WO2015133563A1 - 流体動圧軸受装置及びこれを備えたモータ - Google Patents

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WO2015133563A1
WO2015133563A1 PCT/JP2015/056464 JP2015056464W WO2015133563A1 WO 2015133563 A1 WO2015133563 A1 WO 2015133563A1 JP 2015056464 W JP2015056464 W JP 2015056464W WO 2015133563 A1 WO2015133563 A1 WO 2015133563A1
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seal member
bearing
radial
fluid dynamic
peripheral surface
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PCT/JP2015/056464
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藤原　幹久
敏幸 水谷
哲弥 栗村
慎治 小松原
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Ntn株式会社
藤原　幹久
敏幸 水谷
哲弥 栗村
慎治 小松原
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/10—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16C17/10—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load
    • F16C17/102—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load with grooves in the bearing surface to generate hydrodynamic pressure
    • F16C17/107—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load with grooves in the bearing surface to generate hydrodynamic pressure with at least one surface for radial load and at least one surface for axial load
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/72—Sealings
    • F16C33/74—Sealings of sliding-contact bearings

Definitions

  • the present invention relates to a fluid dynamic pressure bearing device and a motor including the same.
  • the hydrodynamic bearing device supports the shaft member in a non-contact manner in a relatively rotatable manner by the oil film pressure (dynamic pressure action) generated in the radial bearing gap between the outer peripheral surface of the shaft member and the inner peripheral surface of the bearing member. It is. Due to its high rotational accuracy and quietness, the fluid dynamic pressure bearing device is an information device (for example, a magnetic disk drive device such as an HDD, an optical disk such as a CD-ROM, CD-R / RW, DVD-ROM / RAM, Blu-ray disc).
  • a magnetic disk drive device such as an HDD
  • an optical disk such as a CD-ROM, CD-R / RW, DVD-ROM / RAM, Blu-ray disc.
  • Small size such as a spindle motor of a drive device, a magneto-optical disk drive device such as MD or MO, a polygon scanner motor of a laser beam printer (LBP), a color wheel of a projector, or a fan motor used for a cooling fan of an electric device. It can be suitably used for a motor.
  • a seal mechanism for preventing oil leakage is usually provided at an opening of a bearing member.
  • a seal member is provided in the opening of the housing, and a gap is formed downward between the inner peripheral surface of the seal member and the outer peripheral surface of the shaft portion. Oil leakage is prevented by forming a wedge-shaped seal space (so-called taper seal) whose width is gradually narrowed.
  • Patent Document 1 discloses an outer peripheral surface of a sleeve portion made of sintered metal that is fixed to an outer periphery of a shaft member and constitutes a rotating side together with the shaft member, and an inner periphery of a stationary-side housing that houses the sleeve portion on the inner periphery.
  • a fluid dynamic bearing device in which a radial bearing gap of a radial bearing portion is formed between the surface and a surface.
  • a fluid dynamic bearing device for example, Patent Document 2 in which a radial bearing gap is formed between the inner peripheral surface of the sleeve portion fixed to the inner periphery of the housing and the outer peripheral surface of the shaft member, the radial load is increased.
  • a fluid dynamic bearing device for example, Patent Document 2 in which a radial bearing gap is formed between the inner peripheral surface of the sleeve portion fixed to the inner periphery of the housing and the outer peripheral surface of the shaft member, the radial load is increased. Can be increased
  • the interior space of the housing is filled with lubricating oil.
  • the internal space of the housing is filled with lubricating oil using a complicated technique such as vacuum impregnation after the assembly of the fluid dynamic pressure bearing device, and the oil level of the lubricating oil is managed with high accuracy (the amount of lubricating oil is controlled finely). Adjustment). Therefore, it is difficult to meet the demand for further cost reduction of the fluid dynamic bearing device.
  • the present applicant forms a thrust bearing gap filled with lubricating oil between one end surface of the rotating side sleeve portion and the inner bottom surface of the stationary side housing
  • a fluid dynamic bearing device in which an axial clearance including air is formed between the other end surface of the sleeve portion and a stationary seal member disposed opposite thereto (Patent Document 3).
  • Patent Document 3 a fluid dynamic pressure bearing device in which a required amount of lubricating oil can be interposed in the internal space of the housing simply by lubricating the internal space of the housing using an oil supply tool such as a micropipette. This eliminates the need for highly precise adjustment and management of the oil level, and through this, the manufacturing cost of the bearing device can be reduced.
  • the axial dimension of the seal member provided in the opening of the housing is reduced, the axial dimension of the fluid dynamic bearing device can be reduced accordingly.
  • Patent Document 1 since the taper seal is formed on the inner peripheral surface of the seal member, when the axial dimension of the seal member is reduced, the volume of the seal space is greatly reduced and the interior of the housing is filled. Oil volume change cannot be absorbed and oil leakage may occur.
  • a seal member 109 is fixed to the opening of the bearing member 107, and the buffer space S is interposed between the seal member 109 and the sleeve 122 fixed to the outer periphery of the shaft portion 121.
  • a desired volume can be ensured with a smaller axial dimension than the taper seal.
  • the axial dimension of the fluid dynamic bearing device can be reduced while securing the volume of the buffer space.
  • the fluid dynamic pressure bearing device is placed in an inverted posture (the posture in which the seal member 109 is disposed below), or the fluid dynamic pressure bearing device is shocked. When oil is added or when the viscosity of the oil is lowered due to high temperature, the oil may leak from the gap G ′ between the seal member 109 and the shaft portion 121.
  • the first problem to be solved by the present invention is to reduce the axial dimension of the fluid dynamic bearing device and to reliably prevent oil leakage.
  • the bearing rigidity of the radial bearing portion decreases. If the load (radial load) acting on the radial bearing portion of the fluid dynamic bearing device is reduced with the rotation on the rotation side, no particular problem will occur even if the bearing rigidity of the radial bearing portion is reduced.
  • ultra-thin notebook PC fan motors often employ large fans (blades) to ensure the same cooling performance as conventional fan motors, radial bearings for fluid dynamic bearing devices The load to be supported by the part tends to increase rather than decrease. Therefore, it is not a good idea to take the above-mentioned measures that sacrifice the bearing rigidity of the radial bearing portion.
  • the inventor of the present application examined reducing the gap width (axial dimension) of the axial gap including air in the fluid dynamic bearing device disclosed in Patent Document 3 (see FIG. 10).
  • the gap width of the axial gap is simply reduced, oil leakage is likely to occur during the lubrication operation into the internal space of the housing and further during the operation of the fluid dynamic bearing device.
  • the amount of oil injected into the internal space of the housing is reduced, the possibility of oil leakage can be reduced as much as possible, but a sufficient amount of lubricating oil cannot be intervened in the radial bearing gap. It is difficult to stably exhibit the bearing performance.
  • the second problem to be solved by the present invention is a fluid motion capable of stably exhibiting the required bearing performance while realizing thinning (downsizing in the axial direction).
  • the object is to provide a pressure bearing device.
  • the first invention of the present application includes a shaft member, a bearing member in which the shaft member is inserted on an inner periphery, and an opening at least on one end in the axial direction, and the shaft A radial bearing portion that supports the shaft member in a radial direction by a dynamic pressure action generated in an oil film in a radial bearing gap between the outer peripheral surface of the member and the inner peripheral surface of the bearing member; and an inner diameter side from the opening of the bearing member A first seal member that faces the outer peripheral surface of the shaft member via a radial gap, and is provided on the other axial side of the first seal member and protrudes from the outer peripheral surface of the shaft member to the outer diameter side.
  • a second seal member having an outer diameter end disposed on the outer diameter side of the inner diameter end of the first seal member, a first buffer space facing an end surface on the other axial side of the second seal member, One end surface of the second seal member in the axial direction and the first seal portion Is formed between the opposite axial end surface of the, to provide a fluid dynamic bearing device and a second buffer space communicating with said first buffer space outside diameter side of the second sealing member.
  • the labyrinth seal that wraps around the outer diameter side of the second seal member by providing the second seal member that protrudes to the outer diameter from the outer peripheral surface of the shaft member on the other side in the axial direction of the first seal member. Is formed.
  • the buffer space includes a first buffer space facing an end surface on the other axial side of the second seal member, an end surface on the other axial side of the first seal member, and an axial one side of the second seal member.
  • the labyrinth seal is configured by the first buffer space and the second buffer space communicating with each other on the outer diameter side of the second seal member. This labyrinth seal can prevent oil leakage from the radial gap between the first seal member and the shaft member to the outside.
  • the shaft member is provided with a shaft portion and a sleeve portion provided on the outer diameter side thereof, the outer periphery of the sleeve portion and the inner peripheral surface of the bearing member A radial bearing gap can be formed.
  • the radial bearing surface is enlarged in diameter and the area is expanded compared to the case where the radial bearing surface is provided on the outer peripheral surface of the shaft portion, It is possible to reduce the axial dimension of the sleeve portion and thus the axial dimension of the fluid dynamic bearing device while ensuring the bearing rigidity.
  • the shaft member moves axially toward the first seal member side (the opening side of the bearing member) due to an impact load or the like, so that oil is pushed into the opening side of the bearing member over the entire end surface of the sleeve portion of the shaft member. Therefore, there is a high risk of oil leakage from the radial gap between the first seal member and the shaft portion. Therefore, in the fluid dynamic bearing device having such a configuration, it is particularly desirable to form a labyrinth seal as described above to prevent oil leakage.
  • the second seal member is fixed to the outer peripheral surface of the shaft portion, the radial gap is formed between the outer peripheral surface of the shaft portion and the first seal member, and the shaft of the sleeve portion is formed.
  • the first buffer space is formed between an end surface on one side in the direction and an end surface on the other axial side of the second seal member.
  • the second buffer space formed between the first seal member and the second seal member is adjacent to the radial gap between the first seal member and the shaft member. For this reason, when oil reaches the second buffer space, the risk of oil leakage from the radial gap to the outside increases as compared to the case where oil remains in the first buffer space. Therefore, in the above fluid dynamic pressure bearing device, if the bearing member is the stationary side and the shaft member is the rotating side, the second seal member rotates together with the shaft member, so that the oil that has reached the second buffer space The oil is guided to the outer diameter side by centrifugal force, that is, the side away from the radial gap, and oil leakage from the radial gap to the outside can be prevented more reliably.
  • the shaft member is formed, for example, by fixing a shaft portion formed separately from the inner periphery of the sleeve portion.
  • a chamfered portion having a larger axial dimension than a radial dimension is provided at one end (second seal member side) in the axial direction of the inner peripheral surface of the sleeve portion, the chamfered portion, the shaft portion, In between, a wedge-shaped space with a gradually increasing radial dimension toward one side in the axial direction is formed.
  • the present invention devised to solve the above second problem is a bottomed cylindrical shape formed of a porous material and having a sleeve portion on the rotating side having end faces on both sides in the axial direction, and one side in the axial direction being closed.
  • a stationary housing housing the sleeve portion on the inner periphery, a seal member disposed opposite to the end surface on the other axial side of the sleeve portion, and forming a seal gap for sealing the opening of the housing, and a sleeve A radial bearing gap formed between the outer peripheral surface of the portion and the inner peripheral surface of the housing, and a thrust bearing gap formed between the end surface on one axial side of the sleeve portion and the inner bottom surface of the housing,
  • the radial bearing gap and the thrust bearing gap are filled with lubricating oil, and the sleeve portion is supported in the radial direction and the thrust direction by the oil film formed in the radial bearing gap and the thrust bearing gap, respectively.
  • the axial direction of the sleeve portion A lubricating oil reservoir is provided on the other end surface, and an end portion on the outer diameter side of the lubricating oil reservoir is terminated within the range of the other end surface in the axial direction.
  • the clearance width of the axial clearance is reduced.
  • a lot of lubricating oil can be held between the sleeve portion and the seal member.
  • the outer diameter side end of the lubricating oil reservoir is terminated within the range of the other end face of the sleeve part (in the case where chamfering is provided on the outer peripheral edge of the other end of the sleeve part, the inner end side is more chamfered). For this reason, the formation of the lubricating oil pool does not affect the clearance width of the radial bearing gap.
  • the depth dimension of the lubricating oil reservoir can be arbitrarily set (enlarged sufficiently) within a range that does not adversely affect workability.
  • the possibility of oil leakage between the sleeve portion and the seal member can be reduced as much as possible even during the oiling operation through the seal gap, and the predetermined bearing performance can be stably maintained.
  • a necessary amount of lubricating oil can be interposed in order to be able to exhibit.
  • the gap width of the axial gap can be sufficiently reduced, and the fluid dynamic pressure bearing device can be made compact in the axial direction through this.
  • a lubricating oil reservoir is provided on the other end surface of the sleeve portion, the lubricating oil retained in the lubricating oil reservoir is scattered to the outer diameter side as the sleeve portion constituting the rotating side rotates, so that the radial bearing Can be supplied to the gap. Thereby, the oil film breakage in the radial bearing gap can be prevented, and the bearing performance of the radial bearing portion can be maintained at a high level. From the above, according to the present invention, it is possible to provide a fluid dynamic pressure bearing device that can stably exhibit required bearing performance while achieving axial compactness.
  • the portion defining the outer diameter portion of the lubricating oil reservoir is a tapered surface inclined in a direction that gradually increases the opening size of the lubricating oil reservoir toward the other side in the axial direction.
  • the lubricating oil reservoir is constituted by an annular groove. Only one annular groove may be provided, or a plurality of annular grooves may be provided spaced apart from each other in the radial direction.
  • the external force can be given by magnetic force, for example.
  • This magnetic force can be applied, for example, by disposing a stator coil provided on the stationary side of the motor and a rotor magnet provided on the rotating side of the motor while being shifted in the axial direction.
  • Various motors in which this type of fluid dynamic bearing device is incorporated usually include a rotor magnet and a stator coil as essential components. Therefore, the external force can be applied at a low cost without causing a particular increase in cost.
  • a seal gap for sealing the opening of the housing is formed between the outer peripheral surface of the shaft member with the sleeve portion fixed to the outer periphery and the inner peripheral surface of the seal member provided integrally or separately with the housing.
  • dynamic pressure generation that generates a dynamic pressure action on the lubricating oil in the radial bearing gap is generated on one or both of the inner peripheral surface of the housing and the outer peripheral surface of the sleeve portion that are opposed to each other via the radial bearing gap.
  • a portion radial dynamic pressure generating portion
  • the radial dynamic pressure generating portion has a shape in which the lubricating oil in the radial bearing gap is pushed into the thrust bearing gap side when the sleeve portion rotates. This is because oil film breakage in the thrust bearing gap can be prevented as much as possible, and the rotational accuracy in one thrust direction can be stabilized.
  • the fluid dynamic pressure bearing device according to the present invention described above has the various characteristics described above, it can be suitably incorporated into various motors such as a fan motor for a PC and a spindle motor for a disk drive device. And can contribute to the cost reduction of various motors.
  • the axial dimension of the fluid dynamic bearing device is reduced by providing the buffer space (first and second buffer spaces) on the other axial side of the first seal member. can do. Further, by providing the second seal member, a labyrinth seal that goes around the outer diameter side of the second seal member is formed in the buffer space, so that oil leakage can be reliably prevented.
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view of FIG. 2. It is a top view of the 2nd seal member concerning other embodiments of the 1st invention of this application. It is a bottom view of the 1st seal member of the fluid dynamic pressure bearing device concerning other embodiments of the 1st invention of this application.
  • FIG. 8 is a sectional view taken along line BB in FIG. FIG.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view taken along the line CC in FIG. It is sectional drawing of the shaft member which concerns on other embodiment of this invention 1st invention. It is sectional drawing of the fluid dynamic pressure bearing apparatus which concerns on other embodiment of this invention 1st invention. It is sectional drawing of the fluid dynamic pressure bearing apparatus which concerns on a comparative example. It is sectional drawing which shows notionally one structural example of a fan motor. It is sectional drawing which shows the fluid dynamic pressure bearing apparatus which concerns on 1st Embodiment of this invention 2nd invention. It is a top view which shows the lower end surface of the sleeve part shown in FIG. It is a top view which shows the upper end surface of the sleeve part shown in FIG. FIG.
  • FIG. 15 is a cross-sectional view of the lubricating oil reservoir shown in FIG. 14. It is sectional drawing which shows the modification of a lubricating oil pool. It is a top view which shows the upper end surface of the sleeve part which concerns on a modification. It is sectional drawing which shows the fluid dynamic pressure bearing apparatus which concerns on 2nd Embodiment of this invention 2nd invention. It is sectional drawing which shows the fluid dynamic pressure bearing apparatus which concerns on 3rd Embodiment of this-application 2nd invention. It is sectional drawing of the fluid dynamic pressure bearing apparatus which concerns on other embodiment of this invention 1st invention.
  • FIG. 1 shows a fan motor in which a fluid dynamic bearing device 1 according to one embodiment of the present invention is incorporated.
  • the fan motor includes a fluid dynamic bearing device 1 that rotatably supports a shaft member 2, a casing 6 that is attached to a stationary side (bearing member) of the fluid dynamic bearing device 1, and a fluid dynamic bearing device 1.
  • a rotor 3 attached to the rotating side (shaft member 2), and a stator coil 4 and a magnet 5 opposed to each other through a gap in the radial direction are provided.
  • the stator coil 4 is attached to the casing 6, and the magnet 5 is attached to the rotor 3.
  • the rotor 3 is integrally provided with a plurality of fans 3a.
  • the fan motor of the present embodiment is a centrifugal fan that generates an airflow in the outer diameter direction (for example, the back side or the front side of the paper), but is not limited to this, and an axial fan that generates an airflow in the axial direction. It may be.
  • the fluid dynamic bearing device 1 includes a shaft member 2, a housing 7 as a bearing member, a first seal member 8, and a second seal member 9.
  • the side on which the shaft member 2 protrudes from the housing 7 is referred to as the upper side, and the opposite side is referred to as the lower side. This is intended to limit the usage mode of the fluid dynamic pressure bearing device 1. Absent.
  • the shaft member 2 includes a shaft portion 21 and a sleeve portion 22 provided on the outer diameter side of the shaft portion 21.
  • the shaft portion 21 and the sleeve portion 22 are formed separately, and the outer peripheral surface 21a of the shaft portion 21 and the inner peripheral surface 22d of the sleeve portion 22 are press-fitted, gap-bonded, press-fitted with an adhesive interposed, It is fixed by appropriate means such as welding or welding.
  • the shaft portion 21 is formed in a cylindrical shape by cutting a melted material such as stainless steel.
  • a melted material such as stainless steel.
  • the outer peripheral surface 21 a of the shaft portion 21 at least a region where the sleeve 22 is fixed is a smooth cylindrical surface without unevenness.
  • the entire outer peripheral surface 21a of the shaft portion 21 is a smooth cylindrical surface.
  • the sleeve portion 22 is formed in a substantially cylindrical shape with a metal, for example, a sintered metal, specifically, a copper iron-based sintered metal. In addition, you may form the sleeve part 22 with another sintered metal, a melting material, or resin.
  • a radial dynamic pressure generating portion that generates a dynamic pressure action on the lubricating oil in the radial bearing gap is formed.
  • herringbone-shaped dynamic pressure grooves 22 a 1 and 22 a 2 are formed as radial dynamic pressure generating portions at two locations separated in the axial direction of the outer peripheral surface 22 a of the sleeve portion 22. .
  • the dynamic pressure grooves 22a1 and 22a2 are formed by rolling, for example.
  • the upper dynamic pressure groove 22a1 has an asymmetric shape in the axial direction.
  • the axial dimension L1 of the upper region is an axial direction of the lower region with respect to the annular region at the center in the axial direction of the hill portion indicated by cross hatching. It is larger than the dimension L2 (L1> L2). This generates a pumping force that pushes the lubricating oil in the radial bearing gap downward.
  • the lower dynamic pressure groove 22a2 has an axially symmetric shape.
  • the radial dynamic pressure generating portions are provided separately in the axial direction, but may be provided continuously in the axial direction.
  • the annular region of the hill part provided in the axial direction approximate center part of each dynamic pressure groove 22a1, 22a2 may be abbreviate
  • the lower end surface 22b of the sleeve portion 22 is formed with a thrust dynamic pressure generating portion that generates a dynamic pressure action on the lubricating oil filled in the thrust bearing gap.
  • a pump-out type thrust dynamic pressure generating portion that pushes oil in the thrust bearing gap to the outer diameter side is provided on the lower end surface 22b of the sleeve portion 22.
  • a pump-out spiral dynamic pressure groove 22b1 is formed as a thrust dynamic pressure generating portion.
  • the dynamic pressure groove 22b1 is molded by, for example, pressing.
  • the upper end surface 22c of the sleeve portion 22 is a smooth flat surface.
  • An axial groove 22d1 is formed on the inner peripheral surface 22d of the sleeve portion 22 over the entire axial length (see FIG. 2).
  • the number of the axial grooves 22d1 is arbitrary, and in the present embodiment, a plurality of (for example, three) axial grooves 22d1 are arranged at equal intervals in the circumferential direction (see FIG. 4).
  • the housing 7 has a cylindrical side portion 7a in which the shaft member 2 is inserted on the inner periphery, and a bottom portion 7b that closes the lower end opening of the side portion 7a.
  • the side portion 7a and the bottom portion 7b of the housing 7 are integrally formed of metal or resin.
  • the side portion 7a of the housing 7 is provided with a small-diameter inner peripheral surface 7a1, a large-diameter inner peripheral surface 7a2 provided above the small-diameter inner peripheral surface 7a1, and a shoulder surface 7a3 continuous with these.
  • the first seal member 8 is provided at the upper end of the inner peripheral surface of the side portion 7 a of the housing 7.
  • the first seal member 8 is provided so as to protrude from the large-diameter inner peripheral surface 7a2 of the side portion 7a toward the inner diameter.
  • the first seal member 8 has a disk shape having an axial hole in the shaft center, and is formed of metal or resin.
  • the first seal member 8 has a thick portion 81 provided on the outer diameter side and a thin portion 82 provided on the inner diameter side.
  • the outer peripheral surface 8b of the first seal member 8 is fixed to the large-diameter inner peripheral surface 7a2 of the side portion 7a of the housing 7 by appropriate means such as press-fitting, adhesion, press-fitting with an adhesive interposed therebetween.
  • the outer peripheral portion of the lower end surface 8 a of the first seal member 8 is in contact with the shoulder surface 7 a 3 of the side portion 7 a of the housing 7.
  • the inner peripheral surface 8c of the first seal member 8 is provided with a cylindrical surface 8c1 and chamfered portions 8c2 provided on both upper and lower sides of the cylindrical surface 8c1.
  • a radial gap G is provided between the inner peripheral surface 8 c of the first seal member 8 and the outer peripheral surface 21 a of the shaft portion 21 of the shaft member 2.
  • a buffer space S is formed between the lower end surface 8 a of the first seal member 8 and the upper end surface 22 c of the sleeve portion 22 of the shaft member 2.
  • the second seal member 9 is provided between the first seal member 8 and the sleeve portion 22 of the shaft member 2 in the axial direction (buffer space S).
  • the second seal member 9 has a disk shape extending in a direction orthogonal to the axial direction.
  • the second seal member 9 is made of metal or resin.
  • the inner peripheral surface 9a of the second seal member 9 is fixed to the outer peripheral surface 21a of the shaft portion 21 of the shaft member 2 by means such as press fitting, adhesion, welding or the like.
  • the outer diameter end (outer peripheral surface 9 b) of the second seal member 9 is arranged closer to the outer diameter side than the inner diameter end (inner peripheral surface 8 c) of the first seal member 8.
  • the upper end surface 9c of the second seal member 9 faces the lower end surface 8a of the first seal member 8 in the axial direction.
  • the lower end surface 9d of the second seal member 9 faces the upper end surface 22c of the sleeve portion 22 of the shaft member 2 in the axial direction.
  • the upper end surface 9c and / or the lower end surface 9d of the second seal member 9 may be provided with a coating having oil repellency. Or you may form the 2nd sealing member 9 with the material (for example, fluororesin) which has oil repellency.
  • the axial dimension of the first buffer space S1 is larger than the axial dimension of the second buffer space S2.
  • the axial dimension of the second buffer space S2 is set so that the second seal member 9 does not come into contact with the first seal member 8 when a thrust bearing gap of a thrust bearing portion T described later is within an appropriate range. do it.
  • the axial dimension of the first buffer space S1 may be the same as or smaller than the axial dimension of the second buffer space S2.
  • the axial dimension of the second buffer space S2 is not more than twice the gap width (radial dimension) of the radial gap G between the first seal member 8 and the shaft portion 21, preferably the radial gap G. It is preferable that the gap width or less. As a result, oil leakage from the radial gap G through the second buffer space S2 can be more reliably prevented. In this case, by making the axial dimension of the first buffer space S1 larger than the axial dimension of the second buffer space S2, a volume for absorbing the volume change of the oil can be secured.
  • oil is filled in the space inside the housing 7 including the internal pores of the sleeve portion 22, the radial bearing gap, and the thrust bearing gap, and an oil surface is formed in the buffer space S.
  • fine dotted areas indicate oil.
  • the fluid dynamic pressure bearing device 1 is disposed in an atmospheric pressure environment.
  • the oil is drawn into the housing 7 and filled.
  • the buffer space S provided in the opening of the housing 7 absorbs the volume change accompanying the oil temperature change, thereby preventing oil leakage. That is, the volume of the buffer space S is set so that the oil level is always arranged in the buffer space S when the volume of the oil changes in the assumed operating temperature range of the fluid dynamic bearing device 1.
  • the labyrinth seal is configured by providing the second seal member 9 in the buffer space S. Specifically, a first buffer space S1 is formed between the upper end face 22c of the sleeve portion 22 and the lower end face 9d of the second seal member 9, and the lower end face 8a of the first seal member 8 and the second seal face are formed. A second buffer space S2 is formed between the upper end surface 9c of the member 9. By connecting the first buffer space S1 and the second buffer space S2 on the outer diameter side of the second seal member 9, a labyrinth seal is configured.
  • the shaft member 2 since the shaft member 2 has the shaft portion 21 and the sleeve portion 22, when the shaft member 2 receives an upward impact load, the oil is splashed up on the entire upper end surface 22c of the sleeve portion 22.
  • the second seal member 9 covers the lower side of the radial gap G, the oil splashed by the upper end surface 22c of the sleeve portion 22 can be prevented from leaking from the radial gap G.
  • the second seal member 9 is provided so as to protrude from the entire circumference of the outer peripheral surface 21 a of the shaft portion 21 to the outer diameter, so that the oil that tries to rise along the outer peripheral surface 21 a of the shaft portion 21 is supplied to the second seal member 9. Therefore, oil leakage from the radial gap G can be more reliably prevented.
  • the pressure of the oil film formed in the radial bearing gap is increased by the radial dynamic pressure generating portions (dynamic pressure grooves 22a1, 22a2) formed on the outer peripheral surface 22a of the sleeve portion 22 of the shaft member 2, and this pressure (dynamic The radial bearing portions R1 and R2 that support the shaft member 2 in a non-contact manner so as to be rotatable in the radial direction are configured by the pressure action (see FIG. 2).
  • a thrust bearing gap is formed between the thrust bearing surface of the housing 7 (upper end surface 7b1 of the bottom portion 7b) and the thrust bearing surface of the shaft member 2 (lower end surface 22b of the sleeve portion 22).
  • the pressure of the oil film formed in the thrust bearing gap is increased by the radial dynamic pressure generating portion (dynamic pressure groove 22b1) formed on the lower end surface 22b of the sleeve portion 22 of the shaft member 2, and this pressure (dynamic pressure)
  • the thrust bearing portion T that floats and supports the shaft member 2 is configured by the action.
  • the magnet 5 provided in the rotor 3 is provided to be offset upward in the figure with respect to the stator coil 4 provided in the casing 6. For this reason, a downward load is always applied to the rotor 3 and the shaft member 2 fixed thereto by the attractive force of the stator coil 4 and the magnet 5. Therefore, a load is applied to the fluid dynamic bearing device 1 in a direction in which the lower end surface 22b of the sleeve portion 22 and the upper end surface 7b1 of the bottom portion 7b of the housing 7 that are opposed to each other through the thrust bearing gap are approached.
  • the axial position of the shaft member 2 relative to the housing 7 is adjusted by adjusting the force that pushes down the shaft member 2 by the attraction force between the stator coil 4 and the magnet 5 and the force that pushes up the shaft member 2 by the pressure of the thrust bearing portion T. Can be stabilized. Thereby, even when the upward load in the figure is applied to the shaft member 2, contact between the first seal member 8 and the second seal member 9 can be avoided.
  • the oil may reach the second buffer space S ⁇ b> 2, but when the second seal member 9 rotates together with the shaft member 2, the oil in the second buffer space S ⁇ b> 2 is caused by centrifugal force.
  • the oil in the second buffer space S ⁇ b> 2 is caused by centrifugal force.
  • a groove extending on the outer diameter side is formed on the upper end surface 9 c of the second seal member 9.
  • a plurality of (for example, eight) radial grooves 9c1 are arranged at equal intervals in the circumferential direction.
  • the radial groove 9 c 1 reaches the outer diameter end of the upper end surface 9 c of the second seal member 9.
  • the groove may be inclined with respect to the radial direction.
  • the groove may have a pump-out spiral shape that is inclined rearward in the axial rotation direction toward the outer diameter side.
  • the groove as described above may be provided on the lower end surface 9 d of the second seal member 9, or may be provided on both side end surfaces 9 c and 9 d of the second seal member 9.
  • a groove is formed on the lower end surface 8a of the first seal member 8.
  • a plurality of (for example, four) radial grooves 8 a 1 are arranged at equal intervals in the circumferential direction on the lower end surface 8 a of the first seal member 8.
  • the radial groove 8a1 has a circumferential width that gradually decreases toward the outer diameter ⁇ see FIG. 7 (a) ⁇ .
  • channel 8a1 has the circumferential direction width
  • the side walls on both sides in the circumferential direction of the radial groove 8a1 are linear in the plan view shown in FIG. 7A, but this may be curved.
  • the cross-sectional shape of the radial groove 8a1 is a trapezoid, but this may be a triangle or an arc.
  • a chamfered portion 22e having an axial dimension Y larger than the radial dimension X is provided in the upper end of the inner peripheral surface 22d of the sleeve portion 22 of the shaft member 2.
  • a wedge-shaped space P in which the radial width is gradually narrowed downward is formed between the chamfered portion 22e of the sleeve portion 22 and the outer peripheral surface 21a of the shaft portion 21. Since oil is drawn into the space P by the capillary force of the space P, oil leakage can be prevented more reliably.
  • the shaft member 2 is composed of only the shaft portion 21, and the bearing member is composed of the housing 7 and the bearing sleeve 10 fixed to the inner peripheral surface 7a1.
  • a spherical convex portion 21 b is formed at the lower end of the shaft portion 21.
  • dynamic pressure grooves 10a1 and 10a2 are formed as radial dynamic pressure generating portions.
  • the shaft portion 21 When the shaft portion 21 rotates, the pressure of the oil film generated in the radial bearing gap between the outer peripheral surface 21a of the shaft portion 21 and the inner peripheral surface 10a of the bearing sleeve 10 is increased by the dynamic pressure grooves 10a1 and 10a2, and the shaft portion 21 is Radial bearing portions R1 and R2 that support in the radial direction are configured. Further, the thrust bearing portion T that supports the shaft portion 21 from below is configured by the sliding movement of the convex portion 21b at the lower end of the shaft portion 21 and the upper end surface 7b1 of the bottom portion 7b of the housing 7.
  • a flange portion may be provided at the lower end of the shaft portion 21 shown in FIG. 9 (not shown).
  • thrust bearing gaps are respectively formed between the upper end surface of the flange portion and the lower end surface 10b of the bearing sleeve 10 and between the lower end surface of the flange portion and the upper end surface 7b1 of the bottom portion of the housing 7.
  • the first seal member 8 is fitted to the outer peripheral surface of the housing 7.
  • a small-diameter outer peripheral surface 7a4 having a smaller diameter than other regions is provided at the upper end of the outer peripheral surface of the housing 7, and the inner peripheral surface 8d of the thick portion 81 of the first seal member 8 is provided on the small-diameter outer peripheral surface 7a4. Is fitted.
  • the upper end surface 7 a 5 of the side portion 7 a of the housing 7 is in contact with the lower end surface 8 a of the first seal member 8.
  • the present invention is not limited to this, and the shaft portion 21 and the sleeve portion 22 are integrally formed of the same material (for example, sintered metal). May be.
  • the bearing member is opened only in one axial direction.
  • the present invention is not limited to this.
  • the bearing member may be opened on both sides in the axial direction.
  • a first buffer space S1 and a second buffer space S2 similar to those described above may be formed in the other opening in the axial direction, or a tapered seal may be provided.
  • the herringbone-shaped dynamic pressure grooves 22a1 and 22a2 are formed as the radial dynamic pressure generating portion.
  • the present invention is not limited to this, and the radial dynamic pressure generating portion may be other shapes such as a spiral shape.
  • a dynamic pressure groove having a shape may be formed.
  • a so-called multi-arc bearing in which a plurality of partial cylindrical surfaces are connected in the circumferential direction and a step bearing in which a plurality of axial grooves are formed at equal intervals in the circumferential direction constitute a radial dynamic pressure generating portion. Also good.
  • the outer peripheral surface of the shaft member may be a cylindrical surface
  • the radial dynamic pressure generating portion may be formed on the inner peripheral surface of the bearing member facing the shaft surface.
  • you may comprise what is called a perfect circle bearing by making both the outer peripheral surface of a shaft member, and the internal peripheral surface of a bearing member into a cylindrical surface.
  • the spiral dynamic pressure groove 22b1 is formed as the thrust dynamic pressure generating portion.
  • the thrust dynamic pressure generating unit may be configured by a bearing.
  • the lower end surface of the shaft member may be a flat surface, and the thrust dynamic pressure generating portion may be formed on the surface facing this.
  • the shaft member is the rotation side and the bearing member is the stationary side.
  • the present invention is not limited thereto, and the fluid dynamic pressure is that the shaft member is the stationary side and the bearing member is the rotation side.
  • the present invention may be applied to a bearing device or a fluid dynamic bearing device in which both the shaft member and the bearing member rotate.
  • the fluid dynamic pressure bearing device 1 is not limited to a cooling fan motor, but can be applied to a spindle motor of an information device such as an HDD, a polygon scanner motor of a laser beam printer, a color wheel of a projector, or the like.
  • FIG. 11 conceptually shows a configuration example of a fan motor incorporating a fluid dynamic bearing device 201 according to an embodiment of the second invention of the present application.
  • the fan motor shown in FIG. 1 comprises a fluid dynamic pressure bearing device 201, a motor base 206 constituting the stationary side of the motor, a stator coil 205 fixed to the motor base 206, and a rotating side of the motor. And a rotor magnet 204 fixed to the rotor 203 and opposed to the stator coil 205 via a radial gap.
  • the housing 207 of the fluid dynamic bearing device 201 is fixed to the inner periphery of the motor base 206, and the rotor 203 is fixed to one end of the shaft portion 221 of the fluid dynamic bearing device 201.
  • a rotating body 202 including a rotor 203 having fixed blades and a rotor magnet 204 fixed to the rotor 203 rotates.
  • the magnetic force in the direction to cancel the thrust can be generated, for example, by disposing the stator coil 205 and the rotor magnet 204 in an axial direction (detailed illustration is omitted). Further, when the rotating body 202 rotates, a radial load acts on the shaft portion 221 and the sleeve portion 222 of the fluid dynamic bearing device 201. This radial load is supported by the radial bearing portion R of the fluid dynamic bearing device 201.
  • FIG. 12 shows a fluid dynamic bearing device 201 according to the first embodiment of the second invention of the present application.
  • This fluid dynamic bearing device 201 includes a shaft portion 221 constituting a rotating side (rotating body 202), a sleeve portion 222 fixed to the outer periphery thereof, and a stationary side housing the sleeve portion 222 and the shaft portion 221 in the inner periphery.
  • a housing 207 and a seal member 209 are provided as main components.
  • the interior space of the housing 207 is filled with lubricating oil 211 (indicated by dense dotted hatching), and in the state shown in FIG. 12, at least the radial bearing gap of the radial bearing portion R and the thrust bearing gap of the thrust bearing portion T.
  • the side on which the seal member 209 is disposed is the upper side and the opposite side in the axial direction is the lower side, but the usage mode of the fluid dynamic pressure bearing device 201 is not limited.
  • the housing 207 has a bottomed cylindrical shape having a cylindrical tube portion 207a and a bottom portion 207b that closes the lower end opening of the tube portion 207a.
  • the tube portion 207a and the bottom portion 207b are integrally formed of metal or resin. ing.
  • the inner peripheral surface of the cylindrical portion 207a is divided into a large diameter inner peripheral surface 207a1 and a small diameter inner peripheral surface 207a2 via a stepped portion, and a seal member 209 is fixed to the large diameter inner peripheral surface 207a1.
  • the small-diameter inner peripheral surface 207a2 has a cylindrical region that forms a radial bearing gap with the outer peripheral surface 222a of the sleeve portion 222 fixed to the shaft portion 221, and the cylindrical region is formed on a smooth surface without unevenness.
  • the inner bottom surface 207b1 of the bottom portion 207b has an annular region that forms a thrust bearing gap with the lower end surface 222c of the sleeve portion 222, and the annular region is formed on a smooth surface without unevenness.
  • the seal member 209 is formed in an annular shape with metal or resin, and is fixed to the large-diameter inner peripheral surface 207a1 of the housing 207 by an appropriate means.
  • a seal gap G that seals the opening of the housing 207 is formed between the inner peripheral surface 209a of the seal member 209 and the outer peripheral surface 221a of the shaft portion 221 that faces the seal member 209. Open to the atmosphere via G.
  • illustration is omitted, in order to effectively prevent lubricating oil leakage through the seal gap G, the outer peripheral surface 221a of the shaft portion 221 adjacent to the seal gap G and the upper end surface of the seal member 209 is in contact with the atmosphere.
  • An oil repellent film may be formed.
  • the shaft portion 221 is formed of a metal material such as stainless steel, and the outer peripheral surface 221a is formed in a smooth cylindrical surface.
  • a rotor 203 having blades is fixed to the upper end portion of the shaft portion 221.
  • the sleeve portion 222 is formed in a cylindrical shape with a porous body, which is a sintered metal porous body whose main component is a metal powder of copper (including a copper-based alloy) or iron (including an iron-based alloy). .
  • the sleeve portion 222 can also be formed of a porous body other than a sintered metal, for example, a porous resin.
  • the sleeve portion 222 is fixed to the outer peripheral surface 221a of the shaft portion 221 by an appropriate means so that the lower end surface 222c is positioned on the outer side (lower side) in the axial direction than the lower end surface 221b of the shaft portion 221. .
  • the rotating body 202 including the sleeve portion 222 includes one or a plurality of communication passages 208 that allow the both end surfaces 222b and 222c of the sleeve portion 222 to communicate with each other.
  • the communication path 208 is formed by the axial groove 222 d 1 formed on the inner peripheral surface 222 d of the sleeve portion 222 and the outer peripheral surface 221 a of the shaft portion 221 having a smooth cylindrical surface shape. Forming.
  • the communication path 208 can also be formed by providing an axial groove on the outer peripheral surface 221a of the shaft portion 221.
  • a cylindrical radial bearing surface that forms a radial bearing gap of the radial bearing portion R between the outer peripheral surface 222a of the sleeve portion 222 and the small-diameter inner peripheral surface 207a2 of the opposing housing 207 is provided.
  • a dynamic pressure generating portion (radial dynamic pressure generating portion) A for generating a dynamic pressure action on the lubricating oil 211 in the radial bearing gap is formed on the radial bearing surface.
  • the radial dynamic pressure generator A in the illustrated example is configured by arranging a plurality of dynamic pressure grooves Aa1 and Ab1 inclined in opposite directions and spaced apart in the axial direction in a herringbone shape.
  • the axial dimension of the upper dynamic pressure groove Aa1 is larger than the axial dimension of the lower dynamic pressure groove Ab1.
  • Each dynamic pressure groove constituting the radial dynamic pressure generating portion A can be molded at the same time as the metal powder green compact that will eventually become the sleeve portion 222 is formed, or the green compact can be sintered. It is also possible to mold the cylindrical sintered body simultaneously with sizing (dimension correction). Moreover, in view of the favorable workability of a sintered metal, it can also form by performing a rolling process etc. to the sintered compact in which the outer peripheral surface was formed in the smooth surface. Further, the radial dynamic pressure generating portion A can be configured by, for example, arranging a plurality of spiral-shaped dynamic pressure grooves in the circumferential direction.
  • the lower end surface 222c of the sleeve portion 222 is provided with an annular thrust bearing surface that forms a thrust bearing gap of the thrust bearing portion T with the inner bottom surface 207b1 of the housing 207 facing each other.
  • a thrust dynamic pressure generating part B for generating a dynamic pressure action on the lubricating oil 211 in the thrust bearing gap as the rotating body 202 rotates is formed on the thrust bearing surface.
  • the thrust dynamic pressure generating portion B is configured by providing a plurality of spiral-shaped dynamic pressure grooves Ba at predetermined intervals in the circumferential direction. When the rotating body 202 rotates, the lubricating oil 211 in the thrust bearing gap is moved to the outer diameter side. It has a pump-out function to push in.
  • the thrust dynamic pressure generating part B can also be configured by arranging herringbone-shaped dynamic pressure grooves at predetermined intervals in the circumferential direction.
  • an axial gap (annular space) 210 containing air is provided between the upper end surface 222b of the sleeve portion 222 and the lower end surface 209b of the seal member 209 facing the sleeve portion 222.
  • the fluid dynamic bearing device 201 is arranged in the posture shown in FIG. 12 (the state where the seal gap G is arranged on the upper side in the vertical direction)
  • the oil surface of the lubricating oil 211 filled in the internal space of the housing 207 is held within the range of the axial gap 210. Accordingly, the amount (volume) of the lubricating oil 211 filled in the internal space of the housing 207 is smaller than the volume of the internal space of the housing 207.
  • the upper end surface 222 b of the sleeve portion 222 is provided with a lubricating oil reservoir 212 that holds the lubricating oil 211.
  • the lubricating oil reservoir 212 is configured by, for example, a concave portion, and in this embodiment, the lubricating oil reservoir 212 is configured by an annular groove 213 that is endless in the circumferential direction.
  • the outer diameter end portion 212 a and the inner diameter end portion of the lubricating oil reservoir 212 are respectively terminated within the range of the upper end surface 222 b of the sleeve portion 222.
  • the outer diameter end portion 212a of the lubricating oil reservoir 212 is on the inner diameter side of the chamfered portion 222e.
  • the inner diameter end of the lubricating oil reservoir 212 is located on the outer diameter side of the chamfered portion 222f.
  • the annular groove 213 may be formed in a rectangular cross-sectional shape in which the groove width (opening dimension) is constant in the entire axial direction, but the annular groove 213 of the present embodiment has the groove width facing upward. It has a cross-sectional shape in the direction of gradually expanding.
  • the outer surface of the annular groove 213 is configured, and a tapered surface (inclined in a direction in which the groove width of the annular groove 213 gradually expands upward) ( (Tapered inner wall surface) 213a, a cylindrical surface (cylindrical inner wall surface) 213b parallel to the axial direction constituting the inner diameter portion of the annular groove 213, and a flat end surface 213c constituting the groove bottom of the annular groove 213.
  • a tapered surface inclined in a direction in which the groove width of the annular groove 213 gradually expands upward
  • (Tapered inner wall surface) 213a a cylindrical surface (cylindrical inner wall surface) 213b parallel to the axial direction constituting the inner diameter portion of the annular groove 213, and a flat end surface 213c constituting the groove bottom of the annular groove 213.
  • it has a trapezoidal cross-sectional form.
  • the groove depth of the annular groove 213 as the lubricating oil reservoir 212 is set larger than the chamfering amounts of the chamfered portions 222e and 222f.
  • the groove depth of the annular groove 213 can be set to 0.2 mm.
  • the annular groove 213 as the lubricating oil reservoir 212 may be formed to have an inner diameter of ⁇ 2.75 mm ⁇ outer diameter of ⁇ 3.55 mm, for example. it can.
  • the cross-sectional shape of the annular groove 213 is not limited to the above-described one.
  • the annular groove 213 is inclined in a direction in which the groove width of the annular groove 213 is gradually enlarged upward.
  • a tapered surface (tapered inner wall surface) 213a constituting the outer diameter portion of the groove 213 and a cylindrical surface (cylindrical inner wall surface) 213b parallel to the axial direction constituting the inner diameter portion of the annular groove 213 are defined.
  • the cross section may be a triangular shape. Although not shown in the drawings, it may have a triangular cross-section defined by two tapered inner wall surfaces inclined in opposite directions.
  • not only one annular groove 213 but also a plurality (two in the illustrated example) may be provided spaced apart from each other in the radial direction as shown in FIG.
  • the dynamic pressure groove Ba and the lubricating oil reservoir 212 are the same as the dynamic pressure grooves constituting the radial dynamic pressure generating portion A, as in the final case. It is also possible to mold the metal powder green compact to be the sleeve portion 222 at the same time as the molding, or at the same time to apply sizing (dimension correction) to the sintered body obtained by sintering the green compact. It can also be molded. Moreover, in view of the favorable workability of the sintered metal, it can also be formed by subjecting a sintered body having both end surfaces formed into smooth surfaces by plastic working such as pressing.
  • the shaft portion 221 and the sleeve portion 222 fixed to the outer periphery thereof are inserted into the inner periphery of the housing 207, and the seal member is attached to the large-diameter inner peripheral surface 207 a 1 of the housing 207.
  • the interior space of the housing 207 is filled (lubricated) with the lubricating oil 211 through the seal gap G using an oiling tool such as a micropipette.
  • the radial bearing surface provided on the outer peripheral surface 222a of the sleeve portion 222 and the housing 207 opposed thereto.
  • a radial bearing gap is formed between the inner peripheral surface 207a2 and the inner diameter surface 207a2.
  • the oil film pressure formed in the radial bearing gap is increased by the dynamic pressure action of the radial dynamic pressure generating part A, thereby forming the radial bearing part R that supports the rotating body 202 in a non-contact manner in the radial direction. Is done.
  • a thrust bearing gap is formed between the thrust bearing surface provided on the lower end surface 222c of the sleeve portion 222 and the inner bottom surface 207b1 of the housing 207 facing the thrust bearing surface.
  • the oil film pressure in the thrust bearing gap is increased by the dynamic pressure action of the thrust dynamic pressure generating part B, and the thrust that supports the rotating body 202 in a non-contact manner (floating support upward) in the thrust direction.
  • a bearing portion T is formed. Note that, as described with reference to FIG. 11, an external force (magnetic force) is applied to the rotating body 202 so as to press the rotating body 202 downward. .
  • the lubricating oil 211 in the radial bearing gap is pushed downward.
  • the lubricating oil 211 interposed in the gap (radial bearing gap) between the outer peripheral surface 222a of the sleeve portion 222 and the inner peripheral surface 207a2 of the housing 207 flows downward, and the thrust bearing portion
  • the thrust bearing gap of T ⁇ the communication path 208 ⁇ circulates through a path of an axial gap 210 between the upper end face 222b of the sleeve portion 222 and the lower end face 209b of the seal member 209, and again into the radial bearing gap of the radial bearing portion R. Be drawn.
  • the thrust dynamic pressure generating portion B has a pump-in function of pushing the lubricating oil 211 in the thrust bearing gap into the inner diameter side, so that the flow circulation of the lubricating oil 211 is promoted.
  • the lubricating oil pool is formed on the upper end surface 222b of the sleeve portion 222 that forms the axial gap 210 including air between the lower end surface 209b of the seal member 209.
  • An annular groove 213 as 212 is provided. In this way, even if the gap width of the axial gap 210 is reduced, a large amount of lubricating oil 211 can be held in the axial gap 210 between the sleeve portion 222 and the seal member 209.
  • the formation mode of the lubricating oil reservoir 212 affects the clearance width of the radial bearing gap. There is no effect. Therefore, the depth dimension of the lubricating oil reservoir 212 can be arbitrarily set (sufficiently increased) as long as the workability is not adversely affected.
  • the gap width of the axial gap 210 can be sufficiently reduced, and the fluid dynamic bearing device 201 can be made compact in the axial direction through this.
  • the lubricating oil reservoir 212 is provided on the upper end surface 222b of the sleeve portion 222, the lubricating oil retained in the lubricating oil reservoir 212 as the sleeve portion 222 constituting the rotating side (rotating body 202) rotates. 211 can be scattered to the outer diameter side and supplied to the radial bearing gap of the radial bearing portion R.
  • the lubricating oil reservoir 212 is constituted by the annular groove 213, the lubricating oil 211 can be uniformly supplied to the entire circumferential direction of the radial bearing gap, and the outside of the annular groove 213 is also removed.
  • the lubricating oil 211 held by the annular groove 213 is It is easy to scatter to the outer diameter side when the sleeve portion 222 rotates. Therefore, when the rotating body 202 including the sleeve portion 222 is rotated, the lubricating oil 211 can be efficiently supplied toward the radial bearing gap.
  • the seal member 209 is fixed to the large-diameter inner peripheral surface 207a1 of the housing 207, and the seal gap G is formed between the outer peripheral surface 221a of the shaft portion 221 and the inner peripheral surface 209a of the seal member 209. Even if the lubricating oil 211 held in the lubricating oil reservoir 212 is scattered to the outer diameter side when the rotating body 202 is rotated, the scattered lubricating oil 211 does not leak out of the apparatus through the seal gap G.
  • an external force that presses the sleeve portion 222 downward (supports it in the thrust other direction) is applied to the sleeve portion 222.
  • the external force is applied by a magnetic force, and this magnetic force is fixed to the stator coil 205 fixed to the motor base 206 holding the stationary housing 207 and the rotating body 202 including the sleeve portion 222.
  • the rotor magnet 204 is provided by being shifted in the axial direction.
  • Various motors in which this type of fluid dynamic bearing device 201 is incorporated include a rotor magnet 204 and a stator coil 205 as essential components. Therefore, if the said structure is employ
  • the fluid dynamic bearing device 201 according to the embodiment of the present invention has been described above, but various changes can be made to each part of the fluid dynamic bearing device 201 without departing from the gist of the present invention. .
  • the lubricating oil reservoir 212 to be provided on the upper end surface 222b of the sleeve portion 222 can be configured by an arc groove or an infinite number of concave portions (dimples) in addition to the annular groove 213 described above.
  • the radial bearing portion for supporting the rotating body 202 including the sleeve portion 222 in the radial direction can be provided at two positions in the axial direction (radial bearing portions R1, R2). ).
  • cylindrical radial bearing surfaces that form radial bearing gaps between the small-diameter inner peripheral surface 207 a 2 of the housing 207 facing each other are provided at two axial positions on the outer peripheral surface 222 a of the sleeve portion 222.
  • dynamic pressure generating portions radial dynamic pressure generating portions
  • A1 and A2 for generating a dynamic pressure action on the lubricating oil 211 in the radial bearing gap are formed.
  • the radial dynamic pressure generating portion A1 formed on the upper radial bearing surface is configured by arranging a plurality of dynamic pressure grooves Aa1 and Ab1 inclined in opposite directions and spaced apart in the axial direction in a herringbone shape.
  • the radial dynamic pressure generating portion A2 formed on the side radial bearing surface is configured by arranging a plurality of dynamic pressure grooves Aa2 and Ab2 inclined in opposite directions and spaced apart in the axial direction in a herringbone shape.
  • the axial dimension of the upper dynamic pressure groove Aa1 is larger than the axial dimension of the lower dynamic pressure groove Ab1.
  • the upper dynamic pressure groove Aa2 and the lower dynamic pressure groove Ab2 have the same axial dimension, and constitute the upper radial dynamic pressure generating part A1. This is equal to the axial dimension of the dynamic pressure groove Ab1.
  • the radial dynamic pressure generators A1 and A2 are provided apart from each other in the axial direction, but these may be provided continuously in the axial direction. Further, the annular regions of the hills provided between the dynamic pressure grooves Aa1 and Ab1 and between the dynamic pressure grooves Aa2 and Ab2 are omitted, and the dynamic pressure grooves Aa1 and Ab1 and the dynamic pressure grooves Aa2 and Ab2 are omitted. May be continued in a V shape.
  • the housing 207 in which the cylindrical portion 207a and the bottom portion 207b that closes the lower end opening are integrally used is used, and the seal gap G that seals the upper end opening of the housing 207 is formed in the housing 207 (
  • the housing 207 is formed by the inner peripheral surface 209a of the seal member 209 fixed to the inner peripheral surface of the cylindrical portion 207a).
  • the housing 207 has a bottom portion 207b that closes the cylindrical portion 207a and its lower end opening. It is also possible to use one provided separately.
  • a seal portion 207c as a seal member that forms the seal gap G is provided integrally with the cylindrical portion 207a.
  • a seal gap G is formed between the inner peripheral surface 207c1 of the seal portion 207c and the outer peripheral surface 221a of the shaft portion 221.
  • An axial gap 210 containing air is formed between the lower end surface 207c2 of the seal portion 207c and the upper end surface 222b of the sleeve portion 222.
  • the housing 207 provided separately from the motor base 206 is fixed to the inner periphery of the motor base 206. However, a portion corresponding to the motor base 206 is integrated with the housing 207. It can also be provided (not shown).
  • the radial dynamic pressure generating portions A, A1, and A2 are formed on the outer peripheral surface 222a of the sleeve portion 222 in view of good workability of the sleeve portion 222 made of a porous body.
  • the dynamic pressure generating portion may be formed on the inner peripheral surface 207a2 of the opposing housing 207.
  • the radial bearing portion can be constituted by other known dynamic pressure bearings such as a so-called multi-arc bearing, a step bearing, and a wave bearing.
  • the thrust dynamic pressure generating portion B may be formed not on the lower end surface 222c of the sleeve portion 222 but on the inner bottom surface 207b1 of the housing 207 facing this.
  • the thrust bearing portion T can also be constituted by other known dynamic pressure bearings such as so-called step bearings and corrugated bearings.
  • the rotor magnet 204 and the stator coil 205 are arranged so as to be shifted in the axial direction, thereby pressing the rotating body 202 including the sleeve portion 222 downward (supporting in the other direction of thrust).
  • means for applying such external force to the rotating body 202 is not limited to the above. Although illustration is omitted, for example, the magnetic force can be applied to the rotating body 202 (rotor 203) by disposing the magnetic member opposite to the rotor magnet 204 in the axial direction.
  • the magnetic force magnetic attractive force
  • the present invention is applied to the fluid dynamic bearing device 201 in which the rotor 203 having blades is fixed to the shaft portion 221 .
  • the present invention is replaced with the rotor 203 having blades.
  • the present invention can also be preferably applied to a disk hub having a disk mounting surface or a fluid dynamic bearing device 201 in which a polygon mirror is fixed to a shaft portion 221. That is, the present invention is not limited to a fan motor as shown in FIG. 11, but is a fluid motion incorporated in other electric equipment motors such as a spindle motor for a disk device and a polygon scanner motor for a laser beam printer (LBP).
  • the present invention can also be preferably applied to the pressure bearing device 201.
  • the configuration shown in the embodiment of the first invention of the present application described above and the configuration shown in the embodiment of the second invention of the present application can be appropriately combined.
  • the lubricant reservoir 212 (see FIG. 12) formed on the upper end surface 222b of the sleeve portion 222 of the fluid dynamic bearing device 201 according to the second invention of the present application is used as the fluid dynamic bearing according to the embodiment of the first invention of the present application.

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Abstract

　本発明は、軸部材（２）と、内周に軸部材（２）が挿入された軸受部材（ハウジング（７））と、ハウジング（７）の開口部から内径側に突出した第１シール部材（８）と、第１シール部材（８）の下方に設けられ、軸部材（２）の外周面（２１ａ）から外径側に突出し、外径端が第１シール部材（８）の内径端よりも外径側に配された第２シール部材（９）とを備え、第２シール部材（９）の下側端面（９ｄ）が面する第１バッファ空間（Ｓ１）を形成すると共に、第２シール部材（９）の上側端面（９ｃ）と第１シール部材（８）の下側端面（８ａ）との間に第２バッファ空間（Ｓ２）を形成し、両バッファ空間（Ｓ１，Ｓ２）を第２シール部材（９）の外径側で連通した流体動圧軸受装置に関する。本発明は、これにより、幅方向寸法を縮小すること、及び、油漏れを確実に防止することが可能となる。

Description

流体動圧軸受装置及びこれを備えたモータ
　本発明は、流体動圧軸受装置及びこれを備えたモータに関する。
　流体動圧軸受装置は、軸部材の外周面と軸受部材の内周面との間のラジアル軸受隙間に生じる油膜の圧力（動圧作用）により、軸部材を相対回転自在に非接触支持するものである。流体動圧軸受装置は、その高回転精度および静粛性から、情報機器（例えば、ＨＤＤ等の磁気ディスク駆動装置、ＣＤ－ＲＯＭ、ＣＤ－Ｒ／ＲＷ、ＤＶＤ－ＲＯＭ／ＲＡＭ、ブルーレイディスク等の光ディスク駆動装置、ＭＤ、ＭＯ等の光磁気ディスク駆動装置）のスピンドルモータ、レーザビームプリンタ（ＬＢＰ）のポリゴンスキャナモータ、プロジェクタのカラーホイール、あるいは電気機器の冷却ファン等に使用されるファンモータなどの小型モータ用として好適に使用可能である。
　流体動圧軸受装置では、通常、軸受部材の開口部に油漏れを防止するためのシール機構が設けられる。例えば下記の特許文献１に示されている流体動圧軸受装置では、ハウジングの開口部にシール部材を設け、シール部材の内周面と軸部の外周面との間に、下方へ向けて隙間幅を徐々に狭くした断面楔形状のシール空間（いわゆるテーパシール）を形成することで、油漏れを防止している。
　また、特許文献１は、軸部材の外周に固定され、軸部材と共に回転側を構成する焼結金属製のスリーブ部の外周面と、スリーブ部を内周に収容した静止側のハウジングの内周面との間にラジアル軸受部のラジアル軸受隙間が形成される流体動圧軸受装置を開示している。この場合、ハウジングの内周に固定したスリーブ部の内周面と軸部材の外周面との間にラジアル軸受隙間が形成される流体動圧軸受装置（例えば、特許文献２）に比べ、ラジアル荷重の支持能力（ラジアル軸受部の軸受剛性）を高めることができる。
　また、特許文献１の流体動圧軸受装置では、スリーブ部の一端面及び他端面で、スリーブ部を含む回転側をスラスト一方向及び他方向に非接触支持するスラスト軸受部のスラスト軸受隙間がそれぞれ形成されるため、ハウジングの内部空間が潤滑油で満たされる。しかしながら、この場合、流体動圧軸受装置の組み立て後に真空含浸等の煩雑な手法を用いてハウジングの内部空間を潤滑油で満たし、かつ潤滑油の油面を高精度に管理（潤滑油量を微調整）する必要がある。そのため、流体動圧軸受装置の更なる低コスト化の要請に対応することが難しい。
　そこで、本出願人（本願発明者）は、回転側のスリーブ部の一端面と、静止側のハウジングの内底面との間に潤滑油で満たされたスラスト軸受隙間を形成すると共に、回転側のスリーブ部の他端面と、これに対向配置された静止側のシール部材との間に空気を含む軸方向隙間を形成する流体動圧軸受装置を提案している（特許文献３）。この流体動圧軸受装置では、例えばマイクロピペット等の給油具を用いてハウジングの内部空間に注油するだけでも、ハウジングの内部空間に必要量の潤滑油を介在させることができる。そのため、高精密な油面の調整・管理作業が不要となり、これを通じて軸受装置の製造コストを低廉化することが可能となる。
特開２００７－２４０８９号公報 特開２００３－３３６６３６号公報 特開２０１４－１７８１号公報
　近年、ノートパソコンやタブレット型モバイル端末の薄型化が進み、これらの情報機器に使用される冷却用ファンモータにはさらなる薄型化が要求されている。これに伴い、この種のモータに組み込まれる流体動圧軸受装置に対してもさらなる薄型化（軸方向寸法の縮小）が求められている。
　例えば、上記特許文献１の流体動圧軸受装置において、ラジアル軸受面（ラジアル軸受隙間を形成する面。以下同様。）が設けられる軸受スリーブの軸方向寸法を縮小すれば、その分、流体動圧軸受装置の軸方向寸法を縮小することができる。しかし、この場合、ラジアル軸受面の面積が縮小されるため、軸受剛性が低下してしまう。
　あるいは、ハウジングの開口部に設けられたシール部材の軸方向寸法を縮小すれば、その分、流体動圧軸受装置の軸方向寸法を縮小することができる。しかし、上記特許文献１では、シール部材の内周面でテーパシールを形成しているため、シール部材の軸方向寸法を縮小すると、シール空間の容積が大幅に減少し、ハウジングの内部に満たされた油の体積変化を吸収できず、油漏れが生じる恐れがある。
　そこで、例えば図１０に示すように、軸受部材１０７の開口部にシール部材１０９を固定し、このシール部材１０９と、軸部１２１の外周に固定されたスリーブ１２２との軸方向間にバッファ空間Ｓ’（上記特許文献３では軸方向隙間）を設ければ、テーパシールよりも小さい軸方向寸法で所望の容積を確保することができる。これにより、バッファ空間の容積を確保しながら、流体動圧軸受装置の軸方向寸法を縮小することが可能となる。しかし、テーパシールを廃止することで油の保持機能が低下するため、流体動圧軸受装置を倒立姿勢（シール部材１０９が下方に配される姿勢）にしたときや、流体動圧軸受装置に衝撃が加わったとき、あるいは高温により油の粘度が低下したときに、シール部材１０９と軸部１２１との間の隙間Ｇ’から油が漏れる恐れがある。
　以上の事情に鑑み、本発明が解決すべき第一の課題は、流体動圧軸受装置の軸方向寸法の縮小を図ると共に、油漏れを確実に防止することにある。
　また、上述のように、流体動圧軸受装置を薄型化するために、ハウジングやスリーブ部等の軸方向寸法を短縮すると、ラジアル軸受部の軸受剛性が低下する。回転側の回転に伴って流体動圧軸受装置のラジアル軸受部に作用する荷重（ラジアル荷重）が減少するのであれば、ラジアル軸受部の軸受剛性が低下しても特段問題は生じない。しかしながら、超薄型のノート型ＰＣ用のファンモータは、従来のファンモータと同等の冷却性能を確保すべく大型のファン（羽根）を採用する場合が多いため、流体動圧軸受装置のラジアル軸受部で支持すべき荷重は、減少するというよりもむしろ増大する傾向にある。そのため、ラジアル軸受部の軸受剛性を犠牲にする上記の対策を採ることは得策ではない。
　そこで、本願発明者は、特許文献３に開示された流体動圧軸受装置（図１０参照）において、空気を含む軸方向隙間の隙間幅（軸方向寸法）を小さくすることを検討した。しかしながら、上記軸方向隙間の隙間幅を単に小さくするだけでは、ハウジングの内部空間への注油作業時、さらには流体動圧軸受装置の運転時に、油漏れが生じ易くなる。ハウジングの内部空間への注油量を少なくすれば、油漏れが生じる可能性を可及的に減じることはできるが、特にラジアル軸受隙間に十分量の潤滑油を介在させることができず、必要とされる軸受性能を安定的に発揮することが難しくなる。
　以上の実情に鑑み、本発明が解決すべき第二の課題は、薄型化（軸方向のコンパクト化）を実現しつつも、必要とされる軸受性能を安定的に発揮することのできる流体動圧軸受装置を提供することにある。
［本願第一発明］
　上記第一の課題を解決するために、本願第一発明は、軸部材と、内周に前記軸部材が挿入され、少なくとも軸方向一方側の端部に開口部を有する軸受部材と、前記軸部材の外周面と前記軸受部材の内周面との間のラジアル軸受隙間の油膜に生じる動圧作用で前記軸部材をラジアル方向に支持するラジアル軸受部と、前記軸受部材の開口部から内径側に突出し、前記軸部材の外周面と半径方向隙間を介して対向した第１シール部材と、前記第１シール部材の軸方向他方側に設けられ、前記軸部材の外周面から外径側に突出し、外径端が前記第１シール部材の内径端よりも外径側に配された第２シール部材と、前記第２シール部材の軸方向他方側の端面が面する第１バッファ空間と、前記第２シール部材の軸方向一方側の端面と前記第１シール部材の軸方向他方側の端面との間に形成され、前記第２シール部材の外径側で前記第１バッファ空間と連通した第２バッファ空間とを備えた流体動圧軸受装置を提供する。
　このように、第１シール部材の軸方向他方側にバッファ空間を設けることにより、テーパシールと比べて小さい軸方向寸法で所望の容積を確保できるため、その分だけ流体動圧軸受装置の軸方向寸法を縮小することができる。この場合、バッファ空間に保持された油が、第１シール部材と軸部材の外周面との間の半径方向隙間から漏れ出す恐れが懸念される。そこで、上記のように、第１シール部材の軸方向他方側に、軸部材の外周面から外径に突出した第２シール部材を設けることで、第２シール部材の外径側を回り込むラビリンスシールが形成される。具体的には、バッファ空間が、第２シール部材の軸方向他方側の端面が面する第１バッファ空間と、第１シール部材の軸方向他方側の端面と第２シール部材の軸方向一方側の端面との間の第２バッファ空間とに区画され、第１バッファ空間と第２バッファ空間とが第２シール部材の外径側で連通することで、ラビリンスシールが構成される。このラビリンスシールにより、第１シール部材と軸部材との間の半径方向隙間から外部への油漏れを防止できる。
　上記の流体動圧軸受装置において、軸部材に、軸部及びその外径側に設けられたスリーブ部を設ければ、前記スリーブ部の外周面と前記軸受部材の内周面との間に前記ラジアル軸受隙間を形成することができる。このように、スリーブ部の外周面にラジアル軸受面を設けることで、軸部の外周面にラジアル軸受面を設ける場合と比べて、ラジアル軸受面が大径化されて面積が拡大されるため、軸受剛性を確保しながら、スリーブ部の軸方向寸法、ひいては流体動圧軸受装置の軸方向寸法を縮小することが可能となる。しかし、この場合、衝撃荷重等により軸部材が第１シール部材側（軸受部材の開口側）に軸方向移動することで、軸部材のスリーブ部の端面全体で油が軸受部材の開口側に押し込まれるため、第１シール部材と軸部との間の半径方向隙間から油漏れが生じる恐れが高くなる。従って、このような構成の流体動圧軸受装置では、上記のようにラビリンスシールを形成して油漏れの防止を図ることが特に望ましい。具体的には、前記軸部の外周面に前記第２シール部材を固定し、前記軸部の外周面と前記第１シール部材との間に前記半径方向隙間を形成し、前記スリーブ部の軸方向一方側の端面と前記第２シール部材の軸方向他方側の端面との間に前記第１バッファ空間を形成することが好ましい。
　第１シール部材と第２シール部材との間に形成される第２バッファ空間は、第１シール部材と軸部材との間の半径方向隙間に隣接している。このため、第２バッファ空間まで油が達すると、第１バッファ空間に油が留まっている場合と比べて、前記半径方向隙間から外部への油漏れの懸念が高まる。そこで、上記の流体動圧軸受装置において、前記軸受部材を静止側、前記軸部材を回転側とすれば、軸部材と共に第２シール部材が回転するため、前記第２バッファ空間に達した油が、遠心力により外径側、すなわち前記半径方向隙間から離反する側に誘導され、前記半径方向隙間から外部への油漏れをより確実に防止できる。この場合、第２シール部材の軸方向一方側の端面に外径側に向けて延びる溝を形成すれば、溝に入った油が遠心力で外径側に飛ばされるため、第２バッファ空間の油を外径側に誘導する効果が高められる。
　また、第１シール部材の軸方向他方の端面（第２シール部材と対向する端面）に、外径へ向けて周方向幅が徐々に狭くなる溝を形成すれば、この半径方向溝の毛細管力により、第２バッファ空間の油を外径側に誘導することができるため、油漏れをより一層確実に防止することができる。
　軸部材は、例えば、スリーブ部の内周に、これと別体に形成された軸部を固定することで形成される。この場合、スリーブ部の内周面の軸方向一方（第２シール部材側）の端部に、半径方向寸法より軸方向寸法の方が大きい面取り部を設ければ、この面取り部と軸部との間に、軸方向一方側へ向けて半径寸法を徐々に大きくした断面楔形状の空間が形成される。これにより、毛細管力で断面楔形状の空間の奥側（幅狭側）に油が引き込まれるため、第１シール部材と軸部との間の半径方向隙間からの油漏れをより確実に防止できる。
［本願第二発明］
　上記の第二の課題を解決するために創案された本発明は、多孔質材料で形成され、軸方向両側に端面を有する回転側のスリーブ部と、軸方向一方側が閉塞された有底筒状をなし、スリーブ部を内周に収容した静止側のハウジングと、スリーブ部の軸方向他方側の端面と対向配置され、ハウジングの開口部をシールするためのシール隙間を形成するシール部材と、スリーブ部の外周面とハウジングの内周面との間に形成されるラジアル軸受隙間と、スリーブ部の軸方向一方側の端面とハウジングの内底面との間に形成されるスラスト軸受隙間とを備え、ラジアル軸受隙間及びスラスト軸受隙間が潤滑油で満たされ、ラジアル軸受隙間及びスラスト軸受隙間に形成される油膜でスリーブ部がラジアル方向及びスラスト方向にそれぞれ支持されると共に、互いに対向するスリーブ部の軸方向他方側の端面とシール部材の軸方向一方側の端面との間に空気を含む軸方向隙間を介在させた流体動圧軸受装置において、スリーブ部の軸方向他方側の端面に潤滑油溜りを設け、この潤滑油溜りの外径側の端部を上記軸方向他方側の端面の範囲内で終端させたことを特徴とする。
　上記のように、空気を含む軸方向隙間を形成するスリーブ部の軸方向他方側の端面（他端面）に潤滑油溜りを設けておけば、上記軸方向隙間の隙間幅を小さくしても、スリーブ部とシール部材との間に多くの潤滑油を保持することができる。特に、潤滑油溜りの外径側の端部を、スリーブ部の他端面の範囲内（スリーブ部の他端外周縁部に面取りを設ける場合には、面取りよりも内径側）で終端させていることから、潤滑油溜りの形成態様がラジアル軸受隙間の隙間幅等に影響を及ぼすことはない。そのため、潤滑油溜りの深さ寸法は、加工性に悪影響を及ぼさない範囲で任意に設定する（十分に大きくする）ことができる。これにより、スリーブ部とシール部材との間には、シール隙間を介しての注油作業時にも油漏れが生じる可能性を可及的に減じることができ、しかも、所定の軸受性能を安定的に発揮可能とするために必要な量の潤滑油を介在させることができる。以上より、上記軸方向隙間の隙間幅を十分に縮小することができ、これを通じて流体動圧軸受装置を軸方向にコンパクト化することができる。
　また、スリーブ部の他端面に潤滑油溜りを設けておけば、回転側を構成するスリーブ部が回転するのに伴って、潤滑油溜りで保持した潤滑油を外径側に飛散させ、ラジアル軸受隙間に供給することができる。これにより、ラジアル軸受隙間における油膜切れを防止してラジアル軸受部の軸受性能を高いレベルで維持することができる。以上のことから、本発明によれば、軸方向のコンパクト化を実現しつつも、必要とされる軸受性能を安定的に発揮することのできる流体動圧軸受装置を提供することができる。
　潤滑油溜りを画成する内壁面のうち、潤滑油溜りの外径部を画成する部分は、潤滑油溜りの開口寸法を軸方向他方側に向けて漸次拡大させる方向に傾斜したテーパ面に形成するのが好ましい。潤滑油溜りで保持した潤滑油を、スリーブ部が回転するのに伴って外径側に飛散させ易くなり、回転側の回転時におけるラジアル軸受隙間への潤滑油供給能力が向上するからである。
　上記態様で潤滑油溜りを設けることにより奏される作用効果を考慮すると、潤滑油溜りは環状溝で構成するのが好ましい。この環状溝は、一本のみ設けても良いし、径方向に相互に離間して複数本設けても良い。
　上記構成において、スリーブ部に、スリーブ部を軸方向一方側に押し付ける外力を作用させれば、スリーブ部をスラスト両方向に支持することが可能となる。そのため、スラスト軸受隙間に形成される油膜によるスラスト一方向の荷重支持能力が過大となり、これに伴って、スラスト方向の支持精度が不安定化するような事態を可及的に回避することができる。
　上記外力は、例えば磁力で与えることができる。この磁力は、例えば、モータの静止側に設けられるステータコイルと、モータの回転側に設けられるロータマグネットとを軸方向にずらして配置することによって与えることができる。この種の流体動圧軸受装置が組み込まれる各種モータは、通常、ロータマグネットとステータコイルとを必須の構成部材として備える。従って、上記外力を特段のコスト増を招くことなく安価に付与することができる。
　以上の構成において、スリーブ部を外周に固定した軸部材の外周面と、ハウジングと一体又は別体に設けたシール部材の内周面との間に、ハウジングの開口部をシールするシール隙間を形成することができる。このようにすれば、潤滑油溜りに保持された潤滑油がスリーブ部の回転に伴って外径側に飛散した際に、この飛散した潤滑油がシール隙間を介して装置外部に漏れ出すような事態を効果的に防止することができる。
　以上の構成において、ラジアル軸受隙間を介して対向するハウジングの内周面とスリーブ部の外周面の何れか一方又は双方には、ラジアル軸受隙間内の潤滑油に動圧作用を発生させる動圧発生部（ラジアル動圧発生部）を設けることができる。
　ラジアル動圧発生部は、スリーブ部の回転時にラジアル軸受隙間内の潤滑油をスラスト軸受隙間側に押し込む形状とするのが好ましい。スラスト軸受隙間における油膜切れを可及的に防止し、スラスト一方向の回転精度の安定化を図ることができるからである。
　回転側には、スリーブ部の両端面を連通させる連通路を設けることができる。このような連通路を設けておくことにより、軸受装置の運転中に、ハウジングの内部空間に介在する潤滑油を積極的に流動循環させること可能となるので、軸受装置内部の圧力バランスの崩れや、各軸受隙間における潤滑油不足に起因した軸受性能の低下を効果的に防止することができる。
　以上で示した本発明に係る流体動圧軸受装置は、以上で示した種々の特徴を有することから、例えばＰＣ用のファンモータや、ディスク駆動装置用のスピンドルモータ等の各種モータに組み込んで好適に使用することができ、しかも各種モータの低コスト化に寄与することができる。
　以上のように、本願第一発明によれば、第１シール部材の軸方向他方側にバッファ空間（第１及び第２バッファ空間）を設けることで、流体動圧軸受装置の軸方向寸法を縮小することができる。また、第２シール部材を設けることで、バッファ空間において第２シール部材の外径側を回り込むラビリンスシールが形成されるため、油漏れを確実に防止することができる。
　また、本願第二発明によれば、一層の薄型化（軸方向寸法の短縮）を実現しつつも、必要とされる軸受性能を安定的に発揮することのできる流体動圧軸受装置を低コストに提供することができる。
本願第一発明の一実施形態に係る流体動圧軸受装置が組み込まれたファンモータの断面図である。 上記流体動圧軸受装置の断面図である。 上記流体動圧軸受装置に設けられた軸部材のスリーブ部の側面図である。 上記スリーブ部の下面図である。 図２を拡大した断面図である。 本願第一発明の他の実施形態に係る第２シール部材の上面図である。 本願第一発明のさらに他の実施形態に係る流体動圧軸受装置の第１シール部材の下面図である。 図７（ａ）のＢ－Ｂ線における断面図である。 図７（ａ）のＣ－Ｃ線における断面図である。 本願第一発明のさらに他の実施形態に係る軸部材の断面図である。 本願第一発明のさらに他の実施形態に係る流体動圧軸受装置の断面図である。 比較例に係る流体動圧軸受装置の断面図である。 ファンモータの一構成例を概念的に示す断面図である。 本願第二発明の第１実施形態に係る流体動圧軸受装置を示す断面図である。 図１２に示すスリーブ部の下端面を示す平面図である。 図１２に示すスリーブ部の上端面を示す平面図である。 図１４に示した潤滑油溜りの断面図である。 潤滑油溜りの変形例を示す断面図である。 変形例に係るスリーブ部の上端面を示す平面図である。 本願第二発明の第２実施形態に係る流体動圧軸受装置を示す断面図である。 本願第二発明の第３実施形態に係る流体動圧軸受装置を示す断面図である。 本願第一発明のさらに他の実施形態に係る流体動圧軸受装置の断面図である。
　以下、本願第一発明の実施形態を、図１～図９に基づいて説明する。
　図１に、本願第一発明の一実施形態に係る流体動圧軸受装置１が組み込まれたファンモータを示す。このファンモータは、軸部材２を回転自在に支持する流体動圧軸受装置１と、流体動圧軸受装置１の静止側（軸受部材）に取り付けられたケーシング６と、流体動圧軸受装置１の回転側（軸部材２）に取り付けられたロータ３と、半径方向のギャップを介して対向させたステータコイル４およびマグネット５とを備えている。ステータコイル４はケーシング６に取り付けられ、マグネット５はロータ３に取り付けられる。ロータ３には、複数のファン３ａが一体に設けられる。ステータコイル４に通電すると、ステータコイル４とマグネット５との間の電磁力でマグネット５及びロータ３が回転し、ファン３ａにより気流が発生する。このようなファンモータは、例えば情報機器、特にノートパソコンやタブレット型端末に組み込まれる冷却用ファンモータとして用いられる。尚、本実施形態のファンモータは、外径方向（例えば紙面奥側あるいは手前側）に向けて気流を発生させる遠心ファンであるが、これに限らず、軸方向の気流を発生させる軸流ファンであってもよい。
　流体動圧軸受装置１は、図２に示すように、軸部材２と、軸受部材としてのハウジング７と、第１シール部材８と、第２シール部材９とを備える。尚、以下の説明では、軸方向において、軸部材２がハウジング７から突出している側を上方、その反対側を下方と言うが、これは流体動圧軸受装置１の使用態様を限定する趣旨ではない。
　軸部材２は、軸部２１と、軸部２１の外径側に設けられたスリーブ部２２とを備える。図示例では、軸部２１とスリーブ部２２が別体に形成され、軸部２１の外周面２１ａとスリーブ部２２の内周面２２ｄとが、圧入、隙間接着、接着剤介在下での圧入、溶接、溶着等の適宜の手段で固定される。
　軸部２１は、例えばステンレス鋼等の溶製材を切削加工することにより、円柱状に形成される。軸部２１の外周面２１ａのうち、少なくともスリーブ２２が固定される領域は、凹凸の無い平滑な円筒面とされる。図示例では、軸部２１の外周面２１ａの全域が、平滑な円筒面となっている。尚、軸部２１の外周面２１ａのうち、第２シール部材９が固定される領域に、周方向の溝（例えば環状溝）を設けてもよい。
　スリーブ部２２は、金属、例えば焼結金属、具体的には銅鉄系の焼結金属で略円筒状に形成される。この他、スリーブ部２２を、他の焼結金属や、溶製材、あるいは樹脂で形成してもよい。スリーブ部２２の外周面２２ａには、ラジアル軸受隙間の潤滑油に動圧作用を発生させるラジアル動圧発生部が形成される。本実施形態では、図３に示すように、スリーブ部２２の外周面２２ａの軸方向に離隔した２箇所に、ラジアル動圧発生部として、ヘリングボーン形状の動圧溝２２ａ１，２２ａ２が形成される。動圧溝２２ａ１，２２ａ２は、例えば転造加工により成形される。上側の動圧溝２２ａ１は、軸方向で非対称形状とされ、具体的には、クロスハッチングで示す丘部の軸方向中央の環状領域よりも上側領域の軸方向寸法Ｌ１が下側領域の軸方向寸法Ｌ２よりも大きくなっている（Ｌ１＞Ｌ２）。これにより、ラジアル軸受隙間の潤滑油を下向きに押し込むポンピング力が発生する。一方、下側の動圧溝２２ａ２は軸方向対称形状とされる。尚、図示例では、ラジアル動圧発生部（動圧溝２２ａ１，２２ａ２）を軸方向に離隔して設けているが、これらを軸方向に連続して設けてもよい。また、各動圧溝２２ａ１，２２ａ２の軸方向略中央部に設けられた丘部の環状領域を省略し、各動圧溝２２ａ１，２２ａ２をＶ字状に連続させてもよい。
　スリーブ部２２の下側端面２２ｂには、スラスト軸受隙間に満たされた潤滑油に動圧作用を発生させるスラスト動圧発生部が形成される。本実施形態では、スリーブ部２２の下側端面２２ｂに、スラスト軸受隙間の油を外径側に押し出すポンプアウト型のスラスト動圧発生部が設けられる。具体的には、例えば図４に示すように、スラスト動圧発生部として、ポンプアウト型のスパイラル形状の動圧溝２２ｂ１が形成される。動圧溝２２ｂ１は、例えばプレス加工により型成形される。スリーブ部２２の上側端面２２ｃは、平滑な平坦面とされる。
　スリーブ部２２の内周面２２ｄには、軸方向全長にわたって軸方向溝２２ｄ１が形成される（図２参照）。軸方向溝２２ｄ１の本数は任意であり、本実施形態では複数（例えば３本）の軸方向溝２２ｄ１が円周方向等間隔に配される（図４参照）。
　ハウジング７は、図２に示すように、内周に軸部材２が挿入された円筒状の側部７ａと、側部７ａの下端開口部を閉塞する底部７ｂとを有する。本実施形態では、ハウジング７の側部７ａ及び底部７ｂが、金属あるいは樹脂で一体に形成される。ハウジング７の側部７ａには、小径内周面７ａ１と、小径内周面７ａ１の上方に設けられた大径内周面７ａ２と、これらを連続する肩面７ａ３とが設けられる。
　第１シール部材８は、ハウジング７の側部７ａの内周面の上端に設けられる。図示例では、第１シール部材８が、側部７ａの大径内周面７ａ２から内径向きに突出して設けられる。第１シール部材８は、軸心に軸方向の孔を有する円盤状を成し、金属あるいは樹脂で形成される。本実施形態では、第１シール部材８が、外径側に設けられた厚肉部８１と、内径側に設けられた薄肉部８２とを有する。第１シール部材８の外周面８ｂは、ハウジング７の側部７ａの大径内周面７ａ２に、圧入、接着、接着剤介在下での圧入等の適宜の手段で固定される。第１シール部材８の下側端面８ａの外周部は、ハウジング７の側部７ａの肩面７ａ３に当接している。図５に拡大して示すように、第１シール部材８の内周面８ｃには、円筒面８ｃ１と、円筒面８ｃ１の上下両側に設けられた面取り部８ｃ２とが設けられる。第１シール部材８の内周面８ｃと軸部材２の軸部２１の外周面２１ａとの間には、半径方向隙間Ｇが設けられる。第１シール部材８の下側端面８ａと軸部材２のスリーブ部２２の上側端面２２ｃとの間には、バッファ空間Ｓが形成される。
　第２シール部材９は、第１シール部材８と軸部材２のスリーブ部２２との軸方向間（バッファ空間Ｓ）に設けられる。第２シール部材９は、軸方向と直交する方向に延びる円盤状を成す。第２シール部材９は、金属あるいは樹脂で形成される。第２シール部材９の内周面９ａは、軸部材２の軸部２１の外周面２１ａに、圧入、接着、溶接等の手段で固定される。第２シール部材９の外径端（外周面９ｂ）は、第１シール部材８の内径端（内周面８ｃ）よりも外径側に配される。第２シール部材９の上側端面９ｃは、第１シール部材８の下側端面８ａと軸方向に対向している。第２シール部材９の下側端面９ｄは、軸部材２のスリーブ部２２の上側端面２２ｃと軸方向に対向している。第２シール部材９の上側端面９ｃ又は下側端面９ｄ、あるいはこれらの双方には、撥油性を有するコーティングを施してもよい。または、第２シール部材９を、撥油性を有する材料（例えばフッ素樹脂）で形成してもよい。
　図示例では、第１バッファ空間Ｓ１の軸方向寸法が第２バッファ空間Ｓ２の軸方向寸法よりも大きい。この場合、後述するスラスト軸受部Ｔのスラスト軸受隙間が適正範囲にあるときに、第２シール部材９が第１シール部材８に当接しないように、第２バッファ空間Ｓ２の軸方向寸法を設定すればよい。尚、第１バッファ空間Ｓ１の軸方向寸法を、第２バッファ空間Ｓ２の軸方向寸法と同じか、これよりも小さくしてもよい。
　また、第２バッファ空間Ｓ２の軸方向寸法は、第１シール部材８と軸部２１との間の半径方向隙間Ｇの隙間幅（半径方向寸法）の２倍以下、望ましくは半径方向隙間Ｇの隙間幅以下とすることが好ましい。これにより、第２バッファ空間Ｓ２を介した半径方向隙間Ｇからの油漏れをより一層確実に防止できる。この場合、第１バッファ空間Ｓ１の軸方向寸法を、第２バッファ空間Ｓ２の軸方向寸法よりも大きくすることで、油の体積変化を吸収するための容積を確保することができる。
　上記の流体動圧軸受装置１は、スリーブ部２２の内部気孔、ラジアル軸受隙間、及びスラスト軸受隙間を含めたハウジング７の内部の空間に油が充填され、バッファ空間Ｓ内に油面が形成される（図２において、細かい散点領域が油を示している。）。例えば、低圧雰囲気環境下で、第１シール部材８と軸部材２との間の半径方向隙間Ｇを塞ぐように油を滴下した後、流体動圧軸受装置１を常圧環境に配することで、ハウジング７の内部に油が引き込まれて充填される。流体動圧軸受装置１では、ハウジング７の開口部に設けられたバッファ空間Ｓにより、油の温度変化に伴う体積変化を吸収することで、油漏れが防止される。すなわち、流体動圧軸受装置１の想定される使用温度範囲において油が体積変化したときに、油面が常にバッファ空間Ｓ内に配されるように、バッファ空間Ｓの容積が設定される。
　また、上記の流体動圧軸受装置１では、バッファ空間Ｓに第２シール部材９を設けることで、ラビリンスシールが構成される。具体的には、スリーブ部２２の上側端面２２ｃと第２シール部材９の下側端面９ｄとの間に第１バッファ空間Ｓ１が形成され、第１シール部材８の下側端面８ａと第２シール部材９の上側端面９ｃとの間に第２バッファ空間Ｓ２が形成される。これらの第１バッファ空間Ｓ１と第２バッファ空間Ｓ２とを、第２シール部材９の外径側で連通することで、ラビリンスシールが構成される。これにより、第１バッファ空間Ｓ１の油が半径方向隙間Ｇに到達するためには、第２シール部材９の外径側を回り込む複雑な経路（ラビリンスシール）を通る必要があり、これにより半径方向隙間Ｇからの油漏れを防止できる。尚、常温では、油面は第１バッファ空間Ｓ１内に配される。
　特に、本実施形態では、軸部材２が軸部２１及びスリーブ部２２を有するため、軸部材２が上向きの衝撃荷重を受けた時、スリーブ部２２の上側端面２２ｃ全体で油が跳ね上げられる。このとき、第２シール部材９が半径方向隙間Ｇの下方を覆っていることで、スリーブ部２２の上側端面２２ｃで跳ね上げられた油が、半径方向隙間Ｇから漏れ出すことを防止できる。さらに、第２シール部材９が軸部２１の外周面２１ａの全周から外径に突出して設けられることで、軸部２１の外周面２１ａを伝って上がろうとする油を第２シール部材９で堰き止めることができるため、半径方向隙間Ｇからの油漏れをより一層確実に防止できる。
　上記の流体動圧軸受装置１において、軸部材２が回転すると、ハウジング７のラジアル軸受面（側部７ａの小径内周面７ａ１）と軸部材２のラジアル軸受面（スリーブ部２２の外周面２２ａ）との間にラジアル軸受隙間が形成される。そして、軸部材２のスリーブ部２２の外周面２２ａに形成されたラジアル動圧発生部（動圧溝２２ａ１，２２ａ２）により、ラジアル軸受隙間に形成された油膜の圧力が高められ、この圧力（動圧作用）により軸部材２をラジアル方向に回転自在に非接触支持するラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２が構成される（図２参照）。
　これと同時に、ハウジング７のスラスト軸受面（底部７ｂの上側端面７ｂ１）と軸部材２のスラスト軸受面（スリーブ部２２の下側端面２２ｂ）との間にスラスト軸受隙間が形成される。そして、軸部材２のスリーブ部２２の下側端面２２ｂに形成されたラジアル動圧発生部（動圧溝２２ｂ１）により、スラスト軸受隙間に形成された油膜の圧力が高められ、この圧力（動圧作用）により軸部材２を浮上支持するスラスト軸受部Ｔが構成される。
　このとき、図１に示すように、ロータ３に設けられたマグネット５が、ケーシング６に設けられたステータコイル４に対して、図中上方にオフセットして設けられている。このため、ステータコイル４とマグネット５との吸引力により、ロータ３及びこれに固定された軸部材２には、常に、下向きの荷重が加わっている。従って、流体動圧軸受装置１には、スラスト軸受隙間を介して対向するスリーブ部２２の下側端面２２ｂとハウジング７の底部７ｂの上側端面７ｂ１とを接近させる方向の荷重が加わっている。このステータコイル４とマグネット５との吸着力により軸部材２を押し下げる力と、スラスト軸受部Ｔの圧力で軸部材２を押し上げる力とを調整することにより、軸部材２のハウジング７に対する軸方向位置を安定させることができる。これにより、軸部材２に図中上向きの荷重が加わった場合でも、第１シール部材８と第２シール部材９との接触を回避することができる。
　流体動圧軸受装置１の運転中、油が第２バッファ空間Ｓ２に達する場合があるが、軸部材２と共に第２シール部材９が回転することにより、第２バッファ空間Ｓ２の油を遠心力で外径側に誘導することで、半径方向隙間Ｇからの油漏れを防止できる。
　本発明は上記の実施形態に限られない。尚、以下の実施形態において、上記の実施形態と同様の機能を有する部位には、同一の符号を付して重複説明を省略する。
　図６に示す実施形態では、第２シール部材９の上側端面９ｃに外径側に延びる溝を形成している。図示例では、複数（例えば８本）の半径方向溝９ｃ１が、円周方向等間隔に配されている。半径方向溝９ｃ１は、第２シール部材９の上側端面９ｃの外径端まで達している。軸部材２と共に第２シール部材９が回転すると、半径方向溝９ｃ１に入った油が遠心力により外径側に飛ばされる。これにより、第２バッファ空間Ｓ２の油を外径側に誘導する効果が高められ、半径方向隙間Ｇからの油漏れをより一層確実に防止できる。尚、この溝は、半径方向に対して傾斜させてもよく、例えば、外径側に向けて軸回転方向後方側に傾斜させた、ポンプアウト型のスパイラル形状としてもよい。また、上記のような溝は、第２シール部材９の下側端面９ｄに設けてもよいし、あるいは第２シール部材９の両側端面９ｃ，９ｄに設けてもよい。
　図７（ａ）～（ｃ）に示す実施形態では、第１シール部材８の下側端面８ａに溝を形成している。図示例では、第１シール部材８の下側端面８ａに、複数（例えば４本）の半径方向溝８ａ１が円周方向等間隔に配されている。半径方向溝８ａ１は、外径へ向けて円周方向幅が徐々に狭まっている｛図７（ａ）参照｝。これにより、第２バッファ空間Ｓ２に達した油が、半径方向溝８ａ１の毛細管力により外径側に引き込まれるため、半径方向隙間Ｇからの油漏れをより一層確実に防止できる。また、半径方向溝８ａ１は、下方へ向けて円周方向幅が徐々に広がっている｛図７（ｃ）参照｝。尚、本実施形態では、図７（ａ）に示す平面視において、半径方向溝８ａ１の円周方向両側の側壁が直線状であるが、これを曲線状にしてもよい。また、本実施形態では、図７（ｃ）に示す断面において、半径方向溝８ａ１の断面形状が台形であるが、これを三角形や円弧形としてもよい。
　図８に示す実施形態では、軸部材２のスリーブ部２２の内周面２２ｄの上端に、半径方向寸法Ｘよりも軸方向寸法Ｙが大きい面取り部２２ｅを設けている。これにより、スリーブ部２２の面取り部２２ｅと軸部２１の外周面２１ａとの間に、下方へ向けて半径方向幅を徐々に狭めた断面楔形状の空間Ｐが形成される。この空間Ｐの毛細管力により空間Ｐの内部に油が引き込まれるため、油漏れをより一層確実に防止できる。
　図９に示す実施形態では、軸部材２が軸部２１のみで構成されると共に、軸受部材が、ハウジング７とその内周面７ａ１に固定された軸受スリーブ１０とで構成される。軸部２１の下端には、球面状の凸部２１ｂが形成される。軸受スリーブ１０の内周面１０ａには、ラジアル動圧発生部としての動圧溝１０ａ１，１０ａ２が形成される。軸部２１が回転すると、軸部２１の外周面２１ａと軸受スリーブ１０の内周面１０ａとの間のラジアル軸受隙間に生じる油膜の圧力が動圧溝１０ａ１，１０ａ２により高められ、軸部２１をラジアル方向に支持するラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２が構成される。また、軸部２１の下端の凸部２１ｂとハウジング７の底部７ｂの上側端面７ｂ１とが接触摺動することで、軸部２１を下方から支持するスラスト軸受部Ｔが構成される。
　この他、図９に示す軸部２１の下端にフランジ部を設けてもよい（図示省略）。この場合、フランジ部の上側端面と軸受スリーブ１０の下側端面１０ｂとの間、及び、フランジ部の下側端面とハウジング７の底部の上側端面７ｂ１との間に、それぞれスラスト軸受隙間が形成される。
　図１９に示す実施形態では、第１シール部材８が、ハウジング７の外周面に嵌合している点で、上記の実施形態と異なる。具体的には、ハウジング７の外周面の上端に、他の領域よりも小径な小径外周面７ａ４を設け、この小径外周面７ａ４に、第１シール部材８の厚肉部８１の内周面８ｄを嵌合させている。図示例では、ハウジング７の側部７ａの上端面７ａ５が、第１シール部材８の下端面８ａに当接している。
　以上の実施形態では、軸部２１とスリーブ部２２とを別体に形成した場合を示したが、これに限らず、軸部２１及びスリーブ部２２を同一材料（例えば焼結金属）で一体成形してもよい。
　また、以上の実施形態では、軸受部材が軸方向一方のみに開口した場合を示したが、これに限らず、例えば軸受部材を軸方向両側に開口させてもよい。この場合、軸方向他方の開口部には、上記と同様の第１バッファ空間Ｓ１及び第２バッファ空間Ｓ２を形成してもよいし、テーパシールを設けてもよい。
　また、以上の実施形態では、ラジアル動圧発生部としてヘリングボーン形状の動圧溝２２ａ１，２２ａ２を形成した場合を示したが、これに限らず、ラジアル動圧発生部としてスパイラル形状等の他の形状の動圧溝を形成してもよい。この他、複数の部分円筒面を円周方向につなげたいわゆる多円弧軸受や、円周方向等間隔に複数の軸方向溝を形成してなるステップ軸受で、ラジアル動圧発生部を構成してもよい。また、軸部材の外周面を円筒面とし、これと対向する軸受部材の内周面にラジアル動圧発生部を形成してもよい。あるいは、軸部材の外周面及び軸受部材の内周面の双方を円筒面として、いわゆる真円軸受を構成してもよい。
　また、以上の実施形態では、スラスト動圧発生部としてスパイラル形状の動圧溝２２ｂ１を形成した場合を示したが、これに限らず、ヘリングボーン形状等の他の形状の動圧溝や、ステップ軸受で、スラスト動圧発生部を構成してもよい。また、軸部材の下側端面を平坦面とし、これと対向する面にスラスト動圧発生部を形成してもよい。
　また、以上の実施形態では、軸部材を回転側とし、軸受部材を静止側とした場合を示したが、これに限らず、軸部材を静止側とし、軸受部材を回転側とした流体動圧軸受装置や、軸部材及び軸受部材の双方が回転する流体動圧軸受装置に本発明を適用してもよい。
　また、上記の流体動圧軸受装置１は、冷却ファンモータに限らず、ＨＤＤ等の情報機器のスピンドルモータや、レーザビームプリンタのポリゴンスキャナモータ、プロジェクタのカラーホイール等に適用することができる。
　以下、本願第二発明の実施の形態を、図１１～図１８に基づいて説明する。
　図１１に、本願第二発明の一実施形態に係る流体動圧軸受装置２０１が組み込まれたファンモータの構成例を概念的に示す。同図に示すファンモータは、流体動圧軸受装置２０１と、モータの静止側を構成するモータベース２０６と、モータベース２０６に固定されたステータコイル２０５と、モータの回転側を構成し、ファン（羽根）を有するロータ２０３と、ロータ２０３に固定され、ステータコイル２０５と半径方向のギャップを介して対向するロータマグネット２０４とを備える。流体動圧軸受装置２０１のハウジング２０７は、モータベース２０６の内周に固定され、ロータ２０３は、流体動圧軸受装置２０１の軸部２２１の一端に固定されている。このように構成されたファンモータにおいて、ステータコイル２０５に通電すると、ステータコイル２０５とロータマグネット２０４との間の電磁力でロータマグネット２０４が回転し、これに伴って軸部２２１、軸部２２１に固定された羽根を有するロータ２０３及びロータ２０３に固定されたロータマグネット２０４等を備えた回転体２０２が回転する。
　なお、回転体２０２が回転すると、ロータ２０３に設けられた羽根の形態に応じて図中上向き又は下向きに風が送られる。このため、回転体２０２の回転中にはこの送風作用の反力として、回転体２０２に図中下向き又は上向きの推力が作用する。ステータコイル２０５とロータマグネット２０４との間には、この推力を打ち消す方向の磁力（斥力）を作用させており、上記推力と磁力の大きさの差により生じたスラスト荷重が流体動圧軸受装置２０１のスラスト軸受部Ｔで支持される。上記推力を打ち消す方向の磁力は、例えば、ステータコイル２０５とロータマグネット２０４とを軸方向にずらして配置することにより発生させることができる（詳細な図示は省略）。また、回転体２０２の回転時には、流体動圧軸受装置２０１の軸部２２１及びスリーブ部２２２にラジアル荷重が作用する。このラジアル荷重は、流体動圧軸受装置２０１のラジアル軸受部Ｒで支持される。
　図１２に、本願第二発明の第１実施形態に係る流体動圧軸受装置２０１を示す。この流体動圧軸受装置２０１は、回転側（回転体２０２）を構成する軸部２２１及びその外周に固定されたスリーブ部２２２と、スリーブ部２２２及び軸部２２１を内周に収容した静止側のハウジング２０７と、シール部材２０９とを主要な構成部材として備えている。ハウジング２０７の内部空間には潤滑油２１１（密な散点ハッチングで示す）が充填されており、図１２に示す状態では、少なくともラジアル軸受部Ｒのラジアル軸受隙間及びスラスト軸受部Ｔのスラスト軸受隙間が潤滑油２１１で満たされている。なお、以下では、説明の便宜上、シール部材２０９が配置された側を上側、その軸方向反対側を下側とするが、流体動圧軸受装置２０１の使用態様を限定するものではない。
　ハウジング２０７は、円筒状の筒部２０７ａと、筒部２０７ａの下端開口を閉塞する底部２０７ｂとを有する有底筒状をなし、ここでは筒部２０７ａと底部２０７ｂが金属又は樹脂で一体に形成されている。筒部２０７ａの内周面は、段部を介して大径内周面２０７ａ１と小径内周面２０７ａ２とに区画され、大径内周面２０７ａ１にはシール部材２０９が固定される。小径内周面２０７ａ２は、軸部２２１に固定されたスリーブ部２２２の外周面２２２ａとの間にラジアル軸受隙間を形成する円筒状領域を有し、該円筒状領域は凹凸のない平滑面に形成されている。また、底部２０７ｂの内底面２０７ｂ１は、スリーブ部２２２の下端面２２２ｃとの間にスラスト軸受隙間を形成する円環状領域を有し、該円環状領域は凹凸のない平滑面に形成されている。
　シール部材２０９は金属又は樹脂で円環状に形成され、ハウジング２０７の大径内周面２０７ａ１に適宜の手段で固定される。シール部材２０９の内周面２０９ａと、これに対向する軸部２２１の外周面２２１ａとの間にはハウジング２０７の開口部をシールするシール隙間Ｇが形成され、スリーブ部２２２の上側は、シール隙間Ｇを介して大気に開放されている。図示は省略するが、シール隙間Ｇを介しての潤滑油漏れを効果的に防止するため、シール隙間Ｇに隣接して大気に接した軸部２２１の外周面２２１ａやシール部材２０９の上端面に撥油膜を形成しても良い。
　軸部２２１は、ステンレス鋼等の金属材料で形成され、その外周面２２１ａは平滑な円筒面に形成されている。軸部２２１の上端部に、羽根を有するロータ２０３が固定されている。
　スリーブ部２２２は、多孔質体、ここでは銅（銅系合金を含む）あるいは鉄（鉄系合金を含む）の金属粉末を主成分とする焼結金属の多孔質体で円筒状に形成される。スリーブ部２２２は、焼結金属以外の多孔質体、例えば多孔質樹脂で形成することも可能である。このスリーブ部２２２は、その下端面２２２ｃが軸部２２１の下端面２２１ｂよりも軸方向外側（下側）に位置するようにして、軸部２２１の外周面２２１ａに適宜の手段で固定されている。
　スリーブ部２２２を含む回転体２０２は、スリーブ部２２２の両端面２２２ｂ，２２２ｃを連通させる連通路２０８を一又は複数備えている。ここでは、図１３及び図１４に示すように、スリーブ部２２２の内周面２２２ｄに形成した軸方向溝２２２ｄ１と、平滑な円筒面状をなす軸部２２１の外周面２２１ａとで連通路２０８を形成している。もちろん、軸部２２１の外周面２２１ａに軸方向溝を設けることで連通路２０８を形成することもできる。
　スリーブ部２２２の外周面２２２ａには、対向するハウジング２０７の小径内周面２０７ａ２との間にラジアル軸受部Ｒのラジアル軸受隙間を形成する円筒状のラジアル軸受面が設けられる。ラジアル軸受面には、ラジアル軸受隙間内の潤滑油２１１に動圧作用を発生させるための動圧発生部（ラジアル動圧発生部）Ａが形成されている。図示例のラジアル動圧発生部Ａは、互いに反対方向に傾斜し、かつ軸方向に離間した複数の動圧溝Ａａ１，Ａｂ１をヘリングボーン形状に配列して構成されている。上側の動圧溝Ａａ１の軸方向寸法は、下側の動圧溝Ａｂ１の軸方向寸法よりも大きくなっている。これにより、回転体２０２の回転時、ラジアル軸受隙間内の潤滑油２１１は、下向き（スラスト軸受部Ｔのスラスト軸受隙間側）に押し込まれる。
　ラジアル動圧発生部Ａを構成する各動圧溝は、最終的にスリーブ部２２２となる金属粉末の圧粉体を成形するのと同時に型成形することもできるし、圧粉体を焼結してなる円筒状の焼結体にサイジング（寸法矯正）を施すのと同時に型成形することもできる。また、焼結金属の良好な加工性に鑑み、外周面が平滑面に形成された焼結体に転造加工等を施すことで形成することもできる。また、ラジアル動圧発生部Ａは、例えば、スパイラル形状の動圧溝を円周方向に複数配列して構成することもできる。
　図１３に示すように、スリーブ部２２２の下端面２２２ｃには、対向するハウジング２０７の内底面２０７ｂ１との間にスラスト軸受部Ｔのスラスト軸受隙間を形成する環状のスラスト軸受面が設けられる。このスラスト軸受面には、回転体２０２が回転するのに伴って、スラスト軸受隙間内の潤滑油２１１に動圧作用を発生させるためのスラスト動圧発生部Ｂが形成されている。スラスト動圧発生部Ｂは、スパイラル形状の動圧溝Ｂａを周方向に所定間隔で複数設けて構成されており、回転体２０２の回転時、スラスト軸受隙間内の潤滑油２１１を外径側に押し込むポンプアウト機能を有する。スラスト動圧発生部Ｂは、ヘリングボーン形状の動圧溝を周方向に所定間隔で配置して構成することもできる。
　スリーブ部２２２の上端面２２２ｂと、これに対向するシール部材２０９の下端面２０９ｂとの間には空気を含む軸方向隙間（環状空間）２１０が設けられる。流体動圧軸受装置２０１が図１２に示す姿勢で配置された状態（シール隙間Ｇを鉛直方向上側に配置した状態）では、少なくともラジアル軸受部Ｒのラジアル軸受隙間及びスラスト軸受部Ｔのスラスト軸受隙間が潤滑油２１１で満たされ、ハウジング２０７の内部空間に充填した潤滑油２１１の油面が軸方向隙間２１０の範囲内に保持される。従って、ハウジング２０７の内部空間に充填される潤滑油２１１の量（体積）は、ハウジング２０７の内部空間の容積よりも少なくなっている。
　スリーブ部２２２の上端面２２２ｂには、潤滑油２１１を保持した潤滑油溜り２１２が設けられる。潤滑油溜り２１２は、例えば凹部で構成され、本実施形態では、周方向で無端の環状溝２１３で潤滑油溜り２１２が構成される。潤滑油溜り２１２の外径端部２１２ａおよび内径端部は、スリーブ部２２２の上端面２２２ｂの範囲内でそれぞれ終端している。つまり、スリーブ部２２２の上端外周縁部および内周縁部のそれぞれに面取り部２２２ｅ，２２２ｆが設けられている本実施形態において、潤滑油溜り２１２の外径端部２１２ａは面取り部２２２ｅよりも内径側に位置すると共に、潤滑油溜り２１２の内径端部は面取り部２２２ｆよりも外径側に位置している。環状溝２１３は、その溝幅（開口寸法）を軸方向全域で一定とした矩形状の断面形状に形成しても良いが、本実施形態の環状溝２１３は、その溝幅を上側に向けて漸次拡大させる方向の断面形状を有する。具体的には、図１５（ａ）に拡大して示すように、環状溝２１３の外径部を構成し、環状溝２１３の溝幅を上側に向けて漸次拡大させる方向に傾斜したテーパ面（テーパ状内壁面）２１３ａと、環状溝２１３の内径部を構成する軸方向と平行な円筒面（円筒状内壁面）２１３ｂと、環状溝２１３の溝底を構成する平端面２１３ｃとで画成された、断面台形状の形態を有する。
　潤滑油溜り２１２としての環状溝２１３の溝深さは、面取り部２２２ｅ，２２２ｆの面取り量よりも大きく設定される。例えば、面取り部２２２ｅ，２２２ｆの面取り量を０．１５ｍｍとした場合、環状溝２１３の溝深さは０．２ｍｍに設定することができる。また、スリーブ部２２２として、内径φ１．５ｍｍ×外径φ５ｍｍのものを使用する場合、潤滑油溜り２１２としての環状溝２１３は、例えば、内径φ２．７５ｍｍ×外径φ３．５５ｍｍに形成することができる。
　なお、環状溝２１３の断面形状は上記のものに限られるわけではなく、例えば図１５（ｂ）に示すように、環状溝２１３の溝幅を上側に向けて漸次拡大させる方向に傾斜し、環状溝２１３の外径部を構成するテーパ面（テーパ状内壁面）２１３ａと、環状溝２１３の内径部を構成する軸方向と平行な円筒面（円筒状内壁面）２１３ｂとで画成されるような断面三角形状としても良い。また、図示は省略するが、互いに反対方向に傾斜した２つのテーパ状内壁面で画成されるような断面三角形状としても良い。さらに、環状溝２１３は、一本のみならず、図１６に示すように、径方向に相互に離間して複数本（図示例は２本）設けても良い。
　スリーブ部２２２の下端面２２２ｃ及び上端面２２２ｂのそれぞれに設けられる動圧溝Ｂａ及び潤滑油溜り２１２（環状溝２１３）は、ラジアル動圧発生部Ａを構成する動圧溝と同様に、最終的にスリーブ部２２２となる金属粉末の圧粉体を成形するのと同時に型成形することもできるし、圧粉体を焼結してなる焼結体にサイジング（寸法矯正）を施すのと同時に型成形することもできる。また、焼結金属の良好な加工性に鑑み、両端面が平滑面に成形された焼結体にプレス等の塑性加工を施すことで形成することもできる。
　以上の構成を具備する流体動圧軸受装置２０１は、例えば、軸部２２１及びその外周に固定したスリーブ部２２２をハウジング２０７の内周に挿入し、ハウジング２０７の大径内周面２０７ａ１にシール部材２０９を固定した後、マイクロピペット等の給油具を用いてシール隙間Ｇを介してハウジング２０７の内部空間に潤滑油２１１を充填（注油）することにより完成する。
　以上の構成からなる流体動圧軸受装置２０１において、軸部２２１及びスリーブ部２２２を含む回転体２０２が回転すると、スリーブ部２２２の外周面２２２ａに設けたラジアル軸受面と、これに対向するハウジング２０７の小径内周面２０７ａ２との間にラジアル軸受隙間が形成される。そして回転体２０２の回転に伴い、ラジアル軸受隙間に形成される油膜圧力がラジアル動圧発生部Ａの動圧作用によって高められ、回転体２０２をラジアル方向に非接触支持するラジアル軸受部Ｒが形成される。これと同時に、スリーブ部２２２の下端面２２２ｃに設けられたスラスト軸受面とこれに対向するハウジング２０７の内底面２０７ｂ１との間にスラスト軸受隙間が形成される。そして、回転体２０２の回転に伴い、スラスト軸受隙間の油膜圧力がスラスト動圧発生部Ｂの動圧作用によって高められ、回転体２０２をスラスト一方向に非接触支持（上方に浮上支持）するスラスト軸受部Ｔが形成される。なお、図１１を参照しながら説明したように、回転体２０２には、これを下側に押し付けるための外力（磁力）を作用させており、これにより、回転体２０２の過浮上が抑止される。
　上述したように、回転体２０２の回転時には、ラジアル軸受隙間内の潤滑油２１１が下方に押し込まれる。これにより、回転体２０２の回転時には、スリーブ部２２２の外周面２２２ａとハウジング２０７の内周面２０７ａ２との間の隙間（ラジアル軸受隙間）に介在する潤滑油２１１は下方に流動し、スラスト軸受部Ｔのスラスト軸受隙間→連通路２０８→スリーブ部２２２の上端面２２２ｂとシール部材２０９の下端面２０９ｂとの間の軸方向隙間２１０という経路を循環して、ラジアル軸受部Ｒのラジアル軸受隙間に再び引き込まれる。特に、本実施形態では、スラスト動圧発生部Ｂがスラスト軸受隙間内の潤滑油２１１を内径側に押し込むポンプイン機能を有することから、潤滑油２１１の流動循環が促進される。このような構成とすることで、ハウジング２０７の内部空間の圧力バランスが保たれると同時に、ラジアル軸受部Ｒのラジアル軸受隙間及びスラスト軸受部Ｔのスラスト軸受隙間における油膜切れを防止することができるので、軸受性能の安定化を図ることができる。
　以上に示すように、本発明に係る流体動圧軸受装置２０１では、シール部材２０９の下端面２０９ｂとの間に空気を含む軸方向隙間２１０を形成するスリーブ部２２２の上端面２２２ｂに潤滑油溜り２１２としての環状溝２１３を設けている。このようにすれば、軸方向隙間２１０の隙間幅を小さくしても、スリーブ部２２２とシール部材２０９との間の軸方向隙間２１０に多くの潤滑油２１１を保持することができる。特に、潤滑油溜り２１２の外径端部２１２ａを、スリーブ部２２２の上端面２２２ｂの範囲内で終端させていることから、潤滑油溜り２１２の形成態様がラジアル軸受隙間の隙間幅等に影響を及ぼすことはない。そのため、潤滑油溜り２１２の深さ寸法は、加工性に悪影響を及ぼさない範囲で任意に設定する（十分に大きくする）ことができる。これにより、スリーブ部２２２とシール部材２０９との間には、シール隙間Ｇを介しての注油作業時にも油漏れが生じる可能性を可及的に減じることができ、しかも、ラジアル軸受部Ｒおよびスラスト軸受部Ｔの軸受性能を安定的に発揮可能とするために必要な量の潤滑油２１１を介在させることができる。以上より、本発明によれば、軸方向隙間２１０の隙間幅を十分に縮小することができ、これを通じて流体動圧軸受装置２０１を軸方向にコンパクト化することができる。
　なお、上記の「シール隙間Ｇを介しての注油作業時にも油漏れが生じる可能性を可及的に減じることができる」とは、「注油量の管理幅が拡大する」ことと同義である。参考までに、内径φ１．５ｍｍ×外径φ５ｍｍであって、軸方向寸法１．５ｍｍのスリーブ部２２２を使用する場合に、潤滑油溜り２１２としての環状溝２１３を設けない場合には、注油量の管理幅は最大でも０．３ｍｇしか確保できなかった。これに対し、内径φ２．７５ｍｍ×外径φ３．５５ｍｍ×深さ寸法０．２ｍｍの環状溝２１３を上記寸法のスリーブ部２２２に形成すると、注油量の管理幅を１．０ｍｇ程度にまで拡大することができる。従って、注油作業を簡便化することができ、これを通じて流体動圧軸受装置２０１の製造コストを低廉化することができる。
　また、スリーブ部２２２の上端面２２２ｂに潤滑油溜り２１２を設けておけば、回転側（回転体２０２）を構成するスリーブ部２２２が回転するのに伴って、潤滑油溜り２１２で保持した潤滑油２１１を外径側に飛散させ、ラジアル軸受部Ｒのラジアル軸受隙間に供給することができる。特に、本実施形態では、潤滑油溜り２１２を環状溝２１３で構成していることから、ラジアル軸受隙間の周方向全域に潤滑油２１１を万遍なく供給することができ、しかも環状溝２１３の外径部を構成（区画形成）する内壁面を、環状溝２１３の溝幅を上側に向けて漸次拡大する方向のテーパ面２１３ａに形成しているので、環状溝２１３で保持した潤滑油２１１を、スリーブ部２２２の回転時に外径側に飛散させ易い。そのため、スリーブ部２２２を含む回転体２０２の回転時には、ラジアル軸受隙間に向けて効率良く潤滑油２１１を供給することができる。
　なお、シール部材２０９をハウジング２０７の大径内周面２０７ａ１に固定し、シール隙間Ｇを、軸部２２１の外周面２２１ａとシール部材２０９の内周面２０９ａとの間に形成しているので、回転体２０２の回転時に潤滑油溜り２１２で保持した潤滑油２１１が外径側に飛散しても、この飛散した潤滑油２１１がシール隙間Ｇを介して装置外部に漏れ出すことはない。従って、ラジアル軸受部Ｒのラジアル軸受隙間、さらにはスラスト軸受部Ｔのスラスト軸受隙間における油膜切れを防止してラジアル軸受部Ｒおよびスラスト軸受部Ｔの軸受性能を高いレベルで維持することができる。
　また、スリーブ部２２２には、スリーブ部２２２を下方に押し付ける（スラスト他方向に支持する）外力を作用させるようにした。このようにすれば、スリーブ部２２２をスラスト両方向に支持することが可能となるので、スラスト軸受部Ｔのスラスト軸受隙間に形成される油膜によるスラスト一方向の荷重支持能力が過大となり、これに伴って、スラスト方向の支持精度（回転精度）が不安定化するような事態を可及的に回避することができる。本実施形態では、上記外力を、磁力で与えるようにし、しかもこの磁力を、静止側のハウジング２０７を保持するモータベース２０６に固定したステータコイル２０５と、スリーブ部２２２を含む回転体２０２に固定したロータマグネット２０４とを軸方向にずらして配置することによって与えるようにした。この種の流体動圧軸受装置２０１が組み込まれる各種モータは、ロータマグネット２０４とステータコイル２０５とを必須の構成部材として備える。従って、上記構成を採用すれば、上記外力を特段のコスト増を招くことなく安価に付与することができる。
　以上、本発明の実施形態に係る流体動圧軸受装置２０１について説明を行ったが、流体動圧軸受装置２０１の各部には、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更を施すことができる。
　例えば、スリーブ部２２２の上端面２２２ｂに設けるべき潤滑油溜り２１２は、以上で説明した環状溝２１３以外にも、円弧溝、あるいは無数の凹部（ディンプル）等で構成することもできる。
　また、スリーブ部２２２を含む回転体２０２をラジアル方向に支持するためのラジアル軸受部は、図１７に示すように、軸方向の二箇所に離間して設けることもできる（ラジアル軸受部Ｒ１，Ｒ２）。図１７では、スリーブ部２２２の外周面２２２ａの軸方向二箇所に、対向するハウジング２０７の小径内周面２０７ａ２との間にラジアル軸受隙間を形成する円筒状のラジアル軸受面を設けている。二つのラジアル軸受面には、ラジアル軸受隙間内の潤滑油２１１に動圧作用を発生させるための動圧発生部（ラジアル動圧発生部）Ａ１，Ａ２がそれぞれ形成されている。上側のラジアル軸受面に形成したラジアル動圧発生部Ａ１は、互いに反対方向に傾斜し、かつ軸方向に離間した複数の動圧溝Ａａ１，Ａｂ１をヘリングボーン形状に配列して構成され、また下側のラジアル軸受面に形成したラジアル動圧発生部Ａ２は、互いに反対方向に傾斜し、かつ軸方向に離間した複数の動圧溝Ａａ２，Ａｂ２をヘリングボーン形状に配列して構成される。上側のラジアル動圧発生部Ａ１において、上側の動圧溝Ａａ１の軸方向寸法は、下側の動圧溝Ａｂ１の軸方向寸法よりも大きくなっている。一方、下側のラジアル動圧発生部Ａ２においては、上側の動圧溝Ａａ２と下側の動圧溝Ａｂ２の軸方向寸法が互いに等しく、かつ上側のラジアル動圧発生部Ａ１を構成する下側の動圧溝Ａｂ１の軸方向寸法と等しくなっている。これにより、回転体２０２の回転時、スリーブ部２２２の外周面２２２ａとハウジング２０７の小径内周面２０７ａ２との間の隙間（ラジアル軸受隙間）に満たされた潤滑油２１１は、スラスト軸受部Ｔのスラスト軸受隙間側に押し込まれる。尚、図示例では、ラジアル動圧発生部Ａ１，Ａ２を軸方向に離隔して設けているが、これらを軸方向に連続して設けてもよい。また、動圧溝Ａａ１とＡｂ１との間、及び動圧溝Ａａ２とＡｂ２との間にそれぞれ設けられた丘部の環状領域を省略し、動圧溝Ａａ１とＡｂ１、及び動圧溝Ａａ２とＡｂ２をそれぞれＶ字状に連続させてもよい。
　また、以上で説明した実施形態では、筒部２０７ａとその下端開口を閉塞する底部２０７ｂとを一体に設けたハウジング２０７を使用し、ハウジング２０７の上端開口をシールするシール隙間Ｇを、ハウジング２０７（筒部２０７ａ）の内周面に固定したシール部材２０９の内周面２０９ａで形成するようにしたが、ハウジング２０７は、図１８に示すように、筒部２０７ａとその下端開口を閉塞する底部２０７ｂとが別体に設けられたものを使用するようにしても構わない。その代わりに、図１８では、シール隙間Ｇを形成するシール部材としてのシール部２０７ｃを、筒部２０７ａと一体に設けている。具体的には、シール部２０７ｃの内周面２０７ｃ１と軸部２２１の外周面２２１ａとの間にシール隙間Ｇを形成している。また、シール部２０７ｃの下端面２０７ｃ２とスリーブ部２２２の上端面２２２ｂとの間に、空気を含む軸方向隙間２１０を形成している。なお、このような構成を、図１２に示す流体動圧軸受装置２０１に適用することもできる。
　また、以上で示した実施形態では、モータベース２０６の内周に、モータベース２０６と別体に設けたハウジング２０７を固定するようにしたが、ハウジング２０７にモータベース２０６に相当する部位を一体に設けることもできる（図示省略）。
　また、以上で示した実施形態では、多孔質体からなるスリーブ部２２２の良好な加工性に鑑み、スリーブ部２２２の外周面２２２ａにラジアル動圧発生部Ａ，Ａ１，Ａ２を形成したが、ラジアル動圧発生部は、対向するハウジング２０７の内周面２０７ａ２に形成しても良い。また、ラジアル軸受部は、いわゆる多円弧軸受、ステップ軸受、および波型軸受等、公知のその他の動圧軸受で構成することもできる。同様に、スラスト動圧発生部Ｂは、スリーブ部２２２の下端面２２２ｃではなく、これに対向するハウジング２０７の内底面２０７ｂ１に形成しても良い。また、スラスト軸受部Ｔは、いわゆるステップ軸受や波型軸受等、公知のその他の動圧軸受で構成することもできる。
　また、以上で示した実施形態では、ロータマグネット２０４とステータコイル２０５とを軸方向にずらして配置することにより、スリーブ部２２２を含む回転体２０２を下方に押し付ける（スラスト他方向に支持する）ための外力（磁力）を作用させるようにしたが、このような外力を回転体２０２に作用させるための手段は上記のものに限られない。図示は省略するが、例えば、磁性部材をロータマグネット２０４と軸方向に対向配置することにより、上記磁力を回転体２０２（ロータ２０３）に作用させることもできる。また、送風作用の反力としての推力が十分に大きく、この推力のみでスリーブ部２２２を下方に押し付けることができる場合、スリーブ部２２２を下方に押し付けるための外力としての磁力（磁気吸引力）は省略しても構わない。
　また、以上では、羽根を有するロータ２０３が軸部２２１に固定される流体動圧軸受装置２０１に本発明を適用した場合について説明を行ったが、本発明は、羽根を有するロータ２０３に替えて、ディスク搭載面を有するディスクハブ、あるいはポリゴンミラーが軸部２２１に固定される流体動圧軸受装置２０１にも好ましく適用することができる。すなわち、本発明は、図１１に示すようなファンモータのみならず、ディスク装置用のスピンドルモータや、レーザビームプリンタ（ＬＢＰ）用のポリゴンスキャナモータ等、その他の電気機器用モータに組み込まれる流体動圧軸受装置２０１にも好ましく適用することができる。
　以上で示した本願第一発明の実施形態で示した構成と、本願第二発明の実施形態で示した構成とは、適宜組み合わせることが可能である。例えば、本願第二発明に係る流体動圧軸受装置２０１のスリーブ部２２２の上端面２２２ｂに形成された潤滑剤溜り２１２（図１２参照）を、本願第一発明の実施形態に係る流体動圧軸受装置１（図２参照）に設けてもよい。
１     流体動圧軸受装置
２     軸部材
２１   軸部
２２   スリーブ部
７     ハウジング（軸受部材）
８     第１シール部材
９     第２シール部材
Ｒ１，Ｒ２    ラジアル軸受部
Ｔ     スラスト軸受部
Ｇ     半径方向隙間
Ｓ     バッファ空間
Ｓ１   第１バッファ空間
Ｓ２   第２バッファ空間

Claims (10)

  1. 　軸部材と、内周に前記軸部材が挿入され、少なくとも軸方向一方側の端部に開口部を有する軸受部材と、前記軸部材の外周面と前記軸受部材の内周面との間のラジアル軸受隙間の油膜に生じる動圧作用で前記軸部材をラジアル方向に支持するラジアル軸受部と、前記軸受部材の開口部から内径側に突出し、前記軸部材の外周面と半径方向隙間を介して対向した第１シール部材と、前記第１シール部材の軸方向他方側に設けられ、前記軸部材の外周面から外径側に突出し、外径端が前記第１シール部材の内径端よりも外径側に配された第２シール部材と、前記第２シール部材の軸方向他方側の端面が面する第１バッファ空間と、前記第２シール部材の軸方向一方側の端面と前記第１シール部材の軸方向他方側の端面との間に形成され、前記第２シール部材の外径側で前記第１バッファ空間と連通した第２バッファ空間とを備えた流体動圧軸受装置。
  2. 　前記軸部材が、軸部と、前記軸部の外径側に設けられたスリーブ部とを備え、
    　前記スリーブ部の外周面と前記軸受部材の内周面との間に前記ラジアル軸受隙間を形成し、前記軸部の外周面に前記第２シール部材を固定し、前記軸部の外周面と前記第１シール部材との間に前記半径方向隙間を形成し、前記スリーブ部の軸方向一方側の端面と前記第２シール部材の軸方向他方側の端面との間に前記第１バッファ空間を形成した請求項１記載の流体動圧軸受装置。
  3. 　前記軸受部材を静止側、前記軸部材を回転側とした請求項１又は２に記載の流体動圧軸受装置。
  4. 　前記第２シール部材の軸方向一方側の端面に、外径側に向けて延びる溝を形成した請求項３記載の流体動圧軸受装置。
  5. 　前記第１シール部材の軸方向他方側の端面に、外径側へ向けて円周方向幅が徐々に狭くなる溝を形成した請求項１～４の何れかに記載の流体動圧軸受装置。
  6. 　前記スリーブ部の内周に、これと別体に形成された前記軸部が固定され、前記スリーブの内周面の軸方向一方の端部に、半径方向寸法より軸方向寸法の方が大きい面取り部を設けた請求項２に記載の流体動圧軸受装置。
  7. 　前記スリーブ部の軸方向一方側の端面に潤滑油溜りを設け、前記潤滑油溜りの外径側の端部を、前記スリーブ部の軸方向一方側の端面の範囲内で終端させた請求項２記載の流体動圧軸受装置。
  8. 　前記潤滑油溜りを画成する内壁面のうち、前記潤滑油溜りの外径部を画成する部分を、前記潤滑油溜りの開口寸法を軸方向他方側に向けて漸次拡大させる方向に傾斜したテーパ面に形成した請求項７に記載の流体動圧軸受装置。
  9. 　前記潤滑油溜りを環状溝で構成した請求項７又は８に記載の流体動圧軸受装置。
  10. 　請求項１～９の何れか一項に記載の流体動圧軸受装置と、ステータコイルと、ロータマグネットとを備えるモータ。
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