WO2006049114A1 - スラスト動圧軸受およびこれを用いたスピンドルモータならびにこのスピンドルモータを用いた情報記録再生装置 - Google Patents

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groove
width
thrust
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Hiromi Kita
Shigeo Obata
Kenichi Miyamori
Hiromitsu Noda
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Matsushita Electric Industrial Co., Ltd.
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    • F16C2370/12—Hard disk drives or the like

Definitions

  • Thrust dynamic pressure bearing spindle motor using the same, and information recording / reproducing apparatus using the spindle motor
  • the present invention relates to a thrust dynamic pressure bearing that performs axial load support in a rotary machine that smoothly performs high-speed rotation.
  • the present invention relates to a thrust dynamic pressure bearing having high resistance to rotational runout and having small bearing loss torque, a spindle motor using the thrust dynamic pressure bearing, and an information recording and reproducing apparatus using the spindle motor.
  • a spiral groove or an intermediate bending portion is provided as a means for supporting a load in the axial direction of the rotor and suppressing rotational runout of the rotor.
  • Various thrust dynamic pressure bearings have been proposed that generate dynamic pressure from the herringbone grooves (for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-1 73645 (Section 6, FIG. 3), Patent Document 1, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003).
  • JP-A-113837 section 7, FIG. 1
  • JP-A-10-73127 section 12, FIG. 8
  • JP-A-H10-73127 JP-A-2006-112118.
  • FIG. 12A shows the basic configuration of a conventional thrust dynamic pressure bearing.
  • a seal portion forming a gas-liquid interface 51 between the lubricating oil 50 and the air is provided on the outer peripheral side of the minute gap.
  • a dynamic pressure generation groove 30 is formed on at least one of the bearing surface 11 of the bearing rotation side member 10 and the bearing surface 21 of the bearing fixed side member 20. Further, the flange portion 40 is formed adjacent to the dynamic pressure generation groove 30.
  • FIG. 12B shows another basic configuration of a conventional thrust dynamic pressure bearing. Similar to the configuration shown in FIG. 12A, the bearing rotation side member (rotor) 10 is fixed to the bearing surface 11 of the shaft in the axial direction of the rotation center shaft 1 via the minute gap filled with the lubricating oil 50. Bearing of side member 20 Composed of surface 21 and A seal portion forming a gas-liquid interface 51 between the lubricating oil 50 and the air is provided on the outer peripheral side of the minute gap.
  • a spiral groove 35 shown in FIG. 13 and a herringbone groove 31 shown in FIG. 14 are known.
  • the dynamic pressure generating grooves 31 and 35 which are recesses and the ridges 41 and 45 which are convex parts having substantially the same shape as the dynamic pressure generating grooves are alternately formed at a predetermined pitch.
  • the groove width G and the ridge width L are arc lengths or arcs formed by intersecting the dynamic pressure generating grooves 31 and 35 and the ridges 41 and 45 with a circle 2 of an arbitrary radius assumed on the bearing surface. It is an angle.
  • FIGS. 15A and 15B The cross sections of the dynamic pressure generating groove along the circle 2 of an arbitrary radius are shown in FIGS. 15A and 15B.
  • the ridges 41 and 45 When using a method such as etching, coining, electrolytic processing, or discharge caulking to form a dynamic pressure generation groove, as shown in FIG. 15A, the ridges 41 and 45 generally have a trapezoidal cross-sectional shape, The corners C of ridges 41 and 45 and the corners C of grooves are often rounded.
  • the width L of the buttocks means an area where the cross-sectional profile of the buttocks is higher than the 1Z2 elevation line of the groove depth H, and the groove width G means an area lower than this elevation line.
  • a dynamic pressure generation groove is formed by NC lathe processing, or when the top (TOP) of the ridge formed in FIG. 15A is further flat using a surface grinding machine or the like,
  • the top corner of the buttocks can be a sharp edge, as shown at 15B.
  • the ridge width L in such a case is the width of the flat portion at the top of the ridge.
  • FIG. 16A A typical thrust dynamic pressure groove in the case where the dynamic pressure generation groove is formed by electrolytic processing, electric discharge processing or the like is described in the drawings of Patent Document 3 and the like.
  • FIG. 16B A representative example is shown in FIG. 16A.
  • a ring bone groove 331 which is a recess is provided.
  • the inner circumferential force also has substantially the same circumferential length over the outer circumference.
  • the ridge portion 341 adjacent to the ring bone groove 331 is formed as a processing left portion by electrolytic processing.
  • the inner and outer circumferences of the fixed bearing member 320 are annularly recessed like the herring bone groove 331 by electrolytic processing or cutting so that the lubricating oil can move smoothly inside the thrust bearing when starting and stopping.
  • the fixed side bearing member 320 Figures 16B and 16C show cross-sectional views of the essential parts of the bearing section in which the thrust bearing is used. Fig. 16B shows the motor stopped, and Fig. 16C shows the motor rotating normally. When the motor is at rest, the upper surface of the stationary bearing member 320 is in contact with the rotating thrust plate 310. On the other hand, at the time of steady rotation, dynamic pressure is generated between the two, and they float and separate by a predetermined amount.
  • the herringbone groove 33 1 shows the herringbone groove 33 1
  • Lubricant oil travels up and down the thrust bearing via 351,.
  • the spindle motor for rotating the recording media of the information recording and reproducing device must be thin, realize high-precision rotation without shaft runout, and reduce power consumption.
  • the anti-tilt rigidity of the radial bearing is approximately proportional to the square of the pitch of the two radial bearings.
  • the present invention has been made to overcome the above problems.
  • thrust dynamic pressure bearings that generate dynamic pressure by means of herring bone grooves or spiral grooves formed on the bearing surface
  • a simple configuration that does not significantly change the conventional configuration is adopted. That is, it has greater inclination resistance than conventional thrust dynamic pressure bearings, and has a small bearing loss torque.
  • An object of the present invention is to provide a thrust dynamic pressure bearing and to suppress air entrapment in the bearing and lubricating oil leakage even if the groove width G changes randomly.
  • a thin spindle motor with low power consumption and high rotation accuracy using the thrust dynamic pressure bearing and a thin, thin information recording and reproducing device with low power consumption and high reliability using the spindle motor are provided.
  • the purpose is
  • the information recording / reproducing apparatus in the present invention includes recording media such as HDD, VCR, optical disk apparatus and the like.
  • recording media such as HDD, VCR, optical disk apparatus and the like.
  • the thrust dynamic pressure bearing comprises a bearing surface of a bearing rotating side member and a bearing surface of a bearing fixing side member opposed to each other with a slight clearance in the axial direction. .
  • the minute gap is filled with lubricating oil, and a plurality of dynamic pressure generating grooves are formed on one of the bearing surface of the bearing rotation side member and the bearing surface of the bearing fixing side member.
  • the dynamic pressure generating groove induces dynamic pressure of the lubricating oil to hold the rotation.
  • the relationship between the groove width G of the dynamic pressure generating groove and the width of the ridge adjacent to the dynamic pressure generating groove is given by G> L.
  • the ratio of the groove width G of the dynamic pressure generation groove to the width L of the ridge portion adjacent to the dynamic pressure generation groove is set such that G> L.
  • the dynamic pressure generation groove has a herringbone shape.
  • the dynamic pressure generation groove has a spiral shape.
  • the dynamic pressure generating groove is a herringbone type.
  • the dynamic pressure generation groove has a spiral shape, and the groove width G of the dynamic pressure generation groove and the width of the flange adjacent to the dynamic pressure generation groove The ratio of L to G: L
  • the thrust dynamic pressure bearing of the present invention can be made more resistant to inclining rigidity than a conventional thrust dynamic pressure bearing, and can further reduce bearing loss torque. Further, by making the groove width G larger than the ridge width L positively, the influence of the processing error on the pump-in Z-out characteristic is suppressed. As a result, there is also an effect that the position fluctuation of the lubricating oil level and the entrainment of air are suppressed. Experimentally, even if the random fluctuation component AG of the groove width G reaches about 6% with respect to (G + L), the generation is suppressed.
  • a spindle motor according to the present invention includes the thrust dynamic pressure bearing described in any one of the above.
  • the information recording and reproducing apparatus mounts the spindle motor provided with any of the above-mentioned thrust dynamic pressure bearings.
  • FIG. 1 shows the relationship between the groove width G and the buttock width L when the thrust load is constant, in the case of a thrust dynamic pressure bearing with a herringbone groove, G: L and the inclined rigidity resistance.
  • Fig. 2 is a characteristic diagram showing the relationship between the groove width G and the buttock width L when the thrust load is constant in the thrust dynamic pressure bearing of the herring bone groove G: relationship between L and bearing loss torque .
  • Fig. 3 is a characteristic diagram showing the relationship between the ratio G of groove width G to width L of the ridge when the thrust load is constant in the case of a thrust dynamic pressure bearing of a herringbone groove G: L vs. thrust bearing floating amount It is.
  • FIG. 4 is a characteristic diagram showing the relationship between the ratio G of groove width G to width L of ridge when the thrust load is constant G: L and inclination rigidity in a thrust dynamic pressure bearing of a spiral groove.
  • FIG. 5 is a characteristic diagram showing a relationship between a groove width G and a ridge width L ratio G: L and loss torque when the thrust load is constant in a thrust dynamic pressure bearing of a spiral groove.
  • FIG. 6 is a characteristic diagram showing the relationship between the ratio G: L of groove width G to flange width L when the thrust load is constant in a thrust dynamic pressure bearing of a spiral groove, and the thrust bearing floating amount.
  • FIG. 7A is a pattern diagram of a herring bone groove on the bearing surface of the thrust dynamic pressure bearing according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 7B is another pattern diagram of the herring bone groove of the bearing surface of the thrust dynamic pressure bearing according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 8A is a pattern diagram of spiral grooves on a bearing surface of a thrust dynamic pressure bearing according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 8B is another pattern diagram of the spiral groove on the bearing surface of the thrust dynamic pressure bearing according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a schematic cross-sectional view of a spindle motor and an information recording and reproducing apparatus according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 is an enlarged view of a cross section of a dynamic pressure bearing portion of a spindle motor according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a schematic cross-sectional view of a spindle motor and an information recording and reproducing device showing another example according to the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 12A is a configuration diagram of a conventional thrust dynamic pressure bearing.
  • FIG. 12B is a block diagram of a conventional thrust dynamic pressure bearing.
  • FIG. 13 is a pattern diagram of spiral grooves on the bearing surface of a conventional thrust dynamic pressure bearing.
  • Fig. 14 is a pattern diagram of herringbone grooves on the bearing surface of a conventional thrust dynamic pressure bearing.
  • FIG. 15A is a cross-sectional view of a dynamic pressure generation groove along a circle 2 of an arbitrary radius of the bearing surface of the conventional thrust dynamic pressure bearing.
  • FIG. 15B is a cross-sectional view of another example of a dynamic pressure generation groove along a circle 2 of any radius of the bearing surface of the conventional thrust dynamic pressure bearing.
  • FIG. 16A is a pattern diagram of herringbone grooves on the bearing surface of a conventional thrust dynamic pressure bearing.
  • FIG. 16B is a cross-sectional view of bearing part of the thrust bearing in the conventional motor stopped state.
  • FIG. 16C is a cross-sectional view of the bearing portion of the thrust bearing in the conventional motor rotation state. It is.
  • Fig. 1, Fig. 2 and Fig. 3 show the results of numerical analysis of a herringbone groove thrust dynamic bearing by the finite element method.
  • Figures 4, 5 and 6 show the results of numerical analysis of thrust hydrodynamic bearings with tangential grooves by the finite element method. As in the case of the herringbone groove, the relationship between inclination resistance, bearing loss torque, and thrust bearing floating amount is shown.
  • the major dimensions of the herringbone groove used in the calculations in Figures 1 to 3 and the spiral groove used in the calculations in Figures 4 to 6 are both 10 grooves, and the outermost diameter of the thrust bearing is 5.5 mm, The innermost diameter is 3.6 mm and the groove depth is 10 microns.
  • the thrust bearing floating amount is the same, if the groove width G becomes smaller than the ridge width L, the flow path becomes narrow and the flow rate of the lubricating oil flowing through the groove decreases. As a result, the dynamic pressure generated decreases and the bearing load capacity decreases. Conversely, if the groove width G becomes larger than the ridge width L, the flow path becomes wider and the flow rate of the lubricating oil increases.
  • the tilt resistance reaches its maximum value.
  • the maximum value is reached depending on the groove shape.
  • the difference in the value of G: L is considered to be due to the difference in maximum pressure generation location between the herring bone groove and the spiral groove.
  • the innermost circumferential portion in the radial direction is the maximum pressure generating portion. Because of this difference in generated pressure distribution, the resistance to inclination reaches the maximum value, G: L will have a slight difference depending on the groove shape.
  • the bearing loss torque of the thrust dynamic pressure bearing decreases as the groove width G increases. This is because as the groove width G becomes larger, the flow path becomes wider and the lubricating oil becomes easy to flow, the average shear rate of the entire bearing surface due to the viscosity of the lubricating oil decreases, and the frictional resistance decreases. .
  • the change in the floating height of the thrust bearing greatly affects the tilt resistance of the bearing. If the thrust load is constant, in principle the smaller the bearing clearance, the more The stiffness stiffness and the tilt stiffness increase. Therefore, in the case of G L L or G L L, since the thrust bearing floating force becomes smaller, the inclination rigidity becomes larger than in the case of.
  • the groove width G is preferably larger than the collar width L in order to increase the inclination rigidity and reduce the bearing loss torque compared to the conventional thrust dynamic pressure bearing. .
  • the groove width G is excessively increased, the floatation amount of the thrust bearing becomes too small combined with the decrease in the viscosity of the lubricating oil particularly at high temperatures.
  • the bearing surface of the bearing rotation side member may come in contact with the bearing surface of the bearing fixing side member.
  • the bearing surface of the bearing rotation side member and the bearing surface of the bearing fixing side member make contact sliding until rising up at the time of activation, but the collar width L becomes excessively small and the surface pressure becomes high. It is thought that sliding wear progresses by this. That is, in order to increase the anti-tilt resistance and reduce the bearing loss torque, it is acceptable if the groove width G is not larger than the ridge width L in the range. It is.
  • the desired groove width G and the diameter of the groove are preferably determined taking into consideration the processing variation accuracy in FIGS. 4, 5 and 6 and the ridge width L on the inner peripheral side of the spiral groove.
  • G> L is at least 70%, preferably at least 80%, of the formation area of the dynamic pressure generation groove provided on the bearing surface and generating a dynamic pressure in cooperation with the lubricating oil. More preferably, the above effect is achieved if the area is 90% or more!
  • bearing surface refers to an area in which the gap between the bearing rotation side member and the bearing fixing side member is 5 microns or less when the motor is stopped and the floating amount is zero. I will consider excluding the part where the gap is larger than that. Further, the gap means an axial direction gap between the portion of the flange portion circumferentially adjacent to the dynamic pressure generating groove (recess) and the other bearing member opposed thereto.
  • the formation region of the dynamic pressure generation groove is the entire region where the gap at the time of stop is 5 microns or less. It does not point to This refers to only the area where the dynamic pressure generation groove is actually formed, in the area of 5 microns or less at the time of stop. Therefore, even if the extension of the dynamic pressure generation groove is in the area where the gap at the time of stop is 5 microns or more, that portion shall not be taken into consideration.
  • the ability to suppress the inclination fluctuation of the rotating shaft is improved even if the groove width G is fluctuated at random, so the position fluctuation of the lubricating oil liquid level, the air Involvement is suppressed. Therefore, it is possible to maintain the reliability even if the precision of the dynamic pressure generating groove is loosened.
  • the spindle motor of the present invention has a configuration provided with the thrust dynamic pressure bearing described above. With this configuration, it is possible to realize a thin spindle motor with low power consumption, small rotational shaft runout, high rotational accuracy, and high reliability and low cost.
  • the information recording and reproducing apparatus of the present invention has a configuration in which the spindle motor is mounted. With this configuration, it is possible to realize an information recording and reproducing apparatus with low power consumption and high reliability at low cost. Miniaturization of equipment ⁇ Thinning can be achieved.
  • the groove width G of the dynamic pressure generation groove is made larger than the width L of the flange adjacent to the dynamic pressure generation groove (G> L)
  • the rotary shaft is short, it is difficult to secure the tilt rigidity against rotational shaft deflection only by the radial dynamic pressure bearing, and it is a thin hard disk (in particular, type 1 or less with a drive thickness of 5 mm or less). It is effective to use such a thrust dynamic pressure bearing in the spindle motor for It is effective. This makes it possible to increase the tilt resistance without relying on a radial dynamic pressure bearing, and to realize a thin spindle motor with high rotational accuracy. Furthermore, since the bearing loss torque is reduced, low power consumption can be realized. In addition, even if the accuracy of the dynamic pressure generating groove is reduced compared to the conventional one, the reliability can not be lost, so that cost reduction can be achieved.
  • this spindle motor by mounting this spindle motor, it is possible to realize a large effect that low power consumption, small size and thinness of the information recording and reproducing apparatus can be realized at low cost. In particular, it has a great effect on small and thin hard disk drives of type 1 or less.
  • An information recording / reproducing apparatus using a type 1 or smaller hard disk drive is often used by the user while carrying it. Therefore, air to the bearing portion is more air-conditioned than a hard disk drive adopting a conventional bearing structure. In this way, it is possible to reduce the leakage of lubricating oil from bearing force and bearing force, and to achieve the great effect of obtaining high reliability.
  • FIG. 7A and FIG. 7B to FIG. The same reference numerals are given to components having the same configuration as that in FIGS. 12A and 12B to 16C showing the conventional example.
  • FIG. 7A shows a thrust dynamic pressure bearing according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the relationship between the groove width G of the herringbone groove 131 having the intermediate bending portion 132 formed on the bearing surface 11 and the width L of the ridge adjacent to the dynamic pressure generation groove is given by G> L. It differs from the conventional example in that The other basic configuration is the same as that shown in FIGS. 12 to 16 showing the conventional example.
  • the bearing surface 11 of the bearing rotation side member (rotor) 10 and the bearing surface 21 of the bearing fixed side member 20 face each other in the axial direction of the rotation center shaft 1 via the minute gap filled with the lubricating oil 50. And consists of.
  • a seal portion forming a gas-liquid interface 51 of the lubricating oil 50 and air is provided on the outer peripheral side of the minute gap.
  • a plurality of herringbone grooves 131 having an intermediate bending portion 132 for generating a dynamic pressure The ridges 141 having the same shape as the pressure generating grooves are alternately formed at a predetermined pitch so that the relationship between the groove width G and the ridge width becomes G> L.
  • the allowable range of the ratio G: L of the groove width G to the ridge width L in the radial direction may be G> L at any radial position 2.
  • the herringbone groove 131 is formed in the bearing surface 11 of the bearing rotation side member 10, and the bearing surface 21 of the bearing fixing side member 20 is a smooth surface.
  • the present invention is not limited to this, and a herringbone groove 131 may be formed in the bearing surface 21 of the bearing fixing side member 20, and the bearing surface 11 of the bearing rotation side member 10 may be a smooth surface.
  • G: L need not be fixed at one value on the bearing surface. It may be a configuration in which a plurality of combinations are regularly arranged. For example, two groove widths G and G 'and two ridge width L and L' relationship forces G> L, G> L ', G'> L, G '> L', and further, the groove width and the ridge
  • Two grooves and two ridges may be alternately arranged, each in the range of 75:25.
  • the area of the dynamic pressure generation groove is 80% or more, more preferably 90% or more.
  • the area of the dynamic pressure generation groove is 80% or more, more preferably 90% or more.
  • FIG. 7A shows the case where the number of grooves on the inner peripheral side and the outer peripheral side of the middle bent portion 132 is the same.
  • the number of grooves on the outer peripheral side may be increased and the number of grooves on the inner peripheral side may be reduced.
  • the value of G: L changes locally on the inner circumferential side near the middle bend. This makes it possible to prevent the circumferential length of the innermost circumferential ridge from becoming too small even if, for example, G: L is identical over most of the radial direction. Thereby, the contact pressure rise at the time of metal contact at the time of starting can be reduced.
  • the number of grooves on the outer peripheral side is 10 and the number of grooves on the inner peripheral side is 5 in the drawings, the invention is not limited thereto.
  • FIG. 8A shows a thrust dynamic pressure bearing according to a second embodiment of the present invention.
  • the relationship between the groove width G of the spiral groove 135 formed on the rotation-side bearing surface 11 and the width L of the ridge adjacent to the above-mentioned dynamic pressure generation groove is G> L. It is different.
  • the other basic configuration is the same as in FIGS. 12 and 14 showing the conventional example.
  • the bearing surface 11 of the bearing rotation side member (rotor) 10 and the bearing surface 21 of the bearing fixing side member 20 face each other in the axial direction of the rotation center shaft 1 via the minute gap filled with the lubricating oil 50. And consists of.
  • a seal portion forming a gas-liquid interface 51 of the lubricating oil 50 and air is provided on the outer peripheral side of the minute gap.
  • a plurality of spiral grooves 135 for dynamic pressure generation and flange portions 145 having the same shape as the dynamic pressure generation grooves alternate at a predetermined pitch.
  • the relationship between the groove width G and the ridge width L is formed such that G> L. At this time, a change in the ratio G: L of the groove width G and the buttock width L in the radial direction is allowed, and the condition of G> L should be satisfied at any radial position 2.
  • FIGS. 4, 5 and 6 show the results of numerical analysis of the thrust dynamic pressure bearing of the spiral groove by the finite element method.
  • the spiral groove 135 is formed in the bearing surface 11 of the bearing rotation side member (rotor) 10, and the bearing surface 21 of the bearing fixing side member 20 is a smooth surface.
  • the present invention is not limited to this, and the radial groove 135 may be formed in the bearing surface 21 of the bearing fixing side member 20, and the bearing surface 11 of the bearing rotation side member (rotor) 10 may be a smooth surface.
  • G: L may have a configuration in which a plurality of combinations that need to be fixed to one value on the bearing surface are regularly arranged. For example, arrange the relationship between two groove widths G and G 'and two kinds of ridge width L and L': G> L, G> L ', G'> L, G '> L'
  • the ratio of groove width to ridge width G: L and G ,: L is in the range of 65: 35 to 80: 20, and more preferably in the range of 65: 35 to 75: 25. You may arrange grooves and ridges alternately.
  • Dynamic pressure The area of the generation groove may be 70% or more, preferably 80% or more, and more preferably 90% or more.
  • the displacement force between the bearing rotation side member and the bearing fixed side member causes warpage due to the influence of processing accuracy etc., and only the inner peripheral portion comes into contact at the time of stopping to create a clearance on the outer peripheral side.
  • the number of rotations increases while sliding on the contact for a long time on the inner peripheral side for a long time, and finally floats up.
  • the ridge width L of the inner peripheral portion is small, the surface pressure during metal contact may become high, which may cause wear and seizing. Therefore, it is preferable to suppress the surface pressure of the metal contact portion at the time of activation by increasing the width L of the inner peripheral portion.
  • G: L 80: 20, more preferably 75:25, from the outer periphery to the center in the radial direction.
  • G ⁇ L may be applied near the inner circumference.
  • G: L 65: 35 from the inner circumference to the center in the radial direction. It is possible to achieve the object of the present invention even if only the outermost part is G ⁇ ⁇ L locally.
  • FIG. 8A shows the case where the numbers of grooves on the inner and outer peripheral sides are the same.
  • the number of grooves on the outer peripheral side may be increased and the number of grooves on the inner peripheral side may be reduced.
  • the value of G: L changes locally at the radial center. This makes it possible to prevent the circumferential length of the innermost circumferential ridge from becoming too small even if G: L is the same over most of the radial direction, so that metal contact at startup can be prevented. It is possible to reduce the rise in surface pressure at the time.
  • FIG. 9 is a schematic cross-sectional view of the main part in a plane including the axial center of the rotation center 201 for explaining the configuration of the spindle motor and the information recording and reproducing apparatus according to the third embodiment of the present invention.
  • FIG. The illustrated information recording / reproducing apparatus is an example in which a dynamic pressure thrust bearing and a spindle motor according to the present invention are adopted in a disk apparatus such as a hard disk apparatus and an optical disk apparatus.
  • the rotor portion 202 which rotates around the rotation center 201 has a hollow cylindrical portion 202 a and a flange portion 202 b in the vicinity of the rotation center 201.
  • hollow cylindrical portion 202a The rotary bearing 202e of the dynamic pressure bearing is formed by the outer peripheral surface 202c and the lower end surface 202d of the flange portion 202b.
  • a rotating magnet 203 magnetized to a plurality of magnetic poles is fixed to the lower surface on the outer peripheral side of the flange portion 202 b of the rotor portion 202 by press-fitting, adhesion or other methods, and from the rotor portion 202 and the rotating magnet 203
  • the rotating body 204 is configured.
  • the inner circumferential surface of the hollow cylindrical portion 202 a of the rotor portion 202 constituting the rotor 204 has a large inside diameter on the flange portion 202 b side of the rotor portion 202. And, on the chassis 205 side, it has at least two different inner diameters to be smaller.
  • a stepped surface 202 f connecting the inner peripheral surface on the flange portion 202 b side and the inner peripheral surface on the chassis 205 side is formed so as to be substantially perpendicular to the axial direction of the rotation center 201.
  • the bearing fixing side member 206 in which the stationary side bearing portion 206c of the dynamic pressure bearing is formed by the inner circumferential surface 206a and the upper end surface 206b corresponding to the rotation side bearing portion 202e of the rotor portion 202 is press-fit, It is secured to the chassis 205 by gluing, welding or other known methods.
  • the outer peripheral surface of the rotating magnet 203 in which the inner peripheral surface of the tip of the plurality of magnetic pole teeth of the stator 209 is formed by winding the coil 207 around the plurality of magnetic pole teeth of the stator core 208 is fixed to the rotor 202.
  • the stator 209 is fixed to the chassis 205 in such a manner as to face the
  • the fixed shaft 210 is press-fit into the chassis 205 so that the axis thereof substantially coincides with the rotation center 201 and the hollow portion of the hollow cylindrical portion 202a of the rotor portion 202 passes through with a gap.
  • they may be fixed by a method such as adhesion.
  • a shield plate 211 which magnetically shields the leakage flux from the stator 209 is fixed to the chassis 205 to form a spindle motor 212.
  • the fixed shaft 210 has a small outer diameter on its outer peripheral surface on the chassis 205 side. On the side opposite to the chassis 205 side, it has a stepped shaft shape so that the outer diameter of the outer peripheral surface becomes large, and the outer diameter on the chassis 205 side is the chassis of the inner peripheral surface of the cylindrical portion 202a of the rotor portion 202. Smaller than the inner diameter on the 2 05 side. The outer diameter on the side opposite to the chassis 205 side is smaller than the inner diameter of the inner peripheral surface on the flange portion 202 b side of the rotor portion 202.
  • the stepped surface 210 a connecting the outer peripheral surface having the smaller outer diameter on the chassis 205 side and the outer peripheral surface having the larger outer diameter on the opposite side to the chassis 205 side is substantially perpendicular to the axial direction of the rotation center 201. Face and It has a shape that
  • the step surface 202f connecting the inner peripheral surface on the flange portion 202b side of the hollow cylindrical portion 202a of the rotor portion 202 and the inner peripheral surface on the chassis 205 side and the stepped surface 210a of the fixed shaft 210 are extremely small. It is fixed to the chassis 205 so as to face each other with a predetermined gap.
  • a female screw portion 210 b is formed at the center of the end of the fixed shaft 210 opposite to the chassis 205 side.
  • the disc 214 having a recording medium (not shown) formed on the surface is placed, and the elastic force of the disc holding member 216 fixed by the screw 215.
  • the disc 214 is pressed and fixed to the upper surface of the flange portion 202b of the rotor portion 202, and the disc 214 is configured to be rotatable with the rotation of the rotor portion 202.
  • a signal conversion is performed via a swinging means (not shown) for positioning a signal conversion element (not shown) to be recorded / reproduced on the recording medium formed on the disk 214 by a known method at a predetermined track position.
  • An element is disposed opposite to the disk 214.
  • the recording medium formed on the disc 214 may be formed on both the upper and lower sides of the disc 214.
  • the signal conversion element and the rocking means correspond to the respective recording media formed on the upper and lower surfaces of the disk 214.
  • a through hole is provided in the cover 217 at a position corresponding to the female screw portion 210b of the fixed shaft 210.
  • the cover 217 is fixedly held by screwing or the like to the chassis 205 or a housing (not shown) or the like at the peripheral portion of the cover 217.
  • a disk drive is also provided which also has a disk 214, a signal conversion element, a rocking means, a spindle motor 212 and a cover 217 and the like.
  • the cover 217 and the fixed shaft 210 may not necessarily be screwed.
  • FIG. 10 is an enlarged schematic cross-sectional view of a hydrodynamic bearing portion 220 of a spindle motor and the periphery thereof.
  • a lubricating oil 50 such as an ester synthetic oil is filled between the surfaces of the rotating side bearing portion 202e of the rotor portion 202 and the stationary side bearing portion 206c facing each other.
  • a radial dynamic pressure bearing 220 b is formed between the outer peripheral surface 202 c of the hollow cylindrical portion 202 a of the motor portion 202 and the inner peripheral surface 206 a of the bearing fixing side member 206 opposed thereto.
  • a thrust dynamic pressure bearing 220a is configured between the lower end surface 202d of the flange portion 202b of the rotor portion 202 and the upper end surface 206b of the bearing fixing side member 206 opposed thereto.
  • a herringbone groove 221 is formed as a dynamic pressure generation groove in the radial dynamic pressure bearing 220b, on the inner circumferential surface 206a of the bearing fixing side member 206 which is the fixed side bearing portion 206c.
  • the outer peripheral surface 202c of the hollow cylindrical portion 202a of the rotor portion 202 which is the rotation side bearing portion 202e opposed to this is a smooth surface.
  • a plurality of herringbone grooves 131 having an intermediate bending portion 132 for dynamic pressure generation and a collar portion (not shown) having the same shape as the dynamic pressure generation groove alternate with each other. It is formed in the upper end surface 206b of the bearing fixing side member 206 which is the fixed side bearing portion 206c so that the relationship between the groove width G and the ridge width L becomes G> L at a predetermined pitch.
  • the lower end surface 202d of the flange portion 202b of the rotor portion 202 which is the rotation side bearing portion 202e facing the upper end surface 206b of the bearing fixing side member 206 which is the fixed side bearing portion 206c in which the dynamic pressure generating groove is formed. Is a smooth surface.
  • the hydrodynamic bearing unit 220 of the spindle motor 212 configured as described above, when the rotation-side bearing unit 202 e of the rotor unit 202 rotates, dynamic pressure is induced by the dynamic pressure generation groove, and the rotor unit 202 rotates. It is held in a noncontact state.
  • the thrust dynamic pressure bearing 220a it is possible to obtain inclination resistance higher than that of the conventional thrust dynamic pressure bearing because of the reason described above with reference to FIGS. 1 to 3. For this reason, the rotor portion 202 can be rotated with high rotational accuracy while the rotational runout is suppressed. Furthermore, since the bearing lost torque is smaller than that of the conventional thrust dynamic pressure bearing, the power consumption of the spindle motor 212 is reduced.
  • the thrust dynamic pressure bearing 220a since a large inclination rigidity can be obtained by the thrust dynamic pressure bearing 220a, it is possible to reduce the axial length of the radial dynamic pressure bearing 220b. To make the spindle motor 212 thinner It is possible. In addition, it is possible to reduce the thickness of information recording and reproducing devices such as disk devices.
  • a herringbone groove 221 which is a dynamic pressure generation groove, is formed on the inner circumferential surface 206a of the bearing fixing side member 206 which is the fixed side bearing portion 206c.
  • the outer peripheral surface 202c of the hollow cylindrical portion 202a of the rotor portion 202 which is the rotation side bearing portion 202e, is a smooth surface.
  • the inner peripheral surface 206a of the bearing fixing side member 206 which is not limited to this and the fixed side bearing portion 206c is a smooth surface, and the outer peripheral surface 202c of the hollow cylindrical portion 202a of the mouth portion 202 which is the rotating side bearing portion 202e.
  • the ring bone groove 221 may be formed as a dynamic pressure generation groove.
  • the thrust dynamic pressure bearing 220a has the ring bone groove 131, which is a dynamic pressure generation groove, formed in the upper end surface 206b of the shaft receiving and fixing side member 206 which is the fixed side bearing portion 206c.
  • the lower end surface 202d of the flange portion 202b of the rotor portion 202, which is the rotation side bearing portion 202e is described as a smooth surface.
  • the present invention is not limited to this, and the upper end surface 206b of the bearing fixing side member 206 which is the fixed side bearing portion 206c is a smooth surface.
  • the ring bone groove 131 may be formed as a dynamic pressure generation groove in the lower end surface 202d of the flange portion 202b of the rotor portion 202 which is the rotation side bearing portion 202e.
  • the relationship between the groove width G of the dynamic pressure generating groove of the thrust dynamic pressure bearing 220a and the width L of the flange portion adjacent to the dynamic pressure generating groove is such that G> L. It was described that the ring bone groove 131 was used. However, it is possible to limit the dynamic pressure generating groove of the thrust dynamic pressure bearing 220a not to this limitation to the groove width G and the width L of the ridge adjacent to the dynamic pressure generating groove such that the relation of G> L is satisfied. You can use it as a spiral groove!
  • the spindle motor 312 may be configured to be able to mount a plurality of disks 314 in the data unit 302 to form a disk device on which a plurality of disks 314 are mounted.
  • the present invention is not limited to a motor for a disk drive.
  • a rotary head motor for a video cassette recorder a motor for driving a polygon mirror used for a laser beam printer, an image scanner, a copier, etc., and these motors are mounted to record or reproduce information.
  • the present invention can also be applied to an information recording and reproducing apparatus.
  • the thrust bearing portion is illustrated as being disposed between the upper surface of the substantially cylindrical bearing fixing side member and the lower surface of the rotor portion.
  • the present invention is not limited to this.
  • an annular thrust flange may be fixed to a fixed shaft, and a rotary sleeve may be disposed opposite to this.
  • a rotary shaft whose lower end is flattened is inserted into a bag-shaped stationary side bearing member closed at one end by a thrust plate, and a thrust bearing is configured between the thrust plate and the lower end of the rotary shaft.
  • the overall configuration of the bearing, etc. can not be influenced.
  • the thrust dynamic pressure bearing according to the present invention has the excellent features of high tilt resistance, high rotational accuracy, and low bearing loss torque, and is compact and thin for use in portable information terminals. Since it is useful as a thrust dynamic pressure bearing of a thin spindle motor that rotates the recording medium of an information recording and reproducing device, its industrial applicability is high.

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Abstract

　軸振れに対する耐傾斜剛性が大きく、かつ軸受ロストルクが小さいスラスト動圧軸受を実現する。軸受回転側部材に設けた回転側軸受面（１１）に中間屈曲部（１３２）を有するヘリングボーン溝（１３１）を設ける。回転側軸受面（１１）が方向Ａ（時計方向）に回転すると、潤滑油はヘリングボーン溝（１３１）の半径方向の外側部分（１３３）及び半径方向内側部分（１３４）に沿って中間屈曲部（１３２）を中心とした領域に動圧が発生する。動圧発生溝の溝幅Ｇと動圧発生溝に隣接する稜部の幅Ｌの関係を、任意の半径（２）の位置において、Ｇ＞Ｌとすることにより耐傾斜剛性を大きく、かつ軸受ロストルクを小さくしたスラスト動圧軸受を提供する。

Description

スラスト動圧軸受およびこれを用いたスピンドルモータならびにこのスピン ドルモータを用いた情報記録再生装置
技術分野
[0001] 本発明は、高速回転を円滑に行なう回転機械において、軸線方向の荷重支持を行 なうスラスト動圧軸受に関する。特に回転軸振れに対する耐傾斜剛性が大きぐかつ 軸受ロストルクが小さいスラスト動圧軸受、およびこのスラスト動圧軸受を用いたスピン ドルモータ、ならびにこのスピンドルモータを用いた情報記録再生装置に関するもの である。
背景技術
[0002] ハードディスク装置などの情報記録再生装置の記録メディアを回転させるスピンド ルモータにおいて、ロータの軸線方向の荷重を支持するとともにロータの回転振れを 抑制するための手段として、スパイラル溝や中間屈曲部を持つヘリングボーン溝によ つて動圧を発生するスラスト動圧軸受が種々提案されている (例えば、特開 2001— 1 73645号公報 (第 6項、図 3)、以下特許文献 1,特開 2003— 113837号公報 (第 7 項，図 1)、以下特許文献 2,特開平 10— 73127号公報 (第 12項，図 8)、以下特許 文献 3)。
[0003] 図 12Aは従来のスラスト動圧軸受の原理的構成を示す。回転中心軸 1の軸線方向 に、潤滑油 50が充填された微小すき間を介して対向する軸受回転側部材 (ロータ） 1 0の軸の軸受面 11と軸受固定側部材 20の軸受面 21とで構成する。前記微小すき間 の外周側には、潤滑油 50と空気との気液境界面 51を形成するシール部を設ける。 軸受回転側部材 10の軸受面 11あるいは軸受固定側部材 20の軸受面 21の少なくと もどちらか一方に、動圧発生溝 30を形成する。また、動圧発生溝 30隣接して稜部 40 を形成する。
[0004] 図 12Bは従来のスラスト動圧軸受の別の原理的構成を示す。図 12Aに示した構成 と同様に、回転中心軸 1の軸線方向に、潤滑油 50が充填された微小すき間を介して 対向する軸受回転側部材 (ロータ） 10の軸の軸受面 11と軸受固定側部材 20の軸受 面 21とで構成する。前記微小すき間の外周側には、潤滑油 50と空気との気液境界 面 51を形成するシール部を設ける。
[0005] 動圧発生溝 30の形状としては、図 13に示すスノィラル溝 35や図 14に示すヘリン グボーン溝 31が知られている。凹部である動圧発生溝 31、 35と動圧発生溝とほぼ 同じ形状を成し凸部である稜部 41、 45が交互に所定のピッチで形成されている。溝 幅 Gと稜部幅 Lの関係は G=L (特許文献 1)あるいは Gく L (特許文献 2, 3)となって いる。ここで，溝幅 Gおよび稜部幅 Lは、軸受面上に想定した任意半径の円 2が、動 圧発生溝 31, 35および稜部 41, 45と交わってできる円弧の長さあるいは円弧の角 度である。
[0006] なお、任意半径の円 2に沿った動圧発生溝の横断面を図 15A,図 15Bに示す。動 圧発生溝の形成に当たって、エッチング、コイニング、電解加工、放電カ卩ェなどの方 法を用いる場合は、図 15Aに示すように、稜部 41, 45は一般に断面形状が台形を 有し、稜部 41, 45のコーナ Cや、溝のコーナ Cには丸みをもたせることが多い。このよ うな場合における稜部幅 Lは、稜部の断面プロファイルが溝の深さ Hの 1Z2の標高 線よりも高い領域を意味し、溝幅 Gはこの標高線よりも低い領域を意味する。また、 N C旋盤加工で動圧発生溝を形成した場合や、図 15Aで形成した稜部の頂上部 (TO P)を、さらに平面研削盤などを用いて平坦にカ卩ェした場合は、図 15Bに示すように、 稜部の頂上側コーナはシャープなエッジになりうる。このような場合における稜部幅 L は、稜部の頂上部の平坦部の幅とする。
[0007] なお、電解加工や放電加工などで動圧発生溝を形成した場合の代表的なスラスト 動圧溝は特許文献 3等の図面に記載されている。その代表例を図 16Aに示す。固定 軸 300 (後述の図 16Bに示す）に固定された固定側軸受部材 320の上下には、凹部 であるへリングボーン溝 331を設ける。ヘリングボーン溝 331は電解カ卩ェなどを用い て形成された場合、内周力も外周にわたってほぼ同一の円周方向長さを有する。へ リングボーン溝 331に隣接する稜部 341は電解加工による加工残し部として形成さ れる。固定側軸受部材 320の最内周部と最外周部は起動停止時に潤滑油がスラスト 軸受部内部でスムーズに移動できるように、電解加工もしくは切削などによりへリング ボーン溝 331と同様に円環状凹部 350, 351を構成する。この固定側軸受部材 320 をスラスト軸受に用いた軸受部の要所断面図を図 16B,図 16Cに示す。図 16Bはモ ータが停止した状態、図 16Cはモータが定常回転している状態をそれぞれ示す。モ ータが停止している状態では、固定側軸受部材 320の上面と、回転側スラスト板 310 とは接触している。一方、定常回転時には両者間で動圧が発生し、所定量だけ浮上 離間する。ここで停止状態から回転状態に移行する際、もしくは回転状態力 停止状 態に移行する際には、方向 353 (白抜きの矢印）で示したように、ヘリングボーン溝 33 1,円環状凹部 350, 351を経由して潤滑油がスラスト軸受の上下を行き来する。
[0008] ところで、近年の携帯情報端末機器の普及に伴 それに搭載されるハードデイス ク装置などの情報記録再生装置には小型化 ·薄型化 ·低消費電力化が求められて!/、 る。そのため情報記録再生装置の記録メディアを回転させるスピンドルモータは、薄 型化、軸振れのない高精度回転の実現、低消費電力化が必須である。
[0009] 従来の 3. 5型や 2. 5型といった比較的大型のハードディスク装置に用いられるスピ ンドルモータでは回転軸を長くすることができる。そこでラジアル動圧軸受を回転軸 周りに上 ·下 2段に配置し、回転軸を上下 2点で支持することで、回転軸の傾斜を変 動させて軸振れを発生させようとする外乱モーメントトルクに対する剛性 (以下、耐傾 斜剛性と呼ぶ）を確保していた。これに対して、 1. 8型以下の小型でかつ薄型の ドディスク装置用のスピンドルモータでは、薄型化のために回転軸を短くしなければ ならない。そのため、ラジアル動圧軸受を回転軸周りに上 ·下 2段に配置することには 困難が伴う。その結果、ラジアル動圧軸受で回転軸振れを抑えるための耐傾斜剛性 を確保することが困難になる。
[0010] また、仮に上 ·下 2段に配置できたとしても、ラジアル軸受における耐傾斜剛性は 2 つのラジアル軸受のピッチのほぼ 2乗に比例する。これにより、特にドライブ厚み 5m m以下に適用される薄型モータでは耐傾斜剛性は著しく小さくなる。
[0011] そこで、スラスト動圧軸受の耐傾斜剛性を高めて、ラジアル動圧軸受に代わってス ラスト動圧軸受で回転軸振れを抑える必要が生じる。一方、低消費電力化のために は動圧軸受の軸受ロストルクを小さくしなければならない。すなわち、低消費電力で 高回転精度の薄型スピンドルモータのスラスト動圧軸受には、従来のスラスト動圧軸 受に対して、より一層の耐傾斜剛性の向上と軸受ロストルクの低減が求められる。 [0012] また、スラスト動圧溝の加工方法には、エッチング，コイニング，電解加工等が知ら れている。こうした方法によって、スラスト動圧溝を形成する時及びそれをモータに組 み込むときには回転中心に対する偏心や溝幅のばらつきが必ず生じてしまう。ここで 溝幅 Gおよび稜部幅 Lの比が 1： 1を設計中心のねらい目として設定すると、偏心ない しカロェばらつきによって、同一半径上でも G :Lの比がランダムに変動して、スラスト動 圧溝の場所によっては G>Lであったり、 G<Lとなったりする。このことは、潤滑油を 動圧溝による楔効果によって所定の位置に集中させて圧力を発生する上において、 その集中度合い（ポンプイン Zポンプアウト特性）が回転位相によって変化してしまう ことにつながる。また G :L = 50 : 50の状態では、後述するように、耐傾斜剛性が最も 弱いので、回転軸が傾斜しやすぐスラスト軸受近傍の潤滑油液面の高さ変動や液 面振動を誘発することになる。特に起動時のように、スラスト軸受浮上量がゼロの状態 力 所定の浮上量に達するまでのような過渡的状態や、光ディスクドライブ用モータ のように運転中に急激に回転速度が変動する場合、潤滑油がスラスト軸受の対向面 の間で増減することになる。このとき G :Lの比が 50 : 50に近ぐかつスラスト動圧溝の 場所もしくは回転位相によってランダムに分散して 、ると、耐傾斜剛性が小さ 、ので 、回転軸が傾斜しやすぐ位相によっては正常に潤滑油が供給排出されることが困 難になる。これら液面振動の発生や、供給排出が正常に働力ない状態が発生すると 、スラスト軸受間に潤滑油が満たされず、その結果軸受内部に空気を巻き込んだり、 潤滑油が軸受外に漏れたりする。このような現象は溝幅 Gのランダム変動成分 Δ Gが (G+L)に対して 3%程度以上になると発生が顕著になることが実験的にわ力つた。 このように軸受内部に空気を巻き込まれた軸受は、回転変動成分が現れる、あるい は軸受剛性が低下するという課題が発生すると共に、潤滑油が軸受外に漏れると軸 受寿命が短くなるという不具合が発生する。
発明の開示
[0013] 本発明は、上記の不具合を克服するためになされたものである。軸受面に形成され たへリングボーン溝あるいはスパイラル溝によって動圧を発生するスラスト動圧軸受 において、従来の構成を大きく変えることのない簡易な構成を採用する。すなわち、 従来のスラスト動圧軸受よりも大きな耐傾斜剛性を有し、かつ軸受ロストルクが小さ 、 スラスト動圧軸受を提供すると共に、溝幅 Gがランダムに変動しても軸受内への空気 の巻き込みや、潤滑油漏れを抑制することを目的とする。
[0014] さらに、このスラスト動圧軸受を用いた低消費電力で高回転精度の薄型スピンドル モータ、ならびにこのスピンドルモータを用いた低消費電力で信頼性の高 、薄型の 情報記録再生装置を提供することを目的とする。
[0015] なお、本発明での情報記録再生装置としては、 HDD、 VCR,光ディスク装置等の ように記録媒体を含む。また、記録再生素子を高速回転するモータ上に搭載した装 置や、レーザビームを反射して所定の位置に可動照射させることで情報を記録もしく は再生するためポリゴンミラーをスピンドルモータ上に搭載した、レーザビームプリン タ、スキャナ装置、コピー機等も含む。すなわち情報を記録もしくは再生するための 装置の中で、高速回転するモータを使用する装置等を含むものであるが、これに限 定されるものではない。
[0016] 上記従来の不具合を克服するために、本発明のスラスト動圧軸受は、軸線方向に 微小すき間を介して対向する軸受回転側部材の軸受面と軸受固定側部材の軸受面 とを備える。微小すき間には潤滑油が充填され、軸受回転側部材の軸受面と軸受固 定側部材の軸受面のうち一方に複数の動圧発生溝を形成する。軸受回転側部材が 回転すると、動圧発生溝により潤滑油の動圧が誘起されることによって回転が保持さ れるスラスト動圧軸受である。動圧発生溝の溝幅 Gと、動圧発生溝に隣接する稜部の 幅 の関係を G >Lとして 、る。
[0017] また、本発明の別のスラスト軸受は、動圧発生溝の溝幅 Gと、動圧発生溝に隣接す る稜部の幅 Lの比が G>Lとするのは、軸受回転側部材の軸受面と軸受固定側部材 の軸受面とが微小すき間を介して対向する軸受面に設けられた動圧発生溝形成領 域のうち 80%以上の面積としている。
[0018] また、本発明の別のスラスト動圧軸受は、動圧発生溝はへリングボーン形状を成し ている。
[0019] また、本発明の別のスラスト動圧軸受は、動圧発生溝はスパイラル形状を成してい る。
[0020] また、本発明のさらに別のスラスト動圧軸受では、動圧発生溝はへリングボーン形 状を成し、動圧発生溝の溝幅 Gと、動圧発生溝に隣接する稜部の幅 Lの比を G :L =
65 : 35カら0 : = 75 : 25としてぃる。
[0021] また、本発明のさらに加えて別のスラスト動圧軸受では、動圧発生溝はスパイラル 形状をなし、動圧発生溝の溝幅 Gと、動圧発生溝に隣接する稜部の幅 Lの比を G :L
= 65 : 35力ら G： L = 80 : 20として!/、る。
[0022] これらの構成により、本発明のスラスト動圧軸受は、従来のスラスト動圧軸受よりも耐 傾斜剛性を大きくし、さらに、軸受ロストルクを小さくすることができる。また、積極的に 溝幅 Gを稜部幅 Lよりも大きくすることで、加工誤差によるポンプイン Zアウト特性への 影響が抑制される。その結果、潤滑油の液面の位置変動や、空気の巻き込みが抑制 されるという効果も生ずる。実験的には溝幅 Gのランダム変動成分 A Gが（G+L)に 対して 6%程度に達しても発生が抑制される。
[0023] また、本発明に力かるスピンドルモータは上記 、ずれかに記載のスラスト動圧軸受 を備えている。
[0024] また、本発明に力かる情報記録再生装置は上記の 、ずれかのスラスト動圧軸受を 備えたスピンドルモータを搭載して 、る。
図面の簡単な説明
[0025] [図 1]図 1はへリングボーン溝のスラスト動圧軸受において、スラスト荷重が一定の場 合の溝幅 Gと稜部幅 Lの比 G： Lと耐傾斜剛性の関係を表わす特性図である。
[図 2]図 2はへリングボーン溝のスラスト動圧軸受において、スラスト荷重が一定の場 合の溝幅 Gと稜部幅 Lの比 G： Lと軸受ロストルクの関係を表わす特性図である。
[図 3]図 3はへリングボーン溝のスラスト動圧軸受において、スラスト荷重が一定の場 合の溝幅 Gと稜部幅 Lの比 G： Lとスラスト軸受浮上量の関係を表わす特性図である。
[図 4]図 4はスパイラル溝のスラスト動圧軸受において、スラスト荷重が一定の場合の 溝幅 Gと稜部幅 Lの比 G： Lと耐傾斜剛性の関係を表わす特性図である。
[図 5]図 5はスパイラル溝のスラスト動圧軸受において、スラスト荷重が一定の場合の 溝幅 Gと稜部幅 Lの比 G :Lとロストルクの関係を表わす特性図である。
[図 6]図 6はスパイラル溝のスラスト動圧軸受において、スラスト荷重が一定の場合の 溝幅 Gと稜部幅 Lの比 G :Lとスラスト軸受浮上量の関係を表わす特性図である。 [図 7A]図 7Aは本発明の実施の形態 1にかかるスラスト動圧軸受の軸受面のへリング ボーン溝のパターン図である。
[図 7B]図 7Bは本発明の実施の形態 1にかかるスラスト動圧軸受の軸受面のへリング ボーン溝の別のパターン図である。
[図 8A]図 8Aは本発明の実施の形態 2にかかるスラスト動圧軸受の軸受面のスパイラ ル溝のパターン図である。
[図 8B]図 8Bは本発明の実施の形態 2にかかるスラスト動圧軸受の軸受面のスパイラ ル溝の別のパターン図である。
[図 9]図 9は本発明の実施の形態 3にかかるスピンドルモータおよび情報記録再生装 置の概略断面図である。
[図 10]図 10は本発明の実施の形態 3にかかるスピンドルモータの動圧軸受部の断面 の拡大図である。
[図 11]図 11は本発明の実施の形態 3にかかる他の一例を示すスピンドルモータおよ び情報記録再生装置の概略断面図である。
[図 12A]図 12Aは従来のスラスト動圧軸受の構成図である。
[図 12B]図 12Bは従来のスラスト動圧軸受の構成図である。
[図 13]図 13は従来のスラスト動圧軸受の軸受面のスパイラル溝のパターン図である。
[図 14]図 14は従来のスラスト動圧軸受の軸受面のへリングボーン溝のパターン図で ある。
[図 15A]図 15Aは従来のスラスト動圧軸受の軸受面の任意半径の円 2に沿った動圧 発生溝の横断面図である。
[図 15B]図 15Bは従来のスラスト動圧軸受の軸受面の任意半径の円 2に沿った動圧 発生溝の他の例における横断面図である。
[図 16A]図 16Aは従来のスラスト動圧軸受の軸受面のへリングボーン溝のパターン図 である。
[図 16B]図 16Bは従来のモータ停止状態におけるスラスト軸受の軸受部要所断面図 である。
[図 16C]図 16Cは従来のモータ回転状態におけるスラスト軸受の軸受部要所断面図 である。
符号の説明
1 回転中心軸
2 任意半径の円
10 軸受回転側部材
11 回転側軸受面
20 軸受固定側部材
21 固定側軸受面
30 動圧発生溝
31 ヘリングボーン溝
32 中間屈曲部
35 スパイラル溝
36 最内周部
40 動圧発生溝に隣接する稜部
41 ヘリングボーン溝に隣接する稜部
45 スパイラル溝に隣接する稜部
50 潤滑油
51 気液境界面
131 ヘリングボーン溝
132 中間屈曲部
133 半径方向外側部分
134 半径方向内側部分
135 スパイラル溝
136 最内周部
141 ヘリングボーン溝に隣接する稜部 145 スパイラル溝に隣接する稜部 201 回転中心
202, 302 ロータ部 202a 中空円筒部
202b フランジ部
202c 外周面
202d 下端面
202e 回転側軸受部
202f 段差部
203 回転磁石
204 回転体
205 シャーシ
206 軸受固定側部材
206a 内周面
206b 上端面
206c 固定側軸受部
207 コィノレ
208 ステータコア
209 ステータ
210 固定軸
210a 段付面
210b 雌ねじ部
211 シールド板
212, 312 スピンドルモータ 214, 314 ディスク
215 ねじ
216 ディスク保持部材
217 カバー
217a 当接部
218 カバー固定ネジ
220 動圧軸受部 220a スラスト動圧軸受
220b ラジアル動圧軸受
221 ラジアル動圧軸受のへリングボーン溝
発明を実施するための最良の形態
[0027] 図 1、図 2および図 3はそれぞれ、ヘリングボーン溝のスラスト動圧軸受を有限要素 法で数値解析した結果である。スラスト荷重が一定の場合における溝幅 Gと稜部幅 L の比、 G :Lとスラスト動圧軸受の耐傾斜剛性、軸受ロストルクおよびスラスト軸受浮上 量の関係を示す。なお、縦軸は0丄= 50 : 50の場合の各値を1. 0としたときの比で 表わす。一方、図 4、 5および図 6はスノィラル溝のスラスト動圧軸受を有限要素法で 数値解析した結果である。ヘリングボーン溝の場合と同様に、それぞれ耐傾斜剛性、 軸受ロストルクおよびスラスト軸受浮上量の関係を示す。図 1から図 3の計算に用いた ヘリングボーン溝と、図 4から図 6の計算に用いたスパイラル溝の主要な寸法形状は ともに溝本数 10本、スラスト軸受けの最外径は 5. 5mm、最内径は 3. 6mm、溝の深 さは 10ミクロンである。
[0028] 有限要素法に基づ!/、た計算の結果、潤滑油の粘度が異なっても溝形状が変化し ない限り図 1から図 6の特性図は変化しないことがわ力つた。また上記主要溝形状が 変化した場合、特性に若干の変化が生ずるが、傾向に大きな変化は生じない。
[0029] 図 1から、ヘリングボーン溝のスラスト動圧軸受の耐傾斜剛性は G :L= 50 : 50のと き最小となる。溝幅 Gと稜部幅 Lの差が大きくなるほど耐傾斜剛性が大きくなることが わかる。いま、スラスト軸受浮上量が同じ場合、溝幅 Gが稜部幅 Lよりも小さくなれば 流路が狭くなり溝を流れる潤滑油の流量が減少する。このため発生する動圧が小さく なり軸受負荷容量が低下する。また、逆に溝幅 Gが稜部幅 Lよりも大きくなれば流路 が広くなり潤滑油の流量は増える。しかし、潤滑油が十分に圧縮されないため発生す る動圧が小さくなり軸受負荷容量が低下する。その結果、スラスト加重を一定にしたと きのスラスト軸受浮上量は図 3に示すようにへリングボーン溝の場合は G： L = 50： 50 の時に最大となる。ところで耐傾斜剛性ゃスラスト軸受のアキシャル方向の軸受剛性 は浮上量にほぼ反比例する。従って最大浮上量を得る G :Lにおいて耐傾斜剛性は 最小となる。 [0030] ここで図 4からスパイラル溝の場合も G :Lの値が変化すると耐傾斜剛性が変化する ことがわかる。ヘリングボーン溝の場合よりも溝幅 Gが稜部幅 Lよりも若干広い 52 :48 程度で耐傾斜剛性が最大値に達する。このように溝形状によって最大値に達する G： Lの値が異なるのはへリングボーン溝とスパイラル溝とで最大圧力発生場所が異なる ために起因すると考えられる。ヘリングボーン溝の場合、半径方向の中央付近で折り 返し部分がある。この折り返し部付近で最大圧力が発生する。一方スパイラル溝の場 合、半径方向の最内周部が最大圧力発生部となる。このように発生圧力分布が異な るため、耐傾斜剛性が最大値に到達する、 G :Lは溝形状によって若干の差を生ずる ことになる。
[0031] また、図 2および図 5から、溝幅 Gが大きくなるほどスラスト動圧軸受の軸受ロストル クは小さくなることがわかる。これは、溝幅 Gが大きくなることで流路が広くなつて潤滑 油が流れやすくなり、潤滑油の粘性による軸受面全体の平均的な剪断速度が低下し 、摩擦抵抗が減少するためである。
[0032] 図 3および図 6より、 G》Lまたは G《Lの場合、同じ大きさのスラスト荷重を支えるに は、 の場合よりもスラスト軸受浮上量が小さくして動圧を大きくさせて釣り合うよう にしなければならない。前述のようにへリングボーン溝の場合 G=Lのとき最大となる 。またスパイラル溝の場合は 53 :47の時最大になる。そして両者とも溝幅 Gと稜部幅 Lの差が大きくなるほどスラスト軸受浮上量が小さくなる。
[0033] すなわち、スラスト軸受浮上量が同じ場合、溝幅 Gが稜部幅 Lよりも小さくなれば流 路が狭くなり溝を流れる潤滑油の流量が減少するため発生する動圧が小さくなり軸 受負荷容量が低下する。また、逆に溝幅 Gが稜部幅 Lよりも大きくなれば流路が広く なり潤滑油の流量は増えるが、潤滑油が十分に圧縮されないため発生する動圧が小 さくなり軸受負荷容量が低下する。
[0034] そのため、 G》Lまたは G《Lの場合、同じ大きさのスラスト荷重を支えるには、 G Lの場合よりもスラスト軸受浮上量が小さくして動圧を大きくさせ軸受負荷容量を大き くしなければならない。
[0035] ここで前述のようにスラスト軸受浮上量の変化は軸受の耐傾斜剛性に大きく影響す る。スラスト荷重が一定の場合、原理的には軸受隙間が小さいほどスラスト軸受のァ キシャル剛性ゃ耐傾斜剛性は大きくなる。従って、 G》Lまたは G《Lの場合は、スラ スト軸受浮上量力 、さくなるので、 の場合よりも耐傾斜剛性が大きくなる。
[0036] 以上のことから、従来のスラスト動圧軸受よりも耐傾斜剛性を大きくし、かつ軸受ロス トルクを小さくするには、溝幅 Gを稜部幅 Lより大きくするほど良いということがわかる。 ただし、過度に溝幅 Gを大きくすると特に高温時には潤滑油の粘度が低下することと 相まってスラスト軸受浮上量が小さくなり過ぎる。軸受回転側部材の軸受面と軸受固 定側部材の軸受面の接触が懸念される。また起動時に浮上するまで軸受回転側部 材の軸受面と軸受固定側部材の軸受面は接触摺動するが、稜部幅 Lが過度に小さく なり、面圧が高くなる。これにより摺動摩耗が進行することが考えられる。つまり、耐傾 斜剛性を大きくし、かつ軸受ロストルクを小さくするためには、溝幅 Gが過度に大きく ならな 、範囲で溝幅 Gを稜部幅 Lより大きくすれば良 、と 、うことである。
[0037] いま、溝幅 Gを大きくすることによるスラスト軸受浮上量の減少を約 10%まで許容し 、耐傾斜剛性の向上および軸受ロストルクの低減の効果を少なくとも 2%以上期待す るものとする。図 1、図 2および図 3から、ヘリングボーン形状の動圧溝の場合、望まし Vヽ溝幅 Gと稜部幅 Lの適正範囲は G： L = 65： 35力ら G： L= 75 : 25までとなる。
[0038] またスパイラル形状の動圧溝の場合、図 4、図 5および図 6およびスパイラル溝内周 部側の稜部幅 Lの加工上のばらつき精度も加味して、望ましい溝幅 Gと稜部幅 Lの適 正範囲は G： L = 65： 35力ら G： L = 80： 20まで、さらに望ましくは G： L = 65： 35から G :L = 75 : 25までとなる。
[0039] なお、 G>Lであるのは、軸受面に設けられ、潤滑油と協働して動圧を発生する動 圧発生溝の形成領域のうち 70%以上、望ましくは 80%以上、さらに望ましくは 90% 以上の面積で成立して!/ヽれば上記効果が生ずる。
[0040] ただし、ここでいぅ軸受面とは、モータが停止し浮上量がゼロの状態において、軸受 回転側部材と軸受固定側部材とのすき間が 5ミクロン以下の領域をいう。それよりもす き間が大きい部分は除外して考える。また、このすき間とは、動圧発生溝 (凹部）に対 して円周方向に隣接した稜部の部分と、それに対向する他方の軸受部材との間のァ キシャル方向隙間をいう。
[0041] なお、動圧発生溝の形成領域は上記停止時のすき間が 5ミクロン以下の領域全体 を指すのではない。この停止時のすき間が 5ミクロン以下の領域のうち動圧発生溝が 実際に形成されている領域のみを指す。従って、停止時のすき間が 5ミクロン以上に なる領域に動圧発生溝の延伸部があつたとしてもその部分は考慮に入れないものと する。
[0042] また、 G： Lは必ずしもすべての領域で一定である必要はなく、回転位相方向に規 則性を持って複数種類の G： L (ただし G >L)となる溝形状を有したものであればよ!ヽ 。さらには半径方向位置に応じて G :L (ただし G>L)を変えたものであってもよい。こ のような構成の場合、ヘリングボーン溝では望ましくは G： L = 65： 35から G： L = 75 : 25までの範囲にするのがよ!/、。またスパイラル溝では G： L= 65： 35力ら G： L = 80： 20、さらに望ましくは G： L = 65： 35力ら G： L= 75： 25までの範囲にするのがよ!/、。
[0043] さらに、耐傾斜剛性が向上することにより、溝幅 Gがランダムに変動しても、回転軸 の傾斜変動の抑制能力が向上するので、潤滑油の液面の位置変動や、空気の巻き 込みが抑制される。従って、動圧発生溝の精度をゆるめても信頼性を維持することが 可會 になる。
[0044] また、本発明のスピンドルモータは、上記で説明したスラスト動圧軸受を備えた構成 を有する。この構成により、低消費電力で回転軸振れが小さく回転精度を高め、かつ 信頼性が高く低コストを実現し、かつ薄型のスピンドルモータを実現することができる
[0045] また、本発明の情報記録再生装置は、前記スピンドルモータを搭載する構成を有 する。この構成により、低消費電力で信頼性の高い情報記録再生装置を安価に実現 することができる。機器の小型化 ·薄型化を図ることができる。
[0046] 本発明のスラスト動圧軸受によれば、動圧発生溝の溝幅 Gを前記動圧発生溝に隣 接する稜部の幅 Lよりも大きくする（G>L)ことで、回転軸振れに対する耐傾斜剛性 が増大して高精度回転が可能となり、かつ軸受ロストルクを小さくすることが可能にな ると!/ヽぅ優れた効果を奏する。
[0047] また、回転軸が短いため、ラジアル動圧軸受のみで回転軸振れに対する耐傾斜剛 性を確保するのが困難な、薄型 (特にドライブ厚み 5mm以下となる 1型以下）のハー ドディスク用スピンドルモータにおいて、このようなスラスト動圧軸受を用いることが効 果的である。これによつて、ラジアル動圧軸受に頼ることなく耐傾斜剛性を大きくでき 、薄型で回転精度の高いスピンドルモータが実現できる。さらには、軸受ロストルクが 小さくなるため、低消費電力ィ匕も実現できる。また、動圧発生溝の精度を従来よりもゆ るめても信頼性を損なうことがないので、コストダウンをは力ることが可能になる。
[0048] また、このスピンドルモータを搭載することにより、情報記録再生装置の低消費電力 ィ匕、小型 ·薄型化を安価に実現することができるという大きな効果を奏する。特に、 1 型以下の小型かつ薄型のハードディスク装置に大きな効果を有する。 1型以下のハ ードディスク装置を用いた情報記録再生装置は、使用者が携帯して使用されることが 多くなるので、従来の軸受構造を採用したハードディスク装置に比して、軸受部への 空気の巻き込み、及び軸受力 の潤滑油の漏れが少なくなり、高い信頼性を得ること ができるという大きな効果を奏する。
[0049] さらに、このスピンドルモータを搭載することにより、レーザビームプリンタなどオフィ スなどでほぼ 1日中稼働状態に置かれる情報記録再生装置の低消費電力化、高信 頼性を得ることができるという大きな効果を奏する。
[0050] 以下、本発明の実施の形態について、図 7A,図 7Bから図 11までを参照しながら 説明する。なお、従来例を示す図 12A,図 12Bから図 16Cまでと同様の構成をなす ものには同一の符号を付けて説明する。
[0051] (実施の形態 1)
図 7Aは本発明の実施の形態 1にかかるスラスト動圧軸受を示す。
[0052] 実施の形態 1では軸受面 11に形成された中間屈曲部 132を有するヘリングボーン 溝 131の溝幅 Gと、前記動圧発生溝に隣接する稜部の幅 Lの関係を G>Lとした点で 従来例とは異なる。それ以外の基本的な構成は従来例を示す図 12から図 16と同様 である。
[0053] すなわち、回転中心軸 1の軸線方向に、潤滑油 50が充填された微小すき間を介し て対向する軸受回転側部材 (ロータ） 10の軸受面 11と軸受固定側部材 20の軸受面 21とで構成する。前記微小すき間の外周側には、潤滑油 50と空気との気液境界面 5 1を形成するシール部を設ける。図 7Aに示すように、軸受回転側部材 10の軸受面 1 1には動圧発生用の中間屈曲部 132を持つ複数のヘリングボーン溝 131と、前記動 圧発生溝と同じ形状の稜部 141が交互に所定のピッチで、さらに溝幅 Gと稜部幅 の 関係が G>Lとなるように形成する。この時、半径方向における溝幅 Gと稜部幅 Lの比 G :Lの許容範囲は、任意の半径方向 2の位置において G>Lであれば良い。
[0054] なお、ヘリングボーン溝 131の溝幅 Gとへリングボーン溝 131に隣接する稜部の幅 の関係を G： L= 65： 35力ら G： L = 75： 25の範囲として!/、る。半径方向にぉ ヽて溝 幅 Gと稜部幅 Lの比 G： Lが変化する場合も、 G： L = 65： 35力ら G： L= 75： 25の範囲 内にあるものとする。このように構成されたスラスト動圧軸受では、軸受面 11が方向 A に回転すると、潤滑油はへリングボーン溝 131の半径方向の外側部分 133と同内側 部分 134に沿って中間屈曲部 132に向力つて流れる。このため、中間屈曲部 132を 中心とした領域に動圧が発生する。この動圧力^ラスト荷重に対抗して軸受回転部 材 10を軸線方向に持ち上げて非接触状態で回転を保持する。すでに図 1から図 3を 用いて説明した理由により、従来のスラスト動圧軸受よりも大きな耐傾斜剛性を得るこ とができ、かつ軸受ロストルクは小さくなる。
[0055] なお、上記の説明では、軸受回転側部材 10の軸受面 11にへリングボーン溝 131 を形成し、軸受固定側部材 20の軸受面 21を平滑面とした。本発明はこれに限定さ れるものではなぐ軸受固定側部材 20の軸受面 21にへリングボーン溝 131を形成し 、軸受回転側部材 10の軸受面 11を平滑面としても良い。
[0056] また、 G :Lは軸受面上で 1つの値に固定される必要はない。複数種類の組み合わ せを規則的に配置した構成であってもよい。例えば 2種類の溝幅 Gおよび G'と 2種類 の稜部幅 Lおよび L'の関係力 G>L、 G>L'、 G' >L、 G' >L 'となり、さらに溝幅 と稜部幅の比 G :Lおよび G，： L'が 65： 35力ら 75： 25の範囲にあるそれぞれ 2種類 の溝と稜部を交互に配置してもよ 、。
[0057] なお、本発明は動圧発生溝の領域全体において、 G>Lである必要はない。動圧 発生溝の形成領域のうち 80%以上、さらに望ましくは 90%以上の面積で成立してい ればよい。例えば、軸受回転側部材と軸受固定側部材のいずれかが、加工精度など の影響で反りを生じて、停止時に内周部のみが接触して外周側はすき間が生ずるよ うなことが考えられる場合、起動時は内周部側で長時間接触摺動しながら回転数が 増大して最終的に浮上することになる。 [0058] このときに、内周部の稜部幅 Lが小さいと、金属接触している間の面圧が高くなつて 、摩耗や焼き付きを生ずるおそれがある。従って、内周部の稜部幅 Lを大きくすること によって起動時の金属接触部の面圧を抑制することが考えられる。そのために、半径 方向の外周から中央部にかけては、 G :L= 75 : 25とし、内周部付近では G≤Lとして ちょい。
[0059] また逆のパターンとして、半径方向の内周力もその中央部にかけては、 G :L = 65 :
35として、最外周部を G≤Lとしても本発明の目的を達成することが可能である。
[0060] また、図 7Aでは中間屈曲部 132の内周側と外周側の溝本数が同一である場合を 示した。しかし、図 7Bに示すように、外周側の溝本数を多くして、内周側の溝本数を 少なくしてもよい。図 7Bにおいては、中間屈曲部の近傍で内周側は局所的に G :Lの 値が変化している。これによつてたとえば G :Lを半径方向の大半にわたって同一とし ても、最内周部の稜部の円周方向長さが小さくなりすぎることを防止することができる 。これにより、起動時の金属接触時の面圧上昇を低減することができる。なお、図面 上では外周側の溝本数を 10,内周側の溝本数を 5としたが、これに限定されない。
[0061] (実施の形態 2)
図 8Aは実施の形態 2にかかる本発明のスラスト動圧軸受を示す。
[0062] 実施の形態 2では回転側軸受面 11に形成されたスパイラル溝 135の溝幅 Gと、前 記動圧発生溝に隣接する稜部の幅 Lの関係を G>Lとした点で異なる。それ以外の 基本的な構成は従来例を示す図 12および図 14と同様である。
[0063] すなわち、回転中心軸 1の軸線方向に、潤滑油 50が充填された微小すき間を介し て対向する軸受回転側部材 (ロータ） 10の軸受面 11と軸受固定側部材 20の軸受面 21とで構成する。前記微小すき間の外周側には、潤滑油 50と空気との気液境界面 5 1を形成するシール部を設ける。図 8Aに示すように、軸受回転側部材 10の軸受面 1 1には複数の動圧発生用のスパイラル溝 135と、前記動圧発生溝と同じ形状の稜部 145が交互に所定のピッチで、さらに溝幅 Gと稜部幅 Lの関係が G>Lとなるように形 成されている。この時、半径方向における溝幅 Gと稜部幅 Lの比 G :Lの変化は許容さ れ、任意の半径方向 2の位置にぉ 、て G >Lの条件を満たせばょ 、。
[0064] なお、スパイラル溝 135の溝幅 Gとスパイラル溝 135に隣接する稜部の幅 Lの関係 を G : L = 65： 35力ら G： L = 80： 20の範囲として!/、る。半径方向にぉ 、て溝幅 Gと稜 部幅 Lの比 G:Lが変化する場合も、 G:L = 65:35から G:L = 80:20の範囲内にあ るちのとする。
[0065] また、図 4,図 5および図 6はそれぞれ、スパイラル溝のスラスト動圧軸受を有限要 素法で数値解析した結果である。スラスト荷重が一定の場合における溝幅 Gと稜部幅 Lの比 G： Lとスラスト動圧軸受の耐傾斜剛性、軸受ロストルクおよびスラスト軸受浮上 量の関係を示している。なお、縦軸は0丄=50:50の場合の各値を1.0としたときの 比で表わす。
[0066] このように構成されたスラスト動圧軸受では、軸受面 11が方向 Aに回転すると、潤 滑油はスパイラノレ溝 135に沿って最内周部 136に向力つて流れる。このとき、最内周 部 136を中心とした領域に動圧が発生する。この動圧力^ラスト荷重に対抗して軸受 回転部材 10を軸線方向に持ち上げて非接触状態で回転を保持する。すでに図 1か ら図 3を用いて説明した理由と同じ理由によりにより、従来のスラスト動圧軸受よりも大 きな耐傾斜剛性を得ることができ、かつ軸受ロストルクを小さくすることができる。
[0067] なお、上記の説明では、軸受回転側部材 (ロータ） 10の軸受面 11にスパイラル溝 1 35を形成し、軸受固定側部材 20の軸受面 21を平滑面とした。本発明はこれに限定 されるものではなぐ軸受固定側部材 20の軸受面 21にスノィラル溝 135を形成し、 軸受回転側部材 (ロータ） 10の軸受面 11を平滑面としても良い。
[0068] なお、上記の説明では G:L = 65:35から G:L=80:20とした。さらに望ましくは G:
L = 65:35から G:L = 75:25とするのが良い。
[0069] また、 G:Lは軸受面上で 1つの値に固定される必要はなぐ複数種類の組み合わせ を規則的に配置した構成であってもよい。例えば 2種類の溝幅 Gおよび G'と 2種類の 稜部幅 Lおよび L'の関係力 G>L、 G>L'、 G' >L、 G' >L 'となるように配置する
[0070] さらに溝幅と稜部幅の比 G:Lおよび G，： L，が 65:35から 80:20の範囲に、さらに 望ましくは 65： 35から 75： 25の範囲にあるそれぞれ 2種類の溝と稜部を交互に配置 してちよい。
[0071] なお、本発明は動圧発生溝の領域全体において、 G>Lである必要はない。動圧 発生溝の形成領域のうち 70%以上、望ましくは 80%以上、さらに望ましくは 90%以 上の面積で成立していればよい。例えば、軸受回転側部材と軸受固定側部材のい ずれ力が、加工精度などの影響で反りを生じて、停止時に内周部のみが接触して外 周側はすき間が生ずるようなことが考えられる場合、起動時は内周部側で長時間接 触摺動しながら回転数が増大して最終的に浮上することになる。このときに、内周部 の稜部幅 Lが小さいと、金属接触している間の面圧が高くなつて、摩耗や焼き付きを 生ずるおそれがある。従って、内周部の稜部幅 Lを大きくすることによって起動時の 金属接触部の面圧を抑制してやるとよい。そのために、半径方向の外周から中央部 に力けては G :L = 80 : 20、さらに望ましくは 75 : 25とする。内周部の付近は G≤Lと してもよい。また逆のパターンとして、半径方向の内周から中央部にかけては G :L = 65： 35とする。最外周部のみを局所的に G≤Lとしても本発明の目的を達することが 可能である。
[0072] また、図 8Aでは内周側と外周側の溝本数が同一である場合を示した。図 8Bに示 すように、外周側の溝本数を多くして、内周側の溝本数を少なくしてもよい。同図にお いては、半径方向の中央部で局所的に G :Lの値が変化している。これによつてたと えば G :Lを半径方向の大半にわたって同一としても、最内周部の稜部の円周方向長 さが小さくなりすぎることを防止することができるので、起動時の金属接触時の面圧上 昇を低減することができる。
[0073] (実施の形態 3)
図 9から図 11は、本発明の実施の形態 3にかかるスピンドルモータ及び情報記録再 生装置を示す。
[0074] 図 9は、本発明の実施の形態 3にかかる、スピンドルモータおよび情報記録再生装 置の構成を説明するための回転中心 201の軸心を含む平面で断面にした主要部の 概略断面図である。なお、図示される情報記録再生装置はハードディスク装置や光 ディスク装置などのディスク装置に本発明にカゝかる動圧スラスト軸受、スピンドルモー タが採用された一例を示す。
[0075] 図 9において、回転中心 201の周りに回転するロータ部 202は、回転中心 201近傍 において中空円筒部 202a及びフランジ部 202bを有する。また、中空円筒部 202a の外周面 202cおよびフランジ部 202bの下端面 202dで動圧軸受の回転側軸受部 2 02eが形成されている。
[0076] また、ロータ部 202のフランジ部 202bの外周側の下面には複数の磁極に着磁され た回転磁石 203が圧入あるいは接着その他の方法により固着され、ロータ部 202及 び回転磁石 203からなる回転体 204を構成している。
[0077] 回転体 204を構成するロータ部 202の中空円筒部 202aの内周面は、その内径が ロータ部 202のフランジ部 202b側において大きい。かつ、シャーシ 205側において は、小さくなるように少なくとも 2つの異なる内径を有する。フランジ部 202b側におけ る内周面とシャーシ 205側における内周面を接続する段差面 202fが回転中心 201 の軸方向に略垂直な形状となるように形成されて 、る。
[0078] 一方、ロータ部 202の回転側軸受部 202eに対応して、その内周面 206aと上端面 206bで動圧軸受の固定側軸受部 206cが形成された軸受固定側部材 206が圧入、 接着あるいは溶接その他の周知の方法によりシャーシ 205に固着されている。また、 コイル 207がステータコア 208の複数の磁極歯部に卷回されて構成されたステータ 2 09の複数の磁極歯部先端部の内周面がロータ部 202に固着された回転磁石 203の 外周面に対向するようにして、ステータ 209がシャーシ 205に固着されている。
[0079] また、その軸心を回転中心 201に略一致させ、かつ、ロータ部 202の中空円筒部 2 02aの中空部分を、すき間を有して通るように、固定軸 210がシャーシ 205に圧入あ るいは接着等の方法により固着されて 、る。
[0080] また、ステータ 209からの漏洩磁束を磁気的に遮蔽するシールド板 211がシャーシ 205に固着され、スピンドルモータ 212を形成している。
[0081] 固定軸 210は、シャーシ 205側においてその外周面の外径が小さい。シャーシ 20 5側とは反対側においては、その外周面の外径が大きくなるような段付軸形状を有し 、シャーシ 205側における外径がロータ部 202の円筒部 202aの内周面のシャーシ 2 05側における内径よりも小さい。シャーシ 205側とは反対側における外径がロータ部 202のフランジ部 202b側における内周面の内径よりも小さく形成されている。シヤー シ 205側における外径が小さい方の外周面とシャーシ 205側とは反対側の外径が大 きい方の外周面とを接続する段付面 210aは回転中心 201の軸方向に略垂直な面と なるような形状を有する。
[0082] そして、ロータ部 202の中空円筒部 202aのフランジ部 202b側における内周面とシ ヤーシ 205側における内周面を接続する段差面 202fと固定軸 210の段付面 210a 力 非常に小さな所定のすき間を有して対向するようにシャーシ 205に固定されてい る。
[0083] また、シャーシ 205側とは反対側にある固定軸 210の端部の中心部には、雌ねじ部 210bが形成されている。
[0084] また、ロータ部 202のフランジ部 202bの上面には、表面に記録媒体（図示せず）が 形成されたディスク 214が載置され、ねじ 215により固定されたディスク保持部材 216 の弾性力によりディスク 214をロータ部 202のフランジ部 202bの上面に押圧固定し、 ロータ部 202の回転に伴ってディスク 214が回転可能に構成されている。
[0085] なお、周知の方法によりディスク 214に形成された記録媒体に記録再生する信号 変換素子（図示せず)を所定のトラック位置に位置決めする揺動手段（図示せず)を 介して信号変換素子がディスク 214に対向して配設されている。
[0086] また、ディスク 214に形成される記録媒体は、ディスク 214の上下両面に形成しても よい。こうした構成下においては、信号変換素子および揺動手段はディスク 214の上 下面に形成されたそれぞれの記録媒体に対応させる構成となる。
[0087] さらに、固定軸 210の雌ねじ部 210bに対応した位置においてカバー 217に貫通穴 を設ける。カバー 217の当接部 217aの下端面に、固定軸 210の上端面を当接させ て、カバー固定ネジ 218をカバー 217の貫通穴を介して固定軸 210の雌ねじ部 210 bにねじ止めし、カバー 217を固定軸 210に固定する。
[0088] 一方、カバー 217の周縁部においてカバー 217をシャーシ 205、あるいは筐体（図 示せず)等にねじ止め等により固定保持する。ディスク 214、信号変換素子、揺動手 段、スピンドルモータ 212およびカバー 217等力もなるディスク装置を構成している。 なお、カバー 217と固定軸 210は必ずしもねじ止めしなくても良い。
[0089] 次に、動圧軸受部の構成について詳しく説明する。
[0090] 図 10は、スピンドルモータの動圧軸受部 220およびその周辺の拡大概略断面図で ある。 [0091] 図 10において、ロータ部 202の回転側軸受部 202eと固定側軸受部 206cがそれ ぞれ対向する面の間に、例えばエステル系合成油のような潤滑油 50を充填して、口 ータ部 202の中空円筒部 202aの外周面 202cとそれに対向する軸受固定側部材 20 6の内周面 206aとの間でラジアル動圧軸受 220bを構成している。また、ロータ部 20 2のフランジ部 202bの下端面 202dとそれに対向する軸受固定側部材 206の上端面 206bとの間でスラスト動圧軸受 220aを構成する。
[0092] 図 10において、ラジアル動圧軸受 220bには動圧発生溝として、ヘリングボーン溝 221が、固定側軸受部 206cである軸受固定側部材 206の内周面 206aに形成され ている。これに対向する回転側軸受部 202eであるロータ部 202の中空円筒部 202a の外周面 202cは平滑面となっている。
[0093] また、スラスト動圧軸受 220aには、動圧発生用の中間屈曲部 132を有する複数の ヘリングボーン溝 131と、前記動圧発生溝と同じ形状の稜部（図示せず)が交互に所 定のピッチで、さらに溝幅 Gと稜部幅 Lの関係が G >Lとなるように固定側軸受部 206 cである軸受固定側部材 206の上端面 206bに形成されている。なお、ヘリングボー ン溝 131の溝幅 Gと、ヘリングボーン溝 131に隣接する稜部の幅 Lの関係は、 G : L = 65： 35力ら G： L = 75 : 25の範囲内にある。
[0094] また、動圧発生溝が形成された固定側軸受部 206cである軸受固定側部材 206の 上端面 206bに対向する回転側軸受部 202eであるロータ部 202のフランジ部 202b の下端面 202dは平滑面である。
[0095] このように構成されたスピンドルモータ 212の動圧軸受部 220において、ロータ部 2 02の回転側軸受部 202eが回転すると、動圧発生溝によって動圧が誘起されロータ 部 202の回転が非接触状態で保持される。このとき、スラスト動圧軸受 220aでは、す でに図 1から図 3を用いて説明した理由により、従来のスラスト動圧軸受よりも大きな 耐傾斜剛性を得ることができる。このため、ロータ部 202は回転振れが抑制されて高 い回転精度で回転することができる。さらに、従来のスラスト動圧軸受よりも軸受ロスト ルクが小さいため、スピンドルモータ 212の消費電力が小さくなる。また、スラスト動圧 軸受 220aで大きな耐傾斜剛性を得ることができるため、ラジアル動圧軸受 220bの 軸線方向長さを小さくすることが可能となる。スピンドルモータ 212の薄型化を図るこ とができる。さらにはディスク装置をはじめとする情報記録再生装置の薄型化を図るこ とがでさる。
[0096] このように、スラスト動圧軸受 220aの動圧発生溝の溝幅 Gと、前記動圧発生溝に隣 接する稜部の幅 Lの関係を G< Lとするならば、高い回転精度を持つ低消費電力の 薄型スピンドルモータを実現することができる。さらには、携帯情報端末に適した高い 信頼性を持つ低消費電力の薄型のディスク装置をはじめとする情報記録再生装置を 実現することができる。
[0097] なお、上記の説明においてラジアル動圧軸受 220bには、固定側軸受部 206cであ る軸受固定側部材 206の内周面 206aに動圧発生溝であるへリングボーン溝 221を 形成した。また、回転側軸受部 202eであるロータ部 202の中空円筒部 202aの外周 面 202cを平滑面とするように説明した。これに限ることはなく、固定側軸受部 206cで ある軸受固定側部材 206の内周面 206aを平滑面とし、回転側軸受部 202eである口 ータ部 202の中空円筒部 202aの外周面 202cに動圧発生溝であるへリングボーン 溝 221を形成してもよい。
[0098] また、上記の説明においてスラスト動圧軸受 220aは、固定側軸受部 206cである軸 受固定側部材 206の上端面 206bに動圧発生溝であるへリングボーン溝 131を形成 した。また、回転側軸受部 202eであるロータ部 202のフランジ部 202bの下端面 202 dを平滑面とするように説明した。しかし、これに限ることはなく、固定側軸受部 206c である軸受固定側部材 206の上端面 206bを平滑面とする。また、回転側軸受部 20 2eであるロータ部 202のフランジ部 202bの下端面 202dに動圧発生溝であるへリン グボーン溝 131を形成してもよ!/、。
[0099] また、上記の説明にお 、て、スラスト動圧軸受 220aの動圧発生溝を溝幅 Gと前記 動圧発生溝に隣接する稜部の幅 Lの関係が G >Lであるへリングボーン溝 131とする ように説明した。しかし、これに限ることはなぐスラスト動圧軸受 220aの動圧発生溝 を溝幅 Gと前記動圧発生溝に隣接する稜部の幅 Lの関係が、 G >Lである関係を満 たすスパイラル溝としてもよ!ヽ。
[0100] また、実施の形態 3においては、 1枚のディスクが搭載されるスピンドルモータおよ びディスク装置について説明した。しかし、図 11に示すように、周知の方法により、口 ータ部 302に複数のディスク 314が搭載できるように構成してスピンドルモータ 312を 形成し、複数のディスク 314が搭載されたディスク装置を構成してもよ 、。
[0101] さらに、本発明はディスク装置用のモータなどに限定されるものではない。例えばビ デォカセットレコーダ用の回転ヘッドモータや、レーザビームプリンタやイメージスキヤ ナ、コピー機等に使用されるポリゴンミラー駆動用モータ、更にこれらのモータを搭載 して、情報を記録、もしくは再生する情報記録再生装置などにも適用することができ る。
[0102] なお、図 9, 10, 11において、スラスト軸受部は略円筒形状をなす軸受固定側部材 の上面と、ロータ部の下面との間に配設した構成を例示した。本発明はこれに限定さ れるものではない。例えば固定軸に円環状のスラストフランジを固定し、ここに回転ス リーブを対向配置した構成であってもよい。また、スラストプレートによって一端を閉塞 して袋状とした固定側軸受部材に、その下端を平坦にした回転軸を挿入して、スラス トプレートと回転軸下端との間でスラスト軸受を構成したものなど軸受の全体構成に は左右されな ヽものである。
産業上の利用可能性
[0103] 本発明にかかるスラスト動圧軸受は、耐傾斜剛性が大きく回転精度が高い、さらに 軸受ロストルクが小さいという優れた特徴を有しており、携帯情報端末機器に搭載さ れる小型 ·薄型の情報記録再生装置の記録メディアを回転させる薄型スピンドルモー タのスラスト動圧軸受として有用であるので、その産業上の利用可能性は高い。

Claims

請求の範囲
[1] 軸線方向に微小すき間を介して対向する軸受回転側部材の軸受面と軸受固定側部 材の軸受面とを備え、前記微小すき間には潤滑油が充填され、前記軸受回転側部 材の軸受面と前記軸受固定側部材の軸受面のうち少なくとも一方に複数の動圧発 生溝が形成されており、前記軸受回転側部材が回転すると、前記動圧発生溝により 潤滑油の動圧が誘起されることによって回転が保持されるスラスト動圧軸受であって
、前記動圧発生溝の溝幅 Gと、前記動圧発生溝に対して円周方向に隣接する稜部 の幅 Lとの関係を G>Lとしたことを特徴とするスラスト動圧軸受。
[2] 前記動圧発生溝の溝幅 Gと、前記動圧発生溝に対して円周方向に隣接する稜部の 幅 Lとの関係が G>Lであるのは、前記軸受面に設けた動圧発生溝が形成された領 域のうち、 80%以上の面積であることを特徴とする請求項 1に記載のスラスト動圧軸 受。
[3] 前記動圧発生溝はへリングボーン形状をなすことを特徴とする請求項 1または 2に記 載のスラスト動圧軸受。
[4] 前記動圧発生溝はスパイラル形状をなすことを特徴とする請求項 1または 2に記載の スラスト動圧軸受。
[5] 前記動圧発生溝の溝幅 Gと、前記動圧発生溝に対して円周方向に隣接する稜部の 幅 Lの関係を G :L=65 : 35から G :L = 75 : 25としたことを特徴とする請求項 3に記載 のスラスト動圧軸受。
[6] 前記動圧発生溝の溝幅 Gと、前記動圧発生溝に対して円周方向に隣接する稜部の 幅 の関係を G： L= 65： 35から G： L = 80： 20としたことを特徴とする請求項 4に記載 のスラスト動圧軸受。
[7] 請求項 1から 6までの 、ずれ力 1項に記載のスラスト動圧軸受を備えたスピンドルモー タ。
[8] 請求項 7に記載のスピンドルモータを搭載することを特徴とする情報記録再生装置。
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