JP2007051708A - Fluid dynamic bearing unit and spindle motor using the same - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、潤滑油等の潤滑用流体に動圧を発生させて高い軸受剛性を得ることのできる動圧軸受ユニットおよびこれを用いたスピンドルモータに関する。本発明の動圧軸受ユニットは、特に、小型・薄型の磁気記録ディスク駆動装置用であって、駆動するＨＤ（ハードディスク）等の磁気記録ディスクの径が１．８インチ、２．５インチまたは３．５インチのタイプの動圧軸受ユニットおよびこれを用いたスピンドルモータに関する。 The present invention relates to a dynamic pressure bearing unit capable of obtaining a high bearing rigidity by generating dynamic pressure in a lubricating fluid such as lubricating oil, and a spindle motor using the dynamic pressure bearing unit. The hydrodynamic bearing unit of the present invention is particularly for a small and thin magnetic recording disk drive device, and the diameter of a magnetic recording disk such as an HD (hard disk) to be driven is 1.8 inches, 2.5 inches or 3 inches. The present invention relates to a hydrodynamic bearing unit of a 5-inch type and a spindle motor using the same.
例えば、磁気ディスクあるいはＣＤ−ＲＯＭ、ＤＶＤ−ＲＯＭ等の光ディスクを駆動してこれらディスクに情報の読み書きを行うディスク駆動装置や、レーザビームプリンタ等の各種情報機器には、駆動源としてスピンドルモータが採用されている。この種のスピンドルモータの軸受としてはボールベアリングが用いられていたが、回転精度、高速性、静音性といった面では限界があり、これらの特性に優れた軸受として、非接触タイプの動圧軸受が用いられるようになってきた。動圧軸受とは、軸と軸受との間の微小隙間に潤滑油による油膜を形成し、その油膜を、軸が回転することにより高圧化させて軸を高い剛性で支持する軸受であり、その動圧は、軸か、軸受のいずれか一方に形成される凹所によって効果的に発生する。 For example, a spindle motor is used as a drive source for a disk drive device that drives a magnetic disk or an optical disk such as a CD-ROM or DVD-ROM and reads / writes information from / to these disks, and various information devices such as a laser beam printer. Has been. Ball bearings have been used as bearings for this type of spindle motor, but there are limitations in terms of rotational accuracy, high speed, and quietness. Non-contact type hydrodynamic bearings are excellent for these characteristics. It has come to be used. A hydrodynamic bearing is a bearing that supports a shaft with high rigidity by forming an oil film with lubricating oil in a minute gap between the shaft and increasing the pressure of the oil film by rotating the shaft. The dynamic pressure is effectively generated by a recess formed in either the shaft or the bearing.
そのような凹所は、主に、ラジアル荷重を支持するラジアル動圧凹所と、スラスト荷重を支持するスラスト動圧凹所とに分けられる。ラジアル動圧凹所はラジアル受け面（軸の外周面か、軸受の内周面のいずれか一方）に形成され、形状としては、ヘリングボーン状の溝や、外径と非同心の複数（例えば３つ）の円弧面などが挙げられる。溝は、軸の回転に伴って油膜がより高圧になるように形状や深さが工夫され、また、円弧面は、軸との間の微小隙間が、軸の回転方向に向かうにしたがい狭小となって断面クサビ状になるように形成されている。一方、スラスト荷重を支持するスラスト動圧凹所は、スラスト受け面（軸の端面あるいは軸に設けられたフランジ状のスラストワッシャと、軸受端面との互いの対向面のうちの一方の面）に形成され、形状としては、ヘリングボーン状、あるいはスパイラル状の溝が挙げられる（特許文献１，２参照）。 Such a recess is mainly divided into a radial dynamic pressure recess that supports a radial load and a thrust dynamic pressure recess that supports a thrust load. The radial dynamic pressure recess is formed on a radial receiving surface (either the outer peripheral surface of the shaft or the inner peripheral surface of the bearing). The shape is a herringbone groove or a plurality of non-concentric outer diameters (for example, 3) arcuate surfaces. The groove is devised in shape and depth so that the oil film becomes higher pressure with the rotation of the shaft, and the arc surface is narrow as the minute gap between the groove and the shaft goes in the rotation direction of the shaft. The cross section is wedge-shaped. On the other hand, the thrust dynamic pressure recess supporting the thrust load is on the thrust receiving surface (the end surface of the shaft or one of the opposing surfaces of the flange-shaped thrust washer provided on the shaft and the bearing end surface). As the formed shape, a herringbone shape or a spiral groove can be cited (see Patent Documents 1 and 2).
上記の溝等によるラジアル動圧凹所やスラスト動圧凹所は、一般に、ケミカルエッチングや電解放電加工等の方法によって形成されるが、特に軸受が焼結材からなる場合には、塑性加工によって形成される。 Radial dynamic pressure depressions and thrust dynamic depressions due to the above-mentioned grooves are generally formed by a method such as chemical etching or electrolytic discharge machining, but especially when the bearing is made of a sintered material, It is formed.
ところで、近年のノート型パーソナルコンピュータ（ＰＣ）に搭載されるハードディスク駆動用のスピンドルモータは、小型化・薄型化とともに、回転の高速化が顕著である。小型化・薄型化に関しては、ハードディスクの径が３．５インチから２．５インチ、さらには１．８インチ程度と小径化が進んでおり、これに伴ってディスク駆動装置全体の厚さは、１２．５ｍｍ程度から５ｍｍ前後と薄くなってきている。これに伴い、軸受は、内径φ５ｍｍからφ２ｍｍ程度、軸方向長さが２ｍｍ程度と、小型化を余儀なくされている。また、３．５インチのハードディスクについても、ディスクが１枚の薄型のものについては、同様に軸受の小型化の要求が為されている。軸受の小型化は、軸受剛性の低下や、動圧凹所を上記の方法で形成することが困難になるといった問題を招く。 By the way, a spindle motor for driving a hard disk mounted on a notebook personal computer (PC) in recent years is notable for reduction in size and thickness, and speeding up of rotation. Regarding miniaturization and thinning, the diameter of the hard disk has been reduced from 3.5 inches to 2.5 inches, and further about 1.8 inches, and along with this, the thickness of the entire disk drive device is It has become thinner from about 12.5 mm to around 5 mm. Along with this, the bearings are forced to be downsized with an inner diameter of about 5 mm to about 2 mm and an axial length of about 2 mm. In addition, as for a 3.5-inch hard disk, there is a similar demand for downsizing of a bearing for a thin disk having one disk. The downsizing of the bearing causes problems such as a decrease in bearing rigidity and difficulty in forming the dynamic pressure recess by the above method.
一方、高速化に関しては、軸の回転数が４２００rpmから５４００rpm、さらには７２００rpmと回転数が増大している。このような高速化は、軸受部分の温度の上昇を招き、例えば、従来では６０℃前後だったものが、８０℃を超えるまでに高温となる。軸受部分の高温化は潤滑油の粘度を低下させることになるため、特にスラスト受け面においてスラスト動圧による軸の浮上量が不足して金属接触が起こり、軸受剛性や回転精度を低下させる要因となる。 On the other hand, for speeding up, the rotational speed of the shaft is increasing from 4200 rpm to 5400 rpm, and further to 7200 rpm. Such speeding-up causes an increase in the temperature of the bearing portion. For example, what was conventionally about 60 ° C. becomes a high temperature before it exceeds 80 ° C. Since the higher temperature of the bearing part will lower the viscosity of the lubricating oil, metal contact will occur due to insufficient axial lift due to the thrust dynamic pressure, especially on the thrust receiving surface. Become.
このような高温化や、上記のような小型化・薄型化による軸受剛性の低下は、ＮＲＲＯ値（再現性のない振動成分）の増大を惹起し、ひいてはディスクに対する情報の読み書きに支障を来すおそれがある。さらには、ディスクに対する記録の高密度化の観点から、軸振れが１μｍ程度、あるいはそれ以下のものが要求される場合が多くなってきた。 Such a high temperature and a decrease in bearing rigidity due to the reduction in size and thickness as described above cause an increase in the NRRO value (vibration component having no reproducibility), which in turn hinders the reading and writing of information to and from the disk. There is a fear. Furthermore, from the viewpoint of increasing the recording density on the disk, there has been an increasing demand for a shaft runout of about 1 μm or less.
よって本発明は、特に、駆動する磁気記録ディスクの径が１．８インチまたは２．５インチと小型・薄型の磁気記録ディスク駆動装置用、および３．５インチ１枚ディスクの薄型磁気記録ディスク駆動装置用であって、高温状況下においても優れた軸受剛性を発揮する高性能な動圧軸受ユニットと、このような動圧軸受ユニットを用いたスピンドルモータを提供することを目的としている。 Therefore, the present invention is particularly suitable for a small and thin magnetic recording disk drive device having a diameter of 1.8 or 2.5 inches to be driven, and for driving a thin magnetic recording disk of 3.5 inch single disk. It is an object of the present invention to provide a high-performance dynamic pressure bearing unit that is excellent in bearing rigidity even under high temperature conditions, and a spindle motor using such a dynamic pressure bearing unit.
本発明者は、３．５インチ型以下の磁気記録ディスク装置、特に、１．８インチ型または２．５インチ型の磁気記録ディスク駆動装置用の動圧軸受に形成する上記ラジアル動圧凹所やスラスト動圧凹所の形状、数、寸法等の条件について鋭意研究したところ、まず、ラジアル動圧凹所としては、上記円弧面が好適で、かつ、その数が５つである場合に、最も高い軸受剛性を得ることができることを見出した。また、これら円弧面の間に、潤滑油を供給するための溝として、軸方向に延びて内周面を周方向に分離させて各円弧面を隔絶させる分離溝を、周方向を５等分する位置に形成し、その幅は、当該軸受の軸心を中心とした周方向への角度で８〜１５°に相当する長さを有するとともに、その最大深さは０．０５〜０．１５ｍｍが好適であることを見出した。一方、スラスト動圧凹所としては、上記スパイラル溝が好適であって、その本数が８〜１２本、最大深さが０．０５〜０．１５μｍである場合に、８０℃前後の高温状況下においてスラスト荷重を支持する能力が最も高くなることを見出した。なお、１．８インチ型または２．５インチ型の磁気記録ディスク駆動装置用の動圧軸受においては、支持する軸の径はφ２〜φ３ｍｍが好適とされる。 The present inventor has disclosed the above-mentioned radial dynamic pressure recess formed in a dynamic pressure bearing for a magnetic recording disk device of 3.5 inch type or less, in particular, a 1.8 inch type or 2.5 inch type magnetic recording disk drive device. As a result of diligent research on the conditions such as the shape, number, and dimensions of the thrust dynamic pressure depression, first, as the radial dynamic pressure depression, when the arc surface is suitable and the number is five, It has been found that the highest bearing rigidity can be obtained. Further, as a groove for supplying lubricating oil between the arc surfaces, a separation groove extending in the axial direction and separating the inner circumferential surface in the circumferential direction to isolate each arc surface is divided into five equal parts in the circumferential direction. The width thereof has a length corresponding to an angle of 8 to 15 degrees in the circumferential direction around the axis of the bearing, and the maximum depth is 0.05 to 0.15 mm. Has been found to be suitable. On the other hand, as the thrust dynamic pressure recess, the spiral groove is suitable, and when the number of the grooves is 8 to 12 and the maximum depth is 0.05 to 0.15 μm, the temperature is about 80 ° C. It was found that the ability to support the thrust load was the highest. In a dynamic pressure bearing for a 1.8 inch type or 2.5 inch type magnetic recording disk drive, the diameter of the shaft to be supported is preferably φ2 to φ3 mm.
本発明の動圧軸受ユニットは上記知見を基になされたものであって、有底筒状のハウジング内に、スラストワッシャを有する軸を回転自在に支持する円筒状の動圧軸受が設けられた１．８インチ型または２．５インチ型記録ディスク駆動装置用、および３．５インチ１枚ディスクの薄型磁気記録ディスク駆動装置用の動圧軸受ユニットであって、動圧軸受は、軸が挿入される軸孔の内周面に、軸方向に沿って延び、該内周面を周方向に分離させる複数の分離溝が、周方向に等間隔をおいて形成され、これら分離溝の間の内周面に、外径と非同心で、かつ、一周方向に向かうにしたがって内周側に縮径していく円弧面が形成されており、一方、スラストワッシャに対向する動圧軸受の端面には、一周方向に向かうにしたがって内周側に湾曲しながら延びる複数のスパイラル溝が形成されており、分離溝は５つ形成され、これに伴い円弧面も５つ形成され、分離溝は、幅が、当該軸受の軸心を中心とした周方向への角度で８〜１５°に相当する長さを有し、また、最大深さが０．０５〜０．１５ｍｍとされ、スパイラル溝は８〜１２本形成され、その最大深さが８〜１５μｍとされており、さらに、軸の径がφ２〜φ３ｍｍであることを特徴としている。 The hydrodynamic bearing unit of the present invention is based on the above knowledge, and a cylindrical hydrodynamic bearing that rotatably supports a shaft having a thrust washer is provided in a bottomed cylindrical housing. A hydrodynamic bearing unit for a 1.8-inch or 2.5-inch recording disk drive and a 3.5-inch single-disk thin magnetic recording disk drive, the shaft being inserted into the hydrodynamic bearing A plurality of separation grooves extending along the axial direction and separating the inner circumferential surface in the circumferential direction are formed at equal intervals in the circumferential direction on the inner circumferential surface of the shaft hole. A circular arc surface is formed on the inner peripheral surface that is non-concentric with the outer diameter and is reduced in diameter toward the inner peripheral side in the circumferential direction. On the other hand, on the end surface of the hydrodynamic bearing facing the thrust washer Does not curve toward the inner circumference as it goes around the circumference. A plurality of spiral grooves are formed, and five arcuate surfaces are formed along with this, and the separation grooves have a width in the circumferential direction centered on the axis of the bearing. The maximum depth is 0.05 to 0.15 mm, 8 to 12 spiral grooves are formed, and the maximum depth is 8 to 15 μm. Furthermore, the diameter of the shaft is φ2 to φ3 mm.
上記の各数値条件について根拠を述べると、まず、ラジアル動圧凹所としての円弧面の数は、上記のように５つの場合が、最も高い軸受剛性を得られるからである。上記分離溝内には潤滑油が貯留し、その潤滑油は軸の回転に巻き込まれて円弧面と軸との間の微小隙間に供給されて油膜を形成し、この油膜に動圧が発生する。分離溝の幅が上記角度で８°を下回ると、動圧は高くなるものの、潤滑油が巻き込まれにくくなって供給が不足がちになり、逆に２０°を超えると動圧が低くなって軸受剛性の低減を招く。したがって、この角度を８〜２０°とした。なお、分離溝の幅の上限を１５°以下にすると、十分な軸受剛性が得られるのでより好ましい。 The grounds for each of the above numerical conditions will be described. First, when the number of arcuate surfaces as radial dynamic pressure recesses is five as described above, the highest bearing rigidity can be obtained. Lubricating oil is stored in the separation groove, and the lubricating oil is caught in the rotation of the shaft and supplied to a minute gap between the arc surface and the shaft to form an oil film, and dynamic pressure is generated in the oil film. . When the width of the separation groove is less than 8 ° at the above angle, the dynamic pressure becomes high, but the lubricating oil becomes difficult to be caught and the supply tends to be insufficient. Conversely, when the width exceeds 20 °, the dynamic pressure becomes low and the bearing becomes low. Reduces rigidity. Therefore, this angle was set to 8 to 20 °. In addition, it is more preferable that the upper limit of the width of the separation groove is 15 ° or less because sufficient bearing rigidity is obtained.
また、分離溝の最大深さが０．０５ｍｍを下回ると分離溝の部分で負圧が発生し、また、空気を巻き込んで気泡が生じるおそれもある。気泡の発生は軸受剛性を低減させるばかりでなく、上記ＮＲＲＯ値が増大しやすい。一方、分離溝の最大深さが０．１５ｍｍを超えると、軸受自体の強度低下につながり、例えば当該動圧軸受をハウジング内に圧入すると分離溝に応力が集中して変形を招くおそれがある。したがって、分離溝の最大深さを０．０５〜０．１５ｍｍとした。 Further, if the maximum depth of the separation groove is less than 0.05 mm, a negative pressure is generated in the separation groove portion, and air may be entrained to generate bubbles. The generation of bubbles not only reduces the bearing rigidity but also tends to increase the NRRO value. On the other hand, if the maximum depth of the separation groove exceeds 0.15 mm, the strength of the bearing itself is reduced. For example, when the dynamic pressure bearing is press-fitted into the housing, stress may concentrate on the separation groove and cause deformation. Therefore, the maximum depth of the separation groove is set to 0.05 to 0.15 mm.
スラスト動圧凹所としての上記スパイラル溝の本数は、８本から、スラスト荷重支持能力を示す負荷容量が満足するレベルに達し、多くなるにしたがって荷重支持能力は高まる。しかしながら、１．８インチ型や２．５インチ型の磁気記録ディスク駆動装置用、および３．５インチ１枚ディスクの薄型磁気記録ディスク駆動装置用の動圧軸受においては、軸孔の内径がφ２〜φ３ｍｍ、外径がφ５〜φ６ｍｍといったサイズが標準的であるから、このような軸受の端面に形成するスパイラル溝の数は、その端面の面積で制限を受け、１２本を超える数を形成すると溝幅が０．３ｍｍ前後となるため、加工が困難となる。また、近年のより一層の小型化要求に伴い、軸受の大きさも小さくなる傾向にあり、そのような状況の下では、１２本を超えるスパイラル溝の形成はより一層困難となる。したがって、スパイラル溝は８〜１２本が好適である。また、スパイラル溝の最大深さは、８０℃前後の高温状況下で潤滑油の粘度が低下した場合、１０μｍ前後で上記浮上量が最大となるが、加工する上で、深さを１５μｍ超とすることは困難である。これらの観点から、スパイラル溝の最大深さを８〜１５μｍとした。 The number of the spiral grooves as the thrust dynamic depressions reaches a level where the load capacity indicating the thrust load supporting ability is satisfied from eight, and the load supporting ability increases as the thrust dynamic depression becomes larger. However, in the hydrodynamic bearings for 1.8-inch and 2.5-inch magnetic recording disk drives and for the 3.5-inch single-disk thin magnetic recording disk drive, the inner diameter of the shaft hole is φ2 Since the size of ~ φ3mm and the outer diameter of φ5 ~ φ6mm are standard, the number of spiral grooves formed on the end face of such a bearing is limited by the area of the end face, and if the number exceeds 12 Since the groove width is around 0.3 mm, processing becomes difficult. In addition, with the recent demand for further miniaturization, the size of the bearing tends to be reduced. Under such circumstances, the formation of more than 12 spiral grooves becomes even more difficult. Therefore, 8 to 12 spiral grooves are suitable. In addition, the maximum depth of the spiral groove is about 10 μm when the viscosity of the lubricating oil is reduced under a high temperature condition of about 80 ° C., but the above floating amount is maximum at about 10 μm. It is difficult to do. From these viewpoints, the maximum depth of the spiral groove was set to 8 to 15 μm.
本発明では、スパイラル溝が形成された動圧軸受の端面との間に、スラストワッシャを挟み込む環状のカバー部材をハウジングの開口端部に設け、このカバー部材によって、軸の開口側への抜け止めと、潤滑油の飛散を抑える形態を採用することができる。 In the present invention, an annular cover member that sandwiches a thrust washer is provided between the end face of the hydrodynamic bearing formed with a spiral groove at the opening end of the housing, and this cover member prevents the shaft from coming off to the opening side. And the form which suppresses scattering of lubricating oil is employable.
また、ハウジング内に設けられる動圧軸受の材質は、各動圧凹所を加工しやすいことから、原料粉末を圧縮成形し、その成形体を焼結した焼結材が好ましく用いられる。 The material of the hydrodynamic bearing provided in the housing is preferably a sintered material obtained by compression-molding the raw material powder and sintering the compact, since each hydrodynamic recess can be easily processed.
次に、本発明のスピンドルモータは、上記本発明の動圧軸受ユニットを具備することを特徴としている。 Next, a spindle motor according to the present invention includes the above-described dynamic pressure bearing unit according to the present invention.
本発明によれば、動圧軸受におけるラジアル動圧凹所やスラスト動圧凹所の形状、数、寸法等を最適な条件に規定したことにより、高温状況下においても優れた軸受剛性を発揮し、小型・薄型の１．８インチ型または２．５インチ型磁気記録ディスク用、および３．５インチ１枚ディスクの薄型磁気記録ディスク駆動装置用の動圧軸受ユニットおよびこれを用いたスピンドルモータの動圧軸受ユニットとして、きわめて有望である。 According to the present invention, the shape, number, size, etc. of the radial dynamic thrust recess and the thrust dynamic pressure recess in the dynamic pressure bearing are defined as optimum conditions, so that excellent bearing rigidity is exhibited even under high temperature conditions. Of a hydrodynamic bearing unit for a small and thin 1.8-inch or 2.5-inch magnetic recording disk and a 3.5-inch single-disk thin magnetic recording disk drive and a spindle motor using the same It is extremely promising as a hydrodynamic bearing unit.
以下、図面を参照して本発明をＨＤＤ（ハードディスク駆動装置）用スピンドルモータに適用した一実施形態を説明する。
図１は、一実施形態のスピンドルモータ１の断面を示している。このモータ１は、１．８インチまたは２．５インチの径の２枚の磁気記録ディスクＤを回転させるものであり、ケース１０、磁気記録ディスクＤを支持するハブ２０、ハブ２０を回転させるモータ部３０、ハブ２０の回転中心となる軸４０、軸４０を回転自在に支持する動圧軸受ユニット５０から構成されている。ケース１０の中心には図１で上方に突出する円筒状のホルダ部１１が形成されており、このホルダ部１１内に動圧軸受ユニット５０が収容されている。なお、図１は、１．８インチまたは２．５インチの径の２枚の磁気記録ディスクＤを回転させるものであるが、３．５インチの１枚の磁気記録ディスクを回転させるものであってもよい。
Hereinafter, an embodiment in which the present invention is applied to a spindle motor for an HDD (Hard Disk Drive Device) will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 shows a cross section of a spindle motor 1 according to an embodiment. The motor 1 rotates two magnetic recording disks D having a diameter of 1.8 inches or 2.5 inches, and includes a
図２に示すように、動圧軸受ユニット５０は、図中上方に開口する有底円筒状のハウジング６０と、このハウジング６０に収容された動圧軸受７０とから構成されている。ハウジング６０は、円筒体６１と、この円筒体６１の下側の開口内周縁に、かしめ、あるいは溶接、接着等の手段で固着されてこの開口を塞ぐ円盤状のプレート６２とから構成されている。動圧軸受７０は、ハウジング６０の円筒体６１内に圧入するか、もしくは嵌め込んだ状態を溶接、接着等の手段によって、ハウジング６０内に固着されている。そして、この動圧軸受ユニット５０は、図１に示すように、ハウジング６０が、円筒体６１に対する動圧軸受７０の固着手段と同様の手段によってケース１０のホルダ部１１内に固着されることにより、ケース１０に組み込まれている。
As shown in FIG. 2, the
軸４０は、径がφ２〜φ３ｍｍの軸本体４１にスラストワッシャ４２が嵌合、固着されたもので、スラストワッシャ４２は、軸本体４１の外周面に形成された段部に係止することにより軸方向の位置決めがなされている。この軸４０は、軸本体４１が動圧軸受７０の軸孔７１に図中上から挿入され、スラストワッシャ４２が動圧軸受７０の上端面７２に対向して配置される。軸４０のラジアル荷重は動圧軸受７０の内周面７３で受けられ、軸４０のスラスト荷重は動圧軸受７０の上端面７２で受けられる。動圧軸受７０の内周面７３と軸本体４１との間と、動圧軸受７０の上端面７２とスラストワッシャ４２との間には、潤滑油が供給される微小隙間が形成される。
The
ハウジング６０の開口端部には、環状の板材からなるカバー部材６３が固着されている。このカバー部材６３によって、上記潤滑油の飛散が抑えられるともに、浮上する軸４０のスラストワッシャ４２がカバー部材６３に当接して軸４０の抜け止めがなされる。
A
図１に示すように、軸４０の軸本体４１はハウジング６０から上方に突出し、その突出した上端部のハブ固定部４３に、ハブ２０が固定されている。このハブ２０は、内側に突出するボス２１が中心に形成された円板部２２と、円板部２２の周縁から垂下する円筒部２３と、円筒部２３の下端周縁から外側に突出する鍔部２４とを有する断面略ハット状である。軸４０のハブ固定部４３がハブ２０のボス２１内に、ボス２１の下端がスラストワッシャ４２を押圧するまで圧入して嵌合されることにより、ハブ２０が軸４０に固定されている。
As shown in FIG. 1, the shaft
この固定状態で、ハブ２０の円筒部２３の内周面とケース１０のホルダ部１１の外周面とは互いに対向し、これら対向面のケース１０側には、コイル３１が巻かれた回転磁界発生用のステータ３２が固着され、ハブ２０側には、モータマグネット３３が固着されている。これらステータ３２およびモータマグネット３３により、モータ部３０が構成されている。ケース１０の上面であってモータマグネット３３の直下に当たる位置には、環状の鉄板１２が固着されており、ハブ２０は、鉄板１２がモータマグネット３３を吸引する吸引力でケース１０側に引っ張られた状態で、動圧軸受ユニット５０に回転自在に支持されている。
In this fixed state, the inner peripheral surface of the
２枚の磁気記録ディスクＤは、ハブ２０の円筒部２３の外周に環状のスペーサ２５を挟んで嵌め込まれており、軸４０の上端面にねじ２６で固定されるクランプ部材２７と鍔部２４とによって挟み込まれた状態で、ハブ２０に支持されている。
The two magnetic recording disks D are fitted on the outer periphery of the
以上が本実施形態のスピンドルモータ１の概略構成であり、このモータ１によれば、コイル３１に所定の電流を供給するとステータ３２から電流磁界が発生し、この電流磁界とモータマグネット３３との間に発生する電磁相互作用により、ハブ２０が軸４０を中心として回転し、磁気記録ディスクＤが回転する。このような稼働中においては、軸４０のラジアル荷重は動圧軸受７０の内周面７３で受けられ、軸４０のスラスト荷重は動圧軸受７０の上端面７２で受けられる。
The above is the schematic configuration of the spindle motor 1 of the present embodiment. According to the motor 1, when a predetermined current is supplied to the
次いで、動圧軸受ユニット５０の動圧軸受７０について詳述する。
動圧軸受７０の軸孔７１の内周面７３には、図３に示すように、断面が半円弧状で、両端面間にわたり軸方向に沿って真っ直ぐに延びる５つの分離溝７４が、周方向に等間隔をおいて形成されている。そして、内周面７３の各分離溝７４の間には、動圧軸受７０の外径の軸心Ｐに対して偏心し、矢印Ｒで示す軸４０の回転方向に向かうにしたがって内周側に縮径していく形状の円弧面７５が形成されている。すなわち、これら円弧面７５は動圧軸受７０の外径と非同心であり、各円弧面７５の中心は、軸心Ｐの周囲に、この軸心Ｐと同心的で周方向に等間隔をおいて存在する。
Next, the dynamic pressure bearing 70 of the dynamic
As shown in FIG. 3, the inner
このような円弧面７５の形状により、円弧面７５と軸４０の外周面との間の微小隙間は、軸４０の回転方向に向かうにしたがってしだいに狭小となる断面クサビ状に形成される。この場合、分離溝７４の幅は、図３に示す動圧軸受７０の軸心Ｐを中心とした周方向への角度θで８〜２０°に相当する長さとされている。また、その最大深さは、０．０５〜０．１５ｍｍとされている。
Due to the shape of the
動圧軸受７０の上端面７２には、図４に示すように、軸４０の回転方向Ｒに向かうにしたがって内周側に湾曲しながら延びる複数のスパイラル溝７６が、周方向に等間隔をおいて形成されている。これらスパイラル溝７６の外周側の端部は外周側の縁に開口しているが、内周側の端部は内周側の縁に開口しておらず閉塞している。この場合、図示例ではスパイラル溝７６は１２本形成されているが、８〜１２本が好適な数とされる。そして、これらスパイラル溝７６の最大深さは８〜１５μｍとされている。
On the
本実施形態の動圧軸受７０は、原料粉末を圧縮成形した成形体を焼結した焼結軸受である。焼結軸受であることにより、分離溝７４、円弧面７５およびスパイラル溝７６は、塑性加工によって容易に形成することができる。例えば、内周面７３の加工は、分離溝７４および円弧面７５を形成し得る雄型のピンを、焼結軸受の素材の軸孔７１に圧入することによって形成することができる。また、スパイラル溝７６は、このスパイラル溝７６を形成し得る複数の凸部が形成されたパンチを焼結軸受の素材の端面に刻印することによって形成することができる。焼結軸受は多孔質であるためスプリングバック量が少なく、塑性加工によって上記分離溝７４、円弧面７５およびスパイラル溝７６を、高い寸法精度で形成することができる。
The dynamic pressure bearing 70 of the present embodiment is a sintered bearing obtained by sintering a molded body obtained by compression molding raw material powder. By being a sintered bearing, the
原料粉末としては、例えば、鉄：４０〜６０ｗｔ％、銅：４０〜６０ｗｔ％、錫：１〜５ｗｔ％の合金粉末のように、鉄粉と銅粉がほぼ同量であって、他に数ｗｔ％の錫粉を含有するものが好ましく用いられる。このような組成により、加工性の良好な銅を主成分とする焼結材の特性に加えて、鉄量を多く含有することにより強度が向上し、さらに、錫を含有することにより、軸４０に対するなじみ性と塑性加工性がより向上する。このため、上記のように塑性加工によって分離溝７４、円弧面７５およびスパイラル溝７６を形成することが容易となり、しかも、摩擦係数が低減して耐摩耗性が向上する。
As the raw material powder, for example, iron powder and copper powder are almost the same amount, such as alloy powder of iron: 40 to 60 wt%, copper: 40 to 60 wt%, tin: 1 to 5 wt%. Those containing wt% tin powder are preferably used. With such a composition, in addition to the properties of a sintered material whose main component is copper having good workability, the strength is improved by containing a large amount of iron, and further, the
上記動圧軸受７０によれば、潤滑油が含浸されて含油軸受とされる。そして、軸孔７１に挿入された軸４０が、図３および図４に示す矢印Ｒ方向に回転すると、内周面７３の各分離溝７４にしみ出して貯留する潤滑油が、効率よく軸４０に巻き込まれて円弧面７５と軸４０との間のクサビ状の微小隙間に侵入し、油膜を形成する。この微小隙間に入っていく潤滑油は、微小隙間の狭小側に流動することにより、クサビ効果が生じて高圧となり、高いラジアル動圧が発生する。このように油膜が高圧化する部分は、円弧面７５に応じて周方向に等間隔をおいて発生し、これによって軸４０のラジアル荷重は、バランスよく、かつ高い剛性をもって支持される。
According to the
一方、潤滑油は、動圧軸受７０の上端面７２に形成されたスパイラル溝７６内にもしみ出して貯留され、この潤滑油の一部は、軸４０の回転によってスパイラル溝７６内から出て、上端面７２とスラストワッシャ４２との間に油膜を形成する。また、スパイラル溝７６内に保持される潤滑油は、スパイラル溝７６内の外周側から内周側に向かって流動し、内周側の端部で最も高圧化するスラスト動圧が発生する。そして、そのスラスト動圧をスラストワッシャ４２が受けることにより、軸４０が僅かに浮上した状態となり、これによってスラスト荷重がバランスよく、かつ高い剛性をもって支持される。
On the other hand, the lubricating oil oozes out and is stored in the
本実施形態の動圧軸受７０によれば、ラジアル側においては、円弧面７５が５つであり、これら円弧面７５に潤滑油を供給するための分離溝７４の幅が上記角度θで８〜１５°に相当するため、各円弧面７５と軸４０との間に高いラジアル動圧が発生して軸受剛性が大幅に向上する。一方、スラスト側では、スパイラル溝７６が８〜１２本（図示例では１２本）であるため、上端面７２とスラストワッシャ４２との間に高いスラスト動圧が発生する。そのスパイラル溝７６は、最大深さが８〜１５μｍであるため、軸４０の高速回転により軸受部分が８０℃前後に高温化して潤滑油の粘度が低下しても、軸４０を支持して浮上させるスラスト動圧が確保される。
According to the dynamic pressure bearing 70 of the present embodiment, on the radial side, there are five arc surfaces 75, and the width of the
また、分離溝７４の最大深さが０．０５〜０．１５ｍｍであるため、この分離溝７４によって動圧軸受７０自体の強度が損なわれることがなく、また、負圧や気泡の発生が抑えられて、上記のように潤滑油が効率よく円弧面７５に供給される。
Moreover, since the maximum depth of the
次に、本発明の実施例を説明し、本発明の効果を明らかにする。
表１に示す組成の原料粉末を圧縮成形し、その成形体を焼結して真密度比６．３〜７．２％、外径φ６ｍｍ、内径φ３ｍｍ、軸方向長さ５ｍｍの円筒状の焼結軸受の素材を必要数得た。次いで、この焼結軸受の素材を加工して以下の項目Ａ〜Ｅにつき試験を行った。
Next, examples of the present invention will be described to clarify the effects of the present invention.
The raw material powder having the composition shown in Table 1 is compression-molded, and the molded body is sintered to obtain a cylindrical sintered body having a true density ratio of 6.3 to 7.2%, an outer diameter of 6 mm, an inner diameter of 3 mm, and an axial length of 5 mm. Obtained the required number of materials for the bearing. Next, the sintered bearing material was processed and tested for the following items A to E.
Ａ．分離溝および円弧面の数
内周面の分離溝および円弧面の数を３〜８とした６種類の焼結軸受を作製した。分離溝および円弧面の形成は、焼結軸受の素材の軸孔に、分離溝および円弧面の雄型のピンを圧入する塑性加工によって形成した。これら焼結軸受を鋼製のハウジングに圧入し、潤滑油としてエステル油を含浸させた。次いで、焼結軸受に軸を挿入して４２００rpmで回転させ、その時に生じる焼結軸受と軸との間の油膜圧力（ｋｇ／ｃｍ２）を測定した。この油膜圧力が高いほど軸受剛性が高いと判断できる。
A. Number of Separation Grooves and Arc Surfaces Six types of sintered bearings were prepared with 3 to 8 separation grooves and arc surfaces on the inner peripheral surface. The separation groove and the arc surface were formed by plastic working by press-fitting a male pin of the separation groove and the arc surface into the shaft hole of the sintered bearing material. These sintered bearings were pressed into a steel housing and impregnated with ester oil as a lubricating oil. Next, the shaft was inserted into the sintered bearing and rotated at 4200 rpm, and the oil film pressure (kg / cm 2 ) between the sintered bearing and the shaft generated at that time was measured. It can be determined that the higher the oil film pressure, the higher the bearing rigidity.
図５は測定結果を示しており、測定した油膜圧力は円弧面の数が３つのものが最も油膜圧力が高いが、軸受剛性は油膜圧力×円弧面の数の値、すなわち各円弧面での油膜圧力の総和で表されることから、軸受特性は、円弧面が５つのものが最も高い軸受特性を示すことが判る。ただし、分離溝および円弧面の数が３つあれば、必要十分な軸受剛性は確保されることも判った。したがって、分離溝および円弧面の数は５つが最適であることが認められた。 FIG. 5 shows the measurement results. The measured oil film pressure is the highest in the number of arc surfaces with three arc surfaces, but the bearing rigidity is the value of oil film pressure × number of arc surfaces, that is, in each arc surface. Since it is expressed by the sum of oil film pressures, it can be seen that the bearing characteristics with the five circular arc surfaces show the highest bearing characteristics. However, it has also been found that if the number of separation grooves and arcuate surfaces is three, sufficient and sufficient bearing rigidity is ensured. Therefore, it was recognized that the optimal number of separation grooves and arc surfaces is five.
Ｂ．分離溝の幅
分離溝の幅を、図３で示す角度θを５〜２０°の範囲で１°ずつ異ならせた１６種類の焼結軸受を作製し、これら焼結軸受を用いて、試験Ａと同様に油膜圧力を測定した。なお、形成した分離溝および円弧面はそれぞれ５つと共通させた。図６は測定結果を示しており、これによると、分離溝の幅が狭くなるほど動圧は高くなることが判る。しかしながら、分離溝の幅を示す角度θが８°を下回ったものでは、潤滑油が巻き込まれにくくなって円弧面への潤滑油の供給が不足がちになる現象が起きた。また、角度θが２０°で油膜圧力がほぼ６ｋｇ／ｃｍ２であり、これは実用上必要な油膜圧力の下限値であるため、角度θが２０°を超えると、必要十分な軸受剛性を確保しにくくなる。また、角度θが１５°で油膜圧力が８ｋｇ／ｃｍ２と十分な油膜圧力となり、十分な軸受剛性が確保される。これらのことから、角度θは８〜２０°が好適であり、８〜１５°がより好適であることが認められた。
B. Width of Separation Grooves 16 kinds of sintered bearings were produced in which the width of the separation grooves was varied by 1 ° in the range of the angle θ shown in FIG. 3 in the range of 5 to 20 °. The oil film pressure was measured in the same manner as above. Each of the formed separation grooves and arc surfaces was common to five. FIG. 6 shows the measurement results. According to this, it can be seen that the dynamic pressure increases as the width of the separation groove decreases. However, when the angle θ indicating the width of the separation groove is less than 8 °, a phenomenon occurs in which the lubricating oil is difficult to be caught and the supply of the lubricating oil to the arc surface tends to be insufficient. Moreover, since the angle θ is 20 ° and the oil film pressure is approximately 6 kg / cm 2 , which is the lower limit value of the oil film pressure necessary for practical use, if the angle θ exceeds 20 °, a necessary and sufficient bearing rigidity is ensured. It becomes difficult to do. Further, the angle θ is 15 ° and the oil film pressure is 8 kg / cm 2, which is a sufficient oil film pressure, and sufficient bearing rigidity is ensured. From these things, it was recognized that 8-20 degrees is suitable for angle (theta), and 8-15 degrees is more suitable.
Ｃ．分離溝の深さ
分離溝の最大深さを０．０１〜０．２１ｍｍの範囲で０．０２ｍｍずつ異ならせた９種類の焼結軸受を作製し、これら焼結軸受を用いて、試験Ａと同様に油膜圧力を測定した。なお、形成した分離溝および円弧面はそれぞれ５つ、分離溝の幅を示す角度θは１０°と共通させた。図７は測定結果を示しており、これによると、分離溝の最大深さは０．０５ｍｍ以上で油膜圧力が一定となるが、０．０５ｍｍ以下では油膜圧力が若干低下するとともに変動することが判った。これは分離溝が０．０５ｍｍ以下では分離溝の部分で負圧が発生して空気を巻き込み、これが軸受面に流入して圧力低下と圧力変動が生じるためである。ところが、０．１５ｍｍを超えると、焼結軸受全体に、分離溝が狭まるような変形が生じやすい。このため、分離溝の最大深さは０．０５〜０．１５ｍｍが好適であることが認められた。
C. Separation groove depth Nine kinds of sintered bearings were produced with the maximum depth of the separation groove varied by 0.02 mm in the range of 0.01 to 0.21 mm. Using these sintered bearings, test A and Similarly, the oil film pressure was measured. Each of the formed separation grooves and arc surfaces was five, and the angle θ indicating the width of the separation grooves was 10 ° in common. FIG. 7 shows the measurement results. According to this, the maximum depth of the separation groove is 0.05 mm or more and the oil film pressure is constant, but if it is 0.05 mm or less, the oil film pressure slightly decreases and fluctuates. understood. This is because if the separation groove is 0.05 mm or less, a negative pressure is generated in the separation groove and air is entrained, which flows into the bearing surface and causes a pressure drop and a pressure fluctuation. However, if it exceeds 0.15 mm, the entire sintered bearing is likely to be deformed such that the separation groove is narrowed. For this reason, it was recognized that the maximum depth of the separation groove is preferably 0.05 to 0.15 mm.
Ｄ．スパイラル溝の本数
端面に形成するスパイラル溝の数を６〜１６とした１１種類の焼結軸受を作製した。スパイラル溝の形成は、凸部が形成されたパンチを焼結軸受の素材の端面に刻印することによって形成した。これら焼結軸受に潤滑油としてエステル油を含浸させ、この焼結軸受に、スラストワッシャを有する軸を、そのスラストワッシャをスパイラル溝に対向させて挿入し、この軸を４２００rpmで回転させて、スラスト荷重支持能力を示すスラストワッシャの浮上量を調べた。図８はその結果を示しており、これによれば、スパイラル溝を８本以上有することにより負荷容量が満足するレベルに達することが判る。一方、スパイラル溝は、上記のようにパンチに形成された凸部を焼結軸受の素材の端面に刻印して形成されるが、外径φ６ｍｍ、内径φ３ｍｍで形成される焼結軸受の端面はきわめて狭く、この狭い領域に１２本を超えるスパイラル溝を形成することは難しい。よって、スパイラル溝の本数の上限は１２本が好適である。
D. Number of spiral grooves Eleven types of sintered bearings were prepared in which the number of spiral grooves formed on the end face was 6-16. The spiral groove was formed by stamping a punch having a convex portion on the end face of the sintered bearing material. These sintered bearings are impregnated with ester oil as a lubricating oil, and a shaft having a thrust washer is inserted into the sintered bearing with the thrust washer facing the spiral groove, and the shaft is rotated at 4200 rpm. The flying height of the thrust washer indicating the load carrying capacity was examined. FIG. 8 shows the result. According to this, it can be seen that the load capacity reaches a level satisfying by having eight or more spiral grooves. On the other hand, the spiral groove is formed by stamping the convex portion formed on the punch as described above on the end face of the sintered bearing material, but the end face of the sintered bearing formed with an outer diameter of φ6 mm and an inner diameter of φ3 mm is It is extremely narrow, and it is difficult to form more than 12 spiral grooves in this narrow region. Therefore, the upper limit of the number of spiral grooves is preferably 12.
Ｅ．スパイラル溝の深さ
端面に形成するスパイラル溝の最大深さを４〜１９μｍの範囲で１μｍずつ異ならせた１６種類の焼結軸受を作製した。スパイラル溝は上記Ｄの試験と同様の方法で形成し、本数は１０本と共通させた。そして、室温：２５℃と、高温の８０℃の環境下で、上記Ｄの試験と同様にして軸を回転させ、スラストワッシャの浮上量を調べた。図９はその結果を示しており、これによれば、室温では、スパイラル溝の深さが増大するほどスラストワッシャの浮上量も増大するが、８０℃と高温の状況では、深さが１０μｍで浮上量は最大となった。したがって、室温と高温の双方の温度状況を鑑みると、スパイラル溝の深さは８〜１５μｍが好適であることが判る。
E. Depth of spiral groove Sixteen kinds of sintered bearings were produced in which the maximum depth of the spiral groove formed on the end face was varied by 1 μm within a range of 4 to 19 μm. Spiral grooves were formed by the same method as in the test of D above, and the number of spiral grooves was 10 in common. Then, in a room temperature of 25 ° C. and a high temperature of 80 ° C., the shaft was rotated in the same manner as the test of D above, and the flying height of the thrust washer was examined. FIG. 9 shows the result. According to this, as the depth of the spiral groove increases at room temperature, the flying height of the thrust washer also increases. However, at a high temperature of 80 ° C., the depth is 10 μm. The flying height reached the maximum. Therefore, it is understood that the depth of the spiral groove is preferably 8 to 15 μm in consideration of both the room temperature and the high temperature conditions.
１…スピンドルモータ、４０…軸、４２…スラストワッシャ、
５０…動圧軸受ユニット、６０…ハウジング、６３…カバー部材、７０…動圧軸受、
７１…軸孔、７３…内周面、７４…分離溝、７５…円弧面、７６…スパイラル溝。
1 ... spindle motor, 40 ... shaft, 42 ... thrust washer,
50 ... Dynamic pressure bearing unit, 60 ... Housing, 63 ... Cover member, 70 ... Dynamic pressure bearing,
71 ... shaft hole, 73 ... inner peripheral surface, 74 ... separation groove, 75 ... arc surface, 76 ... spiral groove.
Claims (4)
前記動圧軸受は、前記軸が挿入される軸孔の内周面に、軸方向に沿って延び、該内周面を周方向に分離させる複数の分離溝が、周方向に等間隔をおいて形成され、これら分離溝の間の内周面に、外径と非同心で、かつ、一周方向に向かうにしたがって内周側に縮径していく円弧面が形成されており、
一方、前記スラストワッシャに対向する前記動圧軸受の端面には、前記一周方向に向かうにしたがって内周側に湾曲しながら延びる複数のスパイラル溝が形成されており、
前記分離溝は５つ形成され、これに伴い前記円弧面も５つ形成され、
前記分離溝は、幅が、当該軸受の軸心を中心とした周方向への角度で８〜２０°に相当する長さを有し、また、最大深さが０．０５〜０．１５ｍｍとされ、
前記スパイラル溝は８〜１２本形成され、その最大深さが８〜１５μｍとされており、
さらに、前記軸の径がφ２〜φ３ｍｍであることを特徴とする動圧軸受ユニット。 A hydrodynamic bearing unit for a magnetic recording disk drive device in which a cylindrical hydrodynamic bearing that rotatably supports a shaft having a thrust washer is provided in a bottomed cylindrical housing,
The dynamic pressure bearing has a plurality of separation grooves extending in the axial direction on an inner peripheral surface of a shaft hole into which the shaft is inserted, and separating the inner peripheral surface in the circumferential direction at equal intervals in the circumferential direction. An arc surface that is non-concentric with the outer diameter and is reduced in diameter toward the inner circumference as it goes in the circumferential direction is formed on the inner circumference between these separation grooves,
On the other hand, a plurality of spiral grooves extending while curving toward the inner circumference side as it goes in the one circumferential direction are formed on the end face of the hydrodynamic bearing facing the thrust washer,
Five separation grooves are formed, and along with this, five arc surfaces are formed,
The separation groove has a length corresponding to an angle of 8 to 20 ° in a circumferential direction centered on the axis of the bearing, and a maximum depth of 0.05 to 0.15 mm. And
8 to 12 spiral grooves are formed, and the maximum depth is 8 to 15 μm.
Furthermore, the diameter of the said shaft is (phi) 2- (phi) 3mm, The dynamic pressure bearing unit characterized by the above-mentioned.
A spindle motor comprising the hydrodynamic bearing unit according to claim 1.
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