WO2023243496A1 - 流体動圧軸受用潤滑油組成物、流体動圧軸受、及び流体動圧軸受装置 - Google Patents

流体動圧軸受用潤滑油組成物、流体動圧軸受、及び流体動圧軸受装置 Download PDF

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WO2023243496A1
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WO
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fluid dynamic
dynamic pressure
bearing
lubricating oil
oil composition
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PCT/JP2023/021062
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慎治 小松原
大 小山内
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Ntn株式会社
Ｎｏｋクリューバー株式会社
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    • C10M171/00—Lubricating compositions characterised by purely physical criteria, e.g. containing as base-material, thickener or additive, ingredients which are characterised exclusively by their numerically specified physical properties, i.e. containing ingredients which are physically well-defined but for which the chemical nature is either unspecified or only very vaguely indicated
    • C10M171/02—Specified values of viscosity or viscosity index
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/02—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for radial load only
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/02—Parts of sliding-contact bearings
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    • F16C33/06—Sliding surface mainly made of metal
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    • H—ELECTRICITY
    • H02—GENERATION; CONVERSION OR DISTRIBUTION OF ELECTRIC POWER
    • H02K—DYNAMO-ELECTRIC MACHINES
    • H02K5/00—Casings; Enclosures; Supports
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    • H02K5/16—Means for supporting bearings, e.g. insulating supports or means for fitting bearings in the bearing-shields
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    • C—CHEMISTRY; METALLURGY
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    • C10M105/00—Lubricating compositions characterised by the base-material being a non-macromolecular organic compound
    • C10M105/08—Lubricating compositions characterised by the base-material being a non-macromolecular organic compound containing oxygen
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    • C—CHEMISTRY; METALLURGY
    • C10—PETROLEUM, GAS OR COKE INDUSTRIES; TECHNICAL GASES CONTAINING CARBON MONOXIDE; FUELS; LUBRICANTS; PEAT
    • C10M—LUBRICATING COMPOSITIONS; USE OF CHEMICAL SUBSTANCES EITHER ALONE OR AS LUBRICATING INGREDIENTS IN A LUBRICATING COMPOSITION
    • C10M107/00—Lubricating compositions characterised by the base-material being a macromolecular compound
    • C10M107/02—Hydrocarbon polymers; Hydrocarbon polymers modified by oxidation

Definitions

  • the present invention relates to a lubricating oil composition for a fluid dynamic bearing, a fluid dynamic bearing, and a fluid dynamic bearing device, and particularly to a lubricating oil composition used in a fluid dynamic bearing equipped with a radial dynamic pressure generating section.
  • a fluid dynamic bearing is a bearing that is used by impregnating the internal pores of a porous body made of, for example, sintered metal with lubricating oil (hereinafter referred to as a lubricating oil composition).
  • a lubricating oil composition impregnated into the internal hole oozes out to the sliding part with the shaft, forming an oil film, and the shaft is exposed to the shaft through this oil film. It supports rotation. Due to its excellent rotational precision and quietness, such bearings are used as bearing devices for motors installed in various electrical devices including information equipment, and more specifically, in HDDs, CDs, DVDs, and Blu-ray discs. It is suitably used as a bearing device for a spindle motor in a disk drive device, a fan motor built into these disk drive devices, a PC, etc., or a polygon scanner motor built into a laser beam printer (LBP).
  • LBP laser beam printer
  • a dynamic pressure generating portion such as a dynamic pressure groove is formed on at least one of the inner circumferential surface and the axial end surface of a fluid dynamic pressure bearing, with the aim of further improving quietness and extending the service life.
  • a lubricating oil composition was impregnated into the internal pores of the fluid dynamic pressure bearing, and as the shaft (rotor) inserted into the inner periphery of the bearing rotated, a dynamic pressure generating area was formed on the inner periphery of the bearing.
  • the shaft portion By allowing the lubricant to seep into the gap between the region and the outer circumferential surface of the shaft portion, a dynamic pressure action is generated in the gap, and the shaft portion can be rotatably supported by the oil film of the lubricating oil composition with respect to the bearing without contacting it.
  • Patent Document 1 proposes a lubricating oil composition suitable for a fluid dynamic pressure bearing in which a dynamic pressure generating portion such as a dynamic pressure groove is provided on the inner peripheral surface. That is, this patent document describes a lubricating oil composition comprising one base oil selected from a compound of a poly- ⁇ -olefin or its hydride and an ester, and an ester, and a method for impregnating this lubricating oil composition.
  • a fluid dynamic bearing has been proposed.
  • cooling fan motors used in notebook computers and the like have recently become thinner, and the axial dimensions of bearings used in these motors are also required to be further reduced.
  • the axial dimension of the bearing decreases, the area in which the radial dynamic pressure generating portion can be formed decreases accordingly, and the dynamic pressure that can be generated in the radial bearing gap also decreases. Therefore, it becomes difficult to support a rotating body such as an impeller including a shaft portion with high precision, which may lead to a decrease in rotation accuracy (NRRO).
  • NRRO rotation accuracy
  • the composition of the lubricating oil composition is adjusted as described in Patent Document 1, for example. It is possible to increase the viscosity. However, simply increasing the viscosity of the lubricating oil composition improves the bearing rigidity, but also increases the bearing torque, resulting in a new disadvantageous problem of increased power consumption of the motor.
  • the technical problem to be solved by the present invention is to provide a lubricating oil composition for fluid dynamic pressure bearings that can exhibit high load capacity as a bearing for a small motor while avoiding an increase in bearing torque.
  • the goal is to provide the following.
  • the fluid dynamic pressure bearing in this specification means a dynamic pressure bearing other than a perfect circular bearing. Therefore, the radial dynamic pressure generating part in this specification means a part having a shape other than a true cylinder that can generate a dynamic pressure action of the lubricating oil composition in the radial bearing gap between the rotating body such as the shaft part. .
  • the present inventors have found that, regarding polymer-based viscosity index improvers that are often added when increasing the viscosity of lubricating oil compositions, when the eccentricity of the shaft portion is large and the radial bearing clearance is very small, It has been found that it becomes difficult for this type of viscosity index improver to enter the radial bearing gap.
  • the present invention has been made in view of the above findings, and uses a base oil having a kinematic viscosity of more than 30 mm 2 /s and less than 80 mm 2 /s at 40° C., and The composition of the lubricating oil composition was adjusted so that the kinematic viscosity at °C was 90 mm 2 /s or more and 140 mm 2 /s or less.
  • a polymer-based viscosity index improver can be used to adjust the viscosity, but if the amount added is too large, oil film formation becomes unstable, so when adding a viscosity index improver, the viscosity index It is preferable to adjust the amount of the improver added to 4 wt% or less.
  • an oil film of the lubricating oil composition can be stably formed in the radial bearing gap, regardless of the size of the radial bearing gap. Therefore, it becomes possible to make the fluid dynamic pressure bearing exhibit a high load capacity.
  • the composition of the lubricating oil composition as described above such as adding as little viscosity index improver as possible, it is possible to avoid a situation where the viscosity at the low temperature at the start of startup increases more than necessary. Therefore, it is possible to stably exhibit the necessary high load capacity without increasing bearing torque.
  • the base oil is a mixture of a non-polar oil and a polar oil, and the ratio of the non-polar oil to the entire base oil is 20 wt% or more and 30 wt%. % or less.
  • a method using an electrical resistance method for evaluating the load capacity (load capacity) of a fluid dynamic bearing.
  • the rotation speed of the shaft inserted into the inner circumference is changed while a predetermined load is applied to the fluid dynamic pressure bearing, and the rotation speed of the shaft inserted into the inner circumference is changed, and the rotation speed is changed at the time when contact between the shaft and the fluid dynamic pressure bearing is detected.
  • the base oil is a mixture of non-polar oil and polar oil
  • the ratio of non-polar oil is too low, the ratio of polar oil with relatively low electrical resistivity will increase, resulting in no actual contact.
  • the base oil is a mixture of a non-polar oil and a polar oil
  • the non-polar oil may be a synthetic hydrocarbon oil consisting of poly- ⁇ -olefin or a hydride thereof.
  • a synthetic hydrocarbon oil consisting of poly- ⁇ -olefin (also referred to as PAO) or its hydride (also referred to as PAOH) as a non-polar oil that forms part of the base oil
  • PAO poly- ⁇ -olefin
  • PAOH its hydride
  • the operating temperature range can be expanded.
  • ester oil as the polar oil that forms part of the base oil
  • evaporation properties, lubricity, and further abrasion resistance can be improved.
  • ester oil a synthetic hydrocarbon oil consisting of poly- ⁇ -olefin or its hydride
  • ester oil the solubility disadvantage of polyolefins can be overcome by using ester oil as the polar oil composition.
  • ester oil by mixing ester oil with a synthetic hydrocarbon oil made of poly- ⁇ -olefin or its hydride, it becomes possible to stably maintain the good bearing performance of the fluid dynamic bearing over a long period of time. This is thought to be because the mixing of the ester oil suppresses the generation of bubbles from the poly- ⁇ -olefin, or even if bubbles are generated, they disappear immediately.
  • the inner diameter size may be 2.0 mm or less and the axial direction size may be 3.5 mm or less.
  • the fluid dynamic pressure bearing according to the present invention can exhibit high load capacity as a bearing while avoiding an increase in bearing torque. Therefore, even if the inner diameter and axial dimensions are small as mentioned above and there is not enough area on the inner peripheral surface of the bearing where the radial bearing surface is formed, it is possible to achieve the required bearing performance. becomes.
  • the eccentricity of the shaft portion that can rotate without contacting the fluid dynamic pressure bearing may be 98% at maximum.
  • the eccentricity ratio here means the ratio of the amount of eccentricity of the shaft portion to the radius value of the radial bearing gap.
  • the fluid dynamic pressure bearing device can exhibit a high load capacity while avoiding an increase in bearing torque. It can be suitably provided as a motor.
  • the lubricating oil composition for fluid dynamic pressure bearings according to the present invention, it is possible to provide a fluid dynamic pressure bearing that can exhibit high load capacity for use in small motors while avoiding an increase in bearing torque. becomes possible.
  • each fan 4 when the coil 5a is energized, the magnet 5b rotates due to the excitation force between the coil 5a and the magnet 5b.
  • the fan 4 rotates together with the rotating body 3. Due to this rotation, each fan 4 generates an airflow in a direction corresponding to its shape (here, for example, airflow outward in the radial direction), and is drawn into this airflow from the upper side to the lower side in the axial direction of the fan motor 1. Airflow occurs secondarily. By generating airflow around the fan motor 1 in this manner, information equipment (not shown) to which the fan motor 1 is attached can be cooled.
  • a force (reaction force) in the opposite direction to this airflow is generated in the rotating body 3 of the fluid dynamic bearing device 2.
  • a magnetic force (repulsive force) in a direction that cancels out the reaction force is applied between the coil 5a and the magnet 5b, and the thrust load generated due to the difference in magnitude between the reaction force and the magnetic force is applied to the fluid dynamic bearing device 2. It acts on the thrust bearing parts T1 and T2 (see FIG. 2, which will be described later).
  • the magnetic force in the direction of canceling the reaction force can be generated, for example, by arranging the coil 5a and the magnet 5b so as to be shifted in the axial direction (detailed illustration is omitted).
  • a radial load acts on the shaft portion 10 of the fluid dynamic bearing device 2, which will be described later. This radial load acts on the radial bearing portions R1 and R2 of the fluid dynamic bearing device 2.
  • FIG. 2 shows a cross-sectional view of the fluid dynamic bearing device 2 incorporated into the fan motor 1.
  • the fluid dynamic bearing device 2 includes a housing 7 , a fluid dynamic bearing 8 fixed to the inner periphery of the housing 7 , and a rotating body 3 that rotates relative to the fluid dynamic bearing 8 .
  • the rotating body 3 includes a hub portion 9 disposed on the upper opening side of the housing 7 and a shaft portion 10 inserted into the inner periphery of the fluid dynamic bearing 8.
  • the hub portion 9 includes a disk portion 9a that covers the upper opening side of the housing 7, a first cylindrical portion 9b extending axially downward from the disk portion 9a, and a first cylindrical portion 9b. a second cylindrical portion 9c located radially outward from the portion 9b and extending axially downward from the disc portion 9a; and a flange portion 9d extending further radially outward from the axially lower end of the second cylindrical portion 9c. Consists of.
  • the disk portion 9a faces one end surface (upper end surface 8b) of the fluid dynamic pressure bearing 8 fixed to the inner periphery of the housing 7.
  • the plurality of fans 4 are provided integrally with the hub portion 9 in a manner that stands upright from the outer peripheral edge of the flange portion 9d.
  • the housing 7 has an open upper end and a closed lower end. Further, a fluid dynamic pressure bearing 8 is fixed to the inner circumferential surface 7a of the housing 7, and the outer circumferential surface 7b of the housing 7 is fixed to the base portion 6 (see FIG. 1).
  • the opposing distance in the axial direction between the upper end surface 7c of the housing 7 and the lower end surface 9a1 of the disk portion 9a of the hub portion 9 is greater than the opposing distance between the upper end surface 8b of the fluid dynamic pressure bearing 8 and the lower end surface 9a1 of the disk portion 9a.
  • it is set to a size that can be considered to have no substantial effect on an increase in torque loss during rotational driving.
  • a tapered sealing surface 7d whose outer diameter increases upward is formed on the upper outer circumference of the housing 7.
  • This tapered sealing surface 7d has a radial opposing interval gradually increasing from the closed side (lower side) to the open side (upper side) of the housing 7 between it and the inner circumferential surface 9b1 of the first cylindrical part 9b.
  • a reduced annular seal space S is formed. When the shaft portion 10 and the hub portion 9 rotate, this seal space S communicates with the outer diameter side of the thrust bearing gap of the first thrust bearing portion T1, which will be described later, and is connected to the bearing internal space including each bearing gap. This enables the distribution of lubricating oil compositions.
  • the oil level (air-liquid interface) of the lubricating oil composition is always maintained.
  • the filling amount of the lubricating oil composition is adjusted so that it is maintained within the seal space S (see FIG. 2).
  • the coil 5a is located radially outward from the first cylindrical part 9b of the hub part 9, and the first cylindrical part 9b and the coil 5a are axially are arranged so that they partially overlap. Thereby, the housing 7 and, in turn, the fluid dynamic pressure bearing device 2 are made thinner (reduced axial dimension).
  • a thrust receiving portion 11 is provided on the bottom portion 7e of the housing 7 to receive the lower end portion 10b of the shaft portion 10 having a spherical shape. That is, in the completed state of the fluid dynamic pressure bearing device 2, the thrust receiving portion 11 is always in contact with the lower end portion 10b of the shaft portion 10, so that the shaft portion 10 can be rotatably supported. Note that the abutting position of the shaft portion 10 and the thrust receiving portion 11 is, for example, within the vertical region of the inner chamfered portion 8e of the fluid dynamic pressure bearing 8. It is preferable to set the vertical position of 11.
  • the fluid dynamic pressure bearing 8 is, for example, a porous body of sintered metal formed by compressing and sintering a metal powder having a predetermined composition or a raw material powder mainly composed of this metal powder, and having a cylindrical shape. Eggplant. In this embodiment, it has a cylindrical shape as shown in FIG. 4 and the like. A region in which a plurality of dynamic pressure grooves 8a1 are arranged is formed on the entire surface or a part of the inner circumferential surface 8a of the fluid dynamic pressure bearing 8 as a radial dynamic pressure generating section.
  • the fluid dynamic pressure bearing 8 includes a porous body having the above configuration and a dynamic pressure groove 8a1 arrangement region provided on the inner circumferential surface 8a of the porous body.
  • the dynamic pressure groove 8a1 arrangement region includes a plurality of dynamic pressure grooves 8a1 inclined at a predetermined angle with respect to the circumferential direction, and these dynamic pressure grooves 8a1 are arranged in the circumferential direction.
  • a sloping hill portion 8a2 that partitions, and a band portion 8a3 that extends in the circumferential direction and partitions each dynamic pressure groove 8a1 in the axial direction both the sloping hill portion 8a2 and the band portion 8a3 are cross-hatched in FIG. 3). They are arranged in a herringbone shape and are formed in two consecutive locations in the axial direction.
  • the upper dynamic pressure groove array area A1 and the lower dynamic pressure groove array area A2 are both axial with respect to the axial center line (the imaginary line connecting the axial center of the band portion 8a3 in the circumferential direction). They are formed symmetrically in the direction, and their axial dimensions are equal to each other.
  • a region in which a plurality of dynamic pressure grooves 8b1 are arranged as a thrust dynamic pressure generating section is formed on the entire surface or a part of the upper end surface 8b of the fluid dynamic pressure bearing 8.
  • the dynamic pressure groove 8b1 arrangement region has a configuration in which a plurality of spirally extending dynamic pressure grooves 8b1 are arranged side by side in the circumferential direction.
  • the spiral direction of the dynamic pressure groove 8b1 is set to correspond to the rotational direction of the rotating body 3.
  • no thrust dynamic pressure generating portion is formed on the lower end surface 8c of the fluid dynamic pressure bearing 8. That is, in this embodiment, as shown in FIG. 5, the lower end surface 8c has a flat shape. The lower end surface 8c comes into contact with the housing 7 at a radially outer side of the housing 7 than the thrust receiving portion 11.
  • the vertical position of the bearing contact surface 7f of the housing 7 is appropriate within the range where the upper end surface 8b of the fluid dynamic pressure bearing 8 and the lower end surface 9a1 of the hub portion 9 can function as a thrust bearing clearance. is set to
  • One or more (five in this embodiment) axial grooves 8d1 are formed on the outer peripheral surface 8d of the fluid dynamic pressure bearing 8 (for example, see FIG. 4). When the fluid dynamic pressure bearing 8 is fixed to the housing 7, this axial groove 8d1 forms a flow path for the lubricating oil composition between it and the inner circumferential surface 7a of the housing 7 (see FIG. 2).
  • the axial dimension L of the fluid dynamic pressure bearing 8 (the axial distance between both end surfaces 8b and 8c) is set to 4.8 mm or less, preferably 4.8 mm or less, from the viewpoint of making the fluid dynamic pressure bearing device 2 and thus the fan motor 1 thinner. It is set to 3.5 mm or less, more preferably 1.8 mm or less. On the other hand, from the viewpoint of ensuring the required radial bearing rigidity, the axial dimension L is set to 0.8 mm or more, preferably 1.1 mm or more.
  • the inner diameter D1 is preferably 2.5 mm or less, more preferably 2.0 mm or less.
  • the outer diameter dimension D2 of the fluid dynamic pressure bearing 8 is also arbitrary in principle; for example, in consideration of the necessary inner diameter dimension D1 and thickness dimension t, it is preferably 2.5 mm or more, and 3.0 mm or more. is more desirable. From the same viewpoint, the outer diameter dimension D2 is desirably 5.0 mm or less, more desirably 4.5 mm or less.
  • the fluid dynamic pressure bearing 8 is obtained, for example, by compression molding raw material powder containing the largest amount of one of copper-based powder and iron-based powder and the second largest amount of the other, followed by sintering.
  • the porous body of the fluid dynamic pressure bearing 8 has a composition in which one of copper and iron is substantially the main component, and the other is the second component (the second most abundant component).
  • the copper-based powder herein includes not only pure copper powder but also copper alloy powder.
  • pure copper includes not only copper with a purity of 100% but also copper with a purity of 99.99% or more, which is industrially recognized as pure copper.
  • composition (powder blending ratio) of the raw material powder for example, [copper-based powder: 50 to 70% by weight, iron-based powder: 30 to 48% by weight, tin powder: 0 to 5%] can be applied, and as a specific example , [140 mesh or less pure iron powder: 38 to 42% by weight, 330 mesh or less tin powder: 1 to 3%, 200 mesh or less pure copper powder: balance].
  • the density ratio of the fluid dynamic pressure bearing 8 will be described.
  • the density ratio of the entire bearing of this fluid dynamic pressure bearing 8 is set to, for example, 80% or more and 95% or less.
  • the density ratio can be set by, for example, adjusting the material, particle size (distribution), blending ratio, etc. of the metal powder used as the raw material.
  • the variation in the density ratio at this time can be evaluated using the density ratio and the porosity where a certain interphase is observed.
  • porosity is expressed as the volume ratio (percentage) of pores per unit volume of the bearing, and as a rule of thumb, the density ratio has an almost negative correlation coefficient (correlation coefficient of -1). .
  • the surface porosity of the inner circumferential surface 8a is adjusted to, for example, 15% or less.
  • the surface porosity can be adjusted, for example, by rotational sizing, which will be described later.
  • the fluid dynamic pressure bearing 8 having the above configuration is manufactured through, for example, a powder compacting process S1, a sintering process S2, a dynamic pressure groove sizing process S3, and an oil impregnation process S4.
  • a dimension sizing process S21 and a rotational sizing process S22 may be provided after the sintering process S2 and before the dynamic pressure groove sizing process S3.
  • a mold having a shape corresponding to the dynamic pressure groove arrangement areas A1 and A2 (FIG. 3) of the inner peripheral surface 8a to be formed is provided on the outer peripheral surface of the sizing pin, and a mold is provided on the lower end surface of the upper punch.
  • a mold having a shape corresponding to the dynamic pressure groove 8b1 arrangement region (FIG. 4) of the upper end surface 8b to be molded is provided. Therefore, by placing the sintered body on the upper end surface of the die and inserting the sizing pin into the inner periphery of the sintered body, the upper punch is lowered to press the upper end surface of the sintered body.
  • the body is pushed into the press-fit hole of the die, and the outer circumferential surface of the sintered body is pressed, and the inner circumferential surface of the sintered body bites into the mold of the sizing pin that has been inserted into the inner circumference in advance.
  • the shape of the mold is transferred to the inner circumferential surface of the sintered body, and the dynamic pressure grooves 8a1 arrangement regions A1 and A2 are formed on this inner circumferential surface.
  • the mold provided on the lower end surface of the upper punch bites into the upper end surface of the sintered body, so that the shape of the mold of the upper punch is transferred to the upper end surface, and the corresponding arrangement area of the dynamic pressure grooves 8b1 is formed.
  • the composition of the base oil is arbitrary as long as it satisfies the above-mentioned kinematic viscosity condition, but if the base oil is a mixture of non-polar oil and polar oil, the ratio of non-polar oil to the entire base oil is 20 wt%. It is preferable that the amount is above and 30 wt% or less.
  • any type of non-polar oil can be used as the non-polar oil; for example, it has a wide operating temperature range, excellent lubricity, good initial break-in, and good durability.
  • Synthetic hydrocarbon oils made of poly- ⁇ -olefins or hydrides thereof are preferred because they can exhibit excellent properties for fluid dynamic bearings.
  • the ratio of the synthetic hydrocarbon oil made of poly- ⁇ -olefin or its hydride to the total base oil is preferably 20 wt% or more and 30 wt% or less.
  • the poly- ⁇ -olefin has an average molecular weight of 200 to 1,600, preferably 400 to 800, and those obtained by polymerizing decene-1, isobutene, etc. with a Lewis acid complex or an aluminum oxide catalyst are suitable.
  • a hydrogenated poly- ⁇ -olefin can be obtained, for example, by hydrogenating a poly- ⁇ -olefin in the presence of a hydrogenation catalyst.
  • the lubricating oil composition according to the present embodiment may include known viscosity index improvers, metal deactivators, antioxidants, rust inhibitors, pour point depressants, and ashless dispersions as components other than the base oil. additives, metallic detergents, surfactants, friction modifiers, etc. can be added.
  • An oil film of the lubricating oil composition is formed in the radial bearing gap by the dynamic pressure action of the dynamic pressure groove 8a1, and the first radial bearing part R1 and the second radial part support the shaft part 10 rotatably in the radial direction in a non-contact manner.
  • the bearing portion R2 is configured to be spaced apart from each other in the axial direction.
  • the base oil is a base oil having a kinematic viscosity of more than 30 mm 2 /s and less than 80 mm 2 /s at 40°C.
  • the composition of the lubricating oil composition was adjusted so that the kinematic viscosity of the lubricating oil composition at 40° C. was 90 mm 2 /s or more and 140 mm 2 /s or less.
  • the amount of the polymer-based viscosity index improver was adjusted to be 4 wt % or less.
  • the base oil is a mixture of non-polar oil and polar oil, and the ratio of the non-polar oil to the entire base oil is 20 wt% or more and 30 wt% or less.
  • the proportion of the non-polar oil with relatively high electrical resistivity to 20 wt% or more, electricity conduction between the shaft portion 10 and the fluid dynamic pressure bearing 8 through the lubricating oil composition is prevented as much as possible.
  • the electrical resistivity of the lubricating oil composition as a whole can be kept as low as possible. Therefore, it is possible to properly evaluate the load capacity of the fluid dynamic pressure bearing 8 by preventing erroneous judgments in the load capacity evaluation process based on the electrical resistance method (see the explanation below for details) as much as possible.
  • ester oil is used as the polar oil, the evaporation characteristics, lubricity, and further abrasion resistance of the lubricating oil composition can be improved.
  • a synthetic hydrocarbon oil consisting of poly- ⁇ -olefin or its hydride is used as the non-polar oil, the solubility, which is a drawback of polyolefins, can be overcome by using ester oil as the polar oil.
  • ester oil by mixing ester oil with a synthetic hydrocarbon oil made of poly- ⁇ -olefin or its hydride, it becomes possible to stably maintain the good bearing performance of the fluid dynamic bearing over a long period of time.
  • a lubricating oil composition for a fluid dynamic pressure bearing according to the present invention, a fluid dynamic pressure bearing impregnated with this lubricating oil composition, and a fluid equipped with this bearing.
  • the hydrodynamic bearing device is not limited to the above-exemplified form, but may take any form within the scope of the present invention.
  • a base oil having a kinematic viscosity of more than 30 mm 2 /s and less than 80 mm 2 /s at 40° C. is used as the base oil, and the lubricating oil composition has a A lubricating oil composition for the fluid dynamic bearing 8 was used, the composition of which was adjusted so that the kinematic viscosity at °C was 90 mm 2 /s or more and 140 mm 2 /s or less.
  • an oil film can be stably formed in the radial bearing gap regardless of the size of the radial bearing gap. Therefore, it becomes possible to make the fluid dynamic pressure bearing 8 exhibit a high load capacity.
  • first thrust bearing portion T1 is provided only on the upper end surface 8b side of the fluid dynamic pressure bearing 8. Excellent rotational accuracy can be achieved even when Therefore, as shown in FIG. 6, sufficient thrust bearing performance can be achieved without supporting the lower end surface 10c of the shaft portion 10 in the thrust direction. By simplifying the shape of the lower end, it is possible to reduce costs.
  • radial dynamic pressure generating parts dynamic pressure groove 8a1 array areas A1 and A2 in FIG. 3 formed between the radial bearing parts R1 and R2 and the outer circumferential surface 10a of the shaft part 10
  • a known radial dynamic pressure generating portion having a shape other than a dynamic pressure groove, such as a so-called multi-arc shape, a step shape, or a wave shape.
  • the housing 7 of the fluid dynamic bearing device 2 is fixed to the inner periphery of the base portion 6 of the fan motor 1. (omitted)), the housing 7 may be directly attached to the housing 7. Alternatively, the portions corresponding to these base portions may be provided integrally with the housing 7.
  • the means for applying such an external force to the shaft portion 10 is not limited to the above.
  • the magnetic force can be applied to the rotating body 3 by, for example, arranging a magnetic member capable of attracting the magnet 5b to face the magnet 5b in the axial direction.
  • the kinematic viscosity [mm 2 /s] of the base oil at 40°C was obtained according to JIS K 2283.
  • the kinematic viscosities at 40° C. of the base oils of Examples 1 to 3 and Comparative Examples 1 to 4 are shown in Table 2, respectively.
  • the minimum floating rotational speed was measured based on the electrical resistance method. Furthermore, based on the measurement results, the maximum eccentricity of the shaft that can rotate without contacting the fluid dynamic bearing was determined.
  • Comparative Example 2 and Example 1 show similar values for the kinematic viscosity of the base oil and the kinematic viscosity of the lubricating oil composition.
  • the content of non-polar oil to base oil in Comparative Example 2 is below the numerical range according to the present invention. Therefore, there is a high possibility that the minimum floating rotational speed of Comparative Example 2 is measured to be higher than the actual value, and is therefore unreliable as an indicator of load capacity.

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Abstract

多孔質体の内周面８ａにラジアル動圧発生部Ａ１，Ａ２が設けられた流体動圧軸受８に用いられる流体動圧軸受用潤滑油組成物は、以下の組成を有する。すなわち、潤滑油組成物の基油として、４０℃における動粘度が３０ｍｍ2／ｓを超えかつ８０ｍｍ2／ｓ以下を示す基油が用いられると共に、潤滑油組成物の４０℃における動粘度が９０ｍｍ2／ｓ以上でかつ１４０ｍｍ2／ｓ以下となるように、潤滑油組成物の組成が調整されている。

Description

流体動圧軸受用潤滑油組成物、流体動圧軸受、及び流体動圧軸受装置
　本発明は、流体動圧軸受用潤滑油組成物、流体動圧軸受、及び流体動圧軸受装置に関し、特にラジアル動圧発生部を備えた流体動圧軸受に用いられる潤滑油組成物に関する。
　流体動圧軸受は、例えば焼結金属で形成される多孔質体の内部空孔に潤滑油（以下、本明細書では、潤滑油組成物と称する。）を含浸させて使用される軸受であって、内周に挿入された軸部の相対回転に伴い内部空孔に含浸させた潤滑油組成物が軸部との摺動部に滲み出して油膜を形成し、この油膜を介して軸部を回転支持するものである。このような軸受は、その優れた回転精度及び静粛性から、情報機器をはじめ種々の電気機器に搭載されるモータ用の軸受装置として、より具体的には、ＨＤＤや、ＣＤ、ＤＶＤ、ブルーレイディスク用のディスク駆動装置におけるスピンドルモータ用、これらディスク駆動装置やＰＣ等に組み込まれるファンモータ用、あるいは、レーザビームプリンタ（ＬＢＰ）に組み込まれるポリゴンスキャナモータ用の軸受装置として好適に使用されている。
　また、流体動圧軸受の内周面と軸方向端面の少なくとも一方には、更なる静音性向上並びに高寿命化を狙って、動圧溝などの動圧発生部を形成することが知られている。この場合、流体動圧軸受の内部空孔に含浸させた潤滑油組成物を、軸受の内周に挿入した軸部（ロータ）の回転に伴い軸受内周面の動圧発生部が形成された領域と軸部の外周面との隙間に滲み出させることで、当該隙間に動圧作用を発生させて、軸部が潤滑油組成物の油膜で軸受に対して非接触に回転支持され得る。
　最近では、情報機器の小型化、薄肉化に伴い、情報機器に搭載される各種モータに対しても小型化が求められている。例えばノートパソコンなどに使用される冷却用ファンモータは薄型化しており、このモータに使用される軸受装置にも薄型化が要求されている。その一方で、冷却性能は従来と同等もしくはそれ以上のレベルが要求されている。軸受装置の薄型化は、軸受面積の減少につながるため、インペラ（ファン）のサイズを大きくする場合はもちろん、インペラのサイズが維持される場合であっても、軸受面積が減少した分だけ軸受剛性の低下を招くおそれが高まる。
　ここで、特許文献１には、動圧溝などの動圧発生部を内周面に設けた流体動圧軸受に好適な潤滑油組成物が提案されている。すなわち、この特許文献には、ポリ－α－オレフィン又はその水素化物とエステルとの化合物、エステルの中から選択された一の基油を備えた潤滑油組成物、及びこの潤滑油組成物を含浸させた流体動圧軸受が提案されている。
特許第３７８２８８９号公報
　ところで、最近では、ノートパソコンなどに使用される冷却ファンモータについて、一層の薄型化が進んでおり、当該モータに使用される軸受の軸方向寸法についても更なる低減化が求められている。その一方で、軸受の軸方向寸法が小さくなると、その分だけラジアル動圧発生部を形成可能な面積が減少することになり、ラジアル軸受隙間に発生可能な動圧も小さくなる。そのため、軸部を含むインペラなどの回転体を高精度に支持することが困難となり、回転精度（ＮＲＲＯ）の低下を招くおそれがある。このように回転精度が低下して軸部（回転体）の偏心量が大きくなることで、ラジアル軸受隙間が小さくなり、軸部と軸受とが接触するリスクが高まる。
　軸部の偏心によりラジアル軸受隙間が小さくなった場合においても十分な動圧を発生させるために、例えば特許文献１に記載のように、潤滑油組成物の組成を調整して潤滑油組成物の粘度を高めることが考えられる。しかしながら、ただ単に潤滑油組成物の粘度を高めたのでは、軸受剛性が向上する一方で、軸受トルクも増大するため、モータの消費電力が増大する不利益を招く問題が新たに生じる。
　以上の実情に鑑み、本発明により解決すべき技術課題は、軸受トルクの増大を避けつつも、小型モータ用の軸受として高い負荷能力を発揮することのできる流体動圧軸受用の潤滑油組成物を提供することである。
　前記課題の解決は、本発明に係る流体動圧軸受用潤滑油組成物によって達成される。すなわち、この潤滑油組成物は、内部空孔を有する多孔質体であって、多孔質体の内周面にラジアル動圧発生部が設けられた流体動圧軸受に用いられる流体動圧軸受用潤滑油組成物において、基油として、４０℃における動粘度が３０ｍｍ2／ｓを超えかつ８０ｍｍ2／ｓ以下を示す基油が用いられると共に、４０℃における動粘度が９０ｍｍ2／ｓ以上でかつ１４０ｍｍ2／ｓ以下である点をもって特徴付けられる。なお、本明細書における流体動圧軸受は、真円軸受以外の動圧軸受を意味する。故に、本明細書におけるラジアル動圧発生部は、軸部などの回転体との間のラジアル軸受隙間に潤滑油組成物の動圧作用を発生させ得る真円筒以外の形状をなす部位を意味する。
　本発明者らは、潤滑油組成物の高粘度化を図る場合に添加されることの多いポリマー系の粘度指数向上剤について、軸部の偏心が大きくラジアル軸受隙間が非常に小さい場合には、この種の粘度指数向上剤がラジアル軸受隙間に入り込むことが困難になることを見出した。本発明は、上記知見に鑑みてなされたもので、基油として、４０℃における動粘度が３０ｍｍ2／ｓを超えかつ８０ｍｍ2／ｓ以下を示す基油を用いると共に、潤滑油組成物の４０℃における動粘度が９０ｍｍ2／ｓ以上でかつ１４０ｍｍ2／ｓ以下となるように、潤滑油組成物の組成を調整した。なお、粘度の調整にはポリマー系の粘度指数向上剤を使用することができるが、添加量が多すぎると油膜形成が不安定となるため、粘度指数向上剤を添加する場合には、粘度指数向上剤の添加量が４ｗｔ％以下となるように調整するのがよい。このように基油及び潤滑油組成物の動粘度を調整することによって、ラジアル軸受隙間の大きさに関係なく、潤滑油組成物の油膜を安定してラジアル軸受隙間に形成することができる。よって、高い負荷能力を流体動圧軸受に発揮させることが可能となる。また、粘度指数向上剤を極力添加しないなど潤滑油組成物の組成を上述のように調整することによって、起動開始時となる低温時の粘度が必要以上に増大する事態を回避することができる。よって、軸受トルクを増大させることなく、必要な高負荷能力を安定的に発揮させることが可能となる。
　また、本発明に係る流体動圧軸受用潤滑油組成物において、基油は、非極性油と極性油との混合物であって、非極性油の基油全体に対する比率が２０ｗｔ％以上でかつ３０ｗｔ％以下であってもよい。
　流体動圧軸受の負荷能力（負荷容量）を評価するに際しては、電気抵抗法を用いた方法が知られている。この方法では、例えば流体動圧軸受に所定の負荷を作用させた状態で内周に挿入した軸部の回転数を変化させていき、軸部と流体動圧軸受との接触を検知した時点の回転数に基づいて、流体動圧軸受の負荷能力を評価する。ここで、基油を非極性油と極性油との混合物とする場合、非極性油の比率があまりに低いと、相対的に電気抵抗率の低い極性油の比率が高まる結果、実際には接触していないにもかかわらず、潤滑油を通じて軸部と流体動圧軸受との通電により軸部と流体動圧軸受とが接触したとの誤判定がなされるおそれが高まる。言い換えると、実際よりも負荷能力が低く評価されるおそれが高まる。この点、相対的に電気抵抗率の高い非極性油の比率を２０ｗｔ％以上にすることで、潤滑油組成物を通じた軸部と流体動圧軸受との通電を可及的に防止可能な程度に、潤滑油組成物全体としての電気抵抗率を低く抑えることができる。よって、電気抵抗法に基づく負荷能力の評価工程における誤判定を可及的に防止して、流体動圧軸受の負荷能力を適正に評価することが可能となる。また、非極性油の比率を３０ｗｔ％以下に抑えることで、低温での粘度が高くなる事態を回避でき、蒸発量が多くなる事態を回避することができる。
　また、基油が非極性油と極性油との混合物である場合、非極性油は、ポリ－α－オレフィン又はその水素化物からなる合成炭化水素油であってもよい。
　このように、基油の一部をなす非極性油として、ポリ－α－オレフィン（ＰＡＯともいう）又はその水素化物（ＰＡＯＨともいう）からなる合成炭化水素油を用いることにより、潤滑油組成物の使用温度範囲を広げることができる。また、優れた潤滑性と共に、良好な初期なじみ性を流体動圧軸受に付与することができる。さらには、耐久性の向上を図ることも可能となる。
　また、基油が非極性油と極性油との混合物である場合、極性油は、エステル油であってもよい。
　このように、基油の一部をなす極性油としてエステル油を用いることにより、蒸発特性、潤滑性、さらには耐摩耗性を向上させることができる。特に、非極性油としてポリ－α－オレフィン又はその水素化物からなる合成炭化水素油を用いる場合に、エステル油を極性油組成物として用いることにより、ポリオレフィン類の欠点である溶解性を克服できる。また、ポリ－α－オレフィン又はその水素化物からなる合成炭化水素油にエステル油を混合することにより、流体動圧軸受が有する良好な軸受性能を長期にわたって安定的に維持することが可能となる。これは、エステル油の混合により、ポリ－α－オレフィンからの泡の発生が抑制され、または泡が発生してもすぐに消滅するためと考えられている。
　以上の説明に係る流体動圧軸受用潤滑油組成物は、この潤滑油組成物が内部空孔に含浸されてなる流体動圧軸受として提供してもよい。また、この場合、本発明に係る流体動圧軸受において、内周面にラジアル動圧発生部としての動圧溝配列領域が設けられてもよい。
　このように動圧溝配列領域を設けることで、軸受隙間に効果的に潤滑油組成物の動圧作用を発生させることができる。そのため、上述した潤滑油組成物の作用と相まって、非常に効果的にかつ持続的に潤滑油組成物の油膜を軸受隙間に形成することが可能となる。
　また、本発明に係る流体動圧軸受において、内径寸法が２．０ｍｍ以下でかつ軸方向寸法が３．５ｍｍ以下であってもよい。
　本発明に係る流体動圧軸受であれば、軸受トルクの増大を避けつつも、軸受として高い負荷能力を発揮し得る。そのため、たとえ上述のように内径寸法と軸方向寸法が小さく、ラジアル軸受面が形成される軸受内周面の面積が十分に確保できない場合であっても、所要の軸受性能を発揮することが可能となる。
　また、以上の説明に係る流体動圧軸受は、例えば当該流体動圧軸受と、流体動圧軸受が内周に固定されるハウジングと、流体動圧軸受の内周に挿入される軸部を有する回転体と、流体動圧軸受の内周面と軸部の外周面との間のラジアル軸受隙間に形成される潤滑油組成物の油膜で軸部をラジアル方向に非接触支持するラジアル軸受部とを備えた流体動圧軸受装置として好適に提供可能である。
　また、本発明に係る流体動圧軸受装置は、流体動圧軸受に対して非接触で回転し得る軸部の偏心率が最大で９８％を示すものであってもよい。なお、ここでいう偏心率とは、ラジアル軸受隙間の半径値に対する軸部の偏心量の比を意味する。
　上述した通り、本発明に係る流体動圧軸受は、軸受トルクの増大を避けつつも、高い負荷能力を発揮し得る。そのため、偏心率が高まったとしても、安定した油膜形成能力により軸部と流体動圧軸受とが接触するリスクを可及的に低く抑えて、高負荷能力を安定的に発揮させることが可能となる。
　以上の説明に係る流体動圧軸受装置は、上述のように、軸受トルクの増大を避けつつも、軸受が高い負荷能力を発揮し得るものであるから、例えばこの流体動圧軸受装置を備えたモータとして好適に提供可能である。
　以上より、本発明に係る流体動圧軸受用潤滑油組成物によれば、軸受トルクの増大を避けつつも、小型モータ用として高い負荷能力を発揮することのできる流体動圧軸受を提供することが可能となる。
本発明の一実施形態に係るファンモータの断面図である。 図１に示す流体動圧軸受装置の断面図である。 図２に示す流体動圧軸受の断面図である。 図２に示す流体動圧軸受の平面図である。 図２に示す流体動圧軸受の底面図である。 本発明の他の実施形態に係る流体動圧軸受装置の断面図である。
　以下、本発明の一実施形態を図面に基づき説明する。なお、以下の説明においては、流体動圧軸受から見て、ハブ部の円盤部の側を「上側」、ハウジングの底部の側を「下側」として取り扱う。もちろん、この上下方向は、実際の製品の設置態様、使用態様を限定するものではない。
　図１は、本実施形態に係るファンモータ１の一構成例を概念的に示したものである。このファンモータ１は、流体動圧軸受装置２と、流体動圧軸受装置２の回転体３に設けられた複数枚のファン４と、これらファン４を回転体３と一体に回転させるための駆動部５とを備える。駆動部５は、例えば半径方向のギャップを介して対向させたコイル５ａ及びマグネット５ｂからなり、本実施形態では、コイル５ａがファンモータ１の固定側となるベース部６に、マグネット５ｂがファンモータ１の回転側となる回転体３にそれぞれ固定される。
　上記構成のファンモータ１において、コイル５ａに通電すると、コイル５ａとマグネット５ｂとの間の励磁力でマグネット５ｂが回転し、この回転によって、回転体３の外周縁に立設された複数枚のファン４が回転体３と一体に回転する。この回転により、各ファン４はその形状に応じた向きの気流（ここでは例えば径方向外側への気流）を生じ、この気流に引き込まれる形で、ファンモータ１の軸方向上側から下側に向かう気流が二次的に生じる。このようにしてファンモータ１の周囲に気流を発生させることで、ファンモータ１が取り付けられる情報機器（図示は省略）を冷却可能としている。
　また、上述のようにファンモータ１の軸方向に気流が生じると、この気流と反対向きの力（反力）が流体動圧軸受装置２の回転体３に発生する。コイル５ａとマグネット５ｂとの間には、上記反力を打ち消す方向の磁力（斥力）を作用させており、上記反力と磁力の大きさの差により生じたスラスト荷重が流体動圧軸受装置２のスラスト軸受部Ｔ１，Ｔ２（後述する図２を参照）に作用する。上記反力を打ち消す方向の磁力は、例えば、コイル５ａとマグネット５ｂとを軸方向にずらして配置することにより発生させることができる（詳細な図示は省略）。また、回転体３の回転時には、後述する流体動圧軸受装置２の軸部１０にラジアル荷重が作用する。このラジアル荷重は、流体動圧軸受装置２のラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２に作用する。
　図２は、ファンモータ１に組み込まれた流体動圧軸受装置２の断面図を示している。この流体動圧軸受装置２は、ハウジング７と、ハウジング７の内周に固定される流体動圧軸受８、及び、流体動圧軸受８に対して相対回転する回転体３とを備える。
　回転体３は、本実施形態では、ハウジング７の上端開口側に配置されるハブ部９と、流体動圧軸受８の内周に挿入される軸部１０とを有する。
　ハブ部９は、図１及び図２に示すように、ハウジング７の上端開口側を覆う円盤部９ａと、円盤部９ａから軸方向下側に伸びる第１筒状部９ｂと、第１筒状部９ｂよりも径方向外側に位置し、円盤部９ａから軸方向下側に伸びる第２筒状部９ｃと、第２筒状部９ｃの軸方向下端からさらに径方向外側に伸びる鍔部９ｄとで構成される。円盤部９ａは、ハウジング７の内周に固定された流体動圧軸受８の一方の端面（上端面８ｂ）と対向している。また、複数枚のファン４は、鍔部９ｄの外周縁から立設する形でハブ部９と一体的に設けられている。
　軸部１０は、本実施形態ではハブ部９と別体に形成され、ハブ部９に設けた取付け穴９ｅにその上端を固定している。ここで、軸部１０は、外径寸法が一定の外周面１０ａを有すると共に、外周面１０ａの下端と連続する例えば部分球面状の下端部１０ｂとを有する。すなわち、軸部１０は、流体動圧軸受８の内周に軸方向一方側から挿入可能な形状をなしている。もちろん、軸部１０とハブ部９とを同一材料で一体に形成してもよい。あるいは、互いに異なる材料で形成される軸部１０とハブ部９の一方をインサート部品として他方を金属または樹脂の射出成形で形成してもよい。
　ハウジング７は、その上端を開口すると共に下端を閉塞した形状をなしている。また、ハウジング７の内周面７ａには流体動圧軸受８が固定されると共に、ハウジング７の外周面７ｂはベース部６に固定されている（図１を参照）。ハウジング７の上端面７ｃと、ハブ部９の円盤部９ａの下端面９ａ１との軸方向の対向間隔は、流体動圧軸受８の上端面８ｂと円盤部９ａの下端面９ａ１との対向間隔より大きく、ここでは、回転駆動時のロストルク増加に実質的に影響しないとみなせる程度の大きさに設定されている。
　ハウジング７の外周上側には、上方に向かうにつれて外径寸法が増加するテーパ状のシール面７ｄが形成される。このテーパ状のシール面７ｄは、第１筒状部９ｂの内周面９ｂ１との間に、ハウジング７の閉塞側（下側）から開口側（上側）に向けて径方向の対向間隔を漸次縮小させた環状のシール空間Ｓを形成する。このシール空間Ｓは、軸部１０及びハブ部９の回転時、後述する第一スラスト軸受部Ｔ１のスラスト軸受隙間の外径側と連通しており、各軸受隙間を含む軸受内部空間との間で潤滑油組成物の流通を可能としている。また、潤滑油組成物を流体動圧軸受８の内部空孔に含浸させると共に同一の潤滑油組成物を軸受内部空間に充填した状態において、潤滑油組成物の油面（気液界面）が常にシール空間Ｓ内に維持されるよう、潤滑油組成物の充填量が調整される（図２を参照）。
　また、ハウジング７が上述の如きシール構造をとる場合、コイル５ａは、ハブ部９の第一筒状部９ｂよりも径方向外側に位置し、第一筒状部９ｂとコイル５ａとが軸方向で一部重複するように配置される。これにより、ハウジング７ひいては流体動圧軸受装置２の薄肉化（軸方向寸法の低減化）を図っている。
　また、本実施形態では、ハウジング７の底部７ｅに、球面状をなす軸部１０の下端部１０ｂを受けるスラスト受け部１１が設けられている。すなわち、このスラスト受け部１１は、流体動圧軸受装置２の完成状態では常に軸部１０の下端部１０ｂと接触し、軸部１０を回転支持可能としている。なお、軸部１０とスラスト受け部１１との当接位置は、例えば流体動圧軸受８の内側面取り部８ｅの上下方向領域内にあるように、ハウジング７の軸受当接面７ｆに対するスラスト受け部１１の上下方向位置を設定するのがよい。
　ハウジング７の材質、組成は原則として任意であり、例えば後述する流体動圧軸受８のハウジング７に対する固定手段に応じて樹脂、金属など公知の材質を適宜採用することが可能である。
　流体動圧軸受８は、例えば所定の組成をなす金属粉末、又はこの金属粉末を主成分とする原料粉末を圧縮成形し、焼結してなる焼結金属の多孔質体であり、筒形状をなす。本実施形態では、図４等に示すように円筒形状をなす。流体動圧軸受８の内周面８ａの全面又は一部には、ラジアル動圧発生部として複数の動圧溝８ａ１を配列した領域が形成される。言い換えると、流体動圧軸受８は、上記構成の多孔質体と、多孔質体の内周面８ａに設けられた動圧溝８ａ１配列領域とを備える。本実施形態では、この動圧溝８ａ１配列領域は、図３に示すように、円周方向に対して所定角傾斜させた複数の動圧溝８ａ１と、これら動圧溝８ａ１を円周方向に区画する傾斜丘部８ａ２と、円周方向に伸びて各動圧溝８ａ１を軸方向で区画する帯部８ａ３（傾斜丘部８ａ２、帯部８ａ３ともに図３でクロスハッチングを付した部分）とをヘリングボーン形状に配列してなるもので、軸方向に連続して２箇所に形成される。この場合、上側の動圧溝配列領域Ａ１と、下側の動圧溝配列領域Ａ２はともに、軸方向中心線（帯部８ａ３の軸方向中央を円周方向につなぐ仮想線）に対して軸方向対称に形成されており、その軸方向寸法は互いに等しい。
　本実施形態では、流体動圧軸受８の上端面８ｂの全面又は一部に、スラスト動圧発生部としての複数の動圧溝８ｂ１を配列した領域が形成される。この動圧溝８ｂ１配列領域は、例えば図４に示すように、スパイラル状に伸びる複数の動圧溝８ｂ１を円周方向に並べて配列した形態をなしている。この際、動圧溝８ｂ１のスパイラルの向きは、回転体３の回転方向に対応した向きに設定される。上記構成の動圧溝８ｂ１配列領域は、図２に示す流体動圧軸受装置２を回転駆動させた状態では、対向するハブ部９の円盤部９ａの下端面９ａ１との間に後述する第一スラスト軸受部Ｔ１のスラスト軸受隙間を形成する。
　一方、流体動圧軸受８の下端面８ｃには、スラスト動圧発生部は形成されていない。すなわち、本実施形態では、図５に示すように、下端面８ｃは平坦な形状をなしている。下端面８ｃは、ハウジング７とスラスト受け部１１よりもハウジング７の径方向外側で当接する。本実施形態では、ハウジング７の軸受当接面７ｆの上下方向位置は、流体動圧軸受８の上端面８ｂとハブ部９の下端面９ａ１との間がスラスト軸受隙間として機能し得る範囲で適切に設定される。
　流体動圧軸受８の外周面８ｄには、１本又は複数本（本実施形態では５本）の軸方向溝８ｄ１が形成される（例えば図４を参照）。この軸方向溝８ｄ１は、ハウジング７に流体動圧軸受８を固定した状態では、ハウジング７の内周面７ａとの間に潤滑油組成物の流路を形成する（図２を参照）。
　次に、図３を参照して、流体動圧軸受８の各種寸法について述べる。流体動圧軸受８の軸方向寸法Ｌ（両端面８ｂ，８ｃの軸方向距離）は、流体動圧軸受装置２ひいてはファンモータ１の薄型化の観点から、４．８ｍｍ以下に設定され、好ましくは３．５ｍｍ以下に設定され、より好ましくは１．８ｍｍ以下に設定される。一方で、所要のラジアル軸受剛性を確保する観点からは、軸方向寸法Ｌは、０．８ｍｍ以上に設定され、好ましくは１．１ｍｍ以上に設定される。
　流体動圧軸受８の内径寸法Ｄ１（正確には、内周面８ａのうち傾斜丘部８ａ２と共に最小径部となる帯部８ａ３の内径寸法）は原則として任意であり、例えば後述する動圧溝サイジング時における内周面８ａに対するサイジングピンの食い付き性を確保する観点からは、１．２ｍｍ以上であることが望ましく、１．５ｍｍ以上であることがより望ましい。一方で、結果的に厚み寸法ｔが必要以上に増大することで動圧溝サイジング時の圧入力を確実に内周面８ａ表層部に伝えることが困難になる事態を回避する観点からは、内径寸法Ｄ１は２．５ｍｍ以下であることが望ましく、２．０ｍｍ以下であることがより望ましい。
　流体動圧軸受８の外径寸法Ｄ２についても原則として任意であり、例えば必要な内径寸法Ｄ１及び厚み寸法ｔとの兼ね合いから、２．５ｍｍ以上であることが望ましく、３．０ｍｍ以上であることがより望ましい。同様の観点から、外径寸法Ｄ２は５．０ｍｍ以下であることが望ましく、４．５ｍｍ以下であることがより望ましい。
　流体動圧軸受８の厚み寸法ｔ｛＝（Ｄ２－Ｄ１）／２｝は原則として任意であり、例えば上端面８ｂに必要なスラスト軸受面積を確保する観点からは、０．５ｍｍ以上に設定されるのがよい。一方で、動圧溝サイジング時にダイからの十分な圧迫力を焼結体の内周面表層部に伝達可能とする観点からは、厚み寸法ｔは１．５ｍｍ以下に設定されるのがよい。
　次に、流体動圧軸受８が焼結金属の多孔質体である場合の組成について述べる。この流体動圧軸受８は、例えば銅系粉末と鉄系粉末の一方を最も多く含むと共に他方を二番目に多く含む原料粉末を圧縮成形し、焼結して得られる。言い換えると、流体動圧軸受８の多孔質体は、実質的に、銅と鉄の一方を主成分とし、他方を第二成分（二番目に多い成分）とする組成をなす。なお、ここでいう銅系粉末には、純銅粉末だけでなく銅合金粉末が含まれる。また、純銅には純度１００％の銅のみならず工業的に純銅と認められる９９．９９％以上の銅が含まれる。同様に、ここでいう鉄系粉末には、純鉄粉末だけでなくステンレスなどの鉄合金粉末が含まれる。また、ここでいう純鉄には純度１００％の鉄のみならず工業的に純鉄と認められる９９．９９％以上の鉄が含まれる。上記組成（粉末配合比）が成立する限りにおいて、三番目以降の成分となる粉末の種類及び配合比は任意である。
　原料粉末の組成（粉末配合比）として、例えば［銅系粉末：５０～７０重量％、鉄系粉末：３０～４８重量％、錫粉末：０～５％］が適用可能であり、具体例として、［１４０メッシュ以下の純鉄粉末：３８～４２重量％、３３０メッシュ以下の錫粉末：１～３％、２００メッシュ以下の純銅粉末：残部］を挙げることができる。
　次に、流体動圧軸受８の密度比について述べる。この流体動圧軸受８の軸受全体の密度比は例えば８０％以上でかつ９５％以下に設定される。密度比の設定は、例えば原料となる金属粉末の材質、粒径（分布）、配合比などを調整することにより可能となる。なお、この際の密度比のばらつきは、密度比と一定の相間が認められる細孔率を用いて評価することが可能である。ここで細孔率とは、当該軸受の単位体積当りに占める細孔の体積割合（百分率）で表され、経験則上、密度比とはほぼ負の相間（－１の相関係数）を示す。
　また、内周面８ａ、特にラジアル軸受面となる傾斜丘部８ａ２及び帯部８ａ３の内周面の表面開孔率は、例えば１５％以下に調整される。表面開孔率の調整は、例えば後述する回転サイジングにより可能となる。
　もちろん、以上に述べた原料粉末の組成、配合比、密度比、並びに表面開孔率は一例に過ぎず、用途又は個別の要求に応じて適宜の形態をとることが可能である。
　上記構成の流体動圧軸受８は、例えば圧粉成形工程Ｓ１と、焼結工程Ｓ２と、動圧溝サイジング工程Ｓ３、及び含油工程Ｓ４とを経て製造される。この場合、焼結工程Ｓ２の後で動圧溝サイジング工程Ｓ３の前に、寸法サイジング工程Ｓ２１と、回転サイジング工程Ｓ２２を設けてもよい。
（Ｓ１）圧粉成形工程
　まず、最終的な製品となる流体動圧軸受８の材料となる原料粉末を用意し、これを金型プレス成形により所定の形状に圧縮成形する。具体的には、図示は省略するが、ダイと、ダイの孔内に挿入配置されるコアピンと、ダイとコアピンとの間に配設され、ダイに対して昇降可能に構成された下パンチ、および、ダイと下パンチの何れに対しても相対変位（昇降）可能に構成された上パンチとで構成される成形金型を用いて原料粉末の圧縮成形を行う。この場合、ダイの内周面とコアピンの外周面、および、下パンチの上端面とで区画形成される空間に原料粉末を充填し、下パンチを固定した状態で上パンチを下降させ、充填状態の原料粉末を軸方向に加圧する。そして、加圧しながら所定の位置まで上パンチを下降させ、原料粉末を所定の軸方向寸法にまで圧縮することで、圧粉体が成形される。
（Ｓ２）焼結工程
　上述のようにして、圧粉体を得た後、この圧粉体を原料粉末の種類（例えば主成分の金属の融点）に応じた温度で焼結することにより、焼結体を得る。
（Ｓ２１）寸法サイジング工程、及び（Ｓ２２）回転サイジング工程
　そして、焼結体に対して寸法サイジングを施して、焼結体の外径寸法や内径寸法、及び軸方向寸法を最終製品に準じた寸法に矯正すると共に、内周面８ａの表面開孔率を、動圧発生部を内周面に有する流体動圧軸受として好適な割合（例えば上述した数値範囲：１５％以下）に調整する。この段階では、焼結体の内周面８ａに所定の動圧溝８ａ１配列領域Ａ１，Ａ２は未だ形成されてない。同様に、図示は省略するが、焼結体の上端面８ｂに所定の動圧溝８ｂ１配列領域は未だ形成されていない。
（Ｓ３）動圧溝サイジング工程
　上記一連の工程を経て得られた焼結体に対して所定の動圧溝サイジングを施すことで、焼結体の内周面８ａに動圧溝８ａ１配列領域Ａ１，Ａ２を成形する。具体的には、図示は省略するが、焼結体の圧入穴を有するダイと、ダイの圧入穴に挿入可能に配置されるサイジングピンと、ダイとサイジングピンとの間に配設され、ダイに対して相対的に昇降可能に構成された下パンチ、および、ダイと下パンチの何れに対しても昇降可能に構成された上パンチとを有する成形装置を用いて焼結体に所定の成形を行う。この場合、サイジングピンの外周面には、成形すべき内周面８ａの動圧溝配列領域Ａ１，Ａ２（図３）に対応する形状の成形型が設けられると共に、上パンチの下端面には、成形すべき上端面８ｂの動圧溝８ｂ１配列領域（図４）に対応する形状の成形型が設けられる。そのため、ダイの上端面に焼結体を配置すると共に、焼結体の内周にサイジングピンを挿入した状態で、上パンチを下降させて焼結体の上端面を押圧することにより、焼結体がダイの圧入穴に押込まれ、焼結体の外周面が圧迫されると共に、予め内周に挿入したサイジングピンの成形型に焼結体の内周面が食い付く。このようにして、成形型の形状が焼結体の内周面に転写され、この内周面に動圧溝８ａ１配列領域Ａ１，Ａ２が成形される。また、この際、上パンチの下端面に設けた成形型が焼結体の上端面に食い込むことで、上端面に上パンチの成形型の形状が転写され、対応する動圧溝８ｂ１の配列領域が成形される。
　このようにして焼結体の内周面及び上端面に所定の動圧溝８ａ１，８ｂ１配列領域を成形した後、ダイを下パンチに対して相対的に下降させて、ダイによる焼結体の拘束状態を解除する。これにより、焼結体は外径方向へのスプリングバックを生じ、サイジングピンから焼結体を取り外すことが可能となる。
（Ｓ４）含油工程
　以上のようにして得た焼結体（多孔質体）の内部空孔に潤滑油組成物を含浸させることで、流体動圧軸受８が完成する。
　ここで、流体動圧軸受８用の潤滑油組成物には、以下の組成を示す潤滑油組成物が使用される。すなわち、本発明に係る潤滑油組成物には、４０℃における動粘度が３０ｍｍ2／ｓを超え、かつ８０ｍｍ2／ｓ以下を示す基油を有し、かつ潤滑油組成物の４０℃における動粘度が９０ｍｍ2／ｓ以上でかつ１４０ｍｍ2／ｓ以下となるように、組成が調整された潤滑油組成物が用いられる。
　基油の組成は、上述した動粘度の条件を満たす限りにおいて任意であるが、基油が、非極性油と極性油との混合物である場合、非極性油の基油全体に対する比率は２０ｗｔ％以上でかつ３０ｗｔ％以下であることが好ましい。
　ここで、非極性油には原則として任意の種類の非極性油が使用可能であり、例えば使用温度範囲が広く、潤滑性に優れ、初期なじみが良好で、かつ耐久性も良好であるなど、流体動圧軸受用として優れた特性を示し得るポリ－α－オレフィン又はその水素化物からなる合成炭化水素油が好適である。この場合、ポリ－α－オレフィン又はその水素化物からなる合成炭化水素油の基油全体に対する比率が２０ｗｔ％以上でかつ３０ｗｔ％以下であることが好ましい。
　ここで、ポリ－α－オレフィンは、平均分子量２００～１６００、好ましくは４００～８００のものであり、デセン－１、イソブデン等をルイス酸コンプレックス又は酸化アルミニウム触媒等で重合したものが適当である。ポリ－α－オレフィンの水素化物は、例えばポリ－α－オレフィンを水素化触媒の存在下で水素化することにより得られる。
　極性油には原則として任意の非極性油が使用可能であり、例えば蒸発特性、潤滑性、さらには耐摩耗性に優れたエステル油が好適に使用される。この場合、使用されるエステルとしては、モノエステル（１価アルコールと１価脂肪酸のエステル）、ジエステル（１価アルコールと２価脂肪酸のエステル）、ポリオールエステル（ネオペンチル骨格を有するアルコールと１価脂肪酸のエステル等）、コンプレックスエステル（ポリオールエステルを原料に多価脂肪酸を加え、ポリオールを架橋したオリゴマーエステル）の何れでもよい。
　あるいは、本実施形態に係る潤滑油組成物には、基油を除く成分として、公知の粘度指数向上剤、金属不活性剤、酸化防止剤、防錆剤、流動点降下剤、無灰系分散剤、金属系清浄剤、界面活性剤、摩擦調整剤などを添加することができる。
　ただし、上述した何れの種類の添加剤においても、既述した潤滑油組成物の４０℃における動粘度の数値範囲（９０ｍｍ2／ｓ以上でかつ１４０ｍｍ2／ｓ以下）を満たす範囲においてその添加剤の種類、添加割合、添加剤の数などを設定することが肝要である。
　上記流体動圧軸受８を、ハウジング７の内周に圧入、接着を伴う圧入、接着、溶着など公知の手段で固定する。然る後、回転体３の軸部１０を流体動圧軸受８の内周に挿入する。そして、最後に、軸受内部空間を上記組成の潤滑油組成物で満たす（充填する）ことで、潤滑油組成物の界面がシール空間Ｓに保持された状態の流体動圧軸受装置２が完成する（図２を参照）。
　なお、上述した含油工程Ｓ４を、例えば流体動圧軸受８となる焼結体をハウジング７の内周に固定した後に実施することで、流体動圧軸受８への潤滑油組成物の含浸作業と、流体動圧軸受装置２の内部空間への潤滑油組成物の充填作業を同時に行ってもよい。
　上記構成の流体動圧軸受装置２において、軸部１０（回転体３）の回転時、流体動圧軸受８の内周面８ａのラジアル軸受面となる領域（上下２ヶ所の動圧溝８ａ１配列領域Ａ１，Ａ２）は、軸部１０の外周面１０ａとラジアル軸受隙間を介して対向する。そして、軸部１０の回転に伴い、ラジアル軸受隙間の潤滑油組成物が各動圧溝８ａ１配列領域Ａ１，Ａ２の軸方向中心側に押し込まれ、軸方向中心側の領域（ここでは帯部８ａ３）において潤滑油組成物の圧力が上昇する。このような動圧溝８ａ１の動圧作用によってラジアル軸受隙間に潤滑油組成物の油膜が形成され、軸部１０をラジアル方向に回転自在に非接触支持する第一ラジアル軸受部Ｒ１と第二ラジアル軸受部Ｒ２とが軸方向に離隔してそれぞれ構成される。
　また、流体動圧軸受８の上端面８ｂ（動圧溝８ｂ１を配列した領域）とこれに対向するハブ部９の下端面９ａ１との間のスラスト軸受隙間に、動圧溝８ｂ１の動圧作用により潤滑油組成物の油膜が形成される。そして、この油膜の圧力によって、回転体３をスラスト方向に非接触支持する第一スラスト軸受部Ｔ１が構成される。また、軸部１０の下端部１０ｂがハウジング７の底部７ｅに設けたスラスト受け部１１で回転可能に接触支持され、これにより回転体３をスラスト方向に接触支持する第二スラスト軸受部Ｔ２が構成される。
　以上述べたように、本実施形態に係る流体動圧軸受８用の潤滑油組成物では、基油として、４０℃における動粘度が３０ｍｍ2／ｓを超えかつ８０ｍｍ2／ｓ以下を示す基油を用いると共に、潤滑油組成物の４０℃における動粘度が９０ｍｍ2／ｓ以上でかつ１４０ｍｍ2／ｓ以下となるように、潤滑油組成物の組成を調整した。また、本実施形態では、粘度の調整にはポリマー系の粘度指数向上剤を４ｗｔ％以下となるように添加量を調整した。このように基油及び潤滑油組成物の動粘度を調整することによって、ラジアル軸受隙間の大きさに関係なく、油膜を安定してラジアル軸受隙間に形成することができる。よって、高い負荷能力を流体動圧軸受８に発揮させることが可能となる。また、軸部１０が大きく偏心した結果、ラジアル軸受隙間が小さくなったとしても、安定してラジアル軸受隙間に潤滑油組成物の油膜を形成することが可能となる。粘度指数向上剤を極力添加しないなど潤滑油組成物の組成を上述のように調整することによって、起動開始時となる低温時の粘度が必要以上に増大する事態を回避することができる。よって、軸受トルクを増大させることなく、必要な高負荷能力を安定的に発揮させることが可能となる。
　また、本実施形態では、基油を、非極性油と極性油との混合物とし、かつ非極性油の基油全体に対する比率を２０ｗｔ％以上でかつ３０ｗｔ％以下とした。このように、相対的に電気抵抗率の高い非極性油の比率を２０ｗｔ％以上にすることで、潤滑油組成物を通じた軸部１０と流体動圧軸受８との通電を可及的に防止可能な程度に、潤滑油組成物全体としての電気抵抗率を低く抑えることができる。よって、電気抵抗法（詳細は後述の説明を参照）に基づく負荷能力の評価工程における誤判定を可及的に防止して、流体動圧軸受８の負荷能力を適正に評価することが可能となる。また、非極性油の比率を３０ｗｔ％以下に抑えることで、低温状態における潤滑油組成物の粘度が高くなる事態を回避でき、蒸発量が多くなる事態を回避することができる。
　また、本実施形態では、非極性油に、ポリ－α－オレフィン又はその水素化物からなる合成炭化水素油を用いたので、潤滑油組成物の使用温度範囲を広げることができる。また、優れた潤滑性と共に、良好な初期なじみ性を流体動圧軸受に付与することができる。さらには、耐久性の向上を図ることも可能となる。
　また、本実施形態では、極性油に、エステル油を用いたので、潤滑油組成物の蒸発特性、潤滑性、さらには耐摩耗性を向上させることができる。特に、非極性油としてポリ－α－オレフィン又はその水素化物からなる合成炭化水素油を用いる場合、エステル油を極性油として用いることにより、ポリオレフィン類の欠点である溶解性を克服できる。また、ポリ－α－オレフィン又はその水素化物からなる合成炭化水素油にエステル油を混合することにより、流体動圧軸受が有する良好な軸受性能を長期にわたって安定的に維持することが可能となる。
　以上、本発明の一実施形態を説明したが、本発明に係る流体動圧軸受用潤滑油組成物と、この潤滑油組成物を含浸してなる流体動圧軸受、及びこの軸受を備えた流体動圧軸受装置は上記例示の形態に限定されることなく、本発明の範囲内において任意の形態を採り得る。
　図６は、本発明の他の実施形態に係る流体動圧軸受装置１２の断面図を示している。図６に示すように、本実施形態における流体動圧軸受装置１２は、第一スラスト軸受部Ｔ１のみを有する点で、図２に示す流体動圧軸受装置２と相違する。詳述すると、本実施形態に係る流体動圧軸受装置２において、軸部１０の下端面１０ｃとハウジング７の底部７ｅの上端面７ｅ１との間には、常に所定のスラスト方向隙間が存在する。ここで、底部７ｅの上端面７ｅ１と、軸部１０の下端面１０ｃとの間の対向間隔（スラスト方向隙間）の大きさは、流体動圧軸受８の上端面８ｂと円盤部９ａの下端面９ａ１との対向間隔より大きく、ここでは、回転駆動時のロストルク増加に実質的に影響しないとみなせる程度の大きさに設定されている。これ以外の構成については図２等に示す流体動圧軸受装置２と同じであるので、詳細な説明を省略する。
　本実施形態に係る流体動圧軸受装置１２においても、基油として、４０℃における動粘度が３０ｍｍ2／ｓを超えかつ８０ｍｍ2／ｓ以下を示す基油を用いると共に、潤滑油組成物の４０℃における動粘度が９０ｍｍ2／ｓ以上でかつ１４０ｍｍ2／ｓ以下となるように、組成を調整してなる流体動圧軸受８用の潤滑油組成物を用いた。これにより、ラジアル軸受隙間の大きさに関係なく、油膜を安定してラジアル軸受隙間に形成することができる。よって、高い負荷能力を流体動圧軸受８に発揮させることが可能となる。また、流体動圧軸受８の上端面８ｂに必要なスラスト軸受面積を確保することができるので、流体動圧軸受８の上端面８ｂ側にのみスラスト軸受部（第一スラスト軸受部Ｔ１）を設けた場合であっても、優れた回転精度を発揮することができる。よって、図６に示すように、軸部１０の下端面１０ｃをスラスト方向に支持せずとも、十分なスラスト軸受性能を発揮することができ、スラスト受け部１１の省略をはじめ、軸部１０の下端形状を単純化した分だけ、コストダウンを図ることが可能となる。
　もちろん、ラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２を軸部１０の外周面１０ａとの間に形成するラジアル動圧発生部（図３では動圧溝８ａ１配列領域Ａ１，Ａ２）の何れか一方又は双方についても、いわゆる多円弧状、ステップ状、並びに波型状など、動圧溝以外の形状をなす公知のラジアル動圧発生部を採用することが可能である。
　また、以上の説明では、ファンモータ１のベース部６の内周に、流体動圧軸受装置２のハウジング７を固定するようにしたが、例えばファンモータ１が取り付けられる情報機器のベース部（図示は省略）にハウジング７を直接取り付けてもかまわない。あるいは、これらベース部に相当する部位をハウジング７と一体に設けてもよい。
　また、以上の説明では、マグネット５ｂとコイル５ａとを軸方向にずらして配置することにより、軸部１０（回転体３）に、軸部１０をハウジング７の底部７ｅ側に押し付けるための外力を作用させるようにしたが、このような外力を軸部１０に作用させるための手段は上記のものに限られない。図示は省略するが、例えば、マグネット５ｂを引き付け得る磁性部材をマグネット５ｂと軸方向に対向配置することにより、上記磁力を回転体３に作用させることもできる。また、送風作用の反力としての推力が十分に大きく、この推力のみで軸部１０を下方に押し付けることができる場合、軸部１０を下方に押し付けるための外力としての磁力（磁気吸引力）は省略しても構わない。
　また、以上の説明では、ファン４を有する回転体３が軸部１０に固定される流体動圧軸受装置２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、回転体３として、ディスク搭載面を有するディスクハブ、あるいはポリゴンミラーが軸部１０に固定される流体動圧軸受装置２にも好ましく適用することができる。すなわち、本発明は、図１に示すようなファンモータ１のみならず、ディスク装置用のスピンドルモータや、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流体動圧軸受装置２にも好ましく適用することが可能である。
　以下、本発明の作用効果を実証するための実施例について説明する。
　本実施例では、本発明に係る組成を示す潤滑油組成物（実施例１～３）と、本発明以外の組成を示す潤滑油組成物（比較例１～４）とを用意し、各潤滑油組成物の動粘度、粘度を評価した。また各潤滑油組成物を流体動圧軸受に含浸し、かつ当該潤滑油組成物を軸受内部空間に充填してなる流体動圧軸受装置について、負荷能力に関する特性を評価した。
　ここで、評価対象となる潤滑油組成物には、非極性油と極性油との混合物を基油とする潤滑油組成物を用いた。具体的には、非極性油としてポリ－α－オレフィン（ＰＡＯ）からなる合成炭化水素油を、極性油としてポリオールエステル油とジエステル油を、粘度指数向上剤にはポリメタアクリレート系の粘度指数向上剤をそれぞれ用いた。また、何れの潤滑油組成物にも、酸化防止剤、及び防錆材を添加したものを用いた。表１に、実施例１～３及び比較例１～４に係る潤滑油組成物に占める非極性油及び極性油、及び粘度指数向上剤の割合（配合比）［ｗｔ％］を示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　また、基油の４０℃における動粘度［ｍｍ2／ｓ］については、ＪＩＳ　Ｋ　２２８３により取得した。実施例１～３及び比較例１～４の基油の４０℃における動粘度はそれぞれ、表２に示す通りである。
　また、各潤滑油組成物の４０℃における動粘度［ｍｍ2／ｓ］については、ＪＩＳ　Ｋ　２２８３により取得した。実施例１～３及び比較例１～４の潤滑油組成物の４０℃における動粘度はそれぞれ、表２に示す通りである。
　また、各潤滑油組成物の－４０℃における粘度［ｍＰａ・ｓ］については、コーンプレート型回転粘度計（ずり速度：３００ｓ-1）を使用することにより取得した。実施例１～３及び比較例１～４の潤滑油組成物の－４０℃における粘度はそれぞれ、表２に示す通りである。
　また、各潤滑油組成物を含浸、充填してなる流体動圧軸受装置の負荷能力に関する特性については、電気抵抗法に基づく浮上最低回転速度を測定した。また、この測定結果に基づいて流体動圧軸受に対して非接触で回転し得る軸部の偏心率の最大値を求めた。
　このうち、浮上最低回転速度については、以下のようにして測定した。すなわち、図示は省略するが、本発明に係る流体動圧軸受に長尺の軸部を挿入し、その軸方向一端にモータを同軸に連結すると共に、流体動圧軸受をハウジングの内周に固定する。そして、軸部と流体動圧軸受との間をシール部材でシールする。然る後、ハウジングを介して流体動圧軸受に対して所定の負荷、ここでは径方向の負荷（３Ｎと６Ｎの二種類）を付与した状態で、モータにより軸部を所定の回転数で駆動する。回転数を２０００ｍｉｎ-1から開始し、１００ｍｉｎ-1ずつ回転数を減らしていく。そして、軸部と流体動圧軸受との導通（電気的接続）が検知された時点における軸部の回転数を、軸部の軸方向他端に設けた回転速度センサにより計測し、計測した回転数を浮上最低回転速度［ｍｉｎ-1］とした。実施例１～３及び比較例１～４の浮上最低回転速度はそれぞれ、表１に示す通りである。
　偏心率については、上述のように軸部と流体動圧軸受との導通が検知された時点における軸部の偏心率、流体動圧軸受と軸部とのラジアル軸受隙間の半径値、回転速度（浮上最低回転速度）を入力値とし、負荷を出力値とする計算プログラムを用いて、試験時の負荷（３Ｎ又は６Ｎ）から逆計算した値を偏心率として求めた。実施例１～３及び比較例１～４の偏心率はそれぞれ、表２に示す通りである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　表２に示すように、実施例１～３と比較例１とを比較した場合、潤滑油組成物の動粘度については、比較例１と実施例１～３とで同等の値を示している。一方で、比較例１における基油の動粘度は、本発明に係る数値範囲を下回っている。ここで、比較例１の浮上最低回転速度は実施例１のそれと同じ値だが、負荷の大きさが異なる（実施例１の半分）。このことから、比較例１の負荷能力が実施例１のそれよりも小さいことがわかる。また、比較例１の浮上最低回転速度は、負荷が同レベルであるにも関わらず、実施例２及び３の浮上最低回転速度よりも大幅に大きい。このことから、比較例１の負荷能力が実施例２及び３の負荷能力よりも小さいことがわかる。
　実施例１と比較例２とを比較した場合、基油の動粘度及び潤滑油組成物の動粘度については、比較例２と実施例１とで同等の値を示している。一方で、比較例２における基油に対する非極性油の含有率は、本発明に係る数値範囲を下回っている。そのため、比較例２の浮上最低回転速度が実際の値よりも大きく計測されている可能性が高く、負荷能力を示す指標として信頼性に乏しい。
　実施例１～３と比較例３とを比較した場合、潤滑油組成物の動粘度については、比較例３と実施例１～３とで同等の値を示している。一方で、比較例３における基油の動粘度は、本発明に係る数値範囲（３０ｍｍ2／ｓを超えかつ８０ｍｍ2／ｓ以下）を下回っている。そのため、比較例３の浮上最低回転速度は、負荷が同レベルであるにも関わらず、実施例１のそれよりも大幅に大きい。このことから、比較例３の負荷能力が実施例１のそれよりも小さいことがわかる。また、比較例３と実施例２及び３とを比較した場合、負荷の大きさが実施例２及び３の２倍であるのに対し、比較例３の浮上最低回転速度は、実施例２及び３の５倍もの大きさを示している。このことから、比較例３の負荷能力が実施例２及び３の負荷能力よりも小さいことがわかる。
　実施例１～３と比較例４とを比較した場合、比較例４における基油の動粘度及び潤滑油組成物の動粘度がともに実施例１～３の動粘度よりも大きい一方で、何れの動粘度も本発明に係る数値範囲（基油：３０ｍｍ2／ｓを超えかつ８０ｍｍ2／ｓ以下、潤滑油組成物：９０ｍｍ2／ｓを超えかつ１４０ｍｍ2／ｓ以下）を上回っている。そのため、比較例４の負荷能力（浮上最低回転速度、偏心率）は実施例１～３の負荷能力と同レベルである一方で、潤滑油組成物の低温時における粘度は実施例１～３の粘度よりも大きい。これでは、モータの消費電力（軸受トルク）が過大となり、又はモータの起動ができないおそれが生じる。
１　　　ファンモータ
２，１２　流体動圧軸受装置
３　　　回転体
４　　　ファン
５　　　駆動部
５ａ　　コイル
５ｂ　　マグネット
６　　　ベース部
７　　　ハウジング
７ｃ　　上端面
７ｄ　　シール面
８　　　流体動圧軸受
８ａ　　内周面
８ａ１　動圧溝
８ａ２　傾斜丘部
８ａ３　帯部
８ｂ　　上端面
８ｂ１　動圧溝
８ｃ　　下端面
８ｄ　　外周面
８ｄ１　軸方向溝
９　　　ハブ部
９ａ　　円盤部
９ａ１　下端面
９ｂ，９ｃ　筒状部
９ｄ　　鍔部
９ｅ　　取付け穴
１０　　軸部
１０ａ　外周面
１０ｂ　下端部
１０ｃ　下端面
１１　　スラスト受け部
Ａ１，Ａ２　動圧溝配列領域
Ｄ１　　内径寸法
Ｄ２　　外径寸法
Ｌ　　　軸方向寸法
Ｒ１，Ｒ２　ラジアル軸受部
Ｓ　　　シール空間
Ｔ１，Ｔ２　スラスト軸受部

Claims (10)

  1. 　内部空孔を有する多孔質体であって、前記多孔質体の内周面にラジアル動圧発生部が設けられた流体動圧軸受に用いられる潤滑油組成物において、
    　基油として、４０℃における動粘度が３０ｍｍ2／ｓを超えかつ８０ｍｍ2／ｓ以下を示す基油が用いられると共に、
    　前記潤滑油組成物の４０℃における動粘度が９０ｍｍ2／ｓ以上でかつ１４０ｍｍ2／ｓ以下であることを特徴とする流体動圧軸受用潤滑油組成物。
  2. 　前記基油は、非極性油と極性油との混合物であって、前記非極性油の前記基油全体に対する比率が２０ｗｔ％以上でかつ３０ｗｔ％以下である請求項１に記載の流体動圧軸受用潤滑油組成物。
  3. 　前記非極性油は、ポリ－α－オレフィン又はその水素化物からなる合成炭化水素油である請求項２に記載の流体動圧軸受用潤滑油組成物。
  4. 　前記極性油は、エステル油である請求項２に記載の流体動圧軸受用潤滑油組成物。
  5. 　請求項１～４の何れか一項に記載の潤滑油組成物が前記内部空孔に含浸されてなる流体動圧軸受。
  6. 　前記内周面に前記ラジアル動圧発生部としての動圧溝配列領域が設けられる請求項５に記載の流体動圧軸受。
  7. 　内径寸法が２．０ｍｍ以下でかつ軸方向寸法が３．５ｍｍ以下である請求項５に記載の流体動圧軸受。
  8. 　請求項５に記載された流体動圧軸受と、前記流体動圧軸受が内周に固定されるハウジングと、前記流体動圧軸受の内周に挿入される軸部を有する回転体と、前記流体動圧軸受の前記内周面と前記軸部の外周面との間のラジアル軸受隙間に形成される前記潤滑油組成物の油膜で前記軸部をラジアル方向に非接触支持するラジアル軸受部とを備えた流体動圧軸受装置。
  9. 　前記流体動圧軸受に対して非接触で回転し得る前記軸部の偏心率が最大で９８％を示す請求項８に記載の流体動圧軸受装置。
  10. 　請求項８に記載の流体動圧軸受装置を備えたモータ。
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