JPH0337411A - Dynamic pressure bearing rotating device - Google Patents
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
［産業上の利用分野コ
本発明は、動圧軸受回転装置に関し、例えばレーザービ
ームプリンタ等に使用される偏向走査装置に適用して好
適な回転装置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a hydrodynamic bearing rotating device, and relates to a rotating device suitable for application to a deflection scanning device used in, for example, a laser beam printer.
［従来の技術］
近年、高速あるいは高精度の回転を行なう回転装置に関
する要求は高まって来ており、特にレーザービームプリ
ンタ等では高精度な回転装置を得るために非接触で回転
する動圧軸受が用いられている（例えば、特願平１−３
５５６４号等）。[Prior Art] In recent years, the demand for rotating devices that rotate at high speed or with high precision has been increasing, and in order to obtain high-precision rotating devices, especially for laser beam printers, hydrodynamic bearings that rotate without contact are being used. (For example, Japanese patent application No. 1-3
5564 etc.).
第５図は、動圧軸受を用いたレーザービームプリンタの
偏向走査回転装置を示す断面図である。FIG. 5 is a sectional view showing a deflection scanning rotation device of a laser beam printer using a hydrodynamic bearing.
同図において、回転軸１とスリーブ２は回転可能に嵌合
されており、スリーブ２の下端部にはスラスト板３が固
定板４とともに配置され外筒５に固定されている。回転
軸１にはフランジ６が固定され、フランジ６の上部には
回転う面鏡７が固定され、下部には駆動用マグネット８
が固定されたヨーク９が固定されている。また、駆動用
マグネット８と対向する位置には外筒５に固定されたス
テータ（固定子）１０が設置されている。In the figure, a rotating shaft 1 and a sleeve 2 are rotatably fitted, and a thrust plate 3 is arranged at the lower end of the sleeve 2 together with a fixed plate 4 and fixed to an outer cylinder 5. A flange 6 is fixed to the rotating shaft 1, a rotating mirror 7 is fixed to the upper part of the flange 6, and a driving magnet 8 is fixed to the lower part of the flange 6.
A yoke 9 is fixed. Further, a stator 10 fixed to the outer cylinder 5 is installed at a position facing the driving magnet 8.
ここで、スラスト板３には、回転軸１の端部と対向する
面に浅溝１１が刻設されて動圧スラスト軸受が形成され
ているとともに、潤滑流体の循環用の孔１２および溝１
３が設けられている。また、回転軸１の外周面には、ス
リーブ２の内周面と対向する位置に２個のヘリングボー
ン状の浅溝１４か刻設され動圧ラジアル軸受が形成され
ている。さらに、スリーブ開口部近傍には前記動圧スラ
スト軸受側に潤滑流体か流れる様なスパイラル状の浅溝
１５が刻設されている。また、スリーブ２には、前記ヘ
リングボーン状の浅溝１４と前記スパイラル状の浅溝１
５の間の位置に凹部１６が設けられ、さらに小径孔１７
が設けられている。これにより、前記動圧スラスト軸受
部の安定性が確保される（例えば特願平１−３５５６４
号）。Here, the thrust plate 3 has shallow grooves 11 carved on its surface facing the end of the rotating shaft 1 to form a dynamic pressure thrust bearing, and holes 12 and grooves 1 for circulation of lubricating fluid.
3 is provided. Furthermore, two herringbone-shaped shallow grooves 14 are cut into the outer circumferential surface of the rotating shaft 1 at positions facing the inner circumferential surface of the sleeve 2, thereby forming a hydrodynamic radial bearing. Further, a shallow spiral groove 15 is cut in the vicinity of the sleeve opening to allow lubricating fluid to flow toward the dynamic pressure thrust bearing. The sleeve 2 also includes the herringbone-shaped shallow groove 14 and the spiral shallow groove 1.
A recess 16 is provided at a position between 5 and a small diameter hole 17.
is provided. This ensures the stability of the dynamic pressure thrust bearing (for example, Japanese Patent Application No. 1-35564
issue).
［発明か解決しようとする課題］
しかしなから、上記従来例では、高精度に安定した特性
を得るという点からみて、次の様な欠点があった。[Problem to be Solved by the Invention] However, the above-mentioned conventional example has the following drawbacks from the viewpoint of obtaining highly accurate and stable characteristics.
（１）回転多面鏡がラジアル軸受で支持されている位置
に対して外側に配置されているために、回転多面鏡等の
アンバランスや外部振動によりみそすり運動を引き起こ
した場合には、回転多面鏡部に振れが大きくなり、レー
ザビームプリンタ等の画像特性等が劣化する。(1) Because the rotating polygon mirror is located outside of the position supported by the radial bearing, if the rotating polygon mirror causes miso movement due to unbalance or external vibration, Shaking of the mirror becomes large and the image characteristics of laser beam printers, etc. deteriorate.
（２）高速回転時において、軸外周面のスパイラル溝部
の隙間が狭いため損失トルクが大きくなる。また、流量
あるいは発生圧力が大きくなり、動圧スラスト軸受の安
定性を損なう恐れがある。(2) During high-speed rotation, the gap between the spiral grooves on the outer circumferential surface of the shaft is narrow, so loss torque increases. Furthermore, the flow rate or generated pressure increases, which may impair the stability of the dynamic pressure thrust bearing.
本発明は、上述の従来形における問題点に鑑み、回転多
面鏡部に振れを小さく抑えて安定した画像特性を得ると
ともに、損失トルクの増加を抑え、ざらに動圧スラスト
軸受の安定性を損なう恐れのない動圧軸受回転装置を提
供することを目的とする。In view of the above-mentioned problems with the conventional type, the present invention suppresses vibration in the rotating polygon mirror section to obtain stable image characteristics, and also suppresses the increase in torque loss, which roughly impairs the stability of the dynamic pressure thrust bearing. The purpose is to provide a fear-free hydrodynamic bearing rotating device.
［課題を解決するための手段および作用コ上記の目的を
達成するため、本発明に係る動圧軸受回転装置は、複数
個のヘリングボーン状の動圧ラジアル軸受部のうち、回
転多面鏡に近い方の軸受部の隙間を他の動圧ラジアル軸
受部の隙間より狭くするとともに、スリーブ開口部近傍
に設けられたスパイラル状の動圧溝部の隙間は、いずれ
のヘリングボーン状の動圧ラジアル軸受部の隙間よりも
広くするようにしている。[Means and effects for solving the problem] In order to achieve the above-mentioned object, the hydrodynamic bearing rotation device according to the present invention has a hydrodynamic bearing rotating device that is similar to a rotating polygon mirror among a plurality of herringbone-shaped hydrodynamic radial bearings. The gap in one bearing part is narrower than the gap in the other hydrodynamic radial bearing part, and the gap in the spiral dynamic pressure groove provided near the sleeve opening I try to make it wider than the gap between.
これにより、回転体がみそすり運動を起こした場合にお
いても回転多面鏡部の振れを小さくするとともに、高速
回転時においても損失トルクの増加や動圧スラスト軸受
部の安定性を損なうことを防ぐようにしたものである。This reduces the vibration of the rotating polygon mirror even when the rotating body undergoes wobbling motion, and also prevents an increase in torque loss and loss of stability of the hydrodynamic thrust bearing even during high-speed rotation. This is what I did.
［実施例コ 以下、図面を用いて本発明の詳細な説明する。[Example code] Hereinafter, the present invention will be explained in detail using the drawings.
実施例１
第１図は、本発明の一実施例に係る動圧軸受回転装置の
断面を示す。なお、これ以降第５図と同一部材で機能が
同じであるものについては、同一番号を付すものとし説
明を省略する。Embodiment 1 FIG. 1 shows a cross section of a hydrodynamic bearing rotating device according to an embodiment of the present invention. From now on, the same members and the same functions as those in FIG. 5 will be designated by the same numbers and their explanations will be omitted.
第１図において、回転軸１０１ とスリーブ１０２は回
転可能に嵌合されている。回転軸１０１には図中上方に
フランジ６が固定され、フランジ６の上部には回転多面
鏡７が固定されている。また、回転軸１０１の外周面と
スリーブ１０２の内周面が対向する部分には、同一形状
のヘリングボーン状の浅溝１１４ａ、 １１４ｂが刻設
され、動圧ラジアル軸受が形成されている。さらに、ス
リーブ開口部近傍には、高速回転時にスリーブ開口部か
らの潤滑油の飛散を防ぐために、動圧スラスト軸受側に
潤滑流体が流れる様なスパイラル状の浅溝１１５が刻設
されている。In FIG. 1, a rotating shaft 101 and a sleeve 102 are rotatably fitted. A flange 6 is fixed to the rotating shaft 101 at the upper side in the figure, and a rotating polygon mirror 7 is fixed to the upper part of the flange 6. Furthermore, shallow herringbone grooves 114a and 114b having the same shape are cut in a portion where the outer circumferential surface of the rotating shaft 101 and the inner circumferential surface of the sleeve 102 face each other, thereby forming a dynamic pressure radial bearing. Furthermore, a shallow spiral groove 115 is cut in the vicinity of the sleeve opening to allow lubricating fluid to flow toward the dynamic pressure thrust bearing in order to prevent lubricating oil from scattering from the sleeve opening during high-speed rotation.
ここで、回転多面鏡７に近い方のヘリングボーン状の浅
溝１１４ａが刻設された動圧ラジアル軸受部の回転軸１
０１とスリーブ１０２との隙間は、他方のヘリングボー
ン状の浅溝１１４ｂが刻設された部分の隙間より狭く設
定しである。一方、スパイラル状の浅溝１１５が刻設さ
れた部分の隙間は、前記ヘリングポーン状の浅溝１１４
ａおよび１１４ｂが刻設された部分の隙間より広く設定
されている。Here, the rotating shaft 1 of the dynamic pressure radial bearing portion in which the herringbone-shaped shallow groove 114a is carved near the rotating polygon mirror 7
The gap between the sleeve 102 and the sleeve 102 is set to be narrower than the gap between the other herringbone-shaped shallow groove 114b. On the other hand, the gap in the part where the spiral shallow groove 115 is carved is the herringbone-shaped shallow groove 114.
a and 114b are set wider than the gap between the engraved portions.
例えは、ヘリングボーン状の浅溝１１４ａか刻設された
部分の隙間を５μｍとし、他方の浅溝１１４ｂが刻設さ
れた部分の隙間を１０μｍとし、スパイラル溝の浅溝１
１５が刻設された部分の隙間を２０μｍとしたと仮定す
る。動圧ラジアル軸受の剛性は隙間の２乗に反比例する
から、隙間１００ｍの時の剛性をＡ（Ｋｇ／μｍ）とす
ると、隙間５μｍ時の剛性は約４Ａ（Ｋｇ／μｍ）と推
定できる。For example, the gap in the part where the herringbone-shaped shallow groove 114a is carved is 5 μm, the gap in the part where the other shallow groove 114b is carved is 10 μm, and the shallow groove 1 in the spiral groove is 5 μm.
It is assumed that the gap between the portions marked with numerals 15 and 15 is 20 μm. The stiffness of a hydrodynamic radial bearing is inversely proportional to the square of the gap, so if the stiffness when the gap is 100 m is A (Kg/μm), the stiffness when the gap is 5 μm can be estimated to be about 4 A (Kg/μm).
ここで、第２図の様な軸受回転装置のモデルについて説
明する。第２図において、部品構成要素はすべて剛体と
し、ラジアル軸受１１４ａの剛性をＡ１ラジアル軸受１
１４ｂの剛性をＢとする。また、軸受間距離をし、上部
ラジアル軸受１１４ａと回転多面鏡との距離を℃とじ、
スラスト軸受のモーメント剛性はないものとし、回転多
面鏡部に外力Ｆか働くものとする。これらより、回転多
面鏡部の変位量ΔＸは
となる。ここで説明を簡単にするためにｕ＝Ｌとすると
、
となる。ここで、ヘリングボーン状の浅溝１１４ａ、
１１４ｂの部分の隙間を
■本発明に沿って、浅溝１１４ａ部の隙間を浅溝１１４
ｂ部の隙間の倍にした場合、
■従来通り、浅溝１１４ａ部の隙間と浅溝１１４ｂ部の
隙間とを等しくした場合、
■本発明の逆に、浅溝１１４ａ部の隙間を浅溝１１４ｂ
部の隙間の半分にした場合、
のそれぞれについて回転多面鏡部の変位量の概略値を計
算すれば次の第１表の様になる。Here, a model of a bearing rotating device as shown in FIG. 2 will be explained. In FIG. 2, all the components are rigid bodies, and the rigidity of the radial bearing 114a is set to A1 radial bearing 1.
Let B be the rigidity of 14b. In addition, the distance between the bearings is determined, and the distance between the upper radial bearing 114a and the rotating polygon mirror is expressed as °C.
It is assumed that the thrust bearing has no moment rigidity, and that an external force F acts on the rotating polygon mirror. From these, the amount of displacement ΔX of the rotating polygon mirror section is as follows. Here, in order to simplify the explanation, if u=L, then the following results. Here, a herringbone-shaped shallow groove 114a,
In accordance with the present invention, the gap in the shallow groove 114a portion is changed to the shallow groove 114.
If the gap in the shallow groove 114a is made equal to the gap in the shallow groove 114b as in the conventional case, ■Contrary to the present invention, the gap in the shallow groove 114a is doubled as the gap in the shallow groove 114b.
When the gap between the parts is half, the approximate displacement of the rotating polygon mirror part is calculated for each of the following Table 1.
第１表
この第１表から、本発明によれば、回転多面鏡等のアン
バランスや外部振動等の外力によるみそすり運動を引き
起こした場合に、回転多面鏡部の振れが効果的に小さく
なることが判る。Table 1 From this Table 1, it can be seen that according to the present invention, when the rotating polygon mirror is unbalanced or shaken by an external force such as external vibration, the deflection of the rotating polygon mirror is effectively reduced. I understand that.
また、スリーブ開口部近傍のスパイラル状の浅溝１１５
か刻設された部分の隙間を大きくとっているために、回
転時の損失トルクを減少することができる。損失トルク
は隙間に対して反比例するため、隙間が２倍になればこ
の部分での損失は１／２になる。したがって、前記浅溝
部１１４ａの部分で増加した分について損失トルクを減
少させることが可能となる。なお、浅溝１１５部は潤滑
油の飛散防止を目的としているため、ある程度の動圧が
作用すればその目的を果たすことができる。そのため、
相当量（例えば１０〜２００μｍ程度）広げることが可
能であり、これを広げることにより動圧スラスト軸受の
安定性を損なうことなく高速回転までイ史用することが
できることとなる。In addition, a spiral shallow groove 115 near the sleeve opening
Since the gap between the engraved portions is large, torque loss during rotation can be reduced. Since torque loss is inversely proportional to the gap, if the gap doubles, the loss in this area will be halved. Therefore, it is possible to reduce the loss torque by the amount increased at the shallow groove portion 114a. Note that since the purpose of the shallow groove 115 is to prevent lubricating oil from scattering, this purpose can be achieved if a certain amount of dynamic pressure is applied. Therefore,
It is possible to widen it by a considerable amount (for example, about 10 to 200 μm), and by widening it, the hydrodynamic thrust bearing can be used up to high speed rotation without impairing its stability.
したがって、浅溝１１４８部の隙間を狭くしたことによ
り、外力に対する回転多面鏡部の変位量を少なくするこ
とができ、これに伴って増加した損失トルクな浅溝１１
５部の隙間を広くすることによって減少させることがで
きる。また、高速回転時においても回転多面鏡部の振れ
が小さく、損失トルクを小さくすることができ、レーザ
プリンタ等の安定した画像特性を得ることが可能となる
。Therefore, by narrowing the gap between the shallow grooves 1148, it is possible to reduce the amount of displacement of the rotary polygon mirror against external forces, and the loss torque associated with this increases.
This can be reduced by widening the gap in section 5. Furthermore, even during high-speed rotation, the rotating polygon mirror has little vibration, and torque loss can be reduced, making it possible to obtain stable image characteristics for laser printers and the like.
東凰里ユ
第３図は、本発明に係る他の実施例を示す断面図である
。同図において、固定軸２Ｑ１は固定板２０４の中央に
固定され、固定板２０４は外筒２０５に固定されている
。固定軸２０１に対し回転可能に回転スリーブ２０２が
嵌合されている。固定！１ｉＩＩ１２０１には、スリー
ブ２０２の対向する面にヘリングボーン状の浅溝２１４
ａおよび２１４ｂが刻設されており、動圧ラジアル軸受
を形成している。さらに、ヘリングボーン状の浅溝２１
４ａと浅溝２１４ｂとの間にはスパイラル状の浅溝２１
５が刻設されており、回転スリーブ２０２の上端面に近
接する位置にはその中心部に絞り孔２１８を有するスラ
スト板２０３が固定されている。そこで、スパイラル状
の浅溝２１５で圧送された潤滑流体は、固定軸２０１と
スラスト板２０３との対向するところにスラスト圧力を
発生し、これにより固定軸２０１ とスラスト板２０３
とが非接触支持されている。FIG. 3 is a sectional view showing another embodiment of the present invention. In the figure, a fixed shaft 2Q1 is fixed to the center of a fixed plate 204, and the fixed plate 204 is fixed to an outer cylinder 205. A rotating sleeve 202 is rotatably fitted onto the fixed shaft 201 . Fixed! 1iIII1201 has a herringbone-shaped shallow groove 214 on the opposing surface of the sleeve 202.
a and 214b are carved to form a hydrodynamic radial bearing. Furthermore, a herringbone-shaped shallow groove 21
A spiral shallow groove 21 is provided between the shallow groove 4a and the shallow groove 214b.
5 is engraved, and a thrust plate 203 having a throttle hole 218 in its center is fixed at a position close to the upper end surface of the rotating sleeve 202. Therefore, the lubricating fluid pumped through the spiral shallow groove 215 generates thrust pressure where the fixed shaft 201 and the thrust plate 203 face each other.
are supported without contact.
前記回転スリーブの上部フランジ部２１９には回転多面
鏡７か固定されている。したがって、ヘリングボーン状
の浅溝２１４ａの方が回転多面鏡７に近いので、浅溝２
１４ａの部分の隙間を狭くしスパイラル状の浅溝２１５
を広くすることにより、回転う面鏡７の振れを小さくす
ることが可能となるとともに損失トルクの増加も防ぐこ
とが可能となる。また、スパイラル状の浅溝２１５は、
潤滑流体を固定軸２０１ とスラスト板２０３ との対
向する部分に圧送してスラスト圧力を発生させスラスト
支持するために設けられている。そのため、スパイラル
状の浅溝２１５の隙間の量としては、１０〜１００μｍ
程度（ただし空気潤滑の場合は５〜５０μｍ程度）が望
ましい。ただし、スパイラル状の浅溝２１５部の長さを
長くすればさらに隙間を広げることは可能である。A rotating polygon mirror 7 is fixed to the upper flange portion 219 of the rotating sleeve. Therefore, since the herringbone-shaped shallow groove 214a is closer to the rotating polygon mirror 7, the shallow groove 214a is closer to the rotary polygon mirror 7.
The gap in the part 14a is narrowed and a shallow spiral groove 215 is formed.
By widening the angle, it is possible to reduce the deflection of the rotating conical mirror 7, and it is also possible to prevent an increase in loss torque. Moreover, the spiral shallow groove 215 is
It is provided to force-feed lubricating fluid to the opposing portions of the fixed shaft 201 and the thrust plate 203 to generate thrust pressure and provide thrust support. Therefore, the amount of gap between the spiral shallow grooves 215 is 10 to 100 μm.
(however, in the case of air lubrication, about 5 to 50 μm) is desirable. However, it is possible to further widen the gap by increasing the length of the spiral shallow groove 215 portion.
実施例３
第４図は、本発明に係る他の実施例を示す断面図である
。同図の回転装置ては、回転軸１０１とスリーブ１０２
の対向する面において、回転軸１０１に刻設されたヘリ
ングボーン状の浅溝１１４ａ 、１１４ｂに対向するス
リーブ内面は浅溝１１４ｂ側から浅溝１１４ａに向けて
狭くなる様にテーバが付されている。このため軸受間に
段差がなくなるので、回転によるうすの発生を防止でき
、気泡等か生じる恐れがな１
くなる。また、スリーブの内径加工も容易となりコスト
ダウンも可能となる。Embodiment 3 FIG. 4 is a sectional view showing another embodiment according to the present invention. The rotating device in the figure includes a rotating shaft 101 and a sleeve 102.
The inner surface of the sleeve facing the herringbone-shaped shallow grooves 114a and 114b carved in the rotating shaft 101 is tapered so as to become narrower from the shallow groove 114b side toward the shallow groove 114a. . As a result, there is no difference in level between the bearings, so it is possible to prevent the occurrence of thinning due to rotation, and there is no possibility that air bubbles or the like may be formed. In addition, the inner diameter of the sleeve can be easily machined and costs can be reduced.
なお、ヘリングボーン状の浅溝部に対向するスリーブ内
面に上述のようにテーバが付されているので、図中上部
より下部に流体が流れやすくなる。したがって、動圧ス
ラスト軸受に発生する圧力が若干高くなるが、浮上量が
わずかに多くなるだけで特性上の問題を生じることはな
く、ラジアル軸受としても支障はない。Note that since the inner surface of the sleeve facing the herringbone-shaped shallow groove is tapered as described above, fluid flows more easily from the upper part to the lower part in the figure. Therefore, although the pressure generated in the dynamic pressure thrust bearing is slightly higher, the flying height is only slightly increased and there is no problem with the characteristics, and there is no problem even if it is used as a radial bearing.
また、スパイラル状の浅溝１）５部については、テーバ
であっても、平行であってもかまわない。Further, the spiral shallow groove 1) 5 may be tapered or parallel.
［発明の効果コ
以上説明したように、本発明によれは、複数個のヘリン
グボーン状の動圧ラジアル軸受部のうち、回転多面鏡に
近い方の軸受部の隙間を他のへリングポーン状の動圧ラ
ジアル軸受部の隙間より狭くするとともに、スリーブ開
口部近傍に設けられたスパイラル状の動圧溝部の隙間を
ヘリングホーン状の動圧ラジアル軸受部の隙間より広く
しているので、回転多面鏡部の振れを小さくおさえる２
ことが可能となり、安定したレーザプリンタ等の画像特
性を得ることが可能となる。また、損失トルクの増加を
抑えることかでき、ざらに動圧スラスト軸受の安定性を
損なう恐れがなくなるという効果がある。[Effects of the Invention] As explained above, according to the present invention, among a plurality of herringbone-shaped dynamic pressure radial bearing parts, the gap between the bearing part near the rotating polygon mirror is replaced by another herringbone-shaped dynamic pressure radial bearing part. The gap in the spiral dynamic pressure groove provided near the sleeve opening is made narrower than the gap in the dynamic pressure radial bearing part, and the gap in the spiral dynamic pressure groove provided near the sleeve opening is made wider than the gap in the Heringhorn-shaped dynamic pressure radial bearing part. It becomes possible to suppress the shake of the mirror part 2 to a small extent, and it becomes possible to obtain stable image characteristics for laser printers, etc. Furthermore, it is possible to suppress an increase in loss torque, and there is an effect that there is no risk of impairing the stability of the dynamic pressure thrust bearing.
第１図は、本発明の第１の実施例に係る動圧軸受回転装
置を示す断面図、
第２図は、回転多面鏡部の変位量を概略計算するための
モデル断面図、
第３図は、本発明の第２の実施例に係る動圧軸受回転装
置を示す断面図、
第４図は、本発明の第３の実施例に係る動圧軸受回転装
置を示す断面図、
第５図は、従来の動圧軸受回転装置を示す断面図である
。
１．１０１，２０１ ；軸、
２．１０２，２０２；スリーブ、
３．２０３；スラスト板、
７；回転多面鏡、
１４，１１４ａ、１１４ｂ、２１４ａ
２１４ｂ、ヘリングボーン状の浅溝、
１５．１１５，２１５；スパイラル状の浅溝。FIG. 1 is a cross-sectional view showing a hydrodynamic bearing rotating device according to the first embodiment of the present invention. FIG. 2 is a cross-sectional view of a model for roughly calculating the amount of displacement of a rotating polygon mirror. 4 is a sectional view showing a hydrodynamic bearing rotation device according to a second embodiment of the present invention, FIG. 4 is a sectional view showing a hydrodynamic bearing rotation device according to a third embodiment of the present invention, and FIG. 1 is a sectional view showing a conventional hydrodynamic bearing rotating device. 1.101,201; shaft, 2.102,202; sleeve, 3.203; thrust plate, 7; rotating polygon mirror, 14,114a, 114b, 214a 214b, herringbone-shaped shallow groove, 15.115,215 ; Spiral shallow groove.
Claims (1)
の一端部近傍に配置したスラスト板とを有し、前記軸の
一端面と対向する面で動圧スラスト軸受を形成し、前記
軸の外周面または前記スリーブの内周面の少なくとも一
方に複数個のヘリングボーン状の動圧ラジアル軸受を形
成し、さらに前記スリーブの開口端近傍には前記動圧ス
ラスト軸受側に流体が流れる様なスパイラル状の動圧溝
部を形成し、前記軸またはスリーブの回転体には回転多
面鏡が配置された動圧軸受回転装置において、 前記回転多面鏡に近い方のヘリングボーン状の動圧ラジ
アル軸受部における前記スリーブと軸との隙間を他の動
圧ラジアル軸受部のそれより狭くするとともに、前記ス
パイラル状の動圧溝部における前記スリーブと軸との隙
間は、いずれのヘリングボーン状の動圧ラジアル軸受部
のそれよりも広くすることを特徴とする動圧軸受回転装
置。(1) It has a sleeve rotatably fitted to the shaft, and a thrust plate disposed near one end of the sleeve, a hydrodynamic thrust bearing is formed on the surface facing the one end surface of the shaft, and the shaft A plurality of herringbone-shaped dynamic pressure radial bearings are formed on at least one of the outer peripheral surface of the sleeve and the inner peripheral surface of the sleeve, and a plurality of herringbone-shaped dynamic pressure radial bearings are formed near the open end of the sleeve so that fluid flows toward the dynamic pressure thrust bearing side. In a hydrodynamic bearing rotating device in which a spiral hydrodynamic groove is formed and a rotating polygon mirror is disposed on the rotating body of the shaft or sleeve, a herringbone-shaped hydrodynamic radial bearing portion closer to the rotating polygon mirror; The gap between the sleeve and the shaft in the spiral dynamic pressure groove is made narrower than that of other hydrodynamic radial bearings, and the gap between the sleeve and the shaft in the spiral hydrodynamic groove is narrower than that of any other herringbone-shaped hydrodynamic radial bearing. A hydrodynamic bearing rotating device characterized by being wider than that of the section.
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP17115489A JPH0337411A (en) | 1989-07-04 | 1989-07-04 | Dynamic pressure bearing rotating device |
| EP90303503A EP0391640B1 (en) | 1989-04-03 | 1990-04-02 | Hydrodynamic bearing system |
| DE69025485T DE69025485T2 (en) | 1989-04-03 | 1990-04-02 | Hydrodynamic storage facility |
| US07/735,172 US5096309A (en) | 1989-04-03 | 1991-07-23 | Hydrodynamic bearing system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP17115489A JPH0337411A (en) | 1989-07-04 | 1989-07-04 | Dynamic pressure bearing rotating device |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0337411A true JPH0337411A (en) | 1991-02-18 |
Family
ID=15917992
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP17115489A Pending JPH0337411A (en) | 1989-04-03 | 1989-07-04 | Dynamic pressure bearing rotating device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0337411A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE10115373C1 (en) * | 2001-03-28 | 2002-10-17 | Zf Sachs Ag | Articulated support for a piston-cylinder unit |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS62270816A (en) * | 1986-05-19 | 1987-11-25 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | Dynamic pressure type fluid bearing |
-
1989
- 1989-07-04 JP JP17115489A patent/JPH0337411A/en active Pending
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS62270816A (en) * | 1986-05-19 | 1987-11-25 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | Dynamic pressure type fluid bearing |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE10115373C1 (en) * | 2001-03-28 | 2002-10-17 | Zf Sachs Ag | Articulated support for a piston-cylinder unit |
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