも高くなる。従って、軸受スリーブ８の上下端面付近の密度が他の領域の密度よりも相対的に高くなり、第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２の気孔率が第３領域Ｈ３の気孔率よりも小さくなる。また、軸受スリーブ８の第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２における気孔率を小さくするために、具体的には気孔率を１１％以下に設定するために、フォーミング工程及びサイジング工程の一方又は双方における圧縮率を通常より高めに設定する必要がある。この場合、フォーミング金型と圧粉体、あるいはサイジング金型と焼結体との食いつきが強くなり離型が困難となる恐れがあるが、上記のように軸受スリーブ８の内周面８ａを凹凸の無い円筒面状とすることで、成形品を金型から容易に取り出すことができる。
　ハウジング７は、金属材料や樹脂材料で筒状に形成され、本実施形態では、真ちゅうにより軸方向両端を開口した円筒状に形成される（図２参照）。ハウジング７の内周面７ａには、軸受スリーブ８の外周面８ｄが、例えば隙間接着により固定される。ハウジング７と軸受スリーブ８との固定方法はこれに限らず、例えば圧入、接着剤介在下での圧入、あるいは溶着（超音波溶着やレーザ溶着を含む）などの手段も採用可能である。
　第１シール部１０及び第２シール部１１は、金属材料あるいは樹脂材料で環状に形成され、例えば金属板のプレス加工により形成される。第１シール部１０及び第２シール部１１は、軸部材２の外周面２ａの円筒面２ａ３、２ａ４に圧入、接着、溶着、溶接、加締めなど任意の手段で固定される。第１シール部１０の外周面１０ａ及び第２シール部１１の外周面１１ａは、軸方向中心側に向けて徐々に拡径したテーパ面状をなす。第１シール部１０の外周面１０ａ及び第２シール部１１の外周面１１ａと、ハウジング７の円筒面状内周面７ａとの間には、軸方向中心側に向けて径方向幅を徐々に小さくした楔形の第１シール空間Ｓ１及び第２シール空間Ｓ２が形成される。
　第１シール部１０の下側端面１０ｂ及び第２シール部１１の上側端面１１ｂは、それぞれスラスト軸受面として機能する。各スラスト軸受面にはスラスト動圧発生部が形成される。本実施形態では、スラスト軸受隙間の油を内径側に流動させるポンプインタイプのスラスト動圧発生部が形成され、図示例ではポンプインタイプのスパイラル形状の動圧溝Ｇ３、Ｇ４が形成される（図３及び図４参照）。動圧溝Ｇ３、Ｇ４の円周方向間には、スパイラル形状の丘部Ｇ３’、Ｇ４’が形成される。図示例では、丘部Ｇ３’、Ｇ４’の内径端が、環状の平坦部で連結されている。スラスト動圧発生部は、例えばプレス加工により形成され、本実施形態では第１シール部１０及び第２シール部１１のプレス加工と同時にスラスト動圧発生部が成形される。
　上記の構成部品からなる流体動圧軸受装置１は、以下のようにして組み立てられる。まず、軸受スリーブ８の内周に軸部材２を挿入すると共に、軸部材２の軸方向両端から第１シール部１０及び第２シール部１１を嵌合させる。そして、第１シール部１０の端面１０ｂと軸受スリーブ８の上側端面８ｂとの間のスラスト軸受隙間、及び、第２シール部１１の端面１１ｂと軸受スリーブ８の下側端面８ｃとの間のスラスト軸受隙間を所定量に設定した状態で、第１シール部１０及び第２シール部１１を軸部材２に固定する。このとき、軸受スリーブ８及びシール部１０、１１の外周がハウジング７で覆われていないため、外周からスラスト軸受隙間の大きさを確認することができ、スラスト軸受隙間の設定を簡単かつ正確に行うことができる。そして、軸部材２、軸受スリーブ８、第１シール部１０、及び第２シール部１１からなるサブアッシを、ハウジング７の内周に挿入し、ハウジング７の内周面７ａと軸受スリーブ８の外周面８ｄとを固定する。
　そして、固定側の部材（軸部材２、第１シール部１０、及び第２シール部１１）と回転側の部材（軸受スリーブ８及びハウジング７）との間の空間に潤滑油を注入することにより、流体動圧軸受装置１が完成する。具体的には、第１シール空間Ｓ１と第２シール空間Ｓ２との間の空間に、軸受スリーブ８の内部気孔を含めて潤滑油が途切れなく満たされ、油面は常に第１シール空間Ｓ１及び第２シール空間Ｓ２の内部に保持される。
　このとき、軸受スリーブ８の一部（本実施形態では、第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２）における気孔率を小さくすることで、軸受スリーブ８の内部気孔に含浸される油量を減じることができる。これにより、流体動圧軸受装置１に注入された油の体積変化が抑えられるため、第１シール空間Ｓ１及び第２シール空間Ｓ２の容積を縮小することができる。従って、第１シール部１０及び第２シール部１１の大きさ（特に軸方向寸法）を縮小することができるため、流体動圧軸受装置１の小型化を図ることができ、あるいは、軸受スリーブ８を軸方向に延ばして軸受スパンを拡大し、軸受剛性の向上を図ることができる。
　以上の構成からなる流体動圧軸受装置１において、ディスクハブ３、ハウジング７、及び軸受スリーブ８が一体に回転すると、軸受スリーブ８の内周面８ａ（ラジアル軸受面）と軸部材２の外周面２ａのラジアル軸受面２ａ１、２ａ２との間にラジアル軸受隙間が形成される。そして、動圧溝Ｇ１、Ｇ２によってラジアル軸受隙間の油膜の圧力が高められ、この動圧作用により軸受スリーブ８を含む回転側の部材をラジアル方向に非接触支持するラジアル軸受部Ｒ１、Ｒ２が軸方向に離隔した２箇所に形成される。
　これと同時に、軸受スリーブ８の上側端面８ｂ（スラスト軸受面）と第１シール部１０の下側端面１０ｂ（スラスト軸受面）との間、及び、軸受スリーブ８の下側端面８ｃ（スラスト軸受面）と第２シール部１１の上側端面１１ｂ（スラスト軸受面）との間に、それぞれスラスト軸受隙間が形成される。そして、動圧溝Ｇ３、Ｇ４によって両スラスト軸受隙間の油膜の圧力が高められ、この動圧作用により軸受スリーブ８を含む回転側の部材を両スラスト方向に非接触支持するスラスト軸受部Ｔ１、Ｔ２が形成される。
　このとき、上記のように軸受スリーブ８の第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２の気孔率が小さいことで、この第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２に形成されるラジアル軸受面及びスラスト軸受面における表面開孔率が小さくなっているため、これらの軸受面から軸受スリーブ８の内部への油の浸入を抑えることができる。また、軸受スリーブ８が回転することで、軸受スリーブ８の内部に含浸された油に遠心力が加わるが、第１領域Ｈ１及び第２領域Ｈ２の気孔率が小さいことでこれらの領域に含浸された油の外径側への流動を抑制できる。以上により、ラジアル軸受隙間及びスラスト軸受隙間の油が軸受スリーブ８の内部に抜けにくくなり、各軸受隙間に生じる油膜の圧力の低下を防止することができる。
　また、スラスト動圧発生部がポンプインタイプであることで、スラスト軸受隙間の油が内径側に押し込まれ、軸部材２の外周面２ａと軸受スリーブ８の内周面８ａとの間の空間（ラジアル軸受隙間を含む空間）に軸方向両側から油が流入する。これにより、第１ラジアル軸受部Ｒ１と第２ラジアル軸受部Ｒ２の軸方向間領域（逃げ部２ａ５が面する空間）に油が供給され、この領域における負圧の発生を防止できる。従って、ラジアル動圧発生部を軸方向非対称形状とする必要はなく、図２に示すように軸方向対称な形状とすることができ、軸受スパンの縮小を回避することができる。
　本発明は上記の実施形態に限られない。以下、本願第１発明の他の実施形態を説明するが、上記実施形態と同一の構成及び機能を有する箇所には同一の符号を付して重複説明を省略する。
　例えば、上記の実施形態では、ラジアル動圧発生部として、図２に示すようなヘリングボーン形状の動圧溝Ｇ１、Ｇ２が示されているが、これに限られない。例えば、図５に示すように、動圧溝Ｇ１、Ｇ２の軸方向中央部に環状の平滑部Ｇ５を設けてもよい。この平滑部Ｇ５は、丘部Ｇ１’、Ｇ２’と同一円筒面上で連続している。
　また、ラジアル動圧発生部は、ヘリングボーン形状の動圧溝に限らず、スパイラル形状の動圧溝や、円周方向でステップ形状や波形形状をなした軸方向溝で構成することができる。あるいは、複数の円弧を組み合わせた多円弧面で、ラジアル動圧発生部を構成することもできる。
　また、上記の実施形態では、ラジアル動圧発生部が軸部材２のラジアル軸受面２ａ１、２ａ２に形成されているが、これに限らず、ラジアル動圧発生部を軸受スリーブ８の内周面８ａに設けられたラジアル軸受面に形成してもよい。この場合、ラジアル動圧発生部は、例えばプレス加工により形成することができ、特に、軸受スリーブ８のサイジング工程と同時にプレス成形することができる。あるいは、軸受スリーブ８の内周面８ａのラジアル軸受面、及び、軸部材２の外周面２ａのラジアル軸受面２ａ１、２ａ２の双方を円筒面状とした、いわゆる真円軸受を構成してもよい。この場合、動圧作用を積極的に発生させる動圧発生部は形成されないが、軸受スリーブ８の僅かな振れ回りにより動圧作用が発生する。
　また、上記の実施形態では、スラスト動圧発生部が第１シール部１０の端面１０ｂ及び第２シール部１１の端面１１ｂに形成されているが、これに限らず、スラスト動圧発生部を軸受スリーブ８の上下端面８ｂ、８ｃに設けられたスラスト軸受面に形成してもよい。この場合、スラスト動圧発生部は、例えばプレス加工により形成することができ、特に、軸受スリーブ８のサイジング工程と同時にプレス成形することができる。
　また、上記の実施形態では、スラスト動圧発生部として、図３及び図４に示すようなポンプインタイプのスパイラル形状の動圧溝Ｇ３、Ｇ４が示されているが、これに限られない。例えば、図示は省略するが、ヘリングボーン形状の動圧溝や、円周方向でステップ形状や波形形状をなした半径方向溝でスラスト動圧発生部を構成することもできる。
　また、上記の実施形態では、第１シール部１０及び第２シール部１１を何れも軸部材２と別体に形成した場合を示したが、これに限らず、例えば一方のシール部を軸部材２と一体形成してもよい。
　また、上記の実施形態では、軸受スリーブ８に封孔処理を施さない場合を示したが、これに限らず、サイジング工程の後に回転サイジング等の封孔処理を施してもよい。この場合でも、軸受スリーブ８の気孔率を小さくしていることで表面開孔率が小さくなっているため、封孔処理の負担を軽減して加工コストの低減を図ることができる。
　また、上記の実施形態では、本発明に係る流体動圧軸受装置をＨＤＤのディスク駆動装置のスピンドルモータに組み込んだ例を示しているが、これに限らず、他のディスク駆動装置のスピンドルモータや、レーザビームプリンタ（ＬＢＰ）のポリゴンスキャナモータ、あるいはプロジェクタのカラーホイールモータ等に適用することもできる。
　次に、本願第２発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
　図６は、本願第２発明に係る軸固定型の流体動圧軸受装置１０１を備えたスピンドルモータの一構成例を概念的に示すものである。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、流体動圧軸受装置１０１と、モータの静止側を構成するモータベース１０６ａ及びモータカバー１０６ｂと、モータベース１０６ａの外周面に取り付けられたステータコイル１０４と、回転部材１０３の内周面に取り付けられ、ステータコイル１０４と半径方向のギャップを介して対向するロータマグネット１０５とを備える。流体動圧軸受装置１０１の軸部材１０２の一端はモータベース１０６ａに固定され、軸部材１０２の他端はモータカバー１０６ｂに固定されている。回転部材１０３には、磁気ディスク等のディスクＤが複数枚（図示例は３枚）載置・保持されている。このように構成されたスピンドルモータにおいて、ステータコイル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、それによって、回転部材１０３およびこれに保持されたディスクＤが一体に回転する。
　図７に、本願第２発明の第１実施形態に係る流体動圧軸受装置１０１を示す。この流体動圧軸受装置１０１は、図６に示す流体動圧軸受装置１０１を拡大して示すもので、静止側の軸部材１０２と、軸部材１０２の外径側に配置され、ディスクハブとして機能する略円筒状の回転部材１０３と、回転部材１０３の一端および他端内周にそれぞれ配置され、軸部材１０２の外周面１０２ａに固定された第１および第２フランジ部１０９，１１０とを主要な構成部材として備え、内部空間には潤滑流体としての潤滑油（散点ハッチングで示す）が充填されている。なお、以下では、便宜上、第１フランジ部１０９が配置された側を上側、その軸方向反対側（第２フランジ部１１０が配置された側）を下側として説明を進めるが、流体動圧軸受装置１０１の使用態様を限定するものではない。
　回転部材１０３は、軸方向の両端が開口し、小径内周面１０８ａおよび大径内周面１０８ｂ，１０８ｂを有する段付円筒状に形成されたスリーブ部１０８と、ディスクＤ（図１参照）が搭載されるディスク搭載面を有し、内周にスリーブ部１０８を保持した略円筒状のハブ部１０７とで構成される。これらハブ部１０７及びスリーブ部１０８は、非多孔質の金属材料（溶製材）あるいは樹脂材料で形成される。ハブ部１０７とスリーブ部１０８とは相互に異なる材料で形成する（例えば、一方を金属材料で形成し、他方を樹脂材料で形成する）ことも可能であるが、軸受運転時における両者の熱膨張量に差が生じると両者の固定精度、ひいては軸受性能に悪影響が及び易くなることから、線膨張係数が近似する材料で形成するのが望ましい。
　スリーブ部１０８の小径内周面１０８ａは、動圧発生部等が形成されていない平滑な円筒面に形成され、その軸方向略中間部には、軸部材１０２の外周面１０２ａとの間に、ラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２のラジアル軸受隙間よりも隙間幅が大きい半径方向隙間を形成する円筒面状の中逃げ部１１１が設けられている。このような中逃げ部１１１を設けておくことにより、モーメント剛性（モーメント荷重に対する負荷能力）を高めつつ、回転トルクの上昇を抑制することができる。また、スリーブ部１０８の周方向一又は複数箇所には、スリーブ部１０８の上側端面（上側の大径内周面１０８ｂと小径内周面１０８ａを繋ぐ段差面）１０８ｃと下側端面（下側の大径内周面１０８ｂと小径内周面１０８ａを繋ぐ段差面）１０８ｄとに開口し、第１スラスト軸受部Ｔ１のスラスト軸受隙間の外径側領域と第２スラスト軸受部Ｔ２のスラスト軸受隙間の外径側領域とを連通させる軸方向の連通孔１１２が設けられている。
　軸部材１０２は、多孔質体、ここでは、例えば銅、鉄、あるいは銅及び鉄の金属粉を主成分とする焼結金属の多孔質体で径一定のストレート軸に形成される。軸部材１０２の下端部および上端部は、その外表面が大気に接触するように軸受外部に突設されている。すなわち、本実施形態では、軸部材１０２がその下端および上端に本発明でいう突出部Ｅ１，Ｅ２をそれぞれ有しており、下側の突出部Ｅ１には静止部材としてのモータベース１０６ａが、また上側の突出部Ｅ２には静止部材としてのモータカバー１０６ｂ（図１参照）がそれぞれ固定される。なお、モータベース１０６ａは、圧入、接着、圧入接着（圧入と接着の併用）等の適宜の手段で軸部材１０２の下側突出部Ｅ１に固定される。一方、モータカバー１０６ｂは、軸部材１０２の上端面に開口した孔部１０２ｂに対し、モータカバー１０６ｂの貫通孔を介して締結部材１０６ｃを締結することにより、軸部材１０２の上側突出部Ｅ２に固定される（図６参照）。
　軸部材１０２の外周面１０２ａの軸方向に離間した二箇所には、対向する回転部材１０３の内周面（スリーブ部１０８の小径内周面１０８ａ）との間にラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２のラジアル軸受隙間を形成する円筒状のラジアル軸受面Ａ１，Ａ２が設けられている。二つのラジアル軸受面Ａ１，Ａ２には、ラジアル動圧発生部が夫々形成されている。上側のラジアル軸受面Ａ１のラジアル動圧発生部は、互いに反対方向に傾斜した複数の動圧溝Ａａ１，Ａｂ１をヘリングボーン形状に配列して構成され、下側のラジアル軸受面Ａ２のラジアル動圧発生部は、互いに反対方向に傾斜した複数の動圧溝Ａａ２，Ａｂ２をヘリングボーン形状に配列して構成される。本実施形態において、上側のラジアル動圧発生部のうち、上側の動圧溝Ａａ１の軸方向寸法は、下側の動圧溝Ａｂ１の軸方向寸法よりも大きくなっている。一方、下側のラジアル動圧発生部を構成する動圧溝Ａａ２、Ａｂ２の軸方向寸法は相互に等しく、かつ上側のラジアル動圧発生部を構成する動圧溝Ａｂ１と等しい。
　焼結金属の多孔質体からなる軸部材１０２は、軸方向の各部で密度が異なる。詳しくは、軸部材１０２のうち、モータベース１０６ａおよびモータカバー１０６ｂがそれぞれ固定される下側の突出部Ｅ１および上側の突出部Ｅ２は相対的に高密度に形成され、両突出部Ｅ１，Ｅ２間に介在して大気に露出しない部位は相対的に低密度に形成されている。すなわち、図８（ｂ）に示すように、下側の高密度部Ｄ１および上側の高密度部Ｄ１に突出部Ｅ１，Ｅ２がそれぞれ設けられ、低密度部Ｄ２の外表面（外周面）に、ラジアル動圧発生部を有するラジアル軸受面Ａ１，Ａ２が設けられる。なお、図８（ｂ）からも明らかなように、本実施形態では、軸部材１０２のうち、突出部Ｅ１，Ｅ２よりも軸受内部側に至るようにして（フランジ部１０９，１１０の固定領域に至るようにして）、高密度部Ｄ１，Ｄ１が設けられている。そして、軸部材１０２両端の高密度部Ｄ１，Ｄ１（突出部Ｅ１，Ｅ２）の内部気孔は、この内部気孔に含浸させた封孔材１２１を硬化させることにより封止されている（以上、図８（ｂ）を参照）。
　第１フランジ部１０９および第２フランジ部１１０は、金属材料又は樹脂材料でリング状に形成され、軸部材１０２の外周面１０２ａの軸方向所定部位に接着、圧入、圧入接着等の適宜の手段で固定されている。詳述すると、第１フランジ部１０９は、スリーブ部１０８の上端開口部に配置され、互いに対向する第１フランジ部１０９の外周面１０９ｂとスリーブ部１０８の上側の大径内周面１０８ｂとの間に所定容積のシール隙間Ｓを形成する。また、第２フランジ部１１０はスリーブ部１０８の下端開口部に配置され、互いに対向する第２フランジ部１１０の外周面１１０ｂとスリーブ部１０８の下側の大径内周面１０８ｂとの間に所定容積のシール隙間Ｓを形成する。両シール隙間Ｓ，Ｓは、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において、潤滑油の油面はシール隙間Ｓ，Ｓの軸方向範囲内に保持される。
　第１フランジ部１０９の外周面１０９ｂおよび第２フランジ部１１０の外周面１１０ｂは、軸受外部側に向かって徐々に縮径したテーパ面に形成される一方、スリーブ部１０８の両大径内周面１０８ｂ，１０８ｂは径一定の円筒面に形成される。かかる構成から、両シール隙間Ｓ，Ｓは、軸受内部側に向けて隙間幅を漸次縮小させた楔形状を呈する。シール隙間Ｓ，Ｓが楔形状を呈することで、シール隙間Ｓ，Ｓ内に保持された潤滑油は毛細管力による引き込み作用によって軸受内部側に引き込まれる。そのため、シール隙間Ｓ，Ｓからの潤滑油漏れが効果的に防止される。
　図４（ａ）に示すように、第１フランジ部１０９の下側端面１０９ａには、対向するスリーブ部１０８の上側端面１０８ｃとの間に第１スラスト軸受部Ｔ１のスラスト軸受隙間を形成する環状のスラスト軸受面Ｂが設けられる。このスラスト軸受面Ｂにはスラスト動圧発生部が形成されており、スラスト動圧発生部は、複数の動圧溝Ｂａをスパイラル形状に配列して構成される。また、図９（ｂ）に示すように、第２フランジ部１１０の上側端面１１０ａには、対向するスリーブ部１０８の下側端面１０８ｄとの間に第２スラスト軸受部Ｔ２のスラスト軸受隙間を形成する環状のスラスト軸受面Ｃが設けられる。このスラスト軸受面Ｃにはスラスト動圧発生部が形成されており、スラスト動圧発生部は、複数の動圧溝Ｃａをスパイラル形状に配列して構成される。
　本実施形態において、２つのスラスト動圧発生部は、何れも、回転部材１０３の回転時にスラスト軸受隙間の潤滑油を内径側に押し込むポンプイン機能を奏するように動圧溝Ｂａ，Ｃａを配列したものであるが、２つのスラスト動圧発生部の何れか一方又は双方は、潤滑油を外径側に押し込むポンプアウト機能を奏するように動圧溝を配列したものとしても良い。また、２つのスラスト動圧発生部の何れか一方又は双方は、動圧溝Ｂａ，Ｃａをヘリングボーン形状等、公知のその他の形状に配列したものとしても良い。
　以上の構成を有する流体動圧軸受装置１０１は、例えば以下のようにして製造することができる。なお、以下では、軸部材１０２の製造工程を中心に説明する。
　（Ａ）軸素材製作工程
　この工程では、金属粉末を主成分とし、これにバインダーや各種充填材を適量配合した原料粉を図示しない円筒状のダイおよび一対の上下パンチで画成される所定形状のキャビティに充填し、充填した原料粉を軸方向両側から上下パンチで圧縮することにより、軸部材１０２に近似した形状の圧粉体を成形（ここでは、軸部材１０２の上端面に開口した孔部１０２ｂも同時成形している）した後、この圧粉体を焼結することにより焼結体からなる軸素材１０２’を得る［以上、図８（ａ）を参照］。ここで、軸素材１０２’は軸方向寸法が比較的長寸であることから、原料粉を上下パンチで軸方向両側から圧縮して圧粉体を成形すると、圧粉体のうち、上下パンチに近接した部位である上端部および下端部は相対的に高密度に形成される一方、上下パンチから軸方向に離間した軸方向中間部は相対的に低密度に形成される。従って、この圧粉体を焼結して得られる軸素材１０２’は、上端部および下端部に高密度部Ｄ１をそれぞれ有し、軸方向中間部に低密度部Ｄ２を有する。
　なお、上記のような手法で軸素材１０２’を形成した際に、軸素材１０２’の軸方向で十分な密度差を設けることができない場合（高密度部Ｄ１と低密度部Ｄ２との間に十分な密度差を設けることができない場合）には、例えば、使用する金属粉末の粒径（平均粒径）を軸方向で異ならせることにより、軸素材１０２’の軸方向で十分な密度差を設けることができる。具体的には、軸素材１０２’のうち相対的に高密度に形成すべき上端部および下端部は、相対的に粒径の小さい金属粉末を使用して成形し、軸素材１０２’のうち相対的に低密度に形成すべき軸方向中間部は、相対的に粒径の大きい金属粉末を使用して成形する。
　（Ｂ）封孔処理工程
　この工程では、焼結金属製の軸素材１０２’（軸部材１０２）の所定部位に封孔処理を施す。ここでは、軸素材１０２’の両端部に設けられた高密度部Ｄ１，Ｄ１の内部気孔に封孔材１２１を含浸させた後、これを硬化させることにより、軸素材１０２’の高密度部Ｄ１の内部気孔を封止する［図８（ｂ）を参照］。具体的には、例えば軸素材１０２’のうち、少なくとも上端部および下端部（高密度部Ｄ１）を封孔材１２１が満たされた封孔材浴中に浸漬させ、軸素材１０２’の高密度部Ｄ１の内部気孔を封孔材１２１で満たした後、これを硬化させる。軸素材１０２’は、高密度部Ｄ１と軸方向に隣接して低密度部Ｄ２を有する（低密度部Ｄ２の軸方向両側に高密度部Ｄ１，Ｄ１が設けられる）ことから、低密度部Ｄ２の内部気孔に浸入した封孔材１２１は毛細管力によって高密度部Ｄ１の側に引き込まれる。従って、軸素材１０２’の両端部（高密度部Ｄ１）の内部気孔を適切に封止することができる。なお、封孔材１２１としては、封孔処理の過程で軸素材１０２’の母材を溶融等させることなく、かつ流体動圧軸受装置１０１の使用温度範囲内で再溶融しないものであれば、特段の限定なく任意のものを使用することができる。例えば、溶融樹脂、溶融金属、溶融ガラス等を封孔材１２１として使用することができるが、コスト面や取り扱い性等を考慮すると溶融樹脂が望ましく、その中でも硬化速度が速く、硬化させる際に大掛かりな装置等を必要としない嫌気性硬化樹脂を封孔材１２１として用いるのが特に望ましい。
　そして、本実施形態では、高密度部Ｄ１の内部気孔が封孔材１２１によって封止された軸素材１０２’（軸部材１０２）のうち、低密度部Ｄ２の外周面１０２ａのラジアル軸受面Ａ１，Ａ２となる円筒状領域に転造等の塑性加工を施すことにより、ラジアル動圧発生部（動圧溝Ａａ１、Ａｂ１、Ａａ２、Ａｂ２）を形成する。低密度部Ｄ２は高密度部Ｄ１に比べて軟質で加工性に優れることから、ラジアル動圧発生部を容易にかつ高精度に形成することができる。なお、ラジアル動圧発生部（動圧溝Ａａ１、Ａｂ１、Ａａ２、Ａｂ２）は、切削等の機械加工で形成しても良い。また、ラジアル動圧発生部は、軸素材１０２’に封孔処理を施すのに先立って形成しても良い。この場合には、圧粉体を圧縮成形するのと同時にラジアル動圧発生部を型成形することもできる。
　以上の工程を経て、上端部（突出部Ｅ２）および下端部（突出部Ｅ１）が高密度に形成されると共に、これら突出部Ｅ１，Ｅ２がそれぞれ設けられた高密度部Ｄ１，Ｄ１の内部気孔が封孔材１２１によって封止され、かつ、両高密度部Ｄ１，Ｄ１間の低密度部Ｄ２の外周面にラジアル動圧発生部が形成された焼結金属製の軸部材１０２が得られる。このようにして得られた軸部材１０２を別途製作した回転部材１０３の内周に挿入し、軸部材１０２の外周面１０２ａの軸方向所定部位に第１および第２フランジ部１０９，１１０をそれぞれ固定することにより（第１フランジ部１０９と第２フランジ部１１０の何れか一方は、軸部材１０２を回転部材１０３の内周に挿入する前に固定しておいても良い）、流体動圧軸受装置１０１の各構成部材の組付けが完了する。そして、軸部材１０２に対する両フランジ部１０９，１１０の固定が完了した後、流体動圧軸受装置１０１の内部空間に、軸部材１０２の内部気孔も含めて潤滑油を充填することにより、図７に示す流体動圧軸受装置１０１が完成する。
　なお、本実施形態においては、図８（ｂ）中に破線で示すように、第１フランジ部１０９の内周面の上側領域と、上側の高密度部Ｄ１（内部気孔が封孔材１２１で封止された部位）の下側領域とがオーバーラップするようにして第１フランジ部１０９が軸部材１０２の外周面１０２ａに固定され、また第２フランジ部１１０の内周面の下側領域と、下側の高密度部Ｄ１（内部気孔が封孔材１２１で封止された部位）の上側領域とがオーバーラップするようにして第２フランジ部１１０が軸部材１０２の外周面１０２ａに固定される。
　封孔材１２１による軸部材１０２（軸素材１０２’）の高密度部Ｄ１の内部気孔の封止と、軸部材１０２に対する両フランジ部１０９，１１０の接着固定とは同時に行うこともできる。具体的には、封孔処理が施されていない軸部材１０２の外周面１０２ａの軸方向所定部位に両フランジ部１０９，１１０を嵌合した後、軸部材１０２の高密度部Ｄ１の内部気孔に封孔材１２１（例えば、嫌気性硬化樹脂）を含浸させるのと同時に、軸部材１０２と両フランジ部１０９，１１０との間に接着剤（封孔材１２１）を充填し、これらを硬化させる。このようにすれば、上記構成の軸部材１０２の製作、および軸部材１０２に対する両フランジ部１０９，１１０の組付けを簡略化することができるので、流体動圧軸受装置１０１の製造コストの低廉化を図ることができる。
　以上の構成からなる流体動圧軸受装置１０１において、回転部材１０３が回転すると、軸部材１０２の外周面１０２ａの上下２箇所に離間して設けられたラジアル軸受面Ａ１，Ａ２と、これに対向する回転部材１０３の内周面（スリーブ部１０８の小径内周面１０８ａ）との間にラジアル軸受隙間がそれぞれ形成される。そして回転部材１０３の回転に伴い、両ラジアル軸受隙間の油膜圧力がラジアル動圧発生部の動圧作用によって高められ、回転部材１０３をラジアル方向に非接触支持するラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２が軸方向に離間した二箇所に形成される。
　これと同時に、第１フランジ部１０９の下側端面１０９ａに設けられたスラスト軸受面Ｂとこれに対向するスリーブ部１０８の上側端面１０８ｃとの間、および、第２フランジ部１１０の上側端面１１０ａに設けられたスラスト軸受面Ｃとこれに対向するスリーブ部１０８の下側端面１０８ｄとの間にスラスト軸受隙間が夫々形成される。そして、回転部材１０３の回転に伴い、両スラスト軸受隙間の油膜圧力がスラスト動圧発生部の動圧作用によってそれぞれ高められ、回転部材１０３をスラスト一方向に非接触支持する第１スラスト軸受部Ｔ１と、回転部材１０３をスラスト他方向に非接触支持する第２スラスト軸受部Ｔ２とが形成される。
　スリーブ部１０８には、上記したように、両スラスト軸受部Ｔ１，Ｔ２のスラスト軸受隙間の外径端部（両シール隙間Ｓ，Ｓ）を連通させるための連通孔１１２が設けられている。これにより、流体動圧軸受装置１０１の内部空間には、ラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２のラジアル軸受隙間、第２スラスト軸受部Ｔ２のスラスト軸受隙間、連通孔１１２、および第１スラスト軸受部Ｔ１のスラスト軸受隙間からなる一連の循環経路が構築される。このような循環経路が流体動圧軸受装置１０１の内部空間に設けられていることにより、流体動圧軸受装置１０１の運転中には、内部空間に満たされた潤滑油が上記の循環経路を順次流動循環する。これにより、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漏れや振動の発生等の問題を解消することができる。上記の循環経路には大気に開放されたシール隙間Ｓ，Ｓがつながっているので、何らかの理由で潤滑油中に気泡が混入した場合でも、気泡は、潤滑油と共に流動循環する際にシール隙間Ｓ，Ｓ内の気液界面（油面）から外部に排出される。従って、気泡による悪影響はより一層効果的に防止される。
　以上で示したように、本発明に係る流体動圧軸受装置１０１では、静止側とされる軸部材１０２を多孔質体で形成したことにより、回転部材１０３の回転中は、ラジアル軸受隙間に生じる潤滑油の動圧作用により、ラジアル軸受隙間に満たされた潤滑油がラジアル軸受隙間の一部領域に集められて正圧を生じ、この正圧部分で潤滑油が多孔質の軸部材１０２内に還流する。これと並行して軸部材１０２の外周面１０２ａからラジアル軸受隙間に次々と潤滑油が滲み出すが、この滲み出しは、軸部材１０２が流体動圧軸受装置１０１の静止側を構成する関係上、従来のように遠心力の影響を受けることなくスムーズに行われる。一方、回転部材１０３（スリーブ部１０８およびハブ部１０７）を非多孔質体で形成したことにより、回転部材１０３内部への潤滑油の浸入は効果的に防止される。従って、ラジアル軸受隙間を潤沢な潤滑油で満たし、ラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２の軸受性能を長期間に亘って安定的に発揮することが可能となる。
　また、本発明では、少なくとも突出部Ｅ１，Ｅ２の内部気孔に含浸させた封孔材１２１を硬化させることにより、突出Ｅ１，Ｅ２の内部気孔を封止しているから、突出部Ｅ１，Ｅ２の表面開口を介しての潤滑油漏れを可及的に防止することができる。そのため、ラジアル軸受隙間やスラスト軸受隙間に介在させるべき潤滑油量が減少することに起因した軸受性能の低下、さらには外部漏洩した潤滑油によりスピンドルモータ（ＨＤＤ）の構成部材が汚染され、その結果ＨＤＤが使用不能になるなどの致命的な不具合発生を回避することができる。なお、突出部Ｅ１，Ｅ２からの潤滑油漏れを防止するための手段としては、バレル処理や回転サイジング等の目潰し処理を選択することも考えられるが、これらの処理を実行するには大掛かりな設備や金型が必要でコスト増を招来する。これに対して、封孔材１２１を含浸・硬化させることによって突出部Ｅ１，Ｅ２の内部気孔を封止するようにすれば、大掛かりな設備を必要とすることなく、封孔処理を簡便に実行することができる。
　特に、軸部材１０２（軸素材１０２’）に、高密度部Ｄ１と、高密度部Ｄ１よりも低密度に形成された低密度部Ｄ２とを軸方向に隣接して設け（低密度部Ｄ２の軸方向両側に高密度部Ｄ１，Ｄ１を設け）、高密度部Ｄ１に突出部Ｅ１，Ｅ２を設けたことから、軸部材１０２に浸入させた封孔材１２１を毛細管力によって突出部Ｅ１，Ｅ２に引き込むことができる。そのため、多孔質体からなる軸部材１０２のうち、封孔処理を施すべき部位に対し、封孔処理を適切にかつ簡便に実行することができる。
　また、突出部Ｅ１，Ｅ２（高密度部Ｄ１，Ｄ１）の内部気孔を封孔材１２１で封止したことにより、少なくとも突出部Ｅ１，Ｅ２は中実材に近似した形態となるので、その強度（剛性）が高められる。これにより、軸部材１０２の取り扱い性が向上する他、軸部材１０２の突出部Ｅ１，Ｅ２に静止部材としてのモータベース１０６ａおよびモータカバー１０６ｂをそれぞれ固定する際に、軸部材１０２の一部が欠損等する可能性が効果的に減じられる。
　以上、本願第２発明の一実施形態に係る流体動圧軸受装置１０１について説明を行ったが、流体動圧軸受装置１０１の各部には、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更を施すことができる。以下、本発明の他の実施形態に係る流体動圧軸受装置１０１を図面に基づいて説明するが、以下に示す実施形態では、以上で説明したものと異なる部分についてのみ詳細に説明を行い、以上で説明したものに準じる構成には共通の参照番号を付して重複説明を省略する。
　図１０は、本願第２発明の第２実施形態に係る流体動圧軸受装置１０１の要部を拡大して示す断面図である。この実施形態の流体動圧軸受装置１０１が以上で説明したものと異なる主な点は、断面Ｌ字状のカバー材１１４をスリーブ部１０８の上端外周角部１０８ｅに固定し、このカバー材１１４で第１フランジ部１０９（上側のシール隙間Ｓ）の軸方向外側を覆った点にある。なお、図示は省略しているが、断面Ｌ字状のカバー材１１４をスリーブ部１０８の下端外周角部に固定し、このカバー材１１４で第２フランジ部１１０（下側のシール隙間Ｓ）の軸方向外側も同様に覆う。このようにすれば、潤滑油の外部漏洩を一層効果的に防止することができるという利点がある。
　図１１は、本願第２発明の第３実施形態に係る流体動圧軸受装置１０１の断面図である。この実施形態の流体動圧軸受装置１０１が図７に示すものと異なる主な点は、回転部材１０３を非多孔質の樹脂材料又は金属材料で形成した単一部材で構成した点にある。すなわち、軸部材１０２の外周面１０２ａ（ラジアル軸受面Ａ１，Ａ２）とこれに対向する回転部材１０３の小径内周面１０３ａとの間にラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２のラジアル軸受隙間が形成され、第１フランジ部１０９の下側端面１０９ａ（スラスト軸受面Ｂ）とこれに対向する回転部材１０３の上側端面（段差面）１０３ｃとの間、および第２フランジ部１１０の上側端面１１０ａ（スラスト軸受面Ｃ）とこれに対向する回転部材１０３の下側端面（段差面）１０３ｄとの間に第１および第２スラスト軸受部Ｔ１，Ｔ２のスラスト軸受隙間がそれぞれ形成される。また、第１フランジ部１０９の外周面１０９ｂとこれに対向する回転部材１０３の大径内周面１０３ｂとの間、および第２フランジ部１１０の外周面１１０ｂとこれに対向する回転部材１０３の大径内周面１０３ｂとの間に、潤滑油の油面を保持したシール隙間Ｓ，Ｓがそれぞれ形成される。このような構成によれば、図７に示すものと比べて部品点数が減じられる分、流体動圧軸受装置１０１の低コスト化を図ることができる。
　以上で説明した実施形態では、焼結金属製の軸部材１０２を用いたが、必要とされる機械的強度等を満足し得るその他の多孔質体、例えば多孔質セラミックスで形成した軸部材１０２を用いることもできる。
　また、以上で説明した実施形態では、流体動圧軸受装置１０１の静止側である軸部材１０２の外周面１０２ａにラジアル動圧発生部を形成したが、ラジアル動圧発生部を回転部材１０３の内周面に形成しても良い。同様に、静止側である両フランジ部１０９，１１０にスラスト動圧発生部を形成したが、スラスト動圧発生部を回転側に形成しても良い。また、動圧軸受からなるラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２は、いわゆる多円弧軸受、ステップ軸受、および波型軸受等、公知のその他の動圧軸受で構成することもできる。また、動圧軸受からなるスラスト軸受部Ｔ１，Ｔ２の何れか一方又は双方は、いわゆるステップ軸受や波型軸受等、公知のその他の動圧軸受で構成することもできる。
　また、以上では、軸方向の両端が開口した回転部材１０３を用いる流体動圧軸受装置１０１に本発明を適用した場合について説明を行ったが、軸方向の一端のみが開口した回転部材１０３、すなわち有底筒状（コップ状）の回転部材１０３を用いる流体動圧軸受装置１０１にも本発明は好ましく適用することができる（図示省略）。この場合には、軸部材１０２の下端部のみが軸受外部に突出し、この突出部にモータベース１０６ａが固定されることとなるので、下側の突出部の内部気孔に封孔材１２１を含浸させ、これを硬化させれば、多孔質体からなる軸部材１０２の表面開孔を介しての潤滑油漏れを防止することができる。
　また、以上では、回転部材１０３を、ディスクＤを保持する（ディスク搭載面を有する）ディスクハブで構成した流体動圧軸受装置１０１に本発明を適用した場合について説明を行ったが、本発明は、回転部材１０３として、ファンを有するロータ、あるいはポリゴンミラーが用いられる流体動圧軸受装置１０１にも好ましく適用することができる。すなわち、本発明は、ディスク装置用のスピンドルモータのみならず、ＰＣ用のファンモータや、レーザビームプリンタ（ＬＢＰ）用のポリゴンスキャナモータ等、その他の電気機器に組み込まれる軸固定型の流体動圧軸受装置１０１にも好ましく適用することができる。
　尚、本願の第１発明及び第２発明は、それぞれの発明の趣旨を没却しない限り任意の構成を採用することができ、例えば、第１発明の上記実施形態と第２発明の上記実施形態の構成を組み合せてもよい。
１     流体動圧軸受装置
２     軸部材
７     ハウジング
８     軸受スリーブ
１０   第１シール部
１１   第２シール部
１２   連通路
Ｄ     ディスク
Ｇ１、Ｇ２    動圧溝（ラジアル動圧発生部）
Ｇ３、Ｇ４    動圧溝（スラスト動圧発生部）
Ｈ１   第１領域（ラジアル軸受面の軸方向領域）
Ｈ２   第２領域（ラジアル軸受面の軸方向領域）
Ｈ３   第３領域（ラジアル軸受面以外の軸方向領域）
Ｒ１   第１ラジアル軸受部
Ｒ２   第２ラジアル軸受部
Ｔ１   第１スラスト軸受部
Ｔ２   第２スラスト軸受部
Ｓ１   第１シール空間
Ｓ２   第２シール空間

Claims (13)

  1. 　固定側となる軸部材と、内周に前記軸部材が挿入され、回転側となる焼結金属製の軸受スリーブと、内周面に前記軸受スリーブの外周面が固定され、軸方向両端を開口した筒状のハウジングと、前記軸部材の外周面から外径に突出して設けられ、前記軸受スリーブの軸方向両側に配された第１シール部及び第２シール部と、前記軸部材の外周面に設けられたラジアル軸受面と前記軸受スリーブの内周面に設けられたラジアル軸受面との間のラジアル軸受隙間に生じる油膜の動圧作用で前記軸受スリーブをラジアル方向に支持するラジアル軸受部と、前記軸受スリーブの一方の端面に設けられたスラスト軸受面と前記第１シール部の端面に設けられたスラスト軸受面との間のスラスト軸受隙間に生じる油膜の動圧作用で前記軸受スリーブをスラスト方向一方に支持する第１スラスト軸受部と、前記軸受スリーブの他方の端面に設けられたスラスト軸受面と前記第２シール部の端面に設けられたスラスト軸受面との間のスラスト軸受隙間に生じる油膜の動圧作用で前記軸受スリーブをスラスト方向他方に支持する第２スラスト軸受部と、前記第１シール部の外周面と前記ハウジングの内周面との間に形成された第１シール空間と、前記第２シール部の外周面と前記ハウジングの内周面との間に形成された第２シール空間とを備え、前記第１シール空間と前記第２シール空間との間の空間に潤滑油が満たされ、前記第１シール空間及び前記第２シール空間に油面が保持された軸固定型の流体動圧軸受装置であって、
    　前記軸受スリーブのうち、前記ラジアル軸受面の軸方向領域における気孔率を、前記ラジアル軸受面以外の軸方向領域における気孔率よりも小さくしたことを特徴とする流体動圧軸受装置。
  2. 　前記軸受スリーブのうち、前記ラジアル軸受面の軸方向領域における気孔率が１１％以下である請求項１記載の流体動圧軸受装置。
  3. 　前記軸受スリーブが、銅を６０％以上含む焼結金属からなり、前記ラジアル軸受面の軸方向領域における密度が７．４ｇ／ｃｍ3以上である請求項２記載の流体動圧軸受装置。
  4. 　前記軸受スリーブが、鉄を６０％以上含む焼結金属からなり、前記ラジアル軸受面の軸方向領域における密度が７．１ｇ／ｃｍ3以上である請求項２記載の流体動圧軸受装置。
  5. 　前記第１及び第２スラスト軸受部のスラスト軸受隙間を介して対向するスラスト軸受面の一方に、前記スラスト軸受隙間の油膜に動圧作用を発生させるスラスト動圧発生部を形成した請求項１～４の何れかに記載の流体動圧軸受装置。
  6. 　前記ラジアル軸受隙間を介して対向する前記ラジアル軸受面の一方に、前記ラジアル軸受隙間の油膜に動圧作用を発生させるラジアル動圧発生部を形成した請求項５記載の流体動圧軸受装置。
  7. 　前記スラスト動圧発生部が、前記スラスト軸受隙間の潤滑油を内径側に流動させるポンプインタイプである請求項６記載の流体動圧軸受装置。
  8. 　前記ラジアル動圧発生部が、軸方向対称なヘリングボーン形状の動圧溝である請求項７記載の流体動圧軸受装置。
  9. 　前記軸受スリーブの両端面に、前記スラスト動圧発生部がプレス加工により形成された請求項５記載の流体動圧軸受装置。
  10. 　前記第１シール部及び第２シール部の端面に、前記スラスト動圧発生部がプレス加工により形成された請求項５記載の流体動圧軸受装置。
  11. 　前記軸受スリーブの内周面に、前記ラジアル動圧発生部がプレス加工により形成された請求項６記載の流体動圧軸受装置。
  12. 　前記軸部材の外周面に、前記ラジアル動圧発生部が転造加工により形成された請求項６記載の流体動圧軸受装置。
  13. 　静止部材に固定される軸部材と、軸部材の外周に配置された回転部材と、軸部材の外周面と回転部材の内周面との間のラジアル軸受隙間に生じる潤滑油の動圧作用で回転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、軸部材が少なくともその一端に、軸受外部に突設されて外表面が大気に接する突出部を有し、この突出部に静止部材が固定される流体動圧軸受装置において、
    　軸部材を多孔質体で形成し、回転部材を非多孔質体で形成したことを特徴とする流体動圧軸受装置。
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Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0759326A (ja) * 1993-08-13 1995-03-03 Sankyo Seiki Mfg Co Ltd ディスク駆動用モータ
JP2006077922A (ja) * 2004-09-10 2006-03-23 Matsushita Electric Ind Co Ltd 流体軸受装置およびモータ
JP2006105237A (ja) * 2004-10-04 2006-04-20 Nippon Densan Corp 流体動圧軸受、この流体動圧軸受を備えたスピンドルモータ及びこのスピンドルモータを備えた記録ディスク駆動装置
JP2007271009A (ja) * 2006-03-31 2007-10-18 Matsushita Electric Ind Co Ltd 流体軸受回転装置および記録再生装置
JP2009092197A (ja) * 2007-10-11 2009-04-30 Ntn Corp 動圧軸受装置およびその製造方法
JP2009150410A (ja) * 2007-12-18 2009-07-09 Nippon Densan Corp 流体動圧軸受装置、スピンドルモータ、及びディスク駆動装置
JP2009228873A (ja) * 2008-03-25 2009-10-08 Ntn Corp 流体軸受装置
JP2011074951A (ja) * 2009-09-29 2011-04-14 Ntn Corp 流体動圧軸受装置

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0759326A (ja) * 1993-08-13 1995-03-03 Sankyo Seiki Mfg Co Ltd ディスク駆動用モータ
JP2006077922A (ja) * 2004-09-10 2006-03-23 Matsushita Electric Ind Co Ltd 流体軸受装置およびモータ
JP2006105237A (ja) * 2004-10-04 2006-04-20 Nippon Densan Corp 流体動圧軸受、この流体動圧軸受を備えたスピンドルモータ及びこのスピンドルモータを備えた記録ディスク駆動装置
JP2007271009A (ja) * 2006-03-31 2007-10-18 Matsushita Electric Ind Co Ltd 流体軸受回転装置および記録再生装置
JP2009092197A (ja) * 2007-10-11 2009-04-30 Ntn Corp 動圧軸受装置およびその製造方法
JP2009150410A (ja) * 2007-12-18 2009-07-09 Nippon Densan Corp 流体動圧軸受装置、スピンドルモータ、及びディスク駆動装置
JP2009228873A (ja) * 2008-03-25 2009-10-08 Ntn Corp 流体軸受装置
JP2011074951A (ja) * 2009-09-29 2011-04-14 Ntn Corp 流体動圧軸受装置

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