KR100370897B1

KR100370897B1 - 스핀들 모터와 그를 이용한 자기 디스크 장치

Info

Publication number: KR100370897B1
Application number: KR10-2000-0006940A
Authority: KR
Inventors: 니이가쯔또시; 무라니시마사루; 사에구사쇼조; 다까하시쯔요시; 도미다겐지; 마쯔끼다까시; 야나가세유우이찌; 쯔유끼미쯔유끼; 요시다시노부; 니시다히로시; 가와까미가즈히꼬
Original assignee: 가부시키가이샤 히타치세이사쿠쇼
Priority date: 1999-02-16
Filing date: 2000-02-15
Publication date: 2003-02-05
Also published as: JP2000306319A; KR20000058038A; JP4215365B2; US20030011929A1; US20020196582A1; US6469866B1; US6680814B2; US6771460B2

Abstract

본 발명은 내충격성이 우수한 자기 디스크 장치의 제공을 목적으로 한다.

동압 레이디얼 베어링과 동압 트러스트 베어링에 의해 회전축을 회전 가능하게 지지하면서, 회전축에 작용하는 불균형력에 의한 진동 성분 중, 축의 병진 모드의 진동을 레이디얼 베어링으로 받고, 원뿔 모드의 진동을 트러스트 베어링으로 받는 베어링 구성으로 한다. 또한, 자성 유체를 베어링의 윤활유로서 사용하고, 영구 자석을 레이디얼 베어링과 트러스트 베어링 사이에 배치하여 회전축과 트러스트 베어링 사이에 자기 흡인력을 작용시켜 축방향의 위치 결정을 행한다.

이들 베어링 구성에 의해 자기 디스크 장치를 임의의 부착 자세로 사용할 수 있다. 또한, 본 발명의 자기 디스크 장치를 이용함으로써, 가반성, 박형화, 내충격성, 저소음화, 저소비 전력화에 대응할 수 있는 신뢰성이 높은 전자 장치를 제공할 수 있다.

Description

스핀들 모터와 그를 이용한 자기 디스크 장치 {Spindle Motor and Magnetic Disk Device Using The Same}

본 발명은 정보 처리 장치의 자기 디스크 장치에 관한 것으로, 특히 내충격성을 강화한 박형의 스핀들 모터를 갖는 자기 디스크 장치에 관한 것이다.

정보 처리 장치로서의 자기 디스크 장치는 대용량화나 정보 기록의 고밀도화가 진행되고 있다. 특히, 개인용 컴퓨터, 전자 카메라, 기타 휴대형 전자 장치에 사용되는 자기 디스크 장치는 가반성(可搬城)이 중시되는 동시에, 박형화, 내충격성, 저소음화, 저소비 전력화 등이 요구되고 있다.

그런데, 종래 자기 디스크 구동용의 스핀들 모터는 볼 베어링을 사용하여 정밀한 회전을 유지하여 자기 디스크 장치의 대용량화나 정보 기록의 고밀도화를 도모해 왔다. 그러나, 볼 베어링을 이용한 자기 디스크 구동용 스핀들 모터는 회전 정밀도의 향상에 한계가 있다. 그래서, 일본 특허 공개 평6-223494호 공보나 일본 특허 공개 평10-267036호 공보, 일본 특허 공개 평10-146014호 공보에 개시한 바와 같이, 동압 베어링을 이용한 자기 디스크 구동용 스핀들 모터가 제안되고 있다.즉, 동압 베어링을 이용함으로써 회전 정밀도의 향상을 도모하는 동시에, 모터의 부착 자세나 가반성의 요구로부터 모터의 자기 흡인력을 이용하여 축방향의 위치 결정을 행하는 것이다.

그리고, 개인용 컴퓨터나 전자 카메라에 자기 디스크 장치를 설치하면, 부착시나 가반시에 낙하하여 충격력이 작용하는 경우도 있어 충격이 작용해도 정보의 기록, 재생 기능을 유지할 수 있도록 해 둘 필요가 있다. 내충격성은 볼 베어링에서는 500G 정도이나, 최근의 노트형 개인용 컴퓨터에 요구되고 있는 내충격성이 1000G(낙하시)가 되면 동압 베어링밖에 대응할 수 없다.

동압 베어링은 통상 회전축 내지는 베어링면에 동압 발생용의 헤링본 홈을 마련하고, 축의 회전에 의해 베어링면에 발생하는 유체 압력으로 회전축을 지지하는 베어링이다. 일본 특허 공개 평6-223494호 공보나 일본 특허 공개 평10-267036호 공보에서는 정밀도 좋게 회전체를 지지하기 위해 통상 2개의 베어링을 이용한 구성이 개시되어 있다. 또한, 일본 특허 공개 평10-146014호 공보에는 1개의 베어링으로 회전체를 정밀도 좋게 지지하기 위해 베어링 내경(D)과 베어링 폭(L)의 관계를 L/D>1로 하여 필요한 베어링 강성을 갖게 한 것이 개시되어 있다. 상기의 베어링 장치를 자기 디스크 구동용 스핀들 모터에 이용하면, 볼 베어링을 이용한 모터에 비교해 보다 정밀한 회전을 얻을 수 있는 동시에 저소음화, 내충격성 향상이 도모된다.

그런데, 전자 장치에 탑재되는 자기 디스크 장치는 장치의 자세나 취급이 특정되지 않으므로, 이들을 배려한 자기 디스크 장치가 필요하다. 또한, 노트형의개인용 컴퓨터에서는 이에 더하여 박형화가 진행되고 있으며, 장치의 하우징 부재의 높이가 12.5㎜에서 9.5㎜, 6.5㎜ 등의 치수로 되고 있다. 따라서, 동압 베어링을 채용해도 종래의 동압 베어링에서는 축방향의 치수 제약으로부터 필요한 베어링 강성을 얻을 수 없게 되어 있다.

즉, 자기 디스크 구동용의 스핀들 모터는 베어링에 의해 회전축의 진동을 0.5㎛ 이하로 억제하고, 자기 디스크를 정밀도 좋게 지지할 필요가 있다. 그런데, 장치의 하우징 부재의 높이 치수가 12.5㎜에서 9.5㎜, 6.5㎜로 얇아짐에 따라 베어링부의 축방향의 높이도 그에 대응하여 3㎜ 내지 5㎜ 또는 3㎜ 내지 6㎜ 등의 치수로 된다. 이와 같은 베어링부 또는 베어링 장치의 치수가 되면 베어링 폭이 짧아지므로 필요한 축지지 강성을 얻을 수 없으며, 동압 베어링을 2개 배치하는 것도 곤란해진다. 특히, 하우징 부재의 높이가 6.5㎜가 되면, 볼 베어링이라 하더라도 이에 대응할 수 있는 얇은 볼 베어링이 시판되고 있지 않다. 이로 인해, 특수한 사양의 베어링이 되어 고비용이 될 뿐만 아니라, 내충격성이 저하하는 등의 문제를 포함하고 있다.

또한, 개인용 컴퓨터에 부착되는 자기 디스크 장치에서는 후에 설명하는 바와 같이, 자기 디스크가 센터 클램프 방식으로 회전축을 이용하여 고정되는 것이 많다. 이로 인해, 그들의 자기 디스크 장치에서는 회전축의 최소 직경이 자기 디스크에 작용하는 충격 하중과 클램프 나사의 치수와의 관계로부터 3㎜ 이상이 된다. 또한, 베어링의 반경 간극은 자기 디스크와 정보를 판독 기입하는 헤드와의 간격 치수의 제약으로부터, 2㎛ 이하로 억제하여 정지시의 회전축의 기울어진 각을작게 할 필요가 있다. 한편, 레이디얼 베어링 2개로 진동을 억제하고 있는 종래의 축지지 기구에서는 장치의 하우징 부재의 높이 치수가 12.5㎜에서 9.5㎜, 6.5㎜로 얇아짐에 따라 필요한 축지지 강성을 얻기 위해 회전축의 직경을 적어도 4㎜ 이상으로 할 필요가 있다. 그러나, 종래의 축지지 기구에서는 회전축의 직경을 최소 직경으로 3㎜ 내지 4㎜로 하면, 베어링 손실이 증대하여 개인용 컴퓨터나 기타 전자 기기로의 적용이 곤란해진다.

그리고, 장치의 하우징 부재의 높이 치수가 9.5㎜나 6.5㎜가 되면 베어링 장치의 밀봉은 치수 제약으로부터 하나의 밀봉 부품에서는 스핀들 모터에 봉입한 윤활유의 누설을 방지하는 것이 어렵다. 특히, 자기 디스크 장치는 디스크의 오염이 허용되지 않으므로, 동압 베어링을 이용한 자기 디스크 구동용 스핀들 모터는 오일 누설에 대한 연구가 필요하며 신뢰성이 높은 밀봉이 필요해진다.

한편, 동압 베어링을 이용하면 베어링으로부터 회전음은 발생하지 않으나, 일본 특허 공개 평10-267036호 공보에 개시한 모터에서는 모터 고정자의 자기 중심과 모터 구동용 자석의 자기 중심을 어긋나게 하여 축방향으로 자기 예압을 부여하고 있으므로, 전자음이 발생할 가능성이 있다. 일본 특허 공개 평6-223494호 공보에 개시한 모터에서는 트러스트 베어링면에서 축방향의 위치 결정을 행하여 모터의 자기 중심을 일치시키고, 모터 구동용 자석의 단부면에 대향한 위치에 링형상의 자성판을 배치하고, 자기 흡인력에 의해 축방향으로 예압을 부여하므로, 전자음은 거의 발생하지 않는다. 이 구조는 박형 모터가 되면 모터 구동용 자석의 단부면과 자성판의 간극도 0.1㎜ 전후가 되므로, 간극의 관리가 어려워져 일정한 자기 흡인력을 얻을 수 없게 되는 경우가 있다. 따라서, 동압 베어링이라 하더라도 박형 자기 디스크 장치로의 적용에는 상기한 문제를 포함하고 있다.

본 발명은 상기한 종래 기술의 과제에 비추어 이루어진 것으로, 동압 베어링 특징을 활용한 박형, 내충격성, 저소음, 저소비 전력의 스핀들 모터와, 이 스핀들 모터를 적용한 자기 디스크 장치를 제안하고, 동압 베어링을 이용한 가반성이 우수한 개인용 컴퓨터나 기타 전자 장치를 제공하는 것을 목적으로 한다.

본 발명은 제1 진동 억제 수단으로서 1개의 동압 레이디얼 베어링과 동압 트러스트 베어링에 의해 회전축을 회전 가능하게 지지하는 동시에, 회전축에 작용하는 불균형력에 의한 진동 성분 중, 축의 병진 모드를 레이디얼 베어링으로 받고, 원뿔 모드를 트러스트 베어링으로 받아 고정밀도의 회전을 유지하는 구조로 했다. 즉, 회전체의 불균형력에 의한 모멘트 하중을 트러스트 베어링에서 발생하는 동압에 의한 모멘트 강성과 균형을 이루게 하고, 원뿔 모드의 진동을 억제하는 동시에, 상기와 같이 병진 모드를 레이디얼 베어링으로 받는 구성으로 하고, 베어링 내경(D)에 대해 베어링 폭(L)의 관계를 L/D<1로 하여 자기 디스크를 정밀도 좋게 지지하고 있다.

여기에서, 베어링 폭(L)이라 함은 베어링 작용을 담당하는 베어링면에 있어서 회전축의 축방향으로 잰, 단부의 모떼기 부분의 치수를 제외한 유효 베어링 폭을 말한다. 또한, 베어링 내경(D)이라 함은 베어링 작용을 담당하는 베어링면의 레이디얼 방향으로 잰 직경의 절반을 말한다.

본 발명에서는 상기 레이디얼 베어링과 트러스트 베어링으로 받는 구조로 하고, 트러스트 베어링의 베어링 강성과 레이디얼 베어링의 손실로부터 동압 레이디얼 베어링의 내경을 약 4㎜ 내지 약 5㎜로 하고, 내경(D)과 베어링 폭(L)의 관계를 L/D = 0.2 내지 0.5로 최적화하고, 베어링 손실의 저감을 도모하면서 자기 디스크를 정밀도 좋게 지지했다.

즉, 종래의 이러한 종류의 모터에서는 축의 굽힘 강성과 베어링 손실의 면에서 회전축의 직경을 결정하고 있다. 본 발명의 모터에서는 회전자의 불균형력에 의한 모멘트 하중을 트러스트 베어링의 모멘트 강성으로부터 회전축의 직경을 결정하고 있다. 따라서, 본 발명의 자기 디스크 장치에서는 레이디얼 베어링의 베어링 내경(D)과 베어링 폭(L)의 관계를 L/D<1로 하여 트러스트축과의 조합으로 정밀한 회전을 유지할 수 있도록 했다.

또한, 이에 부가하여 트러스트 베어링의 모멘트 강성을 이용하여 충격 하중과 베어링 손실의 면에서 레이디얼 베어링의 베어링 폭(L)을 1㎜ 내지는 2㎜ 이하로 작게 하여 베어링 기능을 손상하지 않는 범위에서 베어링 손실을 저감하는 동시에, 베어링 폭을 짧게 함에 따른 레이디얼 베어링의 강성 저하를 레이디얼 베어링의 베어링 내경(D)을 약 4㎜ 내지 약 5㎜로 크게 함으로써 트러스트 베어링의 모멘트 강성을 높여 정밀한 회전을 유지하면서 베어링 손실의 저감도 가능하게 했다.

그리고, 제1 수단에 부가하여 자성 유체를 베어링의 윤활유로서 사용하고, 투자성(透磁性)의(투자율이 높은 재료의) 또는 자성재로 이루어지는 회전축과, 투자성 또는 자성재의 레이디얼 베어링 및 트러스트 베어링을 이용하여 영구 자석을레이디얼 베어링과 트러스트 베어링 사이에 배치했다. 이로써, 베어링 및 자성 유체를 자화하여 베어링 미끄럼 이동면에 자성 유체를 보유 지지시키고, 확실한 윤활을 행하게 하는 동시에 자기 흡인력에 의해 봉입한 자성 유체를 베어링 장치 밖으로 누설하지 않는 구조로 했다.

도1은 개인용 컴퓨터의 부분 단면도.

도2는 자기 디스크 장치의 사시도.

도3은 본 발명에 의한 자기 디스크 구동용 스핀들 모터의 구조를 도시한 종단면도.

도4는 본 발명에 의한 자기 디스크 구동용 스핀들 모터의 구조를 도시한 부분 종단면도.

도5는 본 발명에 이용한 동압 베어링의 형상을 도시한 단면도.

도6은 본 발명에 이용한 동압 트러스트 베어링의 부분 평면도.

도7은 도5에 도시한 트러스트 베어링의 Ⅰ-Ⅰ 및 Ⅱ-Ⅱ 단면도.

도8은 본 발명의 베어링부의 진동계를 도시한 설명도.

도9는 본 발명에 의한 자기 디스크 구동용 스핀들 모터의 구조를 도시한 부분 종단면도.

도10은 허브에 설치한 동압 발생용의 나선홈 형상의 일 실시예를 도시한 평면도.

도11은 본 발명에 의한 다른 자기 디스크 구동용 스핀들 모터의 구조를 도시한 종단면도.

도12는 종래의 베어링에 필요한 강성을 설명하기 위한 도면.

도13은 본 발명의 베어링에 필요한 강성을 설명하기 위한 도면.

도14는 본 발명의 동작 원리의 설명도.

도15는 본 발명의 동작 원리의 다른 설명도.

도16은 본 발명에 의한 다른 자기 디스크 구동용 스핀들 모터의 구조를 도시한 종단면도.

도17은 본 발명에 의한 다른 자기 디스크 구동용 스핀들 모터의 구조를 도시한 종단면도.

도18은 본 발명에 의한 다른 자기 디스크 구동용 스핀들 모터의 구조를 도시한 종단면도.

<도면의 주요 부분에 대한 부호의 설명>

1 : 자기 디스크 장치

2 : 하우징 부재

3, 109 : 자기 디스크

6, 107 : 축

7, 106 : 레이디얼 베어링

8 : 영구 자석

9, 103 : 트러스트 베어링

10, 102 : 베어링 케이스

11, 108 : 허브

17 : 나선홈

19 : 자성 유체

20 : 오일 홈

104 : 스페이서

이하, 도면을 참조하여 본 발명의 실시예에 대해서 설명한다. 도1은 노트형 개인용 컴퓨터의 부분 단면도를 도시한 것이다.

개인용 컴퓨터는 액정 패널로 이루어지는 정보를 표시하는 표시부(27)와, 키보드(23)나 자기 디스크 장치(1), 전자 부품(25)과 전자 부품(25) 등을 탑재한 기반(24) 등이 배치되어 있는 본체부(22)로 이루어진다. 이 본체부(22)의 두께(H₁)는 최근에는 20㎜ 정도까지 박형화가 진행되고 있다. 본 발명은 이보다 얇은 개인용 컴퓨터를 실현하기 위해, 본체부(22)에 내장하는 자기 디스크 장치(1)를 얇게 한 것이다. 자기 디스크 장치(1)를 얇게 하기 위해, 본 발명에서는 탑재되는 자기 디스크 드라이브용의 스핀들 모터(A)의 높이를 10㎜ 이하의 치수로 한 구성으로 했다. 이하, 어떻게 하여 스핀들 모터의 박형화를 도모했는지를 설명한다.

도2는 개인용 컴퓨터 등에 이용되는 본 발명의 자기 디스크 장치의 외관을 도시한 사시도이다.

자기 디스크 장치(1)의 주 구성은 하우징 부재(2) 안에 정보를 기록하는 자기 디스크(3)와, 이 정보를 기록, 재생하기 위해 캐리지(7)의 선단부에 설치된 자기 헤드(6)와, 자기 디스크(3)를 구동하는 스핀들 모터(A)로 이루어져 있다. 이자기 디스크(3)는 센터 클램프 방식으로 고정되고, 도면과 같이 스핀들 모터(A)에 클램퍼(4)를 거쳐서 클램프 나사(5)로 고정되어 있다. 이 도면에서는 하우징 부재(2)에 부착되는 커버는 설명의 관계로 도시하고 있지 않지만, 하우징 부재(2)의 높이(H₂)는 디스크 톱 형태의 개인용 컴퓨터에서는 12.5㎜ 전후의 치수의 것이 자주 이용되고 있다. 노트형 개인용 컴퓨터에서는 H₂= 9.5㎜ 및 6.5㎜ 전후의 치수가 된다.

도3은 본 발명의 일 실시예를 도시한 자기 디스크 장치(1)의 스핀들 모터부의 종단면도이다.

자기 디스크(3)를 구동하기 위한 스핀들 모터(A)는 허브(11)의 내주에 다극착자(多極着磁)의 회전자 자석(12)과 자계 발생용의 전기자 권선(14)과 전기자 철심(13)으로 구성되어 있다. 전기자 철심(13)은 하우징 부재(2)의 볼록 돌출부에 끼워 맞추어져 있다. 허브(11)에는 직경 5㎜ 전후의 투자성의 회전축(6)이 체결되고, 자기 디스크(3)가 클램퍼(4)를 거쳐서 클램프 나사(5)에 의해 허브(11)에 고정되어 있다. 또한, 베어링부는 비자성의 베어링 케이스(10)의 개구부측으로부터 링형상의 증발 억제판(16)과 베어링 폭 2㎜ 이하의 투자성의 동압 레이디얼 베어링(7)과 영구 자석(8)과 스톱퍼 링(15)과 투자성의 트러스트 베어링(9)을 동축 상에 배치하고, 윤활용의 자성 유체(19)가 봉입되어 있다. 따라서, 자성 유체(19)는 영구 자석(8)에 의해 자력을 받으므로, 통상의 취급이나 스핀들 모터(A)의 회전시에는 누설되는 일은 없다.

또한, 본 실시예에서는 자기 디스크 장치(1)에 충격이 작용하여 베어링 장치에 봉입한 자성 유체(19)가 베어링 케이스(10)의 개구부측에 배치한 링형상의 증발 억제판(16)의 단부면과 허브(11) 면으로 구성된 간극으로 비산한 경우, 자성 유체(19)가 모터 고정자(13) 쪽으로 비산하지 않는 구성으로 하고 있다. 즉, 베어링 케이스(10)의 개구 단부와 대향하는 허브(11)의 면에 도10에 도시한 바와 같은 나선홈(17)을 마련하고, 허브(11)의 회전에 의해 상기한 간극으로 비산한 자성 유체를 복귀시키도록 하고 있다. 이 나선홈은 링형상의 증발 억제판(16)의 단부면에 설치해도 동등한 작용 효과를 발휘한다.

도4는 베어링부 또는 베어링 장치의 단면을 도시한 도면이다.

허브(11)에 체결된 회전축(6)은 베어링 케이스(10)에 자성 유체(19)를 보유 지지하기 위한 영구 자석(8)의 양단부에 배치한 동압 레이디얼 베어링(7)과 동압 트러스트 베어링(9)에 의해 회전 가능하게 지지되고, 회전축(6)의 단부면에서 축방향의 하중을 지지하고 있다. 또한, 트러스트 베어링(9)과 레이디얼 베어링(7) 사이에 스톱퍼 링(15)의 외주측이 끼워져 있다. 스톱퍼 링(15)의 내주측은 축(6)에 마련한 홈 부분에 비접촉 상태로 배치하고, 축(6)이 축방향으로 빠지지 않도록 하고 있다. 또한, 베어링 케이스(10)의 개구부에는 증발에 의한 자성 유체(19)의 감소를 억제하기 위해, 링형상의 증발 억제판(16)[축(6)과의 간극은 10㎛ 내지 20㎛]을 설치하고 있다. 레이디얼 베어링(7)의 단부면과 증발 억제판(16) 사이에는 공간(18)을 마련하고 있다.

베어링부에는 자성 유체(19)가 레이디얼 베어링(7)의 상단부면이나 그보다도약간 하부에 이르는 위치까지 봉입하고 있다. 또, 공간(18)은 자성 유체(18)의 온도 상승에 의한 체적 팽창을 흡수하기 위해 설치한 것이다. 공간(18)도 축방향의 치수의 제약을 받으므로, 도면과 같이 베어링 외경보다도 큰 직경의 공간을 구성하는 등의 연구를 하고 있다.

다음에, 본 실시예의 베어링부의 기능을 더욱 상세하게 설명한다. 레이디얼 베어링(7)과 트러스트 베어링(9)과 스톱퍼 링(15)과 회전축(6)을 투자성의 재료를 이용하여 베어링부에 배치한 영구 자석(8)(축방향으로 자극 NS로 한 착자)으로 자화하고 있다. 따라서, 도4에 도시한 바와 같이 점선(M)으로 나타낸 자속의 흐름이 된다. 이로 인해, 베어링부에 봉입한 자성 유체(19)는 레이디얼 베어링면 및 트러스트 베어링면에 자기 흡인되어 포착된다. 또한, 회전축(6)의 단부면과 트러스트 베어링(9)의 면은 자기 통로를 구성하고 있으므로, 자기 흡인력이 작용한다. 이 축방향으로 작용하는 자기 흡인력은 자기 디스크(3)나 허브(11) 등의 회전 부재의 중량(개인용 컴퓨터의 자기 디스크 장치에서는 30g 전후)의 3배 내지 5배의 예압력이 되도록 설계하고 있다.

따라서, 스핀들 모터(A)는 부착 자세에 관계없이 자기 흡인력에 의해 자기 디스크(3)를 축방향으로 정밀도 좋게 위치 결정한다. 그리고, 본 구성의 스핀들 모터에서는 트러스트 베어링면에서 축방향으로 위치 결정하므로, 허브(11)에 부착된 회전자 자석(12)의 자기 중심과 전기자 고정자(13)의 자기 중심을 일치시킬 수 있어, 회전 중 전자음이 거의 발생하지 않는다. 동시에, 자성 유체(19)는 영구 자석(8)에 의해 자화되어 있으므로, 베어링부에 봉입한 자성 유체(19)는 베어링 장치밖으로 누설되는 일이 없다.

도5는 동압 레이디얼 베어링(7)의 형상을 도시한 것이다. 베어링(7)은 베어링 내면과 베어링 양 단부면과 베어링 외주면을 연통하는 오일 홈(20)을 3군데 설치하고 있다. 베어링(7)에 설치한 오일 홈(20) 사이의 베어링 내면은 회전축(6)과 동심의 원호 반경으로 가공된 동심 원호부θ(20°내지 30°)와 회전축(6)과 비동심의 원호 반경으로 가공된 비동심 원호부로 연결되어 있으며, 이 2개의 원호면으로 이루어지는 복합 원호면을 갖는 베어링이다. 여기에서는, 이 베어링을 복합 3원호 베어링이라 부른다.

복합 3원호 베어링은 축(6)의 회전에 의해 베어링면에 포착되어 있는 자성 유체(19)의 오일막의 쐐기 작용에 의해 도면에 도시한 동적 유체 압력(P_R)(동압이라 부름)이 발생한다. 따라서, 축(6)은 이 베어링면 3군데의 동적 유체 압력(P_R)에 의해 지지된다. 이 동압 레이디얼 베어링(7)은 철계 내지는 철 - 동계의 소결재를 이용하여 정밀 성형 가공에 의해 만들어져 있다. 또한, 이 동압 레이디얼 베어링(7)은 철계 내지는 철 - 동계의 소결재를 이용하고 있으므로, 베어링부에 배치한 영구 자석(8)에 의해 자화되므로, 자성 유체(19)가 베어링면에 포착된다.

또한, 이 복합 3원호 베어링은 베어링면에 회전축(6)과 동심의 원호 반경으로 가공된 동심 원호부θ를 갖게 하고 있으므로, 1000G의 충격이 작용했다고 해도 이 동심 원호부에서 충격력을 받으므로 베어링면이 변형하는 일이 없어 베어링 성능은 손상되지 않는다. 또한, 이 동압 레이디얼 베어링(7)은 상기와 같이 베어링내경(D)과 베어링 폭(L)의 관계를 L/D<1로 하고, 트러스트 베어링(9)과 조합하여 스핀들 모터(A)의 진동을 억제하고 있다.

도6은 동압 트러스트 베어링(9) 형상의 일 실시예를 도시한 것이다. 축(6)을 지지하는 베어링 미끄럼 이동면에는 테이퍼랜드 베어링면(T)을 구성하여 동압이 발생하도록 하고 있다. 도7의 (a)는 테이퍼랜드 베어링면 Ⅰ-Ⅰ의 단면을 도시한 것으로, 도7의 (b)는 Ⅱ-Ⅱ 단면, 즉 반경 방향의 단면을 도시한 것이다. (a)에 도시한 바와 같이, 베어링면의 주위 방향으로 테이퍼면(T)과 비테이퍼면(W)을 설치하여 축(6)의 회전에 의해 레이디얼 베어링과 같은 동압(P_T)을 발생시키고, 축방향의 하중을 지지하고 있다.

도7의 (b)의 실시예에서는 반경 방향으로 W와 동일 평면이 되는 평면(L)을 갖게 하여 하중 지지 능력을 높이고 있다. 이 테이퍼랜드 트러스트 베어링(9)은 평면(L)으로 도시한 랜드부를 설치하지 않아도 동압(P_T)이 발생하므로 필요에 따라서 랜드부를 설치하면 좋다. 또한, 이 테이퍼랜드 트러스트 베어링(9)은 테이퍼랜드의 주위 방향의 길이와 테이퍼 깊이 치수에 의해 베어링 손실이 결정되므로, 테이퍼랜드의 주위 방향의 길이와 테이퍼 깊이를 크게 함으로써 손실 저감이 도모된다.

축(6)이 회전하면, 트러스트 베어링면은 기동, 정지시에 순간이지만 접촉 미끄럼 이동하므로, 장기간 기동 정지를 반복하면 베어링면이 마모한다. 따라서, 본 발명에서는 트러스트 베어링면에는 TiN이나 TiC 등의 세라믹 코팅하여 마모의 방지를 도모하고 있다. 또한, 트러스트 베어링(9)은 레이디얼 베어링(7)과 마찬가지로 축방향의 충격에 대해 평면에서 충격력을 받으므로, 1000G의 충격이 작용해도 베어링 성능은 손상되는 일이 없다.

상기 실시예의 베어링 장치는 종래의 자기 디스크 드라이브용 스핀들 모터에 적용되고 있는 베어링 장치의 구성과는 달리, 이하에 설명하는 축지지 기구로 자기 디스크(3)를 정밀도 좋게 지지하는 것이다. 즉, 본 발명의 자기 디스크 장치는 상기와 같이 하우징 부재의 높이(H₂)가 디스크 톱 형태의 개인용 컴퓨터에서는 12.5㎜ 전후의 치수가 된다. 노트형 개인용 컴퓨터에서는 H₂는 9.5㎜ 및 6.5㎜ 전후의 치수가 된다. 따라서, 축방향 치수의 제약으로부터 베어링 케이스(10)의 치수는 5㎜ 전후의 높이가 되므로, 레이디얼 베어링의 폭(L)이 1㎜ 내지 2㎜ 정도가 된다. 한편, 종래의 레이디얼 베어링을 2개 배치하고 있는 베어링에서는 동압 홈 베어링이라 하더라도 본 발명의 베어링부에 비교하여 베어링 폭이 좁아지므로, 축(6)을 정밀도 좋게 지지하는 것만의 베어링 강성을 부여하는 것이 곤란해진다.

구체적으로 도8을 이용하여 설명한다. 도8은 본 발명에 의한 축지지 기구의 진동 모델을 도시한 것이다.

본 발명의 축지지 기구는 도면과 같이 1개의 레이디얼 베어링(7)[스프링 정수(K_R)]으로 병진 모드의 진동을 억제하고, 원뿔 모드의 진동은 트러스트 베어링(9)[스프링 정수(K_T)]에 의해 억제하고 있다. 즉, 트러스트 베어링의 모멘트력은 트러스트 베어링면의 축방향의 미소 변위를 δ라 하면 r·δ·K_T가 된다. 이모멘트력은 회전 부재의 불균형에 의한 모멘트력(F·Ⅰ)과 균형을 이루도록 트러스트 베어링의 직경(2r)을 결정하고 있다. 구체적으로는, 하우징 부재(2)의 높이가 6.5㎜인 경우, 본 발명의 자기 디스크 장치의 경우, 대략 Ⅰ이 4㎜, 레이디얼 베어링의 직경(D)이 4㎜ 내지 5㎜가 되며, 베어링 폭(L)이 1㎜ 내지 1.5㎜의 치수가 된다. 즉, 본 발명의 베어링 장치에서는 L/D<1의 관계로 함으로써, 트러스트 베어링에 의해 원뿔 모드의 진동을 억제할 수 있다. 이로 인해, 레이디얼 베어링(7)은 축(6)의 병진 모드의 진동을 억제하는 것만의 베어링 강성으로 좋으므로, 레이디얼 베어링 폭을 상기한 치수로 해도 자기 디스크(3)를 정밀도 좋게 지지할 수 있다.

트러스트 베어링의 스프링 정수(K_T)는 테이퍼 깊이 수㎛의 트러스트 베어링(9)을 이용하면 150㎏/㎜ 전후의 스프링 정수를 얻을 수 있으므로, 상기한 관계로부터 회전축(6)의 진폭 허용치(0.5㎛) 이하로 억제할 수 있다. 또, 본 발명의 베어링부에서는 상기한 L/D의 관계가 L/D<1로 하는 1개의 동압 레이디얼 베어링(7)으로 축의 병진 모드의 진동을 억제하므로, 종래의 동압 홈 베어링을 이용해도 동등한 작용 효과를 발휘한다. 또한, 상기한 본 발명의 자기 디스크 장치에서는 자성 유체를 윤활에 이용하고 있으나, 통상 사용되고 있는 윤활유를 이용한 베어링부에서도 같은 작용 효과를 발휘한다.

여기에서, 상기의 베어링면과 축방향의 미소 변위와의 관계를 축 진동과 그 지지의 관계로 더 설명한다.

회전축(6)(도11 이후는 도면 부호 107, 이하 동일)이 회전하면 자기 디스크(3)(도11 이후는 도면 부호 109, 이하 동일)나 회전 부재가 갖고 있는 불균형량에 의해 축 진동이 발생한다. 이 자기 디스크(3)나 회전 부재가 갖고 있는 불균형량을 도8에서는 자기 디스크(3)에 집중량으로서 표시하여 축지지 기구를 설명한다.

불균형량에 의한 불균형력(F)은 레이디얼 베어링(7)(도11 이후는 도면 부호 106, 이하 동일)과 트러스트 베어링(9)(도11 이후는 도면 부호 103, 이하 동일)으로 받도록 하고 있다. 여기에서, 레이디얼 베어링(7)의 위치에서의 반경 방향의 미소 변위를 δ_r, 축방향의 r의 위치에서의 미소 변위를 δ_a라 하면, 레이디얼 베어링(7)의 부분에서는 K_R·δ_r의 힘에 의해 반경 방향의 진동, 즉 병진 모드의 진동을 억제하도록 하고 있다. 또한, 트러스트 베어링(9)의 부분에서는 K_T·δ_a·r의 모멘트력에 의해 회전축(6)의 축단부를 기점으로 하는 흔들림 회전 진동, 즉 원뿔 모드의 진동을 억제하도록 하고 있다.

따라서, 본 발명의 축지지 기구에서는 회전 부재의 불균형에 의한 모멘트력(F·L₁)은

F·L₁= K_R·δ_r·L₂＋ K_T·δ_a·r

로 나타낼 수 있으므로, 1개의 레이디얼 베어링(7)과 트러스트 베어링(9)에 의해 정밀도 좋게 회전축(6)의 진동을 억제할 수 있다.

그런데, 상기와 같이 하우징 부재의 높이(H₂)가 디스크 톱 형태의 개인용 컴퓨터에서는 12.5㎜ 전후의 치수가 된다. 노트형의 개인용 컴퓨터에서는 H₂= 9.5㎜및 6.5㎜ 전후의 치수가 된다. 따라서, 축방향의 치수 제약으로부터 베어링 케이스(10)(도11 이후에서는 도면 부호 102, 이하 동일)의 치수는 5㎜ 전후의 높이가 된다. 하우징 부재의 높이(H₂)가 6.5㎜가 되면, 베어링 케이스(10)의 높이가 4㎜ 이하의 치수가 된다. 이로 인해, 레이디얼 베어링 2개로 병진 모드와 원뿔 모드의 진동을 억제하고 있는 종래의 축지지 기구에서는 동압 홈 베어링이라 하더라도 이와 같은 치수로 인해, 회전축(6)을 정밀도 좋게 지지하는 것만의 베어링 강성을 획득하는 것이 곤란해진다.

본 발명의 축지지 기구에서는 상기한 바와 같이 1개의 레이디얼 베어링(7)으로 병진 모드의 진동을 억제하고, 트러스트 베어링(9)으로 원뿔 모드의 진동을 억제하도록 하고 있으므로, 회전축(6)의 직경을 크게 하여 트러스트 베어링의 모멘트 강성을 높이는 동시에, 베어링 폭(L)을 작게 하여 베어링 손실을 저감하고, 베어링 손실을 증가시키는 일 없이 필요한 축지지 강성을 얻을 수 있도록 하고 있다.

구체적으로는, 본 발명의 축지지 기구에서는 하우징 부재의 높이가 H₂가 6.5㎜인 경우, 대략 L₁이 3㎜가 된다. 레이디얼 베어링의 직경(D)은 트러스트 베어링(9)의 모멘트 강성과 베어링 손실의 허용 한계로부터, 종래의 회전축(6)의 최소 직경 3㎜에 대해 약 4㎜ 내지 약 5㎜로 크게 할 수 있고, 베어링 폭(L)은 1㎜ 정도 내지 2㎜ 정도의 치수로 함으로써, 베어링부의 필요한 지지 강성의 확보와 베어링 손실의 저감을 도모했다. 즉, 본 발명의 베어링 장치에서는 L/D<1의 관계로 했다. 베어링 폭은 종래의 레이디얼 베어링의 1/3 정도로 베어링 폭을 얇게 해도,레이디얼 베어링(7)은 회전축(6)의 병진 모드의 진동을 억제하는 것만으로 좋다. 이로 인해, 전술한 바와 같이 베어링 반경의 간극이 2㎛ 이하라는 조건에서, 베어링 폭(L)이 1㎜의 치수라도 필요한 레이디얼 베어링 강성을 부여할 수 있다. 또한, 베어링 폭(L)을 짧게 함으로써 베어링 손실의 저감도 도모했다.

또한, 본 발명의 베어링부는 레이디얼 베어링으로서 베어링면에 회전축(6)과 동심의 원호 반경으로 가공된 동심 원호부θ를 갖게 한, 도5에 도시한 또는 이에 유사한 복합 3원호 베어링을 이용하고 있다. 이로 인해, 1000G의 충격력이 작용해도 이 동심 원호부에서 충격력을 받으므로 베어링면이 변형하는 일 없이 베어링 성능은 손상되지 않는다. 또, 레이디얼 베어링부에 1000G의 충격력이 작용하면, 예를 들어 도3에서는 레이디얼 베어링(7)은 베어링 케이스(10)에 압입되어 있으므로 축방향으로 빠지는 경우가 있다. 또한, 베어링면의 변형을 회피하는 것 등으로부터, 베어링 폭(L)은 1㎜가 허용 한계이다. 여기에서, 베어링 폭(L)이라 함은 베어링 작용을 담당하는 베어링면의 단부에 있어서의 모떼기 부분의 치수를 제외한 유효 베어링 폭을 말한다.

한편, 트러스트 베어링의 스프링 정수(K_T)는 회전축(6)의 직경 4㎜, 테이퍼 깊이 수㎛의 트러스트 베어링(9)을 이용하면, K_T= 150㎏/㎜ 전후 내지는 그 이상의 스프링 정수를 얻을 수 있으므로, 상기한 레이디얼 베어링의 강성 효과와 더불어 회전축(6)의 진폭을 허용치(0.5㎛) 이하로 억제할 수 있다. 또, 본 발명의 베어링부에서는 상기의 L/D의 관계를 L/D<1로 함으로써, 1개의 동압 레이디얼 베어링(7)으로 축의 병진 모드의 진동을 억제할 수 있으므로, 종래의 동압 홈 베어링을 이용해도 동등한 작용 효과를 발휘한다. 트러스트 베어링의 베어링 손실은 종래의 축지지 기구도 레이디얼 베어링(7)의 단부면에서 트러스트 하중을 받고 있으므로, 같은 정도의 베어링 손실이 된다.

본 발명의 베어링부는 전술한 베어링 치수로 함으로써, 회전축(6)의 진동을 억제하므로, 동압 홈 베어링으로 해도 동등한 작용 효과를 발휘한다. 또한, 본 실시예의 자기 디스크 장치에서는 윤활에 자성 유체를 이용하였으나, 통상 사용되고 있는 윤활유를 이용해도 같은 작용 효과를 발휘한다.

그리고, 트러스트 베어링(9)은 레이디얼 베어링(7)과 마찬가지로 축방향의 충격에 대해 평면에서 충격력을 받으므로, 1000G의 충격이 작용해도 베어링 성능은 손상되는 일이 없다.

또한, 본 발명의 축지지 기구에서는 상기한 베어링 치수로부터 동압 레이디얼 베어링의 내경(D)과 베어링 폭(L)의 관계를 L/D = 0.2 내지 0.5의 범위로 함으로써, 스핀들 모터와 자기 디스크 장치의 박형화를 더욱 도모했다.

도9는 본 발명의 다른 실시예를 도시한 것으로, 도3의 실시예에서는 베어링 장치에 배치한 영구 자석(8)의 외주면이 트러스트 베어링(9)에 의해 덮혀져 있으므로, 자기 회로적으로는 단락 상태로 되어 있다. 따라서, 축(6)에 통과하는 자속이 감소하므로 도9의 실시예에서는 영구 자석(8)의 외주에 링형상의 자기 절연체(21)를 배치하여 영구 자석(8)의 자속을 축(6) 측에 유효하게 흘리도록 한 베어링 장치의 구성을 도시한 것이다. 이 영구 자석(8)의 외주에 설치한 링형상의 자기 절연체(21)는 그 두께나 축방향의 폭 설정에 의해 축(6) 측에 통과하는 자속의 조정이 가능하므로, 축(6)에 작용하는 자기 흡인력의 조정이 가능하다.

도11 내지 도15를 이용하여 본 발명의 다른 실시예에 대해서 설명한다. 도11은 본 발명의 스핀들 모터의 단면도, 도12는 종래의 스핀들에 있어서 필요로 되는 베어링 강성에 관한 설명도, 도13은 본 발명의 스핀들에 있어서 필요로 되는 베어링 강성에 관한 설명도, 도14, 도15는 레이디얼 베어링의 폭보다도 트러스트 베어링의 직경을 크게 하는 것이 필요한 이유를 설명하기 위한 설명도이다.

도11에 있어서, 하우징(102)은 베이스(101)에 고정되어 있다. 하우징(102)에는 트러스트 베어링(103), 스페이서(104), 레이디얼 베어링(106)이 고정되어 있다. 스페이서(104)와 레이디얼 베어링(106) 사이에 끼여지는 형태로 스톱퍼 링(15)(도11 이후 도면 부호 105, 도16에 있어서는 도면 부호 123, 이하 동일)이 부착되어 있다. 레이디얼 베어링(106), 트러스트 베어링(103)에 의해 축(107)이 그 중심축 주위로 회전 가능한 상태로 지지되어 있다. 축(107)에는 허브(11)(도11 이후 도면 부호 108, 이하 동일)가 고정되어 있으며, 허브(108)에는 자기 디스크(109)가 클램퍼(4)(도11 이후 도면 부호 110, 이하 동일), 클램프 나사(5)(도11 이후 도면 부호 111, 이하 동일)에 의해 고정되어 있다. 허브(108)는 컵모양의 형상을 하고 있으며, 그 내측에 회전자 자석(12)(도11 이후 도면 부호 112, 이하 동일)이 부착되어 있다. 베이스(101)에는 고정자 요크(13)(도11 이후 도면 부호 113, 이하 동일)가 부착되어 있으며, 고정자 요크(113)에는 코일(14)(도11 이후 도면 부호 114, 이하 동일)이 권취되어 있다. 코일(114)에 소정의 전류를 흘림으로써, 회전자 자석(112)과 코일(114) 사이에 토오크가 발생하고, 허브(108)를 베이스(101)에 대해 회전시킨다. 트러스트 베어링(103)에는 예압용 자석(115)이 고정되어 있다. 축(107)의 재질은 방청성, 레이디얼 베어링(106), 트러스트 베어링(103)과의 내마모성을 고려해 마르텐사이트계의 스테인레스강으로 한다. 마르텐사이트계의 스테인레스강은 상온에서는 자석에 흡인되므로, 예압용 자석(115)과 축(107) 사이에는 흡인력이 작용하고 축(107)은 트러스트 베어링(103)에 압박된다.

레이디얼 베어링(106)의 내면은 3원호 베어링 등 다원호 베어링, 혹은 헤링본형의 홈 베어링으로 하는 것이 가능하다. 이 경우, 축(107)의 측면은 단순한 원통면이 된다. 반대로, 축(107)의 측면에 헤링본 형상의 홈을 설치하고, 레이디얼 베어링(106)의 내면을 단순한 원통면으로 해도 좋다. 트러스트 베어링(103)과 축(107)의 단부면과의 관계도 같다. 레이디얼 베어링(106)과 축(107) 사이, 트러스트 베어링(103)과 축(107) 사이에는 윤활유가 충전되어 있다. 축(107)이 회전하면 전술한 다원호 혹은 헤링본에 의해 윤활유에 압력이 발생하여 축(107)을 지지한다. 축(107)이 회전함으로써 윤활유에 발생하는 압력에 의해, 축(107)은 트러스트 베어링(103)에 대해 소정의 간극을 유지하여 부상한다. 이 부상량이 작을수록 축(107)과 트러스트 베어링(103) 간극의 윤활유에 발생하는 압력은 커지며, 부상량이 클수록 압력은 작아진다. 전술한 바와 같이, 축(107)은 트러스트 베어링(103)에 압박되어 있으며, 축(107)과 트러스트 베어링(103) 간극의 윤활유에 발생하는 압력을 적분한 값과, 전술한 압박력의 균형 조건으로부터 부상량이 결정된다.

본 발명을 자기 디스크 장치 등의 정보 기록 재생 장치에 응용한 경우, 윤활유의 누설이 문제가 된다. 하우징(102)과 허브(108)의 간격(Δr)을 10㎛ 정도로 작게 하여 표면 장력에 의해 윤활유의 누설을 방지하고 있다. 또한, 예압용 자석(115)을 도11과 같이 착자하여 트러스트 베어링(103), 스페이서(104)를 페라이트계 혹은 마르텐사이트계 스테인레스와 같은 강자성의 재료로 만들고, 예압용 자석(115), 축(107), 레이디얼 베어링(106), 스페이서(104), 트러스트 베어링(103)으로 자기 회로를 구성한다. 또한 윤활유를 자성 유체로 함으로써, 윤활유를 축(107)과 레이디얼 베어링(106) 사이, 축(107)과 트러스트 베어링(103) 사이에 보유지지하는 것이 가능해진다.

레이디얼 베어링(106)과 트러스트 베어링(103)에는 소정의 베어링 강성이 필요하나, 종래의 베어링에 대한 필요한 베어링 강성의 사고 방식을 도12에 도시하고, 본 발명과의 차이를 명료하게 해 둔다. 예를 들어, 일본 특허 공개 평6-223494호 공보와 같은 종래의 베어링 구성에 있어서는 레이디얼 방향으로 작용하는 힘에 대해 레이디얼 베어링 2개를 이용하여 축을 지지하고 있었다. 축의 불균형에 작용하는 원심력이나 외부로부터 인가되는 진동 등의 관성력에 대해 축을 지지하기 위해서는 레이디얼 방향의 힘의 균형뿐만 아니라, 모멘트의 균형도 고려할 필요가 있다. 도12에 있어서, 축을 지지하는 2개의 베어링을 상측 베어링, 하측 베어링이라 부르고, 각각의 베어링 강성을 k1, k2라 한다. 축에 작용하는 외력(F)에 대해 상측 베어링, 하측 베어링의 위치에서 축이 외력이 작용하고 있지 않은 때의 축심으로부터 각각 x1, x2만큼 변위한 것으로 한다. 여기에서, 설명을 간략화하기 위해 x1, x2의 절대치는 도12의 y1, y2에 비교하여 충분히 작은 것이라 가정한다. 힘과 모멘트의 균형으로부터,

가 된다. x1, x2의 절대치는 통상 장치 사양으로부터 소정의 값 이하로 할 필요가 있으며, 그를 위해서는 (1) F를 작게 하고, (2) k1, k2를 크게 하고, (3) y2 - y1을 크게 하고, (4) y1, y2를 작게 하는 것으로 할 필요가 있다. 도12의 구성의 베어링을 박형의 자기 디스크 장치에 이용하는 경우, 전술한 (2)와 (3)을 실현하는 것이 특히 곤란해진다. 장치의 박형화를 도모한 경우, 베어링 폭은 작게 해야만 한다. 이로 인해 베어링 강성도 불가피하게 작아져 버린다. 베어링 간극을 작게 함으로써 베어링 강성을 높이는 것도 원리적으로는 가능하나, 통상의 자기 디스크 장치에 사용하는 경우, 베어링 간극은 2 내지 3㎛가 되며, 가공 정밀도의 면에서 간극을 작게 하는 데에는 한계가 있다. 또한 장치 박형화를 진행한 다음에는 y2 - y1도 작게 할 필요가 있으며, x1, x2는 크게 해야만 한다.

본 발명에 있어서의 베어링 강성의 사고 방식을 도시한 것이 도13이다. 도13의 kr은 도11의 레이디얼 베어링(106)의 베어링 강성을, 도13의 km은 도11의 트러스트 베어링(103)의 모멘트 강성을 나타내고 있다. 여기에서, 모멘트 강성이라 함은 트러스트 베어링(103) 표면의 법선에 대해 축(107)의 축심이 각도 Δθ 기울어진 때의 축(107)의 축심을 트러스트 베어링(103) 표면의 법선 방향으로 복귀하려고 하는 모멘트 ΔM에 대해, ΔM/Δθ로 정의되는 양이다. 본 발명의 구성에 있어서도 축의 불균형에 작용하는 원심력이나 외부로부터 인가되는 진동 등의 관성력에 대해 축을 지지하기 위해서는 레이디얼 방향의 힘의 균형뿐만 아니라, 모멘트의 균형도 고려할 필요가 있다. 본 발명에서는 모멘트의 균형은 트러스트 베어링(103)의 모멘트 강성(km)으로, 힘의 균형은 레이디얼 베어링(106)의 베어링 강성(kr)으로 담당하고 있다.

여기에서, 가령 도12의 상측 베어링과 하측 베어링, 도11의 레이디얼 베어링(106)을 같은 치수의 베어링으로 하고, 베어링 강성에 관해서도 k1 = k2 = kr이라 가정한다. 또한 외력(F)의 크기도 도12의 시스템과 도13의 시스템과 같은 것으로 한다.

도13의 x는,

로 부여된다. 도12의 시스템에 있어서, 외력(F)의 중심이 2개의 베어링 사이에 있는 경우, x1, x2의 절대치는 명백하게 x의 절대치보다도 작아진다. 그러나, 현실의 2.5인치 자기 디스크 장치에 있어서, 회전하는 부분의 무게 중심이나 불균형의 중심을 2개의 베어링 사이에 두는 것은 쉽지 않다. 또한, 장치의 박형화가 진행됨에 따라 장치 설계의 자유도가 사라지므로, 박형의 자기 디스크 장치에서는외력(F)의 중심을 2개의 베어링 사이에 두는 것은 현실적으로는 곤란하다. 이로 인해, 박형의 자기 디스크 장치에 있어서는 x의 절대치는 x1, x2보다도 작게 할 수 있다. 또한, 레이디얼 베어링에 있어서는, 소정의 강성을 얻기 위해서는 소정의 베어링 폭이 원리적으로 필요해지지만, 트러스트 베어링의 모멘트 강성에 있어서는 축방향의 치수에 관해서는 원리적인 제한은 없다. 이로 인해, 도12에 도시한 종래의 구성보다도 도13의 구성 쪽이 박형을 향한 구성으로 되어 있다.

또한, 도13의 구성이 현실적으로 성립하기 위해서는 도14와 같은 고찰이 필요해진다. 도13의 구성에 대한 설명에 있어서, km은 트러스트 베어링의 모멘트 강성으로 했다. 그러나, 모멘트 강성은 트러스트 베어링(103)만이 가지고 있는 것은 아니며, 실제로는 레이디얼 베어링(106)도 갖고 있다. 레어디얼 베어링(106)과 트러스트 베어링(103)이 모멘트 강성을 갖는 이유는 도14와 같이 축이 기울어진 때에 윤활유의 오일막 두께가 변화하는 데 있다. 도14의 상부 도면에 있어서, 축(107)과, 트러스트 베어링(103), 레이디얼 베어링(106) 사이에 간극이 있으며, 이 간극에는 윤활유가 충전되어 있다. 도14의 하부 도면에 있어서 축(107)이 각도θ(단, θ의 절대치는 1보다도 충분히 작음)만큼 기울어진 경우, 레이디얼 베어링(106)의 상부와 하부에서는 축(107)과의 간극에 θ·L 만큼 차가 발생하다. 윤활유막에 발생하는 압력은 일반적으로 오일막 두께가 작을 수록 커지므로, 도14에 도시한 바와 같이, 축의 우측에서는 베어링 하측의 압력이 베어링 상측의 압력보다도 높아지며, 좌측에서는 베어링 상측의 압력이 하측의 압력보다도 높아진다. 이로 인해, 축(107)을 도14에서 시계 방향으로 회전하려고 하는 모멘트가 발생한다. 이것이레이디얼 베어링(106)의 모멘트 강성이 된다. 도14의 하부 도면에 있어서 축(107)이 각도θ(단, θ의 절대치는 1보다도 충분히 작음)만큼 기울어진 경우, 트러스트 베어링의 우측과 좌측에서는 축(107)과의 간극에 θ·D 만큼 차가 발생한다. 윤활유막에 발생하는 압력은 일반적으로 오일막 두께가 작을 수록 커지므로, 도14에 도시한 바와 같이 트러스트 베어링(103)에 있어서, 축의 우측보다도 좌측 쪽이 발생하는 압력이 높아진다. 이로 인해, 축(107)을 도14에서 시계 방향으로 회전하려고 하는 모멘트가 발생한다. 이것이 트러스트 베어링(103)의 모멘트 강성이 된다.

장치를 박형화하려고 한 경우, 레이디얼 베어링의 베어링 폭(L)은 작게 해야만 한다. 이 경우, 레이디얼 베어링(106)의 상하에서의 오일막 두께의 차 θ·L이 작아진다. 또한, 모멘트는 오일막 압력에 아암 길이를 곱해 적분함으로써 구할 수 있는 것이나, 아암 길이도 짧아질 수 밖에 없어 레이디얼 베어링(106)의 모멘트 강성은 매우 작아져 버린다.

모멘트의 균형을 레이디얼 베어링으로 취하는 것을 규명하고, 트러스트 베어링(103)의 모멘트 강성으로 행하는 것이 본 발명의 발상이다. 이것이 가능해지기 위해서는, 적어도 트러스트 베어링(103)의 모멘트 강성은 레이디얼 베어링의 모멘트 강성보다도 커질 필요가 있다. 깊이 생각해보면, 모멘트 강성의 원인은 축의 기울기에 의해 발생하는 오일막 두께의 변화이며, 베어링 강성을 높게 하기 위해서는 같은 기울기각에 대한 오일막 두께의 변화를 크게 할 필요가 있다. 즉, 레이디얼 베어링(106)에 있어서의 오일막 두께의 변화 θ·L보다도 트러스트 베어링(103)에 있어서의 오일막 두께의 변화 θ·D를 크게 할 필요가 있다. 이로부터, D>L의조건이 유도된다.

D>L의 조건의 유도에는 레이디얼 베어링(106)에 있어서의 베어링 간극(hr)과, 트러스트 베어링에 있어서의 베어링 간극(ht)이 거의 동일하다는 것이 암묵적으로 가정되어 있다. 예를 들어, hr>>ht의 조건에서는, D<L의 조건에서도 트러스트 베어링(103)의 모멘트 강성보다도 레이디얼 베어링(106)의 모멘트 강성을 크게 하는 것이 원리적으로는 가능하다. 그러나, 부품의 가공 정밀도의 문제를 고려하면, hr>>ht가 되는 베어링을 구성하는 것은 현실적으로는 어렵고, 트러스트 베어링(103)의 모멘트 강성보다도 레이디얼 베어링(106)의 모멘트 강성을 크게 하기 위해서는 D>L이 필요해진다. 구체적으로 수치를 들면, 자기 디스크용의 베어링에서 hr은 대개 2 내지 3㎛가 된다. 레이디얼 베어링(106)의 내면(118)에 대한 트러스트 베어링(103)의 상면(119)의 직각도는 통상의 가공 정밀도에서는 대개 2 내지 3㎛가 한도이며, 축(107)의 측면(116)에 대한 단부면(117)의 직각도도 마찬가지이다. 베어링 간극(ht)은 레이디얼 베어링(106)의 내면(118)에 대한 트러스트 베어링(103)의 상면(119)의 직각도와, 축(107)의 측면(116)에 대한 단부면(117)의 직각도의 합보다도 크게 될 필요가 있으며, 전형적으로는 대개 5㎛ 이상은 필요하다. 따라서, hr>>ht가 되는 베어링을 구성하는 것은 현실적이지 않다.

또한, 레이디얼 베어링(106), 트러스트 베어링(103)을 홈 베어링 혹은 3원호 등의 다원호 베어링으로 한 경우, 베어링의 설계 변수에 의해 다소 조건은 변경되지만, 베어링 특성에 가장 효과적인 것은 베어링 간극 hr, ht이며, 상술한 논의로부터, D>L이 되는 조건 없이 트러스트 베어링(103)보다도 레이디얼 베어링(106)의모멘트 강성을 높게 하는 것은 현실적으로는 곤란하다.

도14에서는 레이디얼 베어링이 1개인 경우에 대해서 설명하였으나, 레이디얼 베어링이 2개인 경우라도 도15와 같이 베어링 폭(L)을 하측 베어링의 하면으로부터 상측 베어링의 상면까지 취하면 같은 논의가 가능하다.

도16을 이용하여, 본 발명의 실시 형태에 있어서의 다른 예에 대해서 설명한다. 본 실시예에서는 도11 내지 도15를 이용하여 설명한 예와 비교하여 베이스(101)에 부착되는 하우징(102)의 형상과 하우징(102) 내부의 구성, 축(107)의 형상이 다르다. 도11에 있어서, 하우징(102)은 원통형의 형상을 하고 있으나, 도16에서는 컵모양의 형상을 하고 있다. 도11의 구조에서는 하우징(102)과 트러스트 베어링(103) 사이에서의 윤활유의 누설이 염려되지만, 도16의 구조에서는 그 염려가 사라진다. 도16의 구조의 하우징(102)은 예를 들어 디프 드로잉 가공 등의 소성 가공에 의해 저렴하게 제조 가능하다.

또한, 이 실시예에 있어서는 2개의 베어링 기능을 갖는 베어링 부재인 베어링 메탈(121)이 이용되고 있다. 여기에서, 베어링 메탈(121)(도3의 도면 부호 9, 도11의 도면 부호 103에 대응함)의 내면에 레이디얼 베어링이, 단부면에 트러스트 베어링이 설치되어 있으며, 1개의 부품인 베어링 메탈(121)에 의해 축(107)을 지지하고 있다. 도11에서는 레이디얼 베어링(106), 트러스트 베어링(103)이라는 2개의 부품으로 축(107)을 지지하고 있었다. 도11의 예에 있어서는 레이디얼 베어링(106)의 중심축에 대한, 트러스트 베어링(103)의 직각도를 내는 것이 하나의 문제가 되는데, 도16의 예에 있어서는 레이디얼 베어링과 트러스트 베어링이 1개의부품인 베어링 메탈(121)에 설치되어 있으므로, 직각도를 내는 것이 비교적 용이하다.

베어링 메탈(121) 상에, 스페이서(122), 압박판(124)에 끼여지는 형태로 스톱퍼 링(123)이 부착되어 있다.

축(107)은 베어링 메탈(121)에 의해 지지되므로, 축이 단차가 형성되어 있다. 축(107)은 강자성체로 만들어져 있고, 예압용 자석(115)에 의해 베어링 메탈(121)에 압박되고 있다.

이 실시예에 있어서도, 트러스트 베어링의 직경이 레이디얼 베어링의 폭보다도 작게 되어 있는 것은 전술한 실시예와 같다.

도17을 이용하여 다른 실시예에 대해서 설명한다. 이 실시예에 있어서는 도16과 비교하여 하우징(102) 내의 구성과 트러스트 베어링에 대한 예압력이 걸리는 방법이 다르다. 하우징(102) 내부에는 스페이서(104)와 베어링 메탈(121)에 끼여진 형태로 스톱퍼 링(105)이 설치되어 있다. 베어링 메탈(121)의 구조에 관해서는 도16의 경우와 같다.

또한, 이 실시예에서는 베어링 메탈(121)에 트러스트 베어링의 축방향의 예압을 부여하기 위한 강자성의 자성 부재인 철편(131)이 설치되어 있다. 철편(131)과 회전자 자석(112) 사이에 작용하는 자력이 예압력이 된다. 따라서, 철편(131)은 링형상으로 해도 좋으며, 이를 분할한 부재로 해도 좋다.

이 실시예에 있어서도, 트러스트 베어링의 직경이 레이디얼 베어링의 폭보다도 작게 되어 있는 점은 전술한 실시예와 같다.

도18을 이용하여 다른 실시예에 대해서 설명한다. 이 실시예에 있어서는 도17의 실시예에 있어서 축(107)과 허브(108)가 일체가 되며, 하나의 부재로 이루어지는 일체화 허브(141)로 이루어져 있는 점이 다르다. 도17의 실시예에 있어서는 축(107)의 베어링 메탈(121)의 트러스트 베어링과 접촉하는 면(132)과 허브(108)의 자기 디스크(109)를 지지하는 면(133)과의 평행도가 문제가 된다. 도18에 있어서는 도17의 축(107)과 허브(108)가 일체화 허브(141)로 이루어져 있으므로, 평행도를 내는 것이 용이해진다.

본 발명에 의한 자기 디스크 장치에 있어서는, 자기 디스크 구동용의 스핀들 모터는 내충격성이 우수한 1개의 동압 레이디얼 베어링과 동압 트러스트 베어링의 조합에 의해 회전축을 회전 가능하게 지지하고, 회전축에 작용하는 불균형력에 의한 진동 성분 중, 축의 병진 모드의 진동을 레이디얼 베어링으로 받고, 원뿔 모드의 진동을 트러스트 베어링으로 받는 베어링 구성으로 하고 있으므로, 자기 디스크 구동용의 스핀들 모터와 자기 디스크 장치의 박형화가 도모된다.

또한, 베어링 장치의 윤활과 밀봉은 자성 유체를 베어링의 윤활유로서 사용하고, 투자성의 회전축과 레이디얼 베어링 및 트러스트 베어링을 이용하여 영구 자석을 레이디얼 베어링과 트러스트 베어링 사이에 배치하고, 베어링 및 자성 유체를 자화하여 베어링 미끄럼 이동면에 자성 유체를 보유 지지시키는 구성으로 했다.이로 인해, 확실한 유체 윤활과 밀봉성을 유지할 수 있고, 자기 디스크의 오염 방지와 정밀 회전의 유지에 의한 기록의 고밀도화나 스핀들 모터의 긴 수명화를 도모할 수 있어 신뢰성이 높은 자기 디스크 장치를 제공할 수 있다.

그리고, 베어링부 내에 영구 자석을 배치하여 회전축과 트러스트 베어링 사이에 자기 흡인력을 작용시켜 축방향의 위치 결정을 행하고 있으므로, 모터 구동 영구 자석과 전기자 고정자의 자기 중심을 일치시킬 수 있으므로, 자기 디스크 장치의 저소음화가 도모된다. 또한, 상기한 바와 같이 본 발명의 자기 디스크 장치는 임의의 부착 자세로 사용할 수 있고, 내충격성이 우수한 동압 베어링을 이용하고 있으므로 가반성이 우수하고, 또한 레이디얼 베어링과 트러스트 베어링의 신규 구성에 의해 박형의 노트형 개인용 컴퓨터나 기타 전자 장치를 제공할 수 있다.

Claims

정보가 기록, 재생되는 자기 디스크와, 이 자기 디스크를 구동하는 스핀들 모터를 구비한 자기 디스크 장치에 있어서,

상기 스핀들 모터는 일단부가 개방되고 타단부가 동압 트러스트 베어링에 의해 폐쇄된 베어링 케이스의 동축 상에 개방 단부측으로부터 링형상의 판과 간격을 두고 설치된 동압 레이디얼 베어링과, 상기 베어링 케이스에 윤활유가 봉입되어 상기 베어링에 의해 회전 가능하게 지지된 축과, 모터 및 베어링부를 둘러싸는 상기 축에 체결된 컵형상의 자기 디스크를 탑재한 허브를 구비하고, 상기 동압 레이디얼 베어링의 내경(D)과 베어링 폭(L)이 L/D<1의 관계가 되도록 구성한 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
정보가 기록, 재생되는 자기 디스크와, 이 자기 디스크를 구동하는 스핀들 모터를 구비한 자기 디스크 장치에 있어서,

상기 스핀들 모터는 일단부가 개방되고 타단부가 동압 트러스트 베어링에 의해 폐쇄된 베어링 케이스의 동축 상에 개방 단부측으로부터 링형상의 판과 간격을 두고 1개의 동압 레이디얼 베어링과, 이 동압 레이디얼 베어링과 상기 트러스트 베어링 사이에 링형상의 영구 자석을 배치하고, 상기 베어링의 윤활유에 자성 유체를 이용한 베어링부에 의해 회전 가능하게 지지된 축과, 상기 스핀들 모터와 베어링부를 둘러싸는 상기 축에 체결된 컵형상의 자기 디스크를 탑재한 허브를 구비하고,상기 동압 레이디얼 베어링의 내경(D)과 베어링 폭(L)의 관계가 L/D<1로 한 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
정보가 기록, 재생되는 자기 디스크와, 이 자기 디스크를 구동하는 스핀들 모터를 구비한 자기 디스크 장치에 있어서,

상기 스핀들 모터는 일단부가 개방되고 타단부가 투자성의 동압 트러스트 베어링에 의해 폐쇄된 비자성의 베어링 케이스의 동축 상에 개방 단부측으로부터 링형상의 판과 간격을 두고 1개의 투자성의 동압 레이디얼 베어링과, 이 동압 레이디얼 베어링과 상기 트러스트 베어링 사이에 링형상의 영구 자석을 배치하는 동시에, 베어링의 윤활유로서 자성 유체를 이용한 베어링부에 의해 회전 가능하게 지지된 투자성의 축과, 모터 및 베어링부를 둘러싸는 상기 축에 체결된 컵형상의 자기 디스크를 탑재한 허브를 구비하고, 또한 상기한 동압 레이디얼 베어링의 내경(D)과 베어링 폭(L)의 관계가 L/D<1로 한 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
자기 디스크 장치로서,

자기 디스크 및 상기 자기 디스크를 회전 가능하게 지지하는 회전축을 갖고, 이 회전축은 일단부가 개방되고 타단부가 베어링 미끄럼 이동면을 갖는 동압 트러스트 베어링에 의해 폐쇄된 베어링 케이스에 배치되고, 상기 회전축은 동압 레이디얼 베어링 및 상기 동압 트러스트 베어링에 의해 지지되고, 상기 동압 레이디얼 베어링의 베어링 내경(D)과 베어링 폭(L)이 L/D<1인 것을 특징으로 하는 자기 디스크장치.
제4항에 있어서, 상기 회전축은 나선홈을 갖는 허브를 개재하여 상기 자기 디스크를 지지하고 있으며, 상기 베어링 케이스 내에 윤활유가 봉입되어 있는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제5항에 있어서, 상기 허브와 상기 케이스 사이에 링형상의 판을 갖는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제4항에 있어서, 상기 L/D가 0.2 내지 0.5의 범위가 되는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제5항에 있어서, 상기 윤활유는 자성 유체인 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제4항에 있어서, 상기 베어링 케이스에 상기 회전축에 대해 그 축방향으로 힘을 미치게 하는 영구 자석을 배치하고 있는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제4항에 있어서, 상기 베어링 케이스가 비자성 부재로 이루어지는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제4항에 있어서, 상기 베어링 미끄럼 이동면과 이에 접촉하는 상기 회전축은 이들이 둘러싸는 공간을 갖는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제6항에 있어서, 상기 링형상의 판은 영구 자석인 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제5항에 있어서, 상기 레이디얼 베어링은 오일 홈을 갖는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제13항에 있어서, 상기 베어링 미끄럼 이동면에 테이퍼랜드를 갖는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
자기 디스크 장치로서,

자기 디스크 및 이 자기 디스크를 회전 가능하게 지지하는 회전축을 갖고, 상기 회전축은 일단부가 개방되고 타단부가 베어링 부재를 갖는 베어링 케이스에 배치되고, 상기 회전축은 상기 베어링 부재에 설치된 동압 레이디얼 베어링 및 동압 트러스트 베어링에 의해 지지되고, 상기 동압 레이디얼 베어링의 베어링 내경(D)과 베어링 폭(L)이 L/D<1인 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제15항에 있어서, 상기 베어링 케이스는 하나의 부재로 이루어지는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제16항에 있어서, 상기 허브와 상기 케이스 사이에 링형상의 판을 갖는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제17항에 있어서, 상기 베어링 케이스에 상기 회전축에 대해 그 축방향으로 힘을 미치게 하는 영구 자석을 배치하고 있는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제15항에 있어서, 상기 회전축은 회전자 자석을 갖는 허브를 개재하여 상기 자기 디스크를 지지하고 있으며, 상기 회전축의 축방향으로 여압을 부여하는 위치에 상기 회전자 자석과 대향하여 설치된 자성 부재를 갖는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.
제19항에 있어서, 상기 회전축과 상기 허브가 하나의 부재로 이루어지는 것을 특징으로 하는 자기 디스크 장치.