JP4829039B2 - Fluid dynamic bearing device and motor equipped with the same - Google Patents

Description

本発明は、流体動圧軸受装置及びそれを備えたモータに係る。   The present invention relates to a fluid dynamic bearing device and a motor including the same.

近年、モータは、その高速回転化に伴いその軸受装置として流体動圧軸装置を用いたものが多くなっている。
この流体動圧軸受装置を搭載したモータは、例えば、ＨＤＤ（ハードディスクドライブ）やＬＢＰ（レーザビームプリンタ）に用いられてそれぞれハードディスクやポリゴンミラーを駆動する。 In recent years, motors using a fluid dynamic pressure shaft device as a bearing device have increased in number with the increase in speed.
Motors equipped with this fluid dynamic bearing device are used in, for example, HDDs (hard disk drives) and LBPs (laser beam printers) to drive hard disks and polygon mirrors, respectively.

そして、この流体動圧軸受装置におけるラジアル動圧軸受は、スリーブの内周面とシャフトの外周面と両者間の僅かな隙間に充填された潤滑流体とを含み、軸方向に一対が離隔して設けられた構成とされる。
また、スラスト動圧軸受は、一般に、スリーブと、先端にフランジを有しスリーブに挿通されたシャフトと、フランジと対向しスリーブの一端部側を封止するスラストプレートとを含んでスリーブの一端部側に設けられる。 The radial dynamic pressure bearing in this fluid dynamic pressure bearing device includes an inner peripheral surface of the sleeve, an outer peripheral surface of the shaft, and a lubricating fluid filled in a slight gap between the two, and a pair is separated in the axial direction. It is set as the provided structure.
The thrust dynamic pressure bearing generally includes a sleeve, a shaft having a flange at the tip and inserted through the sleeve, and a thrust plate facing the flange and sealing one end of the sleeve. Provided on the side.

さらに詳しくは、フランジの両端面に動圧溝を有する一方、スリーブとフランジとスラストプレートなどとの間には僅かな隙間が設けられて潤滑流体が充填されており、シャフトの回転に伴い動圧溝によって動圧が発生し、フランジを有するシャフトがスリーブ及びスラストプレートに対して浮上し非接触に回転するように構成されている。   More specifically, there are dynamic pressure grooves on both end faces of the flange, while a slight gap is provided between the sleeve, the flange, the thrust plate, and the like, and the lubricating fluid is filled. A dynamic pressure is generated by the groove, and the shaft having the flange floats with respect to the sleeve and the thrust plate and rotates in a non-contact manner.

このような流体動圧軸受装置やこれを備えたモータの例が特許文献１や特許文献２に記載されている。
特開２００４−１８３８６４号公報 特開２００５−１１４１６５号公報 Examples of such a fluid dynamic bearing device and a motor including the fluid dynamic bearing device are described in Patent Document 1 and Patent Document 2.
JP 2004-183864 A JP 2005-114165 A

ところで、上述したように、スラストプレートはスリーブの一端部側を封止するようにスリーブに固定される。これについて、特許文献２の図３を引用した図７により、従来の流体動圧軸受装置Ｊ５０として説明する。   Incidentally, as described above, the thrust plate is fixed to the sleeve so as to seal one end side of the sleeve. This will be described as a conventional fluid dynamic bearing device J50 with reference to FIG.

まず、スリーブＪ３は貫通孔Ｊ３ｂを有してその一端部側には段部Ｊ３ａが形成されている。
一方、シャフトＪ４は先端部側にフランジＪ１３を有すると共にスリーブＪ３の貫通孔Ｊ３ｂに挿通されている。 First, the sleeve J3 has a through hole J3b, and a step portion J3a is formed on one end side thereof.
On the other hand, the shaft J4 has a flange J13 on the tip end side and is inserted through the through hole J3b of the sleeve J3.

スリーブＪ３の段部Ｊ１３ａにはスラストプレートＪ１４が接着剤Ｊ５により固着されスリーブＪ３の一端部側を封止している。
通常の接着剤の硬化は温度が高い程促進されることから、この流体動圧軸受装置Ｊ５０の組み立てにおけるスラストプレートＪ１４の固着において、生産性向上のために常温よりも高い例えば６０℃以上の温度で接着剤Ｊ５を硬化させることが行われる。 A thrust plate J14 is fixed to the step portion J13a of the sleeve J3 by an adhesive J5 to seal one end portion side of the sleeve J3.
Since the curing of the normal adhesive is promoted as the temperature is higher, in the fixing of the thrust plate J14 in the assembly of the fluid dynamic bearing device J50, a temperature higher than room temperature, for example, 60 ° C. or higher for improving productivity. The adhesive J5 is cured by the above.

この６０℃以上という比較的高温下で接着剤Ｊ５を硬化させると、スリーブＪ３とスラストプレートＪ１４との材質が異なる場合にはそれらの熱膨張係数の差により、接着剤Ｊ５が硬化した後の常温への降温において接着部位近傍に無視できない残留歪みが生じる。
この残留歪みは、スリーブＪ３の内周面を歪ませるためラジアル軸受の軸受性能に悪影響を与える可能性が生じる。 When the adhesive J5 is cured at a relatively high temperature of 60 ° C. or higher, if the materials of the sleeve J3 and the thrust plate J14 are different, the normal temperature after the adhesive J5 is cured due to the difference in thermal expansion coefficient between them. When the temperature drops to, residual strain that cannot be ignored occurs in the vicinity of the adhesion site.
Since this residual distortion distorts the inner peripheral surface of the sleeve J3, the bearing performance of the radial bearing may be adversely affected.

一般に、流体動圧軸受装置では、スリーブの材料として、切削性が良好でメッキなどの表面処理を施し易い銅系合金のＣ６７８２（線膨張係数：約１．７×１０^-5／℃）を用い、スラストプレートの材料として、摩耗し難く高硬度な鉄系合金であるＳＵＳ４２０Ｊ２（線膨張係数：約１．１×１０^-5／℃）を用いる。
従って、このような材料を用いた場合、接着剤を硬化させる高温環境下では、スリーブＪ３とスラストプレートＪ１４との隙間が常温下の場合よりも広がった状態で固定され、接着剤の硬化後に常温に戻すと、スリーブＪ３には内周面を縮径する方向の応力が残留するのでラジアル動圧発生部であるスリーブ内径部（内周面）の円筒度が低下してしまう。 Generally, in a fluid dynamic pressure bearing device, as a material for a sleeve, a copper-based alloy C6782 (linear expansion coefficient: about 1.7 × 10 ⁻⁵ / ° C.) that has good machinability and is easily subjected to surface treatment such as plating is used. As the material of the thrust plate, SUS420J2 (linear expansion coefficient: about 1.1 × 10 ⁻⁵ / ° C.), which is an iron-based alloy that hardly wears and is hard, is used.
Accordingly, when such a material is used, the gap between the sleeve J3 and the thrust plate J14 is fixed wider than in the normal temperature under a high temperature environment in which the adhesive is cured, and the normal temperature is obtained after the adhesive is cured. In other words, since the stress in the direction of reducing the diameter of the inner peripheral surface remains in the sleeve J3, the cylindricity of the sleeve inner diameter portion (inner peripheral surface) which is a radial dynamic pressure generating portion is lowered.

この円筒度の低下は、例えば、スリーブＪ３の内径が、スラストプレート側が大きくなるように変形（図７において下向きラッパ形状）したとすると、フランジＪ１３とは反対側のラジアル軸受における動圧の影響が顕著になってフランジＪ１３側の潤滑流体の圧力が上昇し、シャフトＪ４（フランジＪ１３を含む）の浮上量のばらつきが大きくなって長期信頼性の低下が懸念される。   For example, if the sleeve J3 is deformed so that the inner diameter of the sleeve J3 becomes larger on the thrust plate side (downward trumpet shape in FIG. 7), the effect of the dynamic pressure on the radial bearing on the side opposite to the flange J13 is caused. There is a concern that the pressure of the lubricating fluid on the flange J13 side will increase and the flying height of the shaft J4 (including the flange J13) will vary greatly, leading to a decrease in long-term reliability.

一方、スリーブＪ３の内径が、スラストプレートＪ１３側が小さくなるように変形（図７において上向きラッパ形状）したとすると、反フランジ側のラジアル軸受における動圧の影響が微弱になって全体の動圧が上がらず、シャフトＪ４（フランジＪ１３を含む）の浮上量が足りずに他の部材との接触が生じて長期信頼性の低下が懸念される。   On the other hand, if the inner diameter of the sleeve J3 is deformed so as to be smaller on the thrust plate J13 side (upward trumpet shape in FIG. 7), the influence of the dynamic pressure on the radial bearing on the non-flange side becomes weak and the overall dynamic pressure is reduced. The shaft J4 (including the flange J13) does not rise, and the amount of floating of the shaft J4 (not including the flange J13) is insufficient.

特許文献１には、熱膨張に伴うスリーブなどの変形に対し、スリーブの外周面がその端部に向かって縮径するテーパ部などを設けてスリーブの変形がモータベースへの圧入に影響を及ぼさないように工夫した技術が開示されているものの、残留応力から生じるスリーブの内周面の変形を防止するものではなく、同様に円筒度が低下して長期信頼性が損なわれることが懸念される。   In Patent Document 1, a sleeve or the like where the outer peripheral surface of the sleeve is reduced in diameter toward the end thereof is provided for deformation of the sleeve or the like due to thermal expansion, and the deformation of the sleeve affects the press-fitting into the motor base. Although a technique devised so as not to occur is disclosed, it does not prevent deformation of the inner peripheral surface of the sleeve caused by residual stress, and there is a concern that the long-term reliability may be impaired due to a decrease in cylindricity as well. .

そこで、本発明が解決しようとする課題は、スリーブに対してスラストプレートを接着剤により高温下で固着しても、スリーブ内径の円筒度が低下することなく、高い長期信頼性が得られる流体動圧軸受装置及びそれを備えたモータを提供することにある。   Therefore, the problem to be solved by the present invention is to provide a fluid motion that can provide high long-term reliability without decreasing the cylindricality of the sleeve inner diameter even when the thrust plate is fixed to the sleeve with an adhesive at a high temperature. A pressure bearing device and a motor including the same are provided.

上記の課題を解決するために、本願発明は手段として次の１）〜３）の構成を有する。   In order to solve the above problems, the present invention has the following configurations 1) to 3) as means.

１） スリーブ（１）と該スリーブ（１）に挿通されたシャフト（２）とを含み、前記シャフト（２）を、動圧軸受部（ＲＢ，ＳＢ）を介して前記スリーブ（１）に対して回転自在に支持する構成の流体動圧軸受装置において、
前記スリーブ（１）は、貫通孔（１ａ）と、該スリーブ（１）の一端部側に形成された該スリーブ（１）の外径（Ｄ４）よりも小径なる第１の径（Ｄ２）の内周面を有する第１の段部（１ｂ２）及び前記第１の径（Ｄ２）よりも小径なる第２の径（Ｄ３）の内周面を有する第２の段部（１ｂ１）と、を有する一方、
前記シャフト（２）の先端部に固定され前記第２の段部（１ｂ１）に収容されたフランジ（５）と、
前記第１の段部（１ｂ２）に収容されると共に前記貫通孔（１ａ）の前記一端部側を封止し前記スリーブ（１）に接着剤（４）で固着されたスラストプレート（３）と、
前記貫通孔（１ａ）の内周面または前記シャフト（２）の外周面に形成された動圧溝（ＤＭ１，ＤＭ２）と、
前記スリーブ（１）の外周面における前記一端部側に設けられた周溝（１ｄ，１ｄｄ）と、を備え、
該周溝（１ｄ，１ｄｄ）における前記スリーブ（１）の他端部側となる端部（１ｄ１）が、前記動圧溝（ＤＭ１，ＤＭ２）の前記一端部側の端部（ＤＭ２ｔ）よりも前記一端部側に位置することを特徴とする流体動圧軸受装置（５０，５０Ａ）である。
２） 前記周溝（１ｄ，１ｄｄ）おける最小径（Ｄ１）は、前記第１の径（Ｄ２）以下であることを特徴とする１）に記載の流体動圧軸受装置（５０，５０Ａ）である。
３） １）または２）に記載の流体動圧軸受装置（５０，５０Ａ）を備えたモータ（５１）である。 1) A sleeve (1) and a shaft (2) inserted through the sleeve (1), the shaft (2) being connected to the sleeve (1) via a hydrodynamic bearing (RB, SB). In a fluid dynamic pressure bearing device configured to be rotatably supported,
The sleeve (1) has a through hole (1a) and a first diameter (D2) smaller than the outer diameter (D4) of the sleeve (1) formed on one end side of the sleeve (1). A first step portion (1b2) having an inner peripheral surface and a second step portion (1b1) having an inner peripheral surface of a second diameter (D3) smaller than the first diameter (D2). While having
A flange (5) fixed to the tip of the shaft (2) and housed in the second step (1b1);
A thrust plate (3) housed in the first step (1b2) and sealed at the one end of the through hole (1a) and fixed to the sleeve (1) with an adhesive (4); ,
Dynamic pressure grooves (DM1, DM2) formed on the inner peripheral surface of the through hole (1a) or the outer peripheral surface of the shaft (2);
A circumferential groove (1d, 1dd) provided on the one end side of the outer peripheral surface of the sleeve (1),
The end (1d1) on the other end side of the sleeve (1) in the circumferential groove (1d, 1dd) is more than the end (DM2t) on the one end side of the dynamic pressure groove (DM1, DM2). The fluid dynamic pressure bearing device (50, 50A) is located on the one end side.
2) The fluid dynamic bearing device (50, 50A) according to 1), wherein a minimum diameter (D1) in the circumferential groove (1d, 1dd) is equal to or smaller than the first diameter (D2). is there.
3) A motor (51) provided with the fluid dynamic bearing device (50, 50A) described in 1) or 2).

本発明によれば、スリーブに対してスラストプレートを接着剤により高温下で固着しても、スリーブ内径の円筒度が低下することなく、高い長期信頼性が得られる、という効果を奏する。   According to the present invention, even if the thrust plate is fixed to the sleeve with an adhesive at a high temperature, there is an effect that high long-term reliability can be obtained without reducing the cylindricity of the sleeve inner diameter.

本発明の実施の形態を、好ましい実施例により図１〜図６を用いて説明する。
図１は、本発明の流体動圧軸受装置の実施例を示す断面図である。
図２は、本発明のモータの実施例を示す断面図である。
図３は、周溝最小径Ｄ１と第２段部内径Ｄ２との差ΔＤと、円筒度変化量ΔＥＴとの関係を示すグラフである。
図４は、周溝最小径Ｄ１と第２段部内径Ｄ２との差ΔＤと、スラストプレート３の接着強度との関係を示すグラフである。
図５は、本比較例と発明に係る実施例とにおける円筒度変化量ΔＥＴの違いを説明するグラフである。
図６は、本発明の流体動圧軸受装置の変形例を示す断面図である。 The preferred embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 1 is a cross-sectional view showing an embodiment of the fluid dynamic bearing device of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing an embodiment of the motor of the present invention.
FIG. 3 is a graph showing the relationship between the difference ΔD between the circumferential groove minimum diameter D1 and the second step portion inner diameter D2, and the cylindricity change amount ΔET.
FIG. 4 is a graph showing the relationship between the difference ΔD between the circumferential groove minimum diameter D1 and the second step portion inner diameter D2 and the adhesive strength of the thrust plate 3.
FIG. 5 is a graph for explaining the difference in cylindricity change amount ΔET between the comparative example and the embodiment according to the invention.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing a modification of the fluid dynamic bearing device of the present invention.

本発明に係る流体動圧軸受装置の実施例を図１に示し、その流体軸受装置を搭載したモータの実施例を図２に示す。   FIG. 1 shows an embodiment of a fluid dynamic bearing device according to the present invention, and FIG. 2 shows an embodiment of a motor equipped with the fluid bearing device.

図１において、この流体軸受装置５０は、貫通孔１ａを有する円筒状のスリーブ１と、先端にリング状のフランジ５が固定され貫通孔１ａに挿通されたシャフト２と、スリーブ１の一端部側（図１の下側）に貫通孔１ａを封止するように固定されたスラストプレート３と、を有して構成されている。   In FIG. 1, the hydrodynamic bearing device 50 includes a cylindrical sleeve 1 having a through hole 1a, a shaft 2 having a ring-shaped flange 5 fixed at the tip and inserted into the through hole 1a, and one end side of the sleeve 1. And a thrust plate 3 fixed so as to seal the through-hole 1a (lower side in FIG. 1).

ここで、スリーブ１及びシャフト２は、銅系合金のＣ６７８２で形成されており、その線膨張係数は、約１．７×１０^-5／℃である。
また、スラストプレート３は、鉄系合金のＳＵＳ４２０Ｊ２で形成されており、その線膨張係数は、約１．１×１０^-5／℃である。 Here, the sleeve 1 and the shaft 2 are made of copper-based alloy C6782, and the linear expansion coefficient thereof is about 1.7 × 10 ⁻⁵ / ° C.
The thrust plate 3 is made of an iron-based alloy SUS420J2, and its linear expansion coefficient is about 1.1 × 10 ⁻⁵ / ° C.

スリーブ１の貫通孔１ａの内周面には、軸ＣＬ方向に離隔して一対のラジアル動圧溝ＤＭ１，ＤＭ２が形成されている。図１や後述する他の図においては、理解容易のため、便宜的にシャフト２上に図示している。   A pair of radial dynamic pressure grooves DM <b> 1 and DM <b> 2 are formed on the inner peripheral surface of the through hole 1 a of the sleeve 1 so as to be separated from each other in the axis CL direction. In FIG. 1 and other figures to be described later, for the sake of easy understanding, it is shown on the shaft 2 for convenience.

このラジアル動圧溝ＤＭ１，ＤＭ２と、これらに僅かな間隙を有して対向するシャフト２の外周面と、この間隙に充填された潤滑流体（例えば潤滑油）６とを含んでそれぞれ一対のラジアル動圧軸受部ＲＢ１，ＲＢ２が構成されている（以下、この一対を合わせて単にラジアル動圧軸受部ＲＢとも称する）。   The radial dynamic pressure grooves DM1 and DM2, the outer peripheral surface of the shaft 2 opposed to each other with a slight gap therebetween, and a lubricating fluid (for example, lubricating oil) 6 filled in the gap, each includes a pair of radials. The dynamic pressure bearing portions RB1 and RB2 are configured (hereinafter, the pair is also simply referred to as a radial dynamic pressure bearing portion RB).

また、貫通孔１ａの一端部側には、内径を異ならせて階段状に形成した段部１ｂが設けられている。
この実施例では、この段部１ｂは小径側から順に第１段部１ｂ１と第２段部１ｂ２との２段を有する。 Further, on one end portion side of the through hole 1a, a step portion 1b formed in a step shape with a different inner diameter is provided.
In this embodiment, the step portion 1b has two steps of a first step portion 1b1 and a second step portion 1b2 in order from the small diameter side.

スラストプレート３は、この第２段部１ｂ２に収容されると共に、外面３ａの縁部と第２段部１ｂ２の内壁部とが接着剤４で固着されて、スラストプレート３はスリーブ１の貫通孔１ａの一端部側を封止している。
この固着における接着剤４の硬化は、その硬化速度を上げ生産効率を向上させるために、常温ではなく、高温環境下で行われる。
高温下での硬化速度向上は、接着剤の硬化システムによらず発現するので種々の接着剤に対して有効である。
接着剤として、エポキシ系熱硬化型を用いることができるが、これに限らず、エポキシ系ＵＶ硬化型やアクリル系の接着剤などを用いてももちろんよい。
また、高温とは例えば６０℃であり、通常、６０℃〜８０℃の範囲で設定される。 The thrust plate 3 is accommodated in the second step portion 1b2, and the edge portion of the outer surface 3a and the inner wall portion of the second step portion 1b2 are fixed by the adhesive 4, and the thrust plate 3 is a through hole of the sleeve 1. The one end side of 1a is sealed.
Curing of the adhesive 4 in this fixing is performed not at room temperature but in a high temperature environment in order to increase the curing speed and improve production efficiency.
The improvement in the curing rate at high temperature is effective for various adhesives because it is manifested regardless of the adhesive curing system.
As the adhesive, an epoxy-based thermosetting type can be used, but not limited to this, an epoxy-based UV curable type or an acrylic type adhesive may be used.
Moreover, high temperature is 60 degreeC, for example, and is normally set in the range of 60 to 80 degreeC.

フランジ５は、その軸ＣＬ方向の両面（上下面）にそれぞれスラスト動圧溝（図示せず）が形成されており、スリーブ１の第１段部１ｂ１に収容されている。   The flange 5 has thrust dynamic pressure grooves (not shown) formed on both surfaces (upper and lower surfaces) thereof in the axis CL direction, and is accommodated in the first step portion 1 b 1 of the sleeve 1.

ここで、フランジ５及びシャフト２の先端面と、スリーブ１及びスラストプレート３との間には僅かな間隙が設けられると共にこの隙間に潤滑流体６が充填されてスラスト動圧軸受部ＳＢが構成されている。   Here, a slight gap is provided between the flange 5 and the front end surface of the shaft 2, and the sleeve 1 and the thrust plate 3, and the gap 6 is filled with the lubricating fluid 6 to constitute the thrust dynamic pressure bearing portion SB. ing.

これらの動圧軸受部ＲＢ，ＳＢの構成において、シャフト２の回転に伴い動圧が発生し、シャフト２はスリーブ1対して非接触で回転自在に支持される。   In the configuration of these dynamic pressure bearing portions RB and SB, a dynamic pressure is generated as the shaft 2 rotates, and the shaft 2 is rotatably supported without contact with the sleeve 1.

スリーブ１の貫通孔１ａにおける他端部側（図１の上側）には、その内周面が端面１ｅに向かうに従ってシャフト２の外周面との径方向距離が大きくなるように拡径したテーパシール部ＴＳが形成されている。
ラジアル動圧軸受部ＲＢ及びスラスト動圧軸受部ＳＢに充填された潤滑流体６はそれぞれ共有されると共にこのテーパシール部ＴＳにおいて封止され、外部への漏出が防止されている。 On the other end side (upper side in FIG. 1) of the through hole 1a of the sleeve 1, a taper seal whose diameter is expanded so that the radial distance from the outer peripheral surface of the shaft 2 increases as the inner peripheral surface thereof approaches the end surface 1e. Part TS is formed.
The lubricating fluid 6 filled in the radial dynamic pressure bearing portion RB and the thrust dynamic pressure bearing portion SB is shared and sealed at the taper seal portion TS to prevent leakage to the outside.

また、スリーブ１の外周面１ｃにおける、一端部側には、断面が略三角形形状を呈して内側に凹む周溝１ｄが形成されている。
これについて詳述するならば、まず、軸ＣＬ方向において、スリーブ１の他端部の端面１ｅから周溝１ｄの端部（凹みの開始部位）１ｄ１までの距離Ｌ１は、スリーブ１の一端部側のラジアル動圧溝ＤＭ２と重ならないように設定されている。
より具体的には、この距離Ｌ１は、スリーブ１の端面１ｅからラジアル動圧溝ＤＭ２のスラストプレート３側の端部ＤＭ２ｔまでの距離Ｌ２より大きくなるように設定されている。 In addition, a circumferential groove 1d having a substantially triangular cross section and recessed inward is formed on one end side of the outer peripheral surface 1c of the sleeve 1.
If this is explained in detail, first, in the axis CL direction, the distance L1 from the end surface 1e of the other end of the sleeve 1 to the end 1d1 of the circumferential groove 1d (indentation start site) is the one end side of the sleeve 1 The radial dynamic pressure groove DM2 is set so as not to overlap.
More specifically, the distance L1 is set to be larger than the distance L2 from the end surface 1e of the sleeve 1 to the end portion DM2t on the thrust plate 3 side of the radial dynamic pressure groove DM2.

一方、軸ＣＬに直交する方向（径方向）については、この周溝１ｄの最も深い部位の直径、すなわち最小径Ｄ１は、スリーブ１の第２段部の内径Ｄ２以下となるように形成されている。   On the other hand, in the direction (radial direction) orthogonal to the axis CL, the diameter of the deepest portion of the circumferential groove 1d, that is, the minimum diameter D1 is formed to be equal to or smaller than the inner diameter D2 of the second step portion of the sleeve 1. Yes.

上述したように、スラストプレート３のスリーブ１への固定は、高温下での接着剤４の硬化により行なわれ、また、スラストプレート３の材料はスリーブ１の材料よりも大きい線膨張係数を有する。
従って、スリーブ１の第２段部１ｂ２の内径の方がスラストプレート３の外径よりも大きく熱拡張して両者の径差が常温の場合よりも大きい状態で固着される、
そのため、接着剤４の硬化後における常温への温度降下に伴って、スリーブ１の第２段部１ｂ２の周壁が縮径しようとするものの、スラストプレート３に接着固定されているためにそれが阻止され残留応力が生じる As described above, the thrust plate 3 is fixed to the sleeve 1 by curing the adhesive 4 at a high temperature, and the material of the thrust plate 3 has a larger linear expansion coefficient than the material of the sleeve 1.
Accordingly, the inner diameter of the second step portion 1b2 of the sleeve 1 is thermally expanded to be larger than the outer diameter of the thrust plate 3, and the second step portion 1b2 is fixed in a state where the difference in diameter between the two is larger than that at room temperature.
For this reason, the peripheral wall of the second step portion 1b2 of the sleeve 1 tends to be reduced in diameter as the temperature of the adhesive 4 decreases to room temperature after curing, but this is prevented because it is bonded and fixed to the thrust plate 3. Resulting in residual stress

この状態において、実施例では上述したような周溝１ｄが形成されているので、この残留応力によりラジアル動圧軸受部ＲＢが変形することを防止できる。
すなわち、残留応力による変形は、第２段部１ｂ２の内周径Ｄ２よりも小径の部位を有する周溝１ｄによって薄肉された部位でその伝播が遮断される。 In this state, since the circumferential groove 1d as described above is formed in the embodiment, it is possible to prevent the radial dynamic pressure bearing portion RB from being deformed by this residual stress.
In other words, the deformation due to the residual stress is blocked from propagating at the portion thinned by the circumferential groove 1d having a portion having a smaller diameter than the inner peripheral diameter D2 of the second step portion 1b2.

従って、スリーブ１における端部１ｄ１に対するラジアル動圧軸受ＲＢ側の変形が極めて生じ難くなっている。
また、この変形の伝播を遮断する周溝１ｄの軸ＣＬ方向における最もラジアル動圧軸受ＲＢ側の位置、すなわち、端部１ｄ１が、ラジアル動圧溝ＤＭ２のスラストプレート３側の端部ＤＭ２ｔの位置よりもスラストプレート３側にあるので、スリーブ１のラジアル動圧軸受ＲＢ側の変形が更に生じ難くなっている。 Therefore, deformation on the radial dynamic pressure bearing RB side with respect to the end 1d1 in the sleeve 1 is extremely difficult to occur.
Further, the position of the circumferential groove 1d that blocks the propagation of the deformation in the axial CL direction, that is, the position closest to the radial dynamic pressure bearing RB, that is, the end 1d1 is the position of the end DM2t of the radial dynamic pressure groove DM2 on the thrust plate 3 side. Since it is on the thrust plate 3 side, deformation of the sleeve 1 on the radial dynamic pressure bearing RB side is further less likely to occur.

また、スリーブ１の外周面における周溝１ｄよりもさらに一端部側には、端部に向かうに従って縮径するテーパ部ＴＰが形成されている。
これは、後述するモータ５１におけるモータベース３１への嵌着時に互いが干渉せずに良好に固定されるために設けられている。 Further, a taper portion TP that is reduced in diameter toward the end portion is formed on one end portion side of the outer peripheral surface of the sleeve 1 further than the peripheral groove 1d.
This is provided so that the motor 51 (described later) can be fixed well without interfering with the motor base 31 when fitted.

上述した実施例の流体動圧軸受装置５０は、その周溝１ｄを、上述した断面が略三角形形状のものに限らず、断面が略矩形形状の周溝１ｄｄとしてもよい。この周溝１ｄｄを有する流体動圧軸受装置５０Ａを図６に示す。   In the fluid dynamic bearing device 50 of the above-described embodiment, the circumferential groove 1d is not limited to the above-described one having a substantially triangular cross section, and may be a circumferential groove 1dd having a substantially rectangular cross section. A fluid dynamic bearing device 50A having the circumferential groove 1dd is shown in FIG.

この例においても、周溝１ｄｄの最小径Ｄ１が第２段部１ｂ２の内周径Ｄ２以下に設定され、軸ＣＬ方向において、スリーブ１の他端部の端面１ｅから周溝１ｄｄの端部（凹みの開始部位）１ｄｄ１までの距離Ｌ１は、スリーブ１の一端部側のラジアル動圧溝ＤＭ２と重ならないように設定されている。
より具体的には、この距離Ｌ１は、スリーブ１の端面１ｅからラジアル動圧溝ＤＭ２のスラストプレート３側の端部ＤＭ２ｔまでの距離Ｌ２より大きくなるように設定されている。 Also in this example, the minimum diameter D1 of the circumferential groove 1dd is set to be equal to or smaller than the inner circumferential diameter D2 of the second step portion 1b2, and the end portion of the circumferential groove 1dd from the end surface 1e of the other end portion of the sleeve 1 in the axis CL direction ( The distance L1 to the dent starting portion) 1dd1 is set so as not to overlap the radial dynamic pressure groove DM2 on one end side of the sleeve 1.
More specifically, the distance L1 is set to be larger than the distance L2 from the end surface 1e of the sleeve 1 to the end portion DM2t on the thrust plate 3 side of the radial dynamic pressure groove DM2.

具体的には、この距離Ｌ１は、スリーブ１の端面１ｅからラジアル動圧溝ＤＭ２のスラストプレート３側端部ＤＭ２ｔまでの距離Ｌ２より大きくなるように設定されている。   Specifically, the distance L1 is set to be larger than the distance L2 from the end surface 1e of the sleeve 1 to the end portion DM2t of the radial dynamic pressure groove DM2 on the thrust plate 3 side.

上述した実施例の流体動圧軸受装置５０，５０Ａは、種々のモータに搭載することができ、図２を用いてこの流体動圧軸受装置５０を搭載したモータ５１について説明する。   The fluid dynamic bearing devices 50 and 50A of the embodiment described above can be mounted on various motors, and a motor 51 mounted with the fluid dynamic bearing device 50 will be described with reference to FIG.

このモータ５１は、ＨＤＤ（ハードディスクドライブ）に搭載されハードディスクを駆動するモータであり、例えば、５４００回／分で定常回転する。   The motor 51 is a motor that is mounted on an HDD (Hard Disk Drive) and drives the hard disk, and, for example, constantly rotates at 5400 times / minute.

ステータＳとしては、貫通孔３１ｂとその周囲に環状に立ち上げられた環状壁３１ａとが形成されたモータベース３１と、この環状壁３１ａの内周面に外周面が圧入固定された流体動圧軸受装置５０のスリーブ１と、このスリーブ１に固定されたスラストプレート３と、環状壁３１ａの外周面に固定され突極に駆動コイル３２が巻回されたコア３３と、モータベース３１の内底面３１ｆに固定されたリング状の吸引プレート３４と、を備える。   As the stator S, a motor base 31 in which a through hole 31b and an annular wall 31a raised in the periphery thereof are formed, and a fluid dynamic pressure in which an outer peripheral surface is press-fitted and fixed to an inner peripheral surface of the annular wall 31a. The sleeve 1 of the bearing device 50, the thrust plate 3 fixed to the sleeve 1, the core 33 fixed to the outer peripheral surface of the annular wall 31a and wound with the drive coil 32 around the salient pole, and the inner bottom surface of the motor base 31 And a ring-shaped suction plate 34 fixed to 31f.

また、このステータＳに対して流体動圧軸受装置５０を介して回動自在に支持されるロータＲとしては、シャフト２に固定され円板状の基部３５ａ及びこの基部３５ａの周縁から立ち上げられた周壁部３５ｂを有するハブ３５と、この周壁部３５ｂの内面に固着されコア３３の外周面と近接対向するリングマグネット３６と、を備える。   Further, the rotor R that is rotatably supported by the stator S via the fluid dynamic pressure bearing device 50 is fixed to the shaft 2 and is raised from a disc-shaped base portion 35a and a peripheral edge of the base portion 35a. A hub 35 having a peripheral wall portion 35b, and a ring magnet 36 that is fixed to the inner surface of the peripheral wall portion 35b and that is in close proximity to the outer peripheral surface of the core 33.

吸引プレート３４は、リングマグネット３６と近接対向するよう配置されてロータＲに対してステータＳ側に吸引する吸引力を発揮し、流体動圧軸受装置５０のフランジ５の浮上力とバランスされて良好な回転特性が得られるよう構成されている。   The suction plate 34 is disposed so as to face and oppose the ring magnet 36, exhibits a suction force that attracts the rotor R toward the stator S, and is well balanced with the floating force of the flange 5 of the fluid dynamic bearing device 50. It is comprised so that a favorable rotation characteristic may be acquired.

このモータ５１がＨＤＤに搭載される際には、ハブ３５の周壁部３５ｂの外周面に２つのハードディスクＨＤがスペーサ３７を挟んで配設される。
モータベース３１の外底面３１ｈにおける貫通孔３１ｂの周囲は、円形の凹部３１ｇとされている。この凹部３１ｇは、モータベース３１とスリーブ１との間に両者を確実に導通させるための導電性接着剤を塗布する場合に、その接着剤が外底面３１ｈからはみ出して突出しないようにする為に設けられている。 When the motor 51 is mounted on the HDD, two hard disks HD are disposed on the outer peripheral surface of the peripheral wall portion 35 b of the hub 35 with the spacer 37 interposed therebetween.
The periphery of the through hole 31b in the outer bottom surface 31h of the motor base 31 is a circular recess 31g. The recess 31g is used to prevent the adhesive from protruding from the outer bottom surface 31h when a conductive adhesive is applied between the motor base 31 and the sleeve 1 to ensure conduction between the motor base 31 and the sleeve 1. Is provided.

ここで、流体動圧軸受装置５０における、周溝１ｄの最小径Ｄ１と第２段部１ｂ２の内径Ｄ２との差をΔＤ＝Ｄ１−Ｄ２として、このΔＤと円筒度ＥＴの変化量ΔＥＴとの関係について図３に示し、また、同じくΔＤとスラストプレート３のスリーブ１への接着強度Ｆとの関係について図４に示してそれぞれ詳述する。   Here, in the fluid dynamic bearing device 50, the difference between the minimum diameter D1 of the circumferential groove 1d and the inner diameter D2 of the second step portion 1b2 is ΔD = D1−D2, and ΔD and the change amount ΔET of the cylindricity ET The relationship is shown in FIG. 3, and the relationship between ΔD and the adhesive strength F of the thrust plate 3 to the sleeve 1 is also shown in FIG. 4 and will be described in detail.

いずれも、周溝１ｄをＬ１＝Ｌ２として形成した場合のものであるが、Ｌ１＞Ｌ２の場合でも同様の結果を得るものである。
上記の円筒度ＥＴの変化量ΔＥＴは、６０℃の環境下で接着剤４を硬化させ、その後に常温（２３℃）に戻した際の円筒度ΔＥＴと基準となる設定値との差を示しており、いずれの図も同じ工程と作業を施しての比較である。 In either case, the circumferential groove 1d is formed with L1 = L2, but similar results are obtained even when L1> L2.
The change amount ΔET of the cylindricity ET indicates a difference between the cylindricity ΔET and the reference set value when the adhesive 4 is cured in an environment of 60 ° C. and then returned to normal temperature (23 ° C.). Each figure is a comparison with the same process and work.

＜ΔＤとΔＥＴとの関係（図３）＞
ΔＤが大きい程（周溝１ｄが浅くなる程）変化量ΔＥＴが増加し、特に０（ゼロ）を越えると急激に増加（悪化）する。
また、ΔＤがマイナスの領域において、ΔＥＴは安定して小さい値を維持する。
従って、ΔＤ≦０、すなわち、周溝１ｄの最小径Ｄ１を第２段部１ｂ２の内径Ｄ２以下に設定すると極めて良好な円筒度ＥＴが得られることがわかる。 <Relationship between ΔD and ΔET (FIG. 3)>
As ΔD is larger (as the circumferential groove 1d becomes shallower), the amount of change ΔET increases, and particularly when it exceeds 0 (zero), it rapidly increases (deteriorates).
In the region where ΔD is negative, ΔET stably maintains a small value.
Therefore, it can be seen that when ΔD ≦ 0, that is, the minimum diameter D1 of the circumferential groove 1d is set to be equal to or smaller than the inner diameter D2 of the second step portion 1b2, a very good cylindricity ET can be obtained.

＜ΔＤとＦとの関係（図４）＞
ΔＤが大きい程強度Ｆが向上することがわかる。
従って、必要な強度Ｆが得られる程度にΔＤを設定するとよい。
この場合、図３から、周溝１ｄの最小径Ｄ１を大きくしすぎると円筒度の変化量ΔＥＴが悪化することが明らかであるので、ΔＤ≦０の領域で最適な寸法を設定すると良い。
また、このΔＤ≦０の領域において、フランジ５の外径を小さく、すなわち第１段部１ｂ１の内径Ｄ３（図１参照）を小さくして径方向の肉厚を確保してもよい。 <Relationship between ΔD and F (FIG. 4)>
It can be seen that the strength F increases as ΔD increases.
Accordingly, ΔD may be set to such an extent that the necessary intensity F can be obtained.
In this case, it is clear from FIG. 3 that if the minimum diameter D1 of the circumferential groove 1d is excessively increased, the change amount ΔET of the cylindricity is deteriorated. Therefore, it is preferable to set an optimum dimension in a region where ΔD ≦ 0.
Further, in this region of ΔD ≦ 0, the outer diameter of the flange 5 may be reduced, that is, the inner diameter D3 (see FIG. 1) of the first step portion 1b1 may be reduced to ensure the radial thickness.

一般に、ＨＤＤに搭載されたハードディスクドライブに搭載されるモータに要求される耐加速度は１０００Ｇであり、この耐加速度性を満足するスラストプレートの接着強度Ｆは６００Ｎ以上であることが知られている。
従って、図４においては、ΔＤを、６００Ｎ以上の強度Ｆが得られる−０．１４≦ΔＤとし、図３の条件と合わせて、
−０．１４≦ΔＤ≦０ とすることで、良好な円筒度と強度とを両立して得ることができる。 In general, it is known that the acceleration resistance required for a motor mounted on a hard disk drive mounted on an HDD is 1000 G, and the adhesive strength F of a thrust plate that satisfies this acceleration resistance is 600 N or more.
Therefore, in FIG. 4, ΔD is set to −0.14 ≦ ΔD at which an intensity F of 600 N or more is obtained, and in accordance with the conditions of FIG.
By satisfying −0.14 ≦ ΔD ≦ 0, both good cylindricity and strength can be obtained at the same time.

第１段部１ｂ１の内径をＤ３とし、スリーブ１の外径をＤ４とすると、上述の条件を満足するために一例として、
Ｄ１＝φ６．９０ｍｍ
Ｄ２＝φ６．９２ｍｍ
Ｄ３＝φ５．８０ｍｍ
Ｄ４＝φ７．８０ｍｍ
と設定することができる。 Assuming that the inner diameter of the first step portion 1b1 is D3 and the outer diameter of the sleeve 1 is D4, in order to satisfy the above-described conditions, as an example,
D1 = φ6.90mm
D2 = φ6.92mm
D3 = φ5.80mm
D4 = φ7.80mm
Can be set.

この実施例と、周溝１ｄを有していないという点のみが異なり他が同じである比較例とについて、円筒度変化量ΔＥＴを比較したグラフを図５として示す。
この図から、周溝１ｄを設けた実施例の円筒度変化量ΔＥＴは、従来の０．１３μｍに対して０．０３μｍと約１／３に減少しており、また、ばらつきも大幅に低減していることがわかる。 FIG. 5 shows a graph comparing the cylindricity change amount ΔET between this example and a comparative example which is different only in that it does not have the circumferential groove 1d and is otherwise the same.
From this figure, the cylindricity change amount ΔET of the embodiment provided with the circumferential groove 1d is reduced to about 1/3, 0.03 μm, compared to the conventional 0.13 μm, and the variation is also greatly reduced. You can see that

以上、詳述したように、実施例の流体動圧軸受装置５０，５０Ａとそれを備えたモータ５１は、スラストプレート３をスリーブ１に対して接着剤４により高温下で固着しても、スリーブ１の内径の円筒度が高い精度で維持され、高い長期信頼性が得られる。
また、製造工程において、円筒度を低下させずに接着剤を高温下で硬化させることができるので、硬化が促進されて生産性が極めて高いという効果が得られる。 As described above in detail, the fluid dynamic pressure bearing devices 50 and 50A of the embodiment and the motor 51 including the same can be used even if the thrust plate 3 is fixed to the sleeve 1 with the adhesive 4 at a high temperature. The cylindricity of the inner diameter of 1 is maintained with high accuracy, and high long-term reliability is obtained.
In addition, in the manufacturing process, the adhesive can be cured at a high temperature without reducing the cylindricity, so that the effect of promoting the curing and extremely high productivity can be obtained.

本発明の実施例は、上述した構成及び手順に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲において変形例としてもよいのは言うまでもない。   The embodiment of the present invention is not limited to the configuration and procedure described above, and it goes without saying that modifications may be made without departing from the scope of the present invention.

周溝１ｄ，１ｄｄは上述した例に限らず、断面が円弧状のものでもよい。
また、１つに限らず、軸ＣＬ方向に並んで形成された複数の溝であってもよい。
その場合は、最もスリーブ１の他端部１ｅに近い凹みの開始部位を周溝の端部１ｄ１（１ｄｄ１）に相当する部位と、また、最も深く部位の直径を最小径Ｄ１とみなすことができる。 The circumferential grooves 1d and 1dd are not limited to the example described above, and may have a circular cross section.
Further, the number of grooves is not limited to one, and may be a plurality of grooves formed side by side in the axis CL direction.
In that case, the start portion of the recess closest to the other end 1e of the sleeve 1 can be regarded as the portion corresponding to the end 1d1 (1dd1) of the circumferential groove, and the diameter of the deepest portion can be regarded as the minimum diameter D1. .

実施例は、ラジアル動圧軸受ＲＢの動圧溝ＤＭ１，ＤＭ２がスリーブ１の内周面に形成されたものであるが、シャフト２の外周面に設けられたものであってもよい。
この場合においても、各動圧溝ＤＭ１，ＤＭ２に対向するスリーブ１の内周面の高い円筒度が維持されて同様の効果を奏することは言うまでもない。 In the embodiment, the dynamic pressure grooves DM1 and DM2 of the radial dynamic pressure bearing RB are formed on the inner peripheral surface of the sleeve 1. However, the dynamic pressure grooves DM1 and DM2 may be provided on the outer peripheral surface of the shaft 2.
Even in this case, it goes without saying that a high cylindricity of the inner peripheral surface of the sleeve 1 facing each of the dynamic pressure grooves DM1 and DM2 is maintained and the same effect is obtained.

周溝１ｄ，１ｄｄは、外周面１ｃを周回する溝であることが最も望ましいが、複数に分断されていても概ね周回するように形成されていればよい溝である。
スリーブ１の外周面１ｃの周長に対して、この周溝１ｄ，１ｄｄが形成されている範囲の比率が５０％以上であれば、顕著な効果を発揮することができる The circumferential grooves 1d and 1dd are most preferably grooves that circulate around the outer peripheral surface 1c, but may be grooves that are formed so as to circulate generally even when divided into a plurality of parts.
If the ratio of the range in which the circumferential grooves 1d and 1dd are formed to the circumferential length of the outer peripheral surface 1c of the sleeve 1 is 50% or more, a remarkable effect can be exhibited.

実施例の流体動圧軸受５０，５０Ａを搭載し得るモータは、ＨＤＤ用のモータに限るものではなく、ポリゴンミラー駆動用モータや、光ディスク駆動用モータなど、種々のモータを適用することができることは言うまでもない。   The motor on which the fluid dynamic pressure bearings 50 and 50A of the embodiment can be mounted is not limited to the HDD motor, and various motors such as a polygon mirror driving motor and an optical disk driving motor can be applied. Needless to say.

本発明の流体動圧軸受装置の実施例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the Example of the fluid dynamic pressure bearing apparatus of this invention. 本発明のモータの実施例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the Example of the motor of this invention. 周溝最小径Ｄ１と第２段部内径Ｄ２との差ΔＤと、円筒度変化量ΔＥＴとの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship of difference (DELTA) D of the circumferential groove minimum diameter D1 and 2nd step part internal diameter D2, and cylindricity change amount (DELTA) ET. 周溝最小径Ｄ１と第２段部内径Ｄ２との差ΔＤと、スラストプレート３の接着強度との関係を示すグラフである。4 is a graph showing a relationship between a difference ΔD between a circumferential groove minimum diameter D1 and a second step portion inner diameter D2, and an adhesive strength of the thrust plate 3. 本比較例と発明に係る実施例とにおける円筒度変化量ΔＥＴの違いを説明するグラフである。It is a graph explaining the difference of cylindricity change amount (DELTA) ET between the comparative example and the Example which concerns on this invention. 本発明の流体動圧軸受装置の変形例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the modification of the fluid dynamic pressure bearing apparatus of this invention. 従来の流体動圧軸受装置の一例を説明する断面図である。It is sectional drawing explaining an example of the conventional fluid dynamic pressure bearing apparatus.

符号の説明Explanation of symbols

１ スリーブ
１ａ 貫通孔
１ｂ 段部
１ｂ１，１ｂ２ 第１，第２段部
１ｃ 外周面
１ｄ，１ｄｄ 周溝
１ｄ１，１ｄｄ１ 端部
１ｅ （他端部の）端面
１ｆ 外底面
２ シャフト
３ スラストプレート
３ａ 外面
４ 接着剤
５ フランジ
６ 潤滑流体
３１ モータベース
３１ａ 環状壁
３１ｂ 貫通孔
３１ｆ 内底面
３１ｇ 凹部
３１ｈ 外底面
３２ コイル
３３ コア
３４ 吸引プレート
３５ ハブ
３５ａ 基部
３５ｂ 周壁部
３６ リングマグネット
３７ スペーサ
５０ 流体動圧軸受装置
５１ モータ
ＣＬ 軸
ＤＭ１，ＤＭ２ ラジアル動圧溝
ＨＤ ハードディスク
ＳＢ スラスト動圧軸受部
ＲＢ ラジアル動圧軸受部
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Sleeve 1a Through-hole 1b Step part 1b1, 1b2 1st, 2nd step part 1c Peripheral surface 1d, 1dd Circumferential groove 1d1, 1dd1 End part 1e (of other end part) End face 1f Outer bottom face 2 Shaft 3 Thrust plate 3a Outer face 4 Adhesive 5 Flange 6 Lubricating fluid 31 Motor base 31a Annular wall 31b Through hole 31f Inner bottom 31g Recess 31h Outer bottom 32 Coil 33 Core 34 Suction plate 35 Hub 35a Base 35b Peripheral wall 36 Ring magnet 37 Spacer 50 Fluid dynamic bearing device 51 Motor CL Shaft DM1, DM2 Radial dynamic pressure groove HD Hard disk SB Thrust dynamic pressure bearing portion RB Radial dynamic pressure bearing portion

Claims (7)

スリーブと該スリーブに挿通されたシャフトとを含み、前記シャフトを、動圧軸受部を介して前記スリーブに対して回転自在に支持する構成の流体動圧軸受装置において、
前記スリーブは、貫通孔と、該スリーブの一端部側に形成された該スリーブの外径よりも小径なる第１の径の内周面を有する第１の段部を有する一方、
前記第１の段部に収容されると共に前記貫通孔の前記一端部側を封止し前記スリーブに接着剤で固着されたスラストプレートと、
前記貫通孔の内周面または前記シャフトの外周面に形成された動圧溝と、
前記スリーブの外周面における前記一端部側に設けられた周溝と、を備え、
前記スリーブの線膨張係数は前記スラストプレートの線膨張係数より大きく、
該周溝における前記スリーブの他端部側となる端部が、前記動圧溝の前記一端部側の端部よりも前記一端部側に位置し、
前記周溝における最小径は、前記第１の径以下であり、
前記接着剤は加熱された状態において硬化されることを特徴とする流体動圧軸受装置。 A fluid dynamic bearing device comprising a sleeve and a shaft inserted through the sleeve, wherein the shaft is rotatably supported with respect to the sleeve via a dynamic pressure bearing portion;
The sleeve has a first step portion having a through hole and an inner peripheral surface having a first diameter smaller than the outer diameter of the sleeve formed on one end side of the sleeve,
A thrust plate which is adhesively secured to the sealed said sleeves said one end of the through hole while being pre SL contained in the first stage portion,
A dynamic pressure groove formed on the inner peripheral surface of the through hole or the outer peripheral surface of the shaft;
A circumferential groove provided on the one end side of the outer peripheral surface of the sleeve,
The sleeve has a linear expansion coefficient greater than that of the thrust plate,
An end portion of the circumferential groove that is the other end portion side of the sleeve is located closer to the one end portion than an end portion of the one end portion side of the dynamic pressure groove ,
The minimum diameter in the circumferential groove is not more than the first diameter,
The fluid dynamic bearing device according to claim 1, wherein the adhesive is cured in a heated state . 前記周溝は、前記スリーブの外周面を周回する溝、または前記スリーブの外周面の周長に対して溝が形成されている範囲の比率が５０％以上の溝であることを特徴とする請求項１に記載の流体動圧軸受装置。 The circumferential groove is a groove that circulates around the outer peripheral surface of the sleeve, or a groove having a ratio of a range in which the groove is formed with respect to the peripheral length of the outer peripheral surface of the sleeve is 50% or more. Item 2. The fluid dynamic bearing device according to Item 1. 前記周溝によって薄肉された前記スリーブの部位で応力の伝播を遮断することを特徴とする請求項１または２に記載の流体動圧軸受装置。   3. The fluid dynamic bearing device according to claim 1, wherein propagation of stress is blocked at a portion of the sleeve thinned by the circumferential groove. 4. 前記周溝の断面が略三角形状、略矩形状または円弧状であることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の流体動圧軸受装置。 The fluid dynamic pressure bearing device according to any one of claims 1 to 3, wherein a cross section of the circumferential groove has a substantially triangular shape, a substantially rectangular shape, or an arc shape . 前記周溝の最小径をＤ１、前記第１の径の内径をＤ２とすると、−０．１４ｍｍ≦Ｄ１−Ｄ２≦０ｍｍを満たすことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の流体動圧軸受装置。 The fluid according to any one of claims 1 to 4, wherein -0.14 mm≤D1-D2≤0 mm is satisfied, where D1 is a minimum diameter of the circumferential groove and D2 is an inner diameter of the first diameter. Hydrodynamic bearing device. 前記接着剤は、６０℃以上の温度で加熱されて硬化されることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の流体動圧軸受装置。  The fluid dynamic bearing device according to claim 1, wherein the adhesive is cured by being heated at a temperature of 60 ° C. or higher. 請求項１〜請求項６のいずれかに記載の流体動圧軸受装置を備えたモータ。 A motor comprising the fluid dynamic bearing device according to any one of claims 1 to 6 .

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