JP4302413B2 - Fluid dynamic bearing, spindle motor and recording disk drive device - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、潤滑剤として液体のオイルを用いる流体動圧軸受及び、この軸受を備えたスピンドルモータ、及びこのスピンドルモータを用いた記録ディスク駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、ハードディスク等の記録ディスクを駆動する記録ディスク駆動装置において使用されるスピンドルモータの軸受として、シャフトとスリーブとを相対回転自在に支持するために、両者の間に介在させたオイル等の潤滑流体の流体圧力を利用する動圧軸受が種々提案されている。その中でも、軸受の動圧発生部を構成する微小間隙全体が、潤滑流体としてのオイルによって途切れることなく満たされた構造（以下「フルフィル構造」と記す）について、実用化が進みつつある。一般的なフルフィル構造としては、特許文献１の流体動圧軸受があり、他にも多数の文献が公開されている。
【０００３】
図１２は、このようなフルフィル型流体動圧軸受の、模式的な断面図である。以下この図を用いて、従来技術を説明する。
【０００４】
この従来の流体動圧軸受を使用するスピンドルモータは、ロータＡ１０と一体をなすシャフトＡ０１の外周面と、このシャフトＡ０１が回転自在に挿通されるスリーブＡ０３の内周面との間に、一対の動圧発生溝Ａ０７ａ，Ａ０７ｂが軸線方向に隔たって形成され、外周面と内周面の間隙に保持されたオイルと共に、ラジアル軸受部を構成している。またシャフトＡ０１の一方の端部外周面から半径方向外方に突出するディスク状スラストプレートＡ０６の上面とスリーブＡ０３に形成された段部の平坦面、及びこの二つの面の間に保持されるオイルによって、スラスト軸受が構成されている。更に、スラストプレートＡ０６の下面とスリーブＡ０３の一方の開口を閉塞するスラストブッシュＡ０５、及びこの二つの面の間に保持されるオイルによって、もう一つのスラスト軸受が構成されており、先のスラスト軸受と対を成している。
【０００５】
シャフトＡ０１並びにスラストプレートＡ０６とスリーブＡ０３並びにスラストブッシュＡ０５との間には、一連の微小間隙が形成され、これら微小間隙中には、潤滑流体としてオイルが途切れることなく、連続して保持されている（フルフィル構造）。ラジアル軸受部の動圧発生溝Ａ０７ａ，Ａ０７ｂ及びスラスト軸受部の動圧発生溝Ａ０８ａ，Ａ０８ｂには、一対のスパイラルグルーブを連結してなるヘリングボーン形状の動圧発生溝が形成されている。これらの動圧発生溝は、ロータＡ１０の回転に応じて、スパイラルグルーブの連結部で最大動圧を発生させ、ロータＡ１０に作用する荷重を支持する。
【０００６】
【特許文献１】
特開２０００−３０４０５２号公報
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
このようなスピンドルモータでは、スラスト軸受部Ａ０８とは軸線方向で反対側に位置するスリーブＡ０３の上端部付近において、テーパシール部Ａ１３が形成され、オイルの表面張力と壁面との親和力がバランスして、オイル界面を構成している。この際、オイルの内圧は表面張力が作用した分だけ大気圧からずれるが、その値は大気圧に比べて小さく、実質上大気圧と同等の圧力に維持されている。
【０００８】
いま、ロータＡ１０が回転を始めると、オイルは動圧発生溝Ａ０７ａ，Ａ０７ｂ及びＡ０８ａ，Ａ０８ｂによるポンピングで、各動圧軸受の中心部側に引き込まれ、中心部で流体動圧が極大となる反面、動圧発生溝の端部側では、オイルが奪われて内圧が低下する傾向をもつ。しかしながら、液体の体積圧縮率は一般に小さいため、この動圧発生溝中心部へのオイルの集中は体積的には僅かである。その僅かの体積変化は、テーパシール部Ａ１３における界面の移動によって補うことができるため、理想的には、シャフトを取り囲む間隙に保持されたオイルには、内圧の低下は生じない。
【０００９】
しかしながら、現実には、動圧発生溝は完全に対称には作用しないため、オイル内圧の低下が起こる。仮に、ヘリングボーン形状の動圧発生溝Ａ０７ａとＡ０７ｂが動圧発生溝の加工誤差によって僅かに上下非対称となり、Ａ０７ａはテーパシール部Ａ１３へ向けてオイルをポンプアウトし、Ａ０７ｂはスラストプレートＡ０６に向けてポンプアウトするように作用する場合、Ａ０７ａとＡ０７ｂに挟まれた領域のオイル内圧は大気圧以下に低下して、負圧状態となることが起こり得る。スラスト動圧発生溝Ａ０８ａ，Ａ０８ｂ間に位置するスラストプレートの外周部付近に保持されるオイルについても、同様の現象が生じ得る。
【００１０】
また、フルフィル構造の動圧軸受の場合、軸受部に形成される動圧発生溝の形状が対称に形成されていても、オイルに負圧が生じる場合がある。これは、スリーブの内周面又はシャフトの外周面の加工が軸線方向上端部と下端部とで不均一となり、スリーブの内周面とシャフトの外周面との間に形成される微小間隙の半径方向の隙間寸法が、軸線方向上端部側においては下端部側よりも広く形成されることで、ラジアル動圧軸受部に形成されるヘリングボーングルーブによって発生する流体動圧が軸線方向下端部側からのポンピング力が上端部側からのポンピング力を上回り、圧力勾配が軸線方向上端部側にアンバランスとなって、オイルに軸線方向上端部側に向かう流動が誘起することによって発生する。
【００１１】
これとは逆に、スリーブの内周面とシャフトの外周面との間に形成される微小間隙の半径方向の隙間寸法が軸線方向下端部側においては上端部側よりも広く形成された場合、オイルに軸線方向下端部側へと向かうオイルの流動が誘起され、スラストプレートの下面とスラストブッシュとの間に保持されるオイルの内圧が必要以上に高まり、ロータが所定量以上に浮上する過浮上が発生する。
【００１２】
オイル内に大気圧以下に内圧が低下する負圧領域が生じると、そこでは気泡が発生する恐れがある。シール部分に接するオイルは大気圧に晒されており、大気圧に相当するだけの空気が溶け込み得る。液体への気体の溶解度は圧力が低下すると小さくなるため、オイルが大気圧よりも圧力の低い負圧領域に流れ込んだ場合、溶け込んでいた空気が分離して気泡を形成する。また、このような負圧域では、オイルの断裂が生ずる恐れもある。
【００１３】
このような気泡やオイルの断裂は、オイルを軸受外部へと漏出させるといったスピンドルモータの耐久性や信頼性に影響する問題を引き起こす。また、動圧発生溝が気泡と接触することによる振動の発生やＮＲＲＯ（非繰り返し性振れ成分）の悪化、軸受剛性の低下といったスピンドルモータの回転精度に影響する問題をも引き起こす。
【００１４】
ロータに過浮上が発生すると、スラストプレートとスリーブとの接触による摩耗が発生し、軸受の耐久性並びに信頼性を損なう原因となる。加えて、ハードディスク駆動用のスピンドルモータの場合、ハードディスクの高容量化にともない、ハードディスクの記録面と磁気ヘッドとが極めて近接配置されていることから、ハードディスクと磁気ヘッドとの接触による破壊が発生する懸念もある。
【００１５】
尚、上記過浮上の問題は、スリーブの内周面又はシャフトの外周面の加工が不均一となる場合以外にも発生し得る。図１２に示す従来のスピンドルモータのように、薄型のスピンドルモータの場合、ロータＡ１０の外周面にハードディスク等の記録ディスクを固定的に保持するために、シャフトＡ０１の上端部にクランパを固定するために設けられた雌ネジ穴Ａ０９が、ラジアル軸受部Ａ０７ａの内周側に至る深さまで形成されることがある。
【００１６】
このような場合、雌ネジ穴Ａ０９内に雄ネジ（不図示）を締結すると、その締結応力によってシャフトＡ０１の外周面が半径方向外方に膨出し、スリーブＡ０３の内周面とシャフトＡ０１の外周面との間に形成される微小間隙の半径方向の隙間寸法が、軸線方向上端部側においては下端部側よりも狭くなる。この場合、ラジアル動圧発生溝Ａ０７ａ，Ａ０７ｂが軸線方向について完全に対称に形成されていても、各々の動圧発生溝は軸線方向か端部側に向けてポンピングするように作用する。このポンピング作用によって、シャフトＡ０１の下端部におけるオイルの内圧が高まり、ロータＡ１０の過浮上が発生する。
【００１７】
以上の現状に鑑み、本発明が解決を図る課題は、簡略な構造及び所望の軸受剛性を維持しつつ、負圧又はロータの過浮上の発生を防止することで信頼性を高め、かつ低コスト化が可能な流体動圧軸受、及びこの流体動圧軸受を用いたスピンドルモータ、記録ディスク駆動装置を提供することを目的とする。
【００１８】
【課題を解決するための手段】
前記の課題を達成するため、請求項１に記載の流体動圧軸受では、シャフトと、シャフトが回転自在に遊挿される貫通孔が形成されたスリーブ部と、回転軸心にシャフトが一体に設けられシャフトと一体に回転する天板と天板の外周縁から垂下される円筒壁と、スリーブ部に形成された貫通孔の一方の開口部を閉塞する閉塞部材とを有している。そして、スリーブ部の他方の開口部に隣接する他端面と天板の底面の間には微小な第一の間隙が形成され、スリーブ部の内周面とシャフトの外周面の間には微小な第二の間隙が形成され、閉塞部材の内面とシャフトの端面との間には第三の間隙が形成され、第一の間隙はその半径方向内方の縁部で、第二の間隙の一端と接続しており、第二の間隙はその他端において、第三の間隙と接続しており、第一乃至第三の間隙には、全体にわたってオイルが途切れることなく連続して保持されている。更に、スリーブ部の内周面及びシャフトの外周面の少なくともいずれか一方の面には、ラジアル動圧発生溝が形成されてラジアル軸受部が構成され、ラジアル軸受部においては、シャフトの外周面に対して垂直に働く動圧が少なくともシャフトの延長方向に隔たった２箇所において極大を示す様にラジアル動圧発生溝が構成されている。スリーブ部の他端面及び天板の底面の少なくともいずれか一方には、第一のスラスト動圧発生溝が設けられてスラスト軸受部が構成され、第一の動圧発生溝は、シャフトの回転時にオイルに対して半径方向内方に向かって圧力を高めるように構成されている。スリーブ部には、第一の間隙に保持されるオイルと、第三の間隙に保持されるオイルを、第二の間隙以外の経路を通じて流通可能に連通する連通孔が形成されている。連通孔の第二の間隙における開口は、第一のスラスト動圧発生溝が形成されている領域の半径方向内方に位置し、スリーブ部の他端面及び天板の底面の少なくともいずれか一方は、第二のスラスト動圧発生溝を有している。そして、第二のスラスト動圧発生溝は、連通孔の開口部と第二の間隙の一端との間に介在し、シャフトの回転時にオイルに対して連通孔開口部から第二の微小間隙の一端に向かって圧力を高めるよう作用するように構成されている。
【００１９】
請求項２に記載の流体動圧軸受では、請求項１に記載の流体動圧軸受において、ラジアル軸受部は軸方向に隔たった二つの領域を有し、各領域には各々ラジアル動圧発生溝が形成されており、ラジアル動圧発生溝は、一対のスパイラルグルーブを連接してなるヘリングボーン形状の動圧発生溝である。
【００２０】
請求項３に記載の流体動圧軸受では、請求項２に記載の流体動圧軸受において、各領域に形成されたラジアル動圧発生溝がオイルに対してシャフトの延長方向に付与する圧力の各領域における総和は、各々の領域について実質ゼロとなるように設計されている。
【００２１】
請求項４に記載の流体動圧軸受では、請求項２に記載の流体動圧軸受において、各領域に形成されたラジアル動圧発生溝がオイルに対してシャフトの延長方向に付与する圧力の各領域における総和は、天板寄りに位置する領域においては他方の領域に向けて圧力を高めるように構成されており、かつ、他方の領域においては天板寄りに位置する領域に向けて圧力を高めるように構成されている。
【００２２】
請求項５に記載の流体動圧軸受では、請求項２乃至４の何れかに記載の流体動圧軸受において、ラジアル軸受部の二つの領域のうち、天板寄りに位置する領域に形成された動圧発生溝は、他方の領域に形成された動圧発生溝よりも軸方向長さが長く形成されている。
【００２３】
請求項６に記載の流体動圧軸受では、請求項１乃至５の何れかに記載の流体動圧軸受において、スリーブ部は、スリーブとスリーブが内嵌され固定される円筒孔部を有するハウジングと、からなり、スリーブの外周面、若しくは、円筒孔部の内周面に、軸受の軸方向に延びる溝が形成されており、溝が連通孔として機能する様に構成されている。
【００２４】
請求項７に記載の流体動圧軸受では、スリーブが含油焼結金属から形成されている。
【００２５】
請求項８に記載の流体動圧軸受では、請求項１乃至７の何れかに記載の流体動圧軸受において、スリーブ部の外周面とロータの円筒壁の内周面とは半径方向に隙間を介して対向しており、スリーブ部の外周面には、ロータの天板から離れるに従って外径が縮径するようテーパ面が設けられ、オイルはテーパ面と円筒壁の内周面との間でメニスカスを形成して保持されている。
【００２６】
請求項９に記載の流体動圧軸受では、請求項１乃至８のいずれかに記載の流体動圧軸受において、シャフトは、閉塞部材に対向する端部付近において半径方向に膨大してなる円盤部を有し、スリーブ部は、閉塞部材によって閉塞される側の端部に円筒孔部が半径方向外方に拡大してなる段部を有し、円盤部は段部によって形成される空洞に収容され段部と係合することで、ロータの抜け止めが構成されている。
【００２７】
請求項１０に記載の流体動圧軸受では、請求項８に記載の流体動圧軸受において、スリーブ部の外周面には、テーパ面から離れる側で外周面が半径方向内方に向かって屈曲して段部が設けられており、ロータの円筒壁の内周面には、段部に対応して内周面が半径方向内方に突出する環状部材が固着され、段部と環状部材とが係合することで、ロータの抜け止めが構成され、環状部材の上面とスリーブ部の段部の下面との間には、スリーブ部のテーパ面とロータの円筒壁の内周面との間に形成される半径方向の間隙の最小の隙間寸法よりも小な微小間隙が形成されておりラビリンスシールとして機能する様に構成されている。
【００２８】
請求項１１に記載のスピンドルモータは、ベースと、ベースに設置された請求項１乃至１０の何れかに記載の流体動圧軸受機構と、ベースに設置されたステータと、ロータマグネットと、ハブ部とを備えている。そして、ハブ部は、流体軸受機構が有する天板が軸受の半径方向外方に延長してなる基部と、基部の外縁部に接続しシャフトと同軸かつ同心で略円筒形状を有する第二の円筒壁と、第二の円筒壁の外周面に設置された記録ディスク設置構造と、からなる。更に、ロータマグネットは第二の円筒部にステータと対向して設置されている。
【００２９】
請求項１２に記載のスピンドルモータは、ベースと、ベースに設置された請求項１乃至１０の何れかに記載の流体動圧軸受機構と、ベースに設置されたステータと、ロータマグネットと、ハブ部と、を備えている。そして、ハブ部は、流体軸受機構が有する天板と、円筒壁とからなり、更にハブ部は、円筒壁の外周面に記録ディスク設置構造と、ロータマグネットを有し、なおかつ、ロータマグネットは円筒部にステータと対向して設置されている。
【００３０】
請求項１３に記載のスピンドルモータでは、請求項１乃至１２の何れかに記載のスピンドルモータにおいて、ロータには閉塞部材側に向かって軸線方向に作用する磁気力が加えられている。より具体的には、例えば次に上げる３つの方法の内の一つ以上を実装することで実現できる。
【００３１】
方法１：前記ベースの素材を磁性体とし、前記ロータマグネットと前記ベース間を互いに磁気吸引力が発生する様に近接して配置する。
【００３２】
方法２：前記ステータに通電していない条件下で前記ロータマグネットと前記ステータの間に働く磁気力が、該ロータマグネットを前記ベースに向かって吸引するように、前記ステータと前記ロータマグネットを前記シャフト方向にずらして設置する。
【００３３】
方法３：前記ベースに磁性体を設置し、該磁性体と前記ロータマグネットの間に磁気吸引力を発生させる。
【００３４】
請求項１４に記載の記録ディスク駆動装置では、ハウジングと、情報の記録及び読み出しが可能な記録ディスクと、ハウジングの内部に固定され記録ディスクを搭載して回転させる請求項１１乃至１３に記載のスピンドルモータと、記録ディスクの所要の位置に情報を書き込み又は読み出すための情報アクセス手段とを有している。
【００３５】
以下、これらの手段によって課題が解決される理由を説明する。
【００３６】
請求項１の構成は、フルフィル構造の動圧軸受を用いたスピンドルモータにおいて、軸受部内に保持されるオイルの圧力の均衡をはかり、負圧並びに過浮上の発生を防止することを可能とするものである。
【００３７】
上記の構造において、ロータの回転時には、ラジアル動圧発生溝、及び、スラスト動圧発生溝において、オイルに動圧が付与され、それぞれラジアル方向、スラスト方向に軸受を支持する力が生ずる。加えて、第一のスラスト動圧発生溝は、軸受面に沿った内側に向けてオイルの圧力を高める（ポンピング）ように構成されている。第一のスラスト動圧発生溝は、スラスト軸受面の外周寄りに位置しており、内周側に向けてオイルをポンピングする。この作用により、動圧溝の外側よりも内側において、オイルの静圧が高まる。また、オイルの軸受からの流出が抑制される。この静圧の高まりは軸受のスラスト方向の支持に寄与し、支持をより安定にする。
【００３８】
本発明の軸受は、シャフトとスリーブの間の間隙が途切れることなくオイルで満たされたフルフィル構造を有しているが、この間隙は３つの部分からなっている。第一の間隙は、スリーブの上端面と天板の底面の間の微小な間隙であり、スラスト動圧発生溝と共にスラスト動圧軸受の構成要素となっている。第二の間隙はスリーブ内周面とシャフト外周面の間の微小な間隙であり、ラジアル動圧発生溝と共にラジアル動圧軸受の構成要素となっている。第三の間隙は、シャフトの端面とスリーブ閉塞面の間の間隙である。この部分には流体動圧軸受は必ずしも構成しなくとも良いため、間隙も微小間隙である必要はない。しかし、先の第一のスラスト動圧発生溝の作用によってオイルの内圧が高められるため、この間隙を構成するシャフトの端面には静圧に起因するスラスト方向の支持力が加わる。
【００３９】
軸受の機械加工が理想的で、組み立て時やその後の有害な歪みも無いとすれば、本発明の軸受支持機構は、以上で説明した構成要素のみで機能する。
【００４０】
しかし、既に記したように、実際には、加工誤差や歪みによって、過浮上や、オイルが負圧になる領域が生ずるという問題がある。また、これらの誤差や歪みが無かったとしても、軸受を使用するうちに、オイルに含まれる微小なダストや気泡が、間隙の一部に溜まって、軸受の性能を損なうことも有る。この有害な影響を排除する為に、本発明の軸受には構造上の工夫が加えられている。
【００４１】
まずに過浮上については、シャフト端面の第三の間隙と、スラスト軸受面を構成する第一の間隙を連通する連通孔を設けることで、ラジアル動圧発生溝における不必要なポンピングの影響を排除する。たとえラジアル動圧発生溝がシャフト端部に向かってオイルをポンプインするように動作してしまったとしても、連通孔によって第二の間隙の両端を短絡させているので、第三の間隙における無用の圧力上昇は解消する。この作用により、第三の間隙の静圧は、第一のスラスト動圧発生溝による静圧上昇のみにとどまる。第一のスラスト動圧発生溝によるオイルの静圧の上昇は、加工誤差や他の歪み等の影響を受けにくいため、性能が安定する。
【００４２】
負圧については、先に説明した第一のスラスト動圧発生溝の作用によって、軸受内のオイルの静圧を高めることで発生を防いでいる。
【００４３】
オイル中のダストや気泡に対しては、オイルを軸受中で循環させることで、局所的に集積してしまわないようにする。第二のスラスト動圧発生溝は、このオイルの循環に寄与する。第二の動圧発生溝は、第一の間隙における連通孔の開口部の内側に位置し、ラジアル軸受部を構成する第二の間隙に向かって、ポンピングするように構成されている。このため、ラジアル軸受部のオイルは、第一の間隙から遠ざかる方向に流れ、第三の間隙に流れ込み、ついで連通路を通って第二の動圧発生溝の外側に戻る。オイル中に含まれている微細なダストや気泡は、このオイルの循環によって、ラジアル軸受内部に留まることなく排出され、軸受性能の劣化が回避される。
【００４４】
なお、オイルの静圧を高める様に作用しなければならない第一のスラスト動圧発生溝と異なり、第二のスラスト動圧発生溝はオイルを循環させるだけでよい。第一の動圧発生溝はスラスト軸受面において、連続して形成されて第一の動圧発生溝の内と外の領域を仕切ってしまう様に形成していなければならないが、上記の理由により、第二のスラスト動圧軸受については必ずしもそのような制約は無い。ただし、第二のスラスト動圧軸受についても、第一と同じように、軸受面上で連続して形成することで、オイルの循環はより確実になる。
【００４５】
請求項２の構成では、ラジアル軸受部を構成するラジアル動圧発生溝が形成された領域は、シャフトの延長方向に隔たって二つ存在し、各々の溝パターンは、一対のスパイラルグルーブが連接して成るヘリングボーン形状である。ヘリングボーン形状の動圧発生溝は、その溝の屈曲部において動圧が極大を示すため、この動圧溝をシャフト方向に隔たって二つ配置することにより、半径方向の変位や、軸を傾ける方向のモーメントに対して、軸受の剛性が高まる。通常の流体動圧軸受でこの構成をとった場合、先に説明したように、動圧溝の加工誤差などにより、二つの極大箇所の間で負圧領域が発生する可能性がある。しかし、本願発明の発明では、第二のスラスト動圧発生溝によって強制的に第一の間隙から第二の間隙に向かってオイルが送られてくるため、ラジアル動圧発生溝の間といえども、負圧領域が発生しにくい。
【００４６】
請求項３の構成では、シャフト上の二箇所に形成されたヘリングボーン形状の動圧発生溝の各々ついて、シャフト延長方向のどちら側にも積極的にはポンプインしない形状とする。より具体的には、シャフトの延長方向に対称なパターンとして置けばよい。
【００４７】
この構造は、ラジアル軸受部における支持点を、最も離して軸受スパンを大きく取る事ができる構造であるため、ラジアル軸受の支持力に優れる。特にシャフトを傾ける方向のモーメントに対して、剛性が高い。但し、製造時における狂い等に起因するアンバランスが残ることは、本請求項にかかわる発明でもありうる。しかし、本出願の発明では、第一の間隙に、第二のスラスト動圧発生溝を備えており、これが強制的にオイルを一定方向に循環させるため、ラジアル動圧発生溝を軸方向に対称な設計としても、製造上の僅かの誤差に起因して、オイルの循環が想定外になることは回避される。
【００４８】
請求項４の構成では、請求項２の構成において、更に各々のラジアル動圧発生溝について、シャフトの中央に向かってオイルをポンプインする設計とする。この場合、シャフトを傾けるモーメントに対する剛性は請求項３の構造よりも低下するが、第二のスラスト動圧発生溝による負圧の発生抑制に加え、ラジアル動圧発生溝も負圧発生抑制に寄与するため、負圧が発生する確率は更に小さくなり、量産時に生産される製品の性能を、より安定させることができる。
【００４９】
請求項５の構成では、二つ有るラジアル動圧発生溝のうち、天板側の動圧発生溝をシャフト方向に大きく作り、他の動圧発生溝は小さく造る。こうすることで、天板側でシャフトの支持力は高くなる。スピンドルモータを薄型に設計した場合、ハブの形状も平坦になって高さ方向の奥行きが無くなるが、この際、ロータ部の重心もシャフト端部に近づく。そこで、重心に近い天板側の動圧発生溝を大きくして支持力を強め、一方で重心から遠いシャフト端部側の動圧発生溝を小さくして、回転の抵抗を下げ、最適な構成とする。
【００５０】
請求項６の構成では、スリーブ部を一体の部品ではなく、ハウジングとそれに内嵌するスリーブから成る部品とする。この際、スリーブの外周、若しくはハウジングの内周に溝を形成した上で嵌合することにより、連通孔を構成することが可能で、穴あけ加工を省くことができる。
【００５１】
請求項７の構成では、特にラジアル軸受の動圧発生溝をプレスにて安価に加工できる様になると共に、軸受が保持するオイルの量が増すため、オイルの枯渇が生じにくくなり、軸受の信頼性も向上する。
【００５２】
請求項８の構成では、スリーブ部の側面にテーパシール部を設けることが可能で、例えば図１２の様にシャフトの外周面上に設ける場合に比べて、軸受の高さを低く設計することができる。また、シール部を軸受部よりも大径とすることができると共に、シール部の軸線方向寸法も比較的に大とすることができ、シール部内の容積が増大し、小型・薄型のスピンドルモータであっても、フルフィル構造の動圧軸受に多量に保持されるオイルの熱膨張に対して、十分に追随可能となる。
【００５３】
請求項９の構成では、ロータ部分の抜け止めを一体に構成することで、抜け落ちなどのトラブルを防止できる。
【００５４】
請求項１０の構成では、抜け止めをスリーブ部側方に形成できるので、軸受の高さを低く設計することが可能になる。また、テーパシール部に連続してラビリンスシールを配置することが可能で、その場合は、オイルミストによる軸受外部へのオイルの流出がより効果的に防止される。
【００５５】
請求項１１の構成では、過浮上や負圧の発生を回避した性能の優れた流体動圧軸受を搭載することで、信頼性が高く回転精度の高いアウタロータ型スピンドルモータが得られる。
【００５６】
請求項１２の構成では、過浮上や負圧の発生を回避した性能の優れた流体動圧軸受を搭載することで、信頼性が高く回転精度の高いインナロータ型スピンドルモータが得られる。
【００５７】
請求項１３の構成では、スラスト動圧軸受が発生する浮上力と、逆方向の力を磁気的にロータに付与することにより、ロータの浮上高さを安定させることができる。
【００５８】
請求項１４の構成では、信頼性が高く回転精度の高いスピンドルモータを搭載することで、同様に信頼性が高く読み取りエラーなどのトラブルが少ない、記録ディスク駆動装置が得られる。また、本発明の軸受、スピンドルモータは、小型・薄型化が可能であることから、例えば外径が１インチのハードディスクを駆動する記録ディスク駆動装置において好適に使用可能である。更に、これに限定されず、ハードディスク等の固定式又はＣＤ−ＲＯＭ、ＤＶＤ等の着脱式の記録媒体を駆動する記録ディスク駆動装置においても同様に使用可能となる。
【００５９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明にかかる流体動圧軸受、スピンドルモータ、及び記録ディスク駆動装置の実施形態について図１乃至図１１を参照しつつ説明する。なお、本願発明の実施の形態はこれらの内容に限定されるものではない。
【００６０】
（第１の実施の形態）
図１は、本発明に係る流体動圧軸受１００を搭載したスピンドルモータ１１０の断面図である。スピンドルモータ１１０は、ベース１０４、ベースに固定されたステータ１２１、ステータの外周面と対向して配置されたロータマグネット１２２、ロータマグネット１２２が固定されているハブ１０２と、ハブを回転自在に支持しベース１０４に固定されている流体動圧軸受１００、から構成されている。
【００６１】
また、ハブ１０２は基部１０２ａ、第二の円筒壁１０２ｂ、及び記録ディスク設置構造１０２ｃからなり、更に、基部１０２ａは、流体動圧軸受１００の一部である天板１０２ａ１と、天板を半径方向外方に拡大してなる延長部１０２ａ２からなっている（図１０参照）。ハブ１０２の下面からは円筒壁１１７がベース１０４に向かって垂下しており、円筒壁内周にシール部材１１８を内嵌して、スリーブ部１０３の外周との間にテーパシール１１３を構成している。
【００６２】
ハブ１０２の中央部にはシャフト１０１が接続して固定されており、ハブ１０２とシャフト１０１は一体に回転し、ハブにかかる荷重はシャフトに架かり、シャフトに加わる支持力はハブを支える。シャフト１０１はスリーブ部１０３を貫く円筒孔に収容されており、シャフト１０１の外周面と円筒孔の内周面の間に構成されるラジアル軸受機構によって、ラジアル方向の荷重を支える。ハブ１０２の下面とスリーブ部１０３の上端面の間には、スラスト軸受機構が構成され、スラスト方向の荷重を支える。シャフト１０１の下端には円盤形状の膨大部１０６が形成されており、スリーブ部１０３内周面の下端付近に形成された段部１１９（図２参照）によって、上側への移動が制限される。円盤形状の膨大部１０６とシャフト１０１は一体であるため、段部１１９と膨大部１０６の組み合わせはシャフトの抜け止めとして機能する。
【００６３】
ベース１０４には環状のスラストヨーク１２３が、ロータマグネット１２２の直下に配置され、ロータマグネット１２２に、ベース１０４に向かう磁気吸引力が作用する。この磁気吸引力は、ロータマグネット１２２と一体になっているハブ１０２を介してシャフト１０１を閉塞部材１０５に向けて押し付け、スラスト軸受部１０８が生ずる支持力と拮抗し、軸受の支持を安定させる。
【００６４】
ハブ１０２の中央部下面とスリーブ部１０３の上端面の間には微小な第一の間隙１１４が形成されている。シャフト１０１の外周面とスリーブ部の円筒孔の内周面の間には微小な第二の間隙１１５が形成されている。シャフト１０１の端面と閉塞部材１０５の間には第三の間隙１１６が形成されている。これら間隙は互いに繋がっており、かつ、潤滑剤として機能するオイルによって途切れることなく満たされている。そして、これら間隙を満たすオイルの空気との間に形成される界面は、基本的にはテーパシール１１３にのみ存在する。
【００６５】
シャフト１０１の外周面とスリーブ部１０３の内周面の何れか一方あるいは両方には、ラジアル動圧発生溝１０７ａ，１０７ｂが形成されており、第二の間隙に保持されたオイルと共にラジアル軸受部１０７を構成している。ハブ１０２中央付近の下面とスリーブ部１０３の上端面の何れか一方、或いは両方には，スラスト動圧発生溝１０８ａ，１０８ｂが形成されており、スラスト軸受部１０８を構成している。
【００６６】
これら動圧発生溝は、シャフト１０１の回転に伴って、間隙に保持されたオイルに流体動圧を発生させ、流体動圧軸受１００を支持する。図１，２中には、スラスト動圧発生溝１０８ａ，１０８ｂを斜めの二重線で表示している。また、ラジアル動圧発生溝１０７ａ，１０７ｂを”く”の字の二重線で表示している。
【００６７】
１０８ａ，１０８ｂの斜めの二重線は、この動圧発生溝が、スラスト軸受面の半径方向に沿ってオイルの圧力を高めるように機能することを表しており、二重線が軸受面から離れる側で、圧力が高められる構成であることを意味する。１０７ａ，１０７ｂの”く”の字の二重線も同様であって、この場合は、各動圧溝の上下端から中央に向かって、軸受面に沿って圧力を高めるように構成されていることを示しており、両側から中央に向かって高められた圧力は中央でぶつかって、動圧のピーク部分を生ずる。
【００６８】
図１，２に示す動圧軸受では、ラジアル軸受にこの”く”の字１０７ａ，１０７ｂが二つ、シャフトの延長方向に隔たって設置されており、”く”の字の頂点部分２箇所で、ラジアル軸受を支持する。
【００６９】
スラスト動圧発生溝１０８ａは、オイルが満たされた間隙と外部空間との界面に近い場所に位置し、シャフト回転時には、流体動圧を発生してスラスト方向の支持力を発生する他に、動圧発生溝１０８ａの内側における間隙の圧力（静圧）を外部空間の圧力よりも高めるように機能する。この静圧は、シャフト１０１の端面やハブ１０２の円盤部の下面に作用して、スラスト方向の支持力を補う。
【００７０】
スラスト動圧発生溝１０８ｂは、シャフト回転時には１０８ａと同じく流体動圧を発生してスラスト方向の支持力を生ずるが、オイルの静圧は高めない。１０８ｂはスラスト軸受面のシャフト寄りの圧力を高めるように作用するが、その静圧は、第二の間隙１１５、第三の間隙１１６、及び、スリーブ部に設けられた連通孔１１１を通じて散逸し、オイルを循環させる様に作用する。この循環によって、ラジアル軸受部１０７を構成する微小な第二の間隙１１５に保持されたオイルが継続的に入れ替わるため、ダストや気泡のラジアル軸受への蓄積を防ぐことができる。
【００７１】
図３は、ラジアル動圧発生溝の例を示す。図３の動圧発生溝は全てヘリングボーンタイプで、うち1)が図１，２で表示された圧力分布を生み出す。図３中の2)3)については、後述する。
【００７２】
図４は、スラスト動圧発生溝の例を平面図にて示している。第一のスラスト動圧発生溝であるスパイラル形状の溝１０８ａが軸受面の外周を取り囲み、その内側に、第二のスラスト動圧発生溝であるスパイラル形状の溝１０８ｂが形成されている。第一のスラスト動圧発生溝１０８ａが形成されている環状の領域と、第二のスラスト動圧発生溝１０８ｂが形成されている環状の領域の間には、連通孔１１１の開口部１１１ａが形成されており、ここを通じてオイルが循環する。連通孔１１１は図に示したように一つである必要はなく、複数個設けても良い。図４に示した、スラスト動圧発生溝では、第二のスラスト動圧発生溝１０８ｂも、第一のスラスト動圧発生溝１０８ａと同じく、シャフト１０１や第二の間隙１１５を取り囲んで連続して形成されているが、第二のスラスト動圧発生溝１０８ｂについては、必ずしも連続している必要は無く、部分的に溝が形成されていない領域があっても良い。これは、第一のスラスト動圧発生溝１０８ａがその内側の領域の静圧を高めるよう作用しなければならないのに対して、第二のスラスト動圧発生溝１０８ｂは、オイルの循環を目的としており、静圧を高める必要がないからである。
【００７３】
図４において、第一のスラスト動圧発生溝、及び第二のスラスト動圧発生溝は共にスパイラル形状となっているが（１０８ａ，１０８ｂ）、これらの動圧発生溝のパターンは、スパイラル形状に限定されるものではない。上述したように、第一のスラスト動圧発生溝は、動圧を発生して直接スラスト支持力を発生する他に、軸受内のオイルの静圧を高める機能を果たせばよい。そのためには、スパイラル形状以外にも、内側に向けてポンプインするように形成されたアンバランスなヘリングボーン形状などでも、本発明の作用と効果が実現できる。同様に第二のスラスト動圧発生溝は、オイルの循環を起こす機能を果たせばよいのであるから、この場合も、アンバランスのヘリングボーン形状が適用できる。
【００７４】
（第２の実施の形態）
図５は、本発明に係る流体動圧軸受２００を搭載したスピンドルモータ２１０の断面図である。スピンドルモータ２１０は、ベース２０４、ベースに固定されたステータ２２１、ステータの外周面と対向して配置されたロータマグネット２２２、ロータマグネットが固定されているハブ２０２と、ハブを回転自在に支持しベース２０４に固定されている流体動圧軸受２００、から構成されている。
【００７５】
流体動圧軸受２００の基本的な構造は、図１の１００と同様であるが、抜け止めの位置が異なっている。抜け止めは、シャフト端部ではなく、スリーブ部の外周に設けられており、ハブ２０２の天板から垂下された円筒壁２１７の先端部に取り付けられた抜け止め部材２０６が、スリーブ部外周に設けられた段部２１９によって上方への移動を規制される様配置されることで、構成されている。
【００７６】
このように抜け止めを構成することで、軸受の高さを低くすることが可能になり、同時に、ラジアル軸受部の二つの動圧発生溝２０７ａ，２０７ｂの間の間隔を大きく取ることが可能になって、シャフトを傾ける方向のモーメントに対する剛性を高められる。また、抜け止め部材２０６と段部２１９の間隔を小さく取れば、その間隙はラビリンスとして機能するため、テーパシール部からのオイルミストの拡散を防いで、ディスク室の汚染を抑制することができる。
【００７７】
図１１は、図５に示したスピンドルモータ２１０の変形例で、本願発明の流体動圧軸受３００を用いて、インナロータ型に構成したスピンドルモータ３１０の例である。この構造において、ハブ３０２は、基部３０２ａ、円筒壁３１７、及び、円筒壁３１７の外周に形成された記録ディスク設置構造３０２ｃからなっている。ただし、基部３０２ａは流体動圧軸受３００の天板そのものであるし、円筒壁３１７も流体動圧軸受３００の構成要素である。
【００７８】
なお、アウタロータ型と異なり、ロータマグネットは円筒壁３１７外周部に直接取り付けられている。このため、インナロータ型に構成した場合は、図１０における第二の円筒壁１０２ｂは必須ではない。
【００７９】
（第３の実施の形態）
図６は、図５の流体動圧軸受２００において、スリーブ部２０３を、ハウジング２０３ａと、ハウジングに内嵌するスリーブ２０３ｂの二つの部品からなる構成とした、流体動圧軸受２００ｂ表す。
【００８０】
このような構造とすることで、連通孔２１１ｂの形成が容易になる。すなわち、スリーブ２０３ｂの外周、若しくは、ハウジング２０３ａの内周面に、上端から下端まで繋がった溝を加工することで、組み立て後はこの溝が連通孔となる。溝はシャフトの延長方向のストレートな溝であっても良いし、螺旋を描きながら両端を接続する形態であっても良い。
【００８１】
また、図６においては、ハウジング２０３ａと閉塞部材２０５は別部材からなっているが、これを一体とし、ハウジングに閉塞部材としての機能を持たせても良い。この場合は、部品点数を削減できると言う効果が得られる。
【００８２】
図１や図５の様に、スリーブ部を一つの部品から構成する場合、連通孔はドリル等によってスリーブ部をシャフトの延長方向に穿孔して形成する必要がある。特にディスク径２．５インチ以下の、小型のハードディスクドライブ装置など、小型の軸受が必要になる用途では、シャフトやスリーブの径も縮小しなければならず、連通孔の径も微小にならざるを得ない。このような微細径の孔を加工することは、コストと時間を要する。しかし、この実施の形態によれば、このような困難は解決する。
【００８３】
なお、スリーブ２０３ｂは、含油多孔質材料などの含油焼結金属から構成しても良い。この場合、プレスによってスリーブ２０３ｂの内面にラジアル動圧発生溝を形成することができるため、動圧溝の加工コストを低減することができる。
【００８４】
（第４の実施の形態）
図７は、図１に示した実施形態の変形例であって、ラジアル軸受１０７を構成する２つの動圧発生溝の大きさを異ならせ、天板に近い上側で大きく（１０７ｃ）、シャフトの端部寄りで小さく（１０７ｄ）形成したものである。このような動圧発生溝の具体的な形状としては、例えば図３の2)に示すパターンがある。
【００８５】
ラジアル軸受に二つの支持点がある場合、ロータの重心は理想的にはその二つの支持点の丁度中間に位置することが望ましい。しかし、スピンドルモータを薄型化してゆくと、そのような位置に重心を置くことが難しくなり、重心はハブの天板寄りに偏倚する傾向がある。そのような場合には、二つあるラジアル動圧発生溝のうち、天板より動圧発生溝の面積を大きく取って、より大きな支持力を発生するように構成することで、軸受の剛性を高められる。
【００８６】
（第５の実施の形態）
図８は、図１に示した実施形態の更に他の変形例であって、ラジアル軸受１０７を構成する２つの動圧発生溝各々を非対称としたものである。
【００８７】
ラジアル動圧発生溝１０７ｅおよび１０７ｆともに、図２の構造と同じく、シャフトの一端側に向けて圧力を高める部分と、天板側に向けて圧力を高める部分の組み合わせによって構成されている。しかし、１０７ｅ，１０７ｆはこの二つの要素の大きさが異なっており、１０７ｅにおいてはシャフト端部に向けて圧力を高める要素が強く、１０７ｆにおいては天板に向けて圧力を高める要素が強く構成されている。このような動圧発生溝の具体的な形状としては、例えば図３の3)に示すパターンがある。
【００８８】
このような構成とした場合、ロータの回転時には、二つのラジアル動圧発生溝の作用によって、二つのラジアル動圧発生溝の間のオイルは、高い静圧をとなる傾向を持つ。これに、第一のスラスト動圧発生溝のポンピング作用が重畳するため、加工誤差や組み立て時の様々の狂いがあっても、二つのラジアル動圧発生溝の間の間隙においては、負圧が更に発生しにくくなる。軸受の信頼性を更に高めることができる。
【００８９】
（第６の実施の形態）
図９は、本願発明に係るスピンドルモータを搭載した、記録ディスク駆動装置９００の断面を表す。
【００９０】
ハウジング９０１とドライブベース９１２によって構成されるディスク室内には、スピンドルモータ９１０、記録ディスク９３０、磁気ヘッド９２２、スイングアーム９２３、アクチュエータ９２０が設置されている。
【００９１】
アクチュエータ９２０は、スイングアーム９２３を備え、ボイスコイル９２１によって駆動される。磁気ヘッド９２２は、スイングアーム９２３の先端部に取り付けられ、記録ディスクの表面に対向して設置されている。記録ディスク９３０はスピンドルモータ９１０に固定され、スピンドルモータはドライブベース９１２に固定されている。なお、図９では、ディスクのクランパなどの細部は省略して図示していない。
【００９２】
このような記録ディスク駆動装置９００は、スピンドルモータが、薄型化小型化に適し、信頼性が高く振動が小さいという長所を有するため、このスピンドルモータを利用した記録ディスク駆動装置も、薄型化小型化が容易で、故障が少なく、読み取りや書き込みミスの少ない記録ディスク駆動装置を得ることができる。
【００９３】
【発明の効果】
本発明の請求項１に記載の流体動圧軸受では、フルフィル構造の流体動圧軸受において負圧や過浮上の問題が解消され、簡略な構成で安定した軸支持が可能になる。
【００９４】
本発明の請求項２に記載の流体動圧軸受では、シャフトを傾ける方向のモーメントに対して高い剛性を示す軸受が得られる。
【００９５】
本発明の請求項３に記載の流体動圧軸受では、一対のラジアル動圧発生溝間の軸受スパンを比較的に大きく確保することができ、シャフトを傾ける方向のモーメントに対して更に高い剛性を示す軸受が得られる。
【００９６】
本発明の請求項４に記載の流体動圧軸受では、一対のラジアル動圧発生溝間において負圧が発生することを、より確実に防ぐことが可能で、量産時の製品の信頼性を高められる。
【００９７】
本発明の請求項５に記載の流体動圧軸受では、重心位置が高く、ラジアル軸受の二つの支持点の中央から重心が大きく天板側にずれる回転体に対して用いても、ラジアル方向の支持が安定する。
【００９８】
本発明の請求項６に記載の流体動圧軸受では、連通孔が容易かつ低コストで形成可能になる。
【００９９】
本発明の請求項７に記載の流体動圧軸受では、動圧発生溝の形成が容易になり、軸受の信頼性も高まる。
【０１００】
本発明の請求項８に記載の流体動圧軸受では、軸受の高さを低くし、シールのシャフト延長方向長さを確保し、かつシール部内の体積を確保することが容易になる。
【０１０１】
本発明の請求項９に記載の流体動圧軸受によれば、ロータ部分の抜け落ちが防止される。
【０１０２】
本発明の請求項１０に記載の流体動圧軸受によれば、ロータ部分の抜け落ちが防止される事に加えて、オイルの軸受外への流出が更に抑制される。
【０１０３】
請求項１１のスピンドルモータによれば、信頼性が高く回転精度の高いアウタロータ型スピンドルモータが得られる。
【０１０４】
請求項１２のスピンドルモータによれば、信頼性が高く回転精度の高いインナロータ型スピンドルモータが得られる。
【０１０５】
請求項１３のスピンドルモータによれば、ロータの浮上高さを安定させることができる。
【０１０６】
請求項１４の構成では、信頼性が高く読み取りエラーなどのトラブルが少なく、特に小型の記録ディスクを駆動する記録ディスク駆動装置が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明例に係る流体動圧軸受及びスピンドルモータの断面図１
【図２】本発明例に係る流体動圧軸受及びスピンドルモータの部分拡大図１
【図３】本発明例に係る流体動圧軸受で利用されるラジアル動圧発生溝パターンの例
【図４】本発明例に係る流体動圧軸受におけるスラスト動圧軸受の平面図
【図５】本発明例に係る流体動圧軸受及びスピンドルモータの他の抜け止め構造
【図６】本発明例に係る流体動圧軸受においてスリーブを二重構造とした例
【図７】本発明例に係る流体動圧軸受におけるラジアル動圧発生溝の構成の例１
【図８】本発明例に係る流体動圧軸受におけるラジアル動圧発生溝の構成の例２
【図９】本発明例に係る記録ディスク駆動装置の断面図
【図１０】本発明例に係るアウタロータ型スピンドルモータの断面図
【図１１】本発明例に係るインナロータ型スピンドルモータの断面図
【図１２】従来のフルフィル型流体動圧軸受構造及びスピンドルモータの断面図
【符号の説明】
１００，２００，２００ｂ，３００，Ａ００ 流体動圧軸受
１０１，２０１，Ａ０１ シャフト
１０２，２０２，３０２，Ａ０２ ハブ
１０２ａ，３０２ａ 基部
１０２ａ１ 天板
１０２ａ２ 延長部
１０２ｂ 第二の円筒壁
１０２ｃ，３０２ｃ 記録ディスク設置構造
１０３，２０３，Ａ０３ スリーブ部
２０３ａ ハウジング
２０３ｂ スリーブ
１０４，２０４，３０４，Ａ０４ ベース
１０５，２０５，Ａ０５ 閉塞部材
１０６，２０６，Ａ０６ 膨大部
１０７，２０７，Ａ０７ ラジアル軸受部
１０７ａ，１０７ｂ，１０７ｃ，１０７ｄ，１０７ｅ，１０７ｆ，２０７ａ，２０７ｂ，Ａ０７ａ，Ａ０７ｂ ラジアル動圧発生溝
１０８，２０８，Ａ０８ スラスト軸受部
１０８ａ，１０８ｂ，２０８ａ，２０８ｂ，Ａ０８ａ，Ａ０８ｂ スラスト動圧発生溝
１０９，２０９，Ａ０９ 雌ネジ穴
１１０，２１０，２１０ｂ，９１０，３１０，Ａ１０ スピンドルモータ
１１１ 連通孔
１１１ａ，２１１ｂ 連通孔開口部
１１３，２１３，Ａ１３ テーパーシール
１１４ 第一の間隙
１１５ 第二の間隙
１１６ 第三の間隙
１１７，２１７，３１７ 円筒壁
１１８ シール部材
１１９，２１９ 段部
１２１，２２１，３２１，Ａ２１ ステータ
１２２，２２２，３２２，Ａ２２ ロータマグネット
１２３，２２３、３２３ スラストヨーク
９００ 記録ディスク駆動装置
９０１ ハウジング
９１２ ドライブベース
９２０ アクチュエータ
９２１ ボイスコイル
９２２ 磁気ヘッド
９２３ スイングアーム
９３０ 記録ディスク[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a fluid dynamic pressure bearing using liquid oil as a lubricant, a spindle motor equipped with the bearing, and a recording disk drive using the spindle motor.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a bearing of a spindle motor used in a recording disk driving device for driving a recording disk such as a hard disk, in order to support a shaft and a sleeve so as to be relatively rotatable, lubrication of oil or the like interposed between the two is possible. Various dynamic pressure bearings using fluid pressure of fluid have been proposed. Among them, a structure (hereinafter referred to as “full-fill structure”) in which the entire minute gap constituting the dynamic pressure generating portion of the bearing is filled with oil as a lubricating fluid without interruption is being put into practical use. As a general full-fill structure, there is a fluid dynamic pressure bearing of
[0003]
FIG. 12 is a schematic cross-sectional view of such a full-fill type fluid dynamic pressure bearing. The prior art will be described below with reference to this figure.
[0004]
A spindle motor using this conventional fluid dynamic pressure bearing has a pair of shafts between an outer peripheral surface of a shaft A01 integrated with the rotor A10 and an inner peripheral surface of a sleeve A03 through which the shaft A01 is rotatably inserted. The dynamic pressure generating grooves A07a and A07b are formed apart from each other in the axial direction, and constitute a radial bearing portion together with the oil held in the gap between the outer peripheral surface and the inner peripheral surface. Further, the upper surface of the disk-shaped thrust plate A06 protruding radially outward from the outer peripheral surface of one end of the shaft A01, the flat surface of the step formed on the sleeve A03, and the oil retained between the two surfaces Thus, a thrust bearing is configured. Further, another thrust bearing is constituted by the thrust bush A05 closing the lower surface of the thrust plate A06 and one opening of the sleeve A03, and the oil held between the two surfaces. It is paired with.
[0005]
A series of minute gaps are formed between the shaft A01 and the thrust plate A06 and the sleeve A03 and the thrust bushing A05, and oil as a lubricating fluid is continuously held in these minute gaps without interruption. (Full-fill structure). The dynamic pressure generating grooves A07a and A07b in the radial bearing portion and the dynamic pressure generating grooves A08a and A08b in the thrust bearing portion are formed with herringbone-shaped dynamic pressure generating grooves formed by connecting a pair of spiral grooves. These dynamic pressure generating grooves generate the maximum dynamic pressure at the connecting portion of the spiral groove according to the rotation of the rotor A10, and support the load acting on the rotor A10.
[0006]
[Patent Document 1]
JP 2000-304052 A
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
In such a spindle motor, a taper seal portion A13 is formed in the vicinity of the upper end portion of the sleeve A03 located on the opposite side to the thrust bearing portion A08 in the axial direction, and the surface tension of oil and the affinity between the wall surface are balanced. Constitutes the oil interface. At this time, the internal pressure of the oil deviates from the atmospheric pressure as much as the surface tension acts, but the value is smaller than the atmospheric pressure and is maintained at a pressure substantially equal to the atmospheric pressure.
[0008]
Now, when the rotor A10 starts to rotate, the oil is drawn to the center side of each dynamic pressure bearing by pumping by the dynamic pressure generating grooves A07a, A07b and A08a, A08b, and the fluid dynamic pressure becomes maximum at the center. On the end side of the dynamic pressure generating groove, the oil is robbed and the internal pressure tends to decrease. However, since the volumetric compressibility of the liquid is generally small, the concentration of oil at the center of the dynamic pressure generating groove is small in volume. Since the slight volume change can be compensated by the movement of the interface in the taper seal portion A13, ideally, the internal pressure does not decrease in the oil held in the gap surrounding the shaft.
[0009]
However, in reality, the dynamic pressure generating groove does not act completely symmetrically, so that the oil internal pressure decreases. Assuming that the herringbone-shaped dynamic pressure generating grooves A07a and A07b are slightly asymmetric in the vertical direction due to the processing error of the dynamic pressure generating grooves, A07a pumps out oil toward the taper seal portion A13, and A07b faces the thrust plate A06. When acting to pump out, the oil internal pressure in the region sandwiched between A07a and A07b may drop below atmospheric pressure, resulting in a negative pressure state. The same phenomenon can occur with oil held near the outer periphery of the thrust plate located between the thrust dynamic pressure generating grooves A08a and A08b.
[0010]
Further, in the case of a hydrodynamic bearing having a full-fill structure, a negative pressure may be generated in the oil even if the dynamic pressure generating grooves formed in the bearing portion are formed symmetrically. This is because the machining of the inner peripheral surface of the sleeve or the outer peripheral surface of the shaft becomes uneven at the upper and lower ends in the axial direction, and the radius of the minute gap formed between the inner peripheral surface of the sleeve and the outer peripheral surface of the shaft The gap in the direction is formed wider on the upper end side in the axial direction than on the lower end side, so that the fluid dynamic pressure generated by the herringbone groove formed in the radial dynamic pressure bearing portion is from the lower end side in the axial direction. The pumping force exceeds the pumping force from the upper end side, the pressure gradient becomes unbalanced on the upper end side in the axial direction, and the flow toward the upper end side in the axial direction is induced in the oil.
[0011]
On the contrary, when the gap in the radial direction of the minute gap formed between the inner peripheral surface of the sleeve and the outer peripheral surface of the shaft is formed wider on the lower end side in the axial direction than on the upper end side, The oil flow toward the lower end in the axial direction is induced in the oil, the internal pressure of the oil held between the lower surface of the thrust plate and the thrust bush increases more than necessary, and the rotor floats more than a predetermined amount. Occurs.
[0012]
When a negative pressure region in which the internal pressure is reduced below the atmospheric pressure is generated in the oil, bubbles may be generated there. The oil in contact with the seal portion is exposed to atmospheric pressure, and air corresponding to atmospheric pressure can dissolve. Since the solubility of the gas in the liquid decreases as the pressure decreases, when the oil flows into the negative pressure region where the pressure is lower than the atmospheric pressure, the dissolved air separates to form bubbles. Further, in such a negative pressure region, there is a risk that the oil may rupture.
[0013]
Such bubbles and tearing of oil cause problems that affect the durability and reliability of the spindle motor, such as oil leaking out of the bearing. In addition, there are also problems that affect the rotational accuracy of the spindle motor, such as the generation of vibrations due to contact of the dynamic pressure generating grooves with bubbles, deterioration of NRRO (non-repetitive vibration component), and reduction of bearing rigidity.
[0014]
If over-levitation occurs in the rotor, wear due to contact between the thrust plate and the sleeve occurs, and this causes a deterioration in the durability and reliability of the bearing. In addition, in the case of a spindle motor for driving a hard disk, as the capacity of the hard disk increases, the recording surface of the hard disk and the magnetic head are disposed very close to each other. There are also concerns.
[0015]
Note that the above-described problem of over-levitation may also occur in cases other than when the inner peripheral surface of the sleeve or the outer peripheral surface of the shaft is not uniform. In the case of a thin spindle motor like the conventional spindle motor shown in FIG. 12, in order to fix a recording disk such as a hard disk on the outer peripheral surface of the rotor A10, a clamper is fixed to the upper end of the shaft A01. In some cases, the female screw hole A09 provided on the inner surface of the radial bearing portion A07a is formed to a depth reaching the inner peripheral side.
[0016]
In such a case, when a male screw (not shown) is fastened in the female screw hole A09, the outer peripheral surface of the shaft A01 bulges outward in the radial direction due to the fastening stress, and the outer peripheral surface of the sleeve A03 and the outer periphery of the shaft A01. The gap dimension in the radial direction of the minute gap formed between the two surfaces is narrower on the upper end side in the axial direction than on the lower end side. In this case, even if the radial dynamic pressure generating grooves A07a and A07b are formed to be completely symmetrical with respect to the axial direction, each dynamic pressure generating groove acts to pump in the axial direction or toward the end side. By this pumping action, the internal pressure of oil at the lower end of the shaft A01 is increased, and the rotor A10 is excessively lifted.
[0017]
In view of the above situation, the problem to be solved by the present invention is to improve reliability by preventing the occurrence of negative pressure or rotor over-levitation while maintaining a simple structure and desired bearing rigidity, and at a low cost. An object of the present invention is to provide a fluid dynamic pressure bearing that can be manufactured, a spindle motor using the fluid dynamic pressure bearing, and a recording disk drive device.
[0018]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, in the fluid dynamic pressure bearing according to
[0019]
The fluid dynamic pressure bearing according to
[0020]
In the fluid dynamic pressure bearing according to
[0021]
In the fluid dynamic pressure bearing according to claim 4, in the fluid dynamic pressure bearing according to
[0022]
The fluid dynamic pressure bearing according to claim 5 is the fluid dynamic pressure bearing according to any one of
[0023]
The fluid dynamic pressure bearing according to claim 6, wherein the sleeve portion includes a housing having a sleeve and a cylindrical hole portion in which the sleeve is fitted and fixed. A groove extending in the axial direction of the bearing is formed on the outer peripheral surface of the sleeve or the inner peripheral surface of the cylindrical hole portion, and the groove functions as a communication hole.
[0024]
In the fluid dynamic pressure bearing according to the seventh aspect, the sleeve is made of oil-impregnated sintered metal.
[0025]
In the fluid dynamic pressure bearing according to claim 8, in the fluid dynamic pressure bearing according to any one of
[0026]
The fluid dynamic pressure bearing according to claim 9 is the fluid dynamic pressure bearing according to any one of
[0027]
In the fluid dynamic pressure bearing according to claim 10, in the fluid dynamic pressure bearing according to claim 8, the outer peripheral surface of the sleeve portion is bent radially inward on the side away from the tapered surface. An annular member whose inner peripheral surface protrudes radially inward corresponding to the stepped portion is fixed to the inner peripheral surface of the cylindrical wall of the rotor, and the stepped portion and the annular member are By engaging, the rotor is prevented from coming off, and between the upper surface of the annular member and the lower surface of the step portion of the sleeve portion, between the tapered surface of the sleeve portion and the inner peripheral surface of the cylindrical wall of the rotor. A minute gap smaller than the minimum gap size of the radial gap to be formed is formed and configured to function as a labyrinth seal.
[0028]
A spindle motor according to an eleventh aspect includes a base, a fluid dynamic pressure bearing mechanism according to any one of
[0029]
A spindle motor according to a twelfth aspect includes a base, a fluid dynamic pressure bearing mechanism according to any one of
[0030]
A spindle motor according to a thirteenth aspect is the spindle motor according to any one of the first to twelfth aspects, wherein a magnetic force acting in an axial direction toward the closing member side is applied to the rotor. More specifically, for example, it can be realized by implementing one or more of the following three methods.
[0031]
Method 1: The base material is a magnetic material, and the rotor magnet and the base are arranged close to each other so as to generate a magnetic attractive force.
[0032]
Method 2: The stator and the rotor magnet are connected to the shaft so that a magnetic force acting between the rotor magnet and the stator under a condition where the stator is not energized attracts the rotor magnet toward the base. Install in a different direction.
[0033]
Method 3: A magnetic body is installed on the base, and a magnetic attractive force is generated between the magnetic body and the rotor magnet.
[0034]
15. The recording disk drive apparatus according to claim 14, wherein the housing, the recording disk capable of recording and reading information, and the spindle fixed to the inside of the housing are mounted and rotated. A motor and information access means for writing or reading information at a required position on the recording disk are provided.
[0035]
Hereinafter, the reason why the problem is solved by these means will be described.
[0036]
In the spindle motor using the hydrodynamic bearing having the full-fill structure, it is possible to balance the pressure of the oil held in the bearing portion and prevent the occurrence of negative pressure and over-levitation. It is.
[0037]
In the above structure, when the rotor rotates, dynamic pressure is applied to the oil in the radial dynamic pressure generating groove and the thrust dynamic pressure generating groove, and a force for supporting the bearing in the radial direction and the thrust direction is generated. In addition, the first thrust dynamic pressure generating groove is configured to increase (pump) the oil pressure toward the inside along the bearing surface. The first thrust dynamic pressure generating groove is located near the outer periphery of the thrust bearing surface, and pumps oil toward the inner periphery. By this action, the static pressure of the oil is increased on the inner side than the outer side of the dynamic pressure groove. Moreover, the outflow of oil from the bearing is suppressed. This increase in static pressure contributes to the support in the thrust direction of the bearing and makes the support more stable.
[0038]
The bearing of the present invention has a full-fill structure in which the gap between the shaft and the sleeve is filled with oil without interruption, and this gap is composed of three parts. The first gap is a minute gap between the upper end surface of the sleeve and the bottom surface of the top plate, and is a constituent element of the thrust dynamic pressure bearing together with the thrust dynamic pressure generating groove. The second gap is a minute gap between the inner circumferential surface of the sleeve and the outer circumferential surface of the shaft, and is a component of the radial dynamic pressure bearing together with the radial dynamic pressure generating groove. The third gap is the gap between the end face of the shaft and the sleeve closing face. Since the fluid dynamic pressure bearing does not necessarily have to be configured in this portion, the gap need not be a minute gap. However, since the internal pressure of the oil is increased by the action of the first thrust dynamic pressure generating groove, a support force in the thrust direction due to the static pressure is applied to the end surface of the shaft constituting the gap.
[0039]
Assuming that the machining of the bearing is ideal and that there is no harmful distortion during assembly or thereafter, the bearing support mechanism of the present invention functions only with the components described above.
[0040]
However, as already described, there is a problem that in actuality, there are over-levitation and a region where the oil becomes negative pressure due to processing errors and distortions. Even if these errors and distortions are not present, fine dust and bubbles contained in the oil may accumulate in a part of the gap while the bearing is used, and the performance of the bearing may be impaired. In order to eliminate this detrimental effect, structural improvements have been added to the bearing of the present invention.
[0041]
First of all, with regard to over-levitation, the effect of unnecessary pumping in the radial dynamic pressure generating groove is eliminated by providing a communication hole that connects the third gap on the shaft end face and the first gap that forms the thrust bearing surface. To do. Even if the radial dynamic pressure generating groove operates to pump in oil toward the end of the shaft, both ends of the second gap are short-circuited by the communication hole, so useless in the third gap. The increase in pressure is eliminated. With this action, the static pressure in the third gap is limited only to the increase in static pressure by the first thrust dynamic pressure generating groove. The increase in the static pressure of the oil due to the first thrust dynamic pressure generating groove is not easily affected by processing errors or other distortions, so that the performance is stabilized.
[0042]
The generation of the negative pressure is prevented by increasing the static pressure of the oil in the bearing by the action of the first thrust dynamic pressure generating groove described above.
[0043]
For dust and bubbles in the oil, the oil is circulated in the bearing to prevent local accumulation. The second thrust dynamic pressure generating groove contributes to the circulation of the oil. The second dynamic pressure generating groove is located inside the opening portion of the communication hole in the first gap, and is configured to pump toward the second gap constituting the radial bearing portion. For this reason, the oil in the radial bearing portion flows away from the first gap, flows into the third gap, and then returns to the outside of the second dynamic pressure generating groove through the communication path. Fine dust and air bubbles contained in the oil are discharged without staying in the radial bearing due to the circulation of the oil, and deterioration of the bearing performance is avoided.
[0044]
Unlike the first thrust dynamic pressure generating groove, which must act to increase the static pressure of oil, the second thrust dynamic pressure generating groove need only circulate oil. The first dynamic pressure generating groove must be formed continuously on the thrust bearing surface so as to partition the inner and outer regions of the first dynamic pressure generating groove. The second thrust dynamic pressure bearing is not necessarily limited. However, the second thrust dynamic pressure bearing is also formed continuously on the bearing surface in the same manner as the first, so that the oil circulation becomes more reliable.
[0045]
According to the second aspect of the present invention, there are two regions where the radial dynamic pressure generating grooves forming the radial bearing portion are formed apart from each other in the extending direction of the shaft, and each groove pattern has a pair of spiral grooves connected to each other. Herringbone shape. The herringbone-shaped dynamic pressure generating groove has a maximum dynamic pressure at the bent part of the groove, so by disposing two such dynamic pressure grooves separated in the shaft direction, the radial displacement and the axis are inclined. The rigidity of the bearing increases with respect to the moment in the direction. When this configuration is adopted with a normal fluid dynamic pressure bearing, as described above, a negative pressure region may be generated between the two maximum points due to a processing error of the dynamic pressure groove. However, in the invention of the present invention, oil is forcibly sent from the first gap to the second gap by the second thrust dynamic pressure generating groove, so even between the radial dynamic pressure generating grooves. The negative pressure region is less likely to occur.
[0046]
According to the third aspect of the present invention, each of the herringbone-shaped dynamic pressure generating grooves formed at two locations on the shaft is configured so as not to be actively pumped into either side of the shaft extension direction. More specifically, it may be placed as a symmetrical pattern in the extending direction of the shaft.
[0047]
Since this structure is a structure in which the bearing point in the radial bearing portion can be separated farthest and the bearing span can be increased, the bearing capacity of the radial bearing is excellent. The rigidity is particularly high with respect to the moment in the direction of tilting the shaft. However, the fact that an imbalance caused by a deviation at the time of manufacture remains may be an invention according to the present claims. However, in the invention of the present application, the first gap is provided with a second thrust dynamic pressure generating groove, which forcibly circulates oil in a certain direction, so that the radial dynamic pressure generating groove is symmetrical in the axial direction. Even a simple design avoids unexpected oil circulation due to slight manufacturing errors.
[0048]
In the configuration of claim 4, in the configuration of
[0049]
In the configuration of the fifth aspect, among the two radial dynamic pressure generating grooves, the dynamic pressure generating groove on the top plate side is made large in the shaft direction, and the other dynamic pressure generating grooves are made small. By doing so, the supporting force of the shaft is increased on the top plate side. When the spindle motor is designed to be thin, the shape of the hub becomes flat and the depth in the height direction disappears, but at this time, the center of gravity of the rotor portion also approaches the end of the shaft. Therefore, the dynamic pressure generation groove on the top plate near the center of gravity is enlarged to increase the support force, while the dynamic pressure generation groove on the shaft end side far from the center of gravity is reduced to reduce the resistance to rotation. And
[0050]
In the configuration of the sixth aspect, the sleeve portion is not an integral part but a part including a housing and a sleeve fitted therein. At this time, by forming a groove on the outer periphery of the sleeve or the inner periphery of the housing and then fitting, a communication hole can be formed, and drilling can be omitted.
[0051]
With the structure of claim 7, in particular, the dynamic pressure generating groove of the radial bearing can be processed with a press at a low cost, and the amount of oil retained by the bearing increases, so that the oil is hardly depleted and the reliability of the bearing is increased. Also improves.
[0052]
In the configuration of the eighth aspect, it is possible to provide a taper seal portion on the side surface of the sleeve portion. For example, the height of the bearing can be designed to be lower than that provided on the outer peripheral surface of the shaft as shown in FIG. it can. In addition, the seal part can be made larger in diameter than the bearing part, and the axial dimension of the seal part can be made relatively large, increasing the volume in the seal part, and a small and thin spindle motor. Even in such a case, it is possible to sufficiently follow the thermal expansion of the oil that is retained in a large amount by the hydrodynamic bearing having the full-fill structure.
[0053]
In the structure of Claim 9, troubles, such as drop-off, can be prevented by integrally configuring the rotor portion to prevent it from coming off.
[0054]
In the structure of the tenth aspect, since the stopper can be formed on the side of the sleeve portion, the height of the bearing can be designed low. In addition, it is possible to dispose a labyrinth seal continuously to the taper seal portion, and in this case, the oil mist is more effectively prevented from flowing out of the bearing.
[0055]
In the structure of claim 11, an outer rotor spindle motor with high reliability and high rotational accuracy can be obtained by mounting a fluid dynamic pressure bearing with excellent performance that avoids over-levitation and generation of negative pressure.
[0056]
According to the structure of claim 12, an inner rotor type spindle motor with high reliability and high rotation accuracy can be obtained by mounting a fluid dynamic pressure bearing excellent in performance that avoids excessive levitation and generation of negative pressure.
[0057]
In the structure of the thirteenth aspect, the flying height of the rotor can be stabilized by magnetically applying the flying force generated by the thrust dynamic pressure bearing and the force in the opposite direction to the rotor.
[0058]
In the configuration of the fourteenth aspect, by mounting a spindle motor with high reliability and high rotational accuracy, a recording disk drive device that is similarly high in reliability and has few troubles such as reading errors can be obtained. Further, since the bearing and spindle motor of the present invention can be reduced in size and thickness, they can be suitably used in, for example, a recording disk driving device that drives a hard disk having an outer diameter of 1 inch. Further, the present invention is not limited to this, and the present invention can be similarly used in a recording disk driving device that drives a fixed recording medium such as a hard disk or a detachable recording medium such as a CD-ROM or DVD.
[0059]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of a fluid dynamic pressure bearing, a spindle motor, and a recording disk drive device according to the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 11. The embodiment of the present invention is not limited to these contents.
[0060]
(First embodiment)
FIG. 1 is a cross-sectional view of a
[0061]
The
[0062]
A
[0063]
An
[0064]
A minute
[0065]
Radial dynamic
[0066]
These dynamic pressure generating grooves generate fluid dynamic pressure in the oil held in the gap as the
[0067]
The diagonal
[0068]
In the hydrodynamic bearing shown in FIGS. 1 and 2, two "<"
[0069]
The thrust dynamic
[0070]
The thrust dynamic
[0071]
FIG. 3 shows an example of a radial dynamic pressure generating groove. The dynamic pressure generating grooves in FIG. 3 are all herringbone types, 1) of which produces the pressure distribution shown in FIGS. 2) and 3) in FIG. 3 will be described later.
[0072]
FIG. 4 is a plan view showing an example of the thrust dynamic pressure generating groove. A
[0073]
In FIG. 4, the first thrust dynamic pressure generating groove and the second thrust dynamic pressure generating groove are both in a spiral shape (108a, 108b). The pattern of these dynamic pressure generating grooves is in a spiral shape. It is not limited. As described above, the first thrust dynamic pressure generating groove only needs to fulfill the function of increasing the static pressure of oil in the bearing, in addition to generating dynamic pressure and directly generating thrust support force. For this purpose, the action and effect of the present invention can be realized not only in the spiral shape but also in an unbalanced herringbone shape formed so as to be pumped inward. Similarly, the second thrust dynamic pressure generating groove only needs to fulfill the function of causing oil circulation, and in this case as well, an unbalanced herringbone shape can be applied.
[0074]
(Second Embodiment)
FIG. 5 is a cross-sectional view of a
[0075]
The basic structure of the fluid dynamic pressure bearing 200 is the same as 100 in FIG. 1, but the position of retaining is different. The stopper is provided not on the shaft end but on the outer periphery of the sleeve, and a
[0076]
By configuring the retainer in this way, it is possible to reduce the height of the bearing, and at the same time, it is possible to increase the distance between the two dynamic
[0077]
FIG. 11 is a modification of the
[0078]
Unlike the outer rotor type, the rotor magnet is directly attached to the outer peripheral portion of the
[0079]
(Third embodiment)
FIG. 6 shows a fluid dynamic pressure bearing 200b in which the
[0080]
With such a structure, the
[0081]
In FIG. 6, the
[0082]
As shown in FIGS. 1 and 5, when the sleeve portion is composed of a single part, the communication hole needs to be formed by drilling the sleeve portion in the extending direction of the shaft with a drill or the like. Especially in applications where a small bearing is required, such as a small hard disk drive with a disk diameter of 2.5 inches or less, the diameter of the shaft and sleeve must be reduced, and the diameter of the communication hole must be small. I don't get it. Processing such a fine hole requires cost and time. However, according to this embodiment, such a difficulty is solved.
[0083]
The
[0084]
(Fourth embodiment)
FIG. 7 shows a modification of the embodiment shown in FIG. 1, in which the sizes of the two dynamic pressure generating grooves constituting the
[0085]
If the radial bearing has two support points, the center of gravity of the rotor should ideally be located exactly halfway between the two support points. However, as the spindle motor becomes thinner, it becomes difficult to place the center of gravity at such a position, and the center of gravity tends to be biased toward the top plate of the hub. In such a case, of the two radial dynamic pressure generating grooves, the area of the dynamic pressure generating groove is made larger than that of the top plate to generate a larger support force, thereby improving the bearing rigidity. Enhanced.
[0086]
(Fifth embodiment)
FIG. 8 shows still another modification of the embodiment shown in FIG. 1, in which two dynamic pressure generating grooves constituting the
[0087]
As in the structure of FIG. 2, the radial dynamic
[0088]
In such a configuration, when the rotor rotates, the oil between the two radial dynamic pressure generating grooves tends to have a high static pressure due to the action of the two radial dynamic pressure generating grooves. Since the pumping action of the first thrust dynamic pressure generating groove is superimposed on this, negative pressure is not generated in the gap between the two radial dynamic pressure generating grooves even if there are machining errors and various deviations during assembly. Furthermore, it becomes difficult to generate. The reliability of the bearing can be further increased.
[0089]
(Sixth embodiment)
FIG. 9 shows a cross section of a recording
[0090]
A
[0091]
The
[0092]
Since the recording
[0093]
【The invention's effect】
In the fluid dynamic pressure bearing according to the first aspect of the present invention, the problem of negative pressure and over-floating in the fluid dynamic pressure bearing having a full-fill structure is solved, and stable shaft support is possible with a simple configuration.
[0094]
In the fluid dynamic pressure bearing according to the second aspect of the present invention, a bearing having high rigidity with respect to the moment in the direction of tilting the shaft can be obtained.
[0095]
In the fluid dynamic pressure bearing according to
[0096]
In the fluid dynamic pressure bearing according to claim 4 of the present invention, it is possible to more reliably prevent the negative pressure from being generated between the pair of radial dynamic pressure generating grooves, and to improve the reliability of the product at the time of mass production. It is done.
[0097]
In the fluid dynamic pressure bearing according to claim 5 of the present invention, even if it is used for a rotating body having a high center of gravity and having a large center of gravity from the center of the two support points of the radial bearing and shifted to the top plate side, Support is stable.
[0098]
In the fluid dynamic pressure bearing according to the sixth aspect of the present invention, the communication hole can be formed easily and at low cost.
[0099]
In the fluid dynamic pressure bearing according to the seventh aspect of the present invention, the formation of the dynamic pressure generating groove is facilitated, and the reliability of the bearing is also increased.
[0100]
In the fluid dynamic pressure bearing according to the eighth aspect of the present invention, it is easy to reduce the height of the bearing, to secure the length of the seal in the shaft extending direction, and to secure the volume in the seal portion.
[0101]
According to the fluid dynamic pressure bearing of the ninth aspect of the present invention, the rotor portion is prevented from falling off.
[0102]
According to the fluid dynamic pressure bearing of the present invention, in addition to preventing the rotor portion from falling off, the outflow of oil to the outside of the bearing is further suppressed.
[0103]
According to the spindle motor of the eleventh aspect, an outer rotor type spindle motor with high reliability and high rotational accuracy can be obtained.
[0104]
According to the spindle motor of the twelfth aspect, an inner rotor type spindle motor with high reliability and high rotational accuracy can be obtained.
[0105]
According to the spindle motor of the thirteenth aspect, the flying height of the rotor can be stabilized.
[0106]
According to the structure of the fourteenth aspect, a recording disk driving apparatus that drives a small-sized recording disk can be obtained with high reliability and few troubles such as reading errors.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view of a fluid dynamic pressure bearing and a spindle motor according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a partially enlarged view of a fluid dynamic pressure bearing and a spindle motor according to an example of the present invention.
FIG. 3 shows an example of a radial dynamic pressure generating groove pattern used in a fluid dynamic pressure bearing according to an embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a plan view of a thrust dynamic pressure bearing in a fluid dynamic pressure bearing according to an example of the present invention.
FIG. 5 shows another fluid dynamic pressure bearing and spindle motor other retaining structure according to an embodiment of the present invention;
FIG. 6 shows an example in which the sleeve has a double structure in the fluid dynamic bearing according to the embodiment of the present invention.
FIG. 7 shows an example of the configuration of a radial dynamic pressure generating groove in a fluid dynamic pressure bearing according to an example of the present invention.
FIG. 8 shows a second example of the configuration of the radial dynamic pressure generating groove in the fluid dynamic pressure bearing according to the embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a sectional view of a recording disk drive apparatus according to an example of the present invention.
FIG. 10 is a sectional view of an outer rotor type spindle motor according to an example of the present invention.
FIG. 11 is a cross-sectional view of an inner rotor type spindle motor according to an example of the present invention.
FIG. 12 is a sectional view of a conventional full-fill type fluid dynamic pressure bearing structure and spindle motor.
[Explanation of symbols]
100, 200, 200b, 300, A00 Fluid dynamic pressure bearing
101, 201, A01 shaft
102, 202, 302, A02 hub
102a, 302a base
102a1 Top plate
102a2 extension
102b Second cylindrical wall
102c, 302c Recording disk installation structure
103, 203, A03 Sleeve
203a housing
203b Sleeve
104, 204, 304, A04 base
105, 205, A05 Closure member
106,206, A06 huge part
107,207, A07 Radial bearing
107a, 107b, 107c, 107d, 107e, 107f, 207a, 207b, A07a, A07b Radial dynamic pressure generating groove
108, 208, A08 Thrust bearing
108a, 108b, 208a, 208b, A08a, A08b Thrust dynamic pressure generating groove
109,209, A09 Female threaded hole
110, 210, 210b, 910, 310, A10 Spindle motor
111 communication hole
111a, 211b communication hole opening
113,213, A13 Taper seal
114 First gap
115 Second gap
116 Third gap
117, 217, 317 Cylindrical wall
118 Seal member
119, 219 Step
121, 221, 321, A21 Stator
122, 222, 322, A22 Rotor magnet
123, 223, 323 Thrust yoke
900 Recording disk drive
901 Housing
912 drive base
920 Actuator
921 Voice coil
922 magnetic head
923 Swing arm
930 recording disc
Claims (14)
該シャフトが回転自在に遊挿される貫通孔が形成されたスリーブ部と、
回転軸心に該シャフトが一体に設けられシャフトと一体に回転する天板と
該天板の外周縁から垂下される円筒壁と、
該スリーブ部に形成された前記貫通孔の一方の開口部を閉塞する閉塞部材と、を有し、
前記スリーブ部の他方の開口部に隣接する他端面と前記天板の底面の間には微小な第一の間隙が形成され、
前記スリーブ部の内周面と前記シャフトの外周面の間には微小な第二の間隙が形成され、
前記閉塞部材の内面と前記シャフトの端面との間には第三の間隙が形成され、
前記第一の間隙はその半径方向内方の縁部で、前記第二の間隙の一端と接続しており、
前記第二の間隙はその他端において、前記第三の間隙と接続しており、
前記第一乃至第三の間隙には、全体にわたってオイルが途切れることなく連続して保持され、
前記スリーブ部の内周面及び前記シャフトの外周面の少なくともいずれか一方の面には、ラジアル動圧発生溝が形成されてラジアル軸受部が構成され、
該ラジアル軸受部においては、シャフトの外周面に対して垂直に働く動圧が少なくともシャフトの延長方向に隔たった２箇所において極大を示す様に前記ラジアル動圧発生溝が構成されており、
前記スリーブ部の他端面及び天板の底面の少なくともいずれか一方には、第一のスラスト動圧発生溝が設けられてスラスト軸受部が構成され、
該第一の動圧発生溝は、前記シャフトの回転時に前記オイルに対して半径方向内方に向かって圧力を高めるように構成されており、
前記スリーブ部には、前記第一の間隙に保持される前記オイルと、前記第三の間隙に保持される前記オイルを、前記第二の間隙以外の経路を通じて流通可能に連通する連通孔が形成されており、
該連通孔の前記第二の間隙における開口は、前記第一のスラスト動圧発生溝が形成されている領域の半径方向内方に位置し、
前記スリーブ部の他端面及び前記天板の底面の少なくともいずれか一方は、第二のスラスト動圧発生溝を有し、
該第二のスラスト動圧発生溝は、前記連通孔の開口部と前記第二の間隙の一端との間に介在し、前記シャフトの回転時に前記オイルに対して該連通孔開口部から前記第二の微小間隙の一端に向かって圧力を高めるよう作用する、
流体動圧軸受。A shaft,
A sleeve portion formed with a through hole into which the shaft is rotatably inserted;
A top plate that is integrally provided with the shaft at a rotation axis, and that rotates integrally with the shaft;
A closing member that closes one opening of the through hole formed in the sleeve portion,
A minute first gap is formed between the other end surface adjacent to the other opening of the sleeve portion and the bottom surface of the top plate,
A minute second gap is formed between the inner peripheral surface of the sleeve portion and the outer peripheral surface of the shaft,
A third gap is formed between the inner surface of the closing member and the end surface of the shaft,
The first gap is connected to one end of the second gap at the radially inner edge thereof;
The second gap is connected to the third gap at the other end;
In the first to third gaps, the oil is continuously held without interruption throughout,
A radial dynamic pressure generating groove is formed on at least one of the inner peripheral surface of the sleeve portion and the outer peripheral surface of the shaft to form a radial bearing portion,
In the radial bearing portion, the radial dynamic pressure generating groove is configured so that the dynamic pressure acting perpendicularly to the outer peripheral surface of the shaft exhibits a maximum in at least two locations separated in the extension direction of the shaft,
At least one of the other end surface of the sleeve portion and the bottom surface of the top plate is provided with a first thrust dynamic pressure generating groove to constitute a thrust bearing portion,
The first dynamic pressure generating groove is configured to increase pressure radially inward with respect to the oil when the shaft rotates.
The sleeve portion is formed with a communication hole that allows the oil held in the first gap and the oil held in the third gap to communicate with each other through a path other than the second gap. Has been
The opening in the second gap of the communication hole is located radially inward of the region where the first thrust dynamic pressure generating groove is formed,
At least one of the other end surface of the sleeve portion and the bottom surface of the top plate has a second thrust dynamic pressure generating groove,
The second thrust dynamic pressure generating groove is interposed between the opening portion of the communication hole and one end of the second gap, and the first oil from the communication hole opening portion to the oil when the shaft rotates. Acts to increase the pressure toward one end of the two minute gaps,
Fluid dynamic pressure bearing.
前記ラジアル軸受部は軸方向に隔たった二つの領域を有し、
各領域には各々ラジアル動圧発生溝が形成されており、
該ラジアル動圧発生溝は、一対のスパイラルグルーブを連接してなるヘリングボーン形状の動圧発生溝である、
事を特徴とする、流体動圧軸受。The fluid dynamic pressure bearing according to claim 1,
The radial bearing portion has two regions separated in the axial direction,
Each region is formed with a radial dynamic pressure generating groove,
The radial dynamic pressure generating groove is a herringbone-shaped dynamic pressure generating groove formed by connecting a pair of spiral grooves.
Fluid dynamic pressure bearing characterized by this.
前記各領域に形成されたラジアル動圧発生溝が前記オイルに対してシャフトの延長方向に付与する圧力の各領域における総和は、各々の領域について実質ゼロとなるように設計されている、
事を特徴とする流体動圧軸受。The fluid dynamic pressure bearing according to claim 2,
The total sum in each region of the pressure applied by the radial dynamic pressure generating grooves formed in each region to the oil in the extension direction of the shaft is designed to be substantially zero for each region.
Fluid dynamic pressure bearing characterized by this.
前記各領域に形成されたラジアル動圧発生溝が前記オイルに対してシャフトの延長方向に付与する圧力の各領域における総和は、前記天板寄りに位置する領域においては他方の領域に向けて圧力を高めるように構成されており、かつ、他方の領域においては前記天板寄りに位置する領域に向けて圧力を高めるように構成されている、
事を特徴とする流体動圧軸受。The fluid dynamic pressure bearing according to claim 2,
The total sum of the pressures applied to the oil in the extending direction of the shaft by the radial dynamic pressure generating grooves formed in each of the regions is the pressure toward the other region in the region located near the top plate. And in the other region, the pressure is increased toward the region located closer to the top plate.
Fluid dynamic pressure bearing characterized by this.
前記ラジアル軸受部の前記二つの領域のうち、前記天板寄りに位置する領域に形成された動圧発生溝は、他方の領域に形成された動圧発生溝よりも軸方向長さが長く形成されている、
事を特徴とする、請求項１または２の何れかに記載の流体動圧軸受。In the fluid dynamic pressure bearing according to any one of claims 2 to 4,
Of the two regions of the radial bearing portion, the dynamic pressure generating groove formed in the region located closer to the top plate has a longer axial length than the dynamic pressure generating groove formed in the other region. Being
The fluid dynamic pressure bearing according to claim 1, wherein the fluid dynamic pressure bearing is characterized by the above.
前記スリーブ部は、
スリーブと
該スリーブが内嵌され固定される円筒孔部を有するハウジングと、
からなり、
前記スリーブの外周面、若しくは、前記円筒孔部の内周面に、軸受の軸方向に延びる溝が形成されており、
組み立て後には該溝が前記の連通孔として機能する、
事を特徴とする流体動圧軸受。In the fluid dynamic pressure bearing according to any one of claims 1 to 5,
The sleeve portion is
A housing having a sleeve and a cylindrical hole portion in which the sleeve is fitted and fixed;
Consists of
A groove extending in the axial direction of the bearing is formed on the outer peripheral surface of the sleeve or the inner peripheral surface of the cylindrical hole portion,
After assembly, the groove functions as the communication hole.
Fluid dynamic pressure bearing characterized by this.
請求項６に記載の流体動圧軸受。The sleeve is formed of oil-impregnated sintered metal;
The fluid dynamic pressure bearing according to claim 6.
前記スリーブ部の外周面と前記円筒壁の内周面とは半径方向に隙間を介して対向しており、
前記スリーブ部の外周面には、前記天板から離れるに従って外径が縮径するようテーパ面が設けられ、
前記オイルは該テーパ面と前記円筒壁の内周面との間でメニスカスを形成して保持されている、
事を特徴とする流体動圧軸受。The fluid dynamic pressure bearing according to any one of claims 1 to 7,
The outer peripheral surface of the sleeve portion and the inner peripheral surface of the cylindrical wall are opposed to each other via a gap in the radial direction,
A tapered surface is provided on the outer peripheral surface of the sleeve portion so that the outer diameter is reduced as the distance from the top plate increases.
The oil is held by forming a meniscus between the tapered surface and the inner peripheral surface of the cylindrical wall.
Fluid dynamic pressure bearing characterized by this.
前記シャフトは、前記閉塞部材に対向する端部付近において半径方向に膨大してなる円盤部を有し、
前記スリーブ部は、前記閉塞部材によって閉塞される側の端部に前記円筒孔部が半径方向外方に拡大してなる段部を有し、
前記円盤部は該段部によって形成される空洞に収容され前記段部と係合することで、前記シャフトの抜け止めが構成される、
事を特徴とする流体動圧軸受。In the fluid dynamic pressure bearing according to any one of claims 1 to 8,
The shaft has a disk portion enlarging in the radial direction in the vicinity of the end facing the blocking member,
The sleeve portion has a step portion formed by expanding the cylindrical hole portion radially outward at an end portion on a side closed by the closing member,
The disc portion is housed in a cavity formed by the stepped portion and engaged with the stepped portion, so that the shaft is prevented from coming off.
Fluid dynamic pressure bearing characterized by this.
前記スリーブ部の前記外周面には、前記テーパ面から離れる側で該外周面が半径方向内方に向かって屈曲して段部が設けられており、
前記円筒壁の内周面には、該段部に対応して該内周面が半径方向内方に突出する環状部材が固着され、
前記段部と該環状部材とが係合することで、前記シャフトの抜け止めが構成され、
前記環状部材の上面と前記スリーブ部の段部の下面との間には、前記スリーブ部のテーパ面と前記円筒壁の内周面との間に形成される半径方向の間隙の最小の隙間寸法よりも小な微小間隙が形成されておりラビリンスシールとして機能する、
事を特徴とする流体動圧軸受。The fluid dynamic pressure bearing according to claim 8,
The outer peripheral surface of the sleeve portion is provided with a step portion by bending the outer peripheral surface radially inward on the side away from the tapered surface,
An annular member is fixed to the inner peripheral surface of the cylindrical wall so that the inner peripheral surface protrudes radially inward corresponding to the stepped portion.
The shaft is prevented from coming off by engaging the stepped portion and the annular member,
The minimum gap dimension of the radial gap formed between the taper surface of the sleeve portion and the inner peripheral surface of the cylindrical wall between the upper surface of the annular member and the lower surface of the step portion of the sleeve portion. A smaller gap is formed and functions as a labyrinth seal.
Fluid dynamic pressure bearing characterized by this.
前記ベースに設置された請求項１乃至１０の何れかに記載の流体動圧軸受機構と、
前記ベースに設置されたステータと、
ロータマグネットと、
ハブ部と、
を備え、
前記ハブ部は、前記流体軸受機構が有する前記天板が軸受の半径方向外方に延長してなる基部と、該基部の外縁部に接続し前記シャフトと同軸かつ同心で略円筒形状を有する第二の円筒壁と、該第二の円筒壁の外周面に設置された記録ディスク設置構造と、からなり、
前記ロータマグネットは前記第二の円筒部に前記ステータと対向して設置されている、
スピンドルモータ。Base and
The fluid dynamic pressure bearing mechanism according to any one of claims 1 to 10 installed on the base;
A stator installed on the base;
A rotor magnet,
A hub,
With
The hub portion has a base portion in which the top plate of the fluid dynamic bearing mechanism extends radially outward of the bearing, and a substantially cylindrical shape that is connected to the outer edge portion of the base portion and is coaxial and concentric with the shaft. Two cylindrical walls, and a recording disk installation structure installed on the outer peripheral surface of the second cylindrical wall,
The rotor magnet is installed on the second cylindrical portion so as to face the stator.
Spindle motor.
前記ベースに設置された請求項１乃至１０の何れかに記載の流体動圧軸受機構と、
前記ベースに設置されたステータと、
ロータマグネットと、
ハブ部と、
を備え、
前記ハブ部は、前記流体軸受機構が有する前記天板と、前記円筒壁とからなり、更に該ハブ部は、前記円筒壁の外周面に記録ディスク設置構造と、前記ロータマグネットを有し、
なおかつ、前記ロータマグネットは前記円筒部に前記ステータと対向して設置されている、
スピンドルモータ。Base and
The fluid dynamic pressure bearing mechanism according to any one of claims 1 to 10 installed on the base;
A stator installed on the base;
A rotor magnet,
A hub,
With
The hub portion includes the top plate of the hydrodynamic bearing mechanism and the cylindrical wall, and the hub portion further includes a recording disk installation structure on the outer peripheral surface of the cylindrical wall, and the rotor magnet.
The rotor magnet is installed in the cylindrical portion so as to face the stator.
Spindle motor.
情報の記録及び読み出しが可能な記録ディスクと、
前記ハウジングの内部に固定され該記録ディスクを搭載して回転させる請求項１１乃至１３に記載のスピンドルモータと、
前記記録ディスクの所要の位置に情報を書き込み又は読み出すための情報アクセス手段とを有する、
記録ディスク駆動装置。A housing;
A recording disk capable of recording and reading information; and
A spindle motor according to any one of claims 11 to 13, which is fixed inside the housing and rotates the recording disk mounted thereon.
Information access means for writing or reading information at a required position on the recording disk;
Recording disk drive device.
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