JP2008291983A - 流体軸受装置およびこれを備えたスピンドルモータ、記録再生装置 - Google Patents

Abstract

【課題】衝撃や振動を受けた場合においても軸受内部に負圧が発生することを防止して、耐久性や信頼性を向上させることが可能な動圧流体軸受装置およびこれを備えたスピンドルモータ、記録再生装置を提供する。
【解決手段】流体軸受装置３０は、スリーブ３２と、シャフト３１と、フランジカバー３３と、を備えている。スリーブは、軸受孔３２ｄと両端面を連通する連通孔３２ｃとを有している。シャフト３１は、スリーブの軸受孔３２ｄ内に相対回転可能な状態で配置されており、本体部３１ａと本体部３１ａより大径のフランジ部３２ｂと、フランジ部３２ｂの両端面を連通する連通孔３１ｅと、を有している。フランジカバー３３は、フランジ部の下面に対向して配置されている。連通孔３１ｅの圧力損失は連通孔３２ｃの圧力損失より小さい。
【選択図】図５

Description

本発明は、磁気ディスク、光ディスク等の記録ディスクを回転駆動するモータに搭載される流体軸受装置に関するものであって、特に、携帯機器として小型化に対応可能な流体軸受装置およびこれを備えたスピンドルモータ、記録再生装置に関する。

従来から、磁気ディスク、光ディスク、光磁気ディスク等のディスク状の記録媒体を回転駆動する記録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して両者を相対回転自在に支持する流体軸受装置が提案されている。

シャフトとスリーブとの間には、一連の微少な隙間が形成されており、シャフト及びスリーブの少なくとも一方には、回転軸の周方向に沿って形成された動圧発生溝（ラジアル動圧発生溝）と回転軸の半径方向に形成された動圧発生溝（スラスト動圧発生溝）が形成されている。また、これらの微少隙間中には、潤滑流体としてのオイルが保持されている。そして、このような流体軸受装置の構成の中には、一連の微少な隙間の端部にテーパシール部が形成されて大気に露出した構造、いわゆる、片袋構造のものがある。

特許文献１のような片袋構造の流体軸受装置においては、シャフトは、下端に大径のフランジ部を有しており、フランジ部は、フランジカバー上に載置されている。フランジ部及びフランジカバーの少なくもといずれかには、スラスト動圧発生溝が形成されている。また、スラスト動圧発生溝が形成された部分以外は互いに平坦な平面で構成されている。

このような構成の従来の流体軸受装置では、シャフトが回転を始めると、オイルは、動圧発生溝によるポンピングにより各ラジアル軸受部およびスラスト軸受部に引き込まれ、動圧発生溝内部で流体動圧が上昇する。これによって、シャフトとスリーブとは非接触で相対回転可能な状態となる。

また回転中におけるスラスト軸受部の上下の圧力不均衡を解消するために、例えば特許文献２に示すように、フランジ部の内周に連通孔を設けるものがある。
特開２００５−３０８０５７号公報（平成１７年１１月４日公開） 特開２００３−２８１４７号公報（平成１５年１月２９日公開）

従来の流体軸受装置では、フランジ部とフランジカバーとが互いに平坦な平面で構成され、しかもフランジ周囲の隙間は０．１ｍｍ程度と比較的狭いため、落下等の衝撃や振動により、フランジ部の中心側で負圧部分が発生しやすく、気泡が発生し、その結果テーパシール部から潤滑流体が漏洩することがある。

以下、気泡発生のメカニズムに関して説明する。停止状態ではフランジ部とフランジカバーとは、ロータマグネットと磁性材料製のベースとの間で磁気的に吸引しあうために、互いに接触した状態にある。ここで落下衝撃や振動が加わり、フランジ部がシャフトと共に上昇すると、フランジ部の周囲とスリーブ及びフランジカバーとの間の空間が、シャフトのフランジ部より上の軸部分が上昇した体積分だけ増加する。シャフトが上昇すると、停止状態のときにフランジ部の上面に存在したオイルは、フランジ部外周とスリーブ下端側の狭い隙間との間を通過して、フランジ部の下方に移動しようとする。しかし、シャフトの移動が急激だと、オイル自身のもつ粘性のために、オイルはフランジ部下方に十分に回り込むことが出来なくなる。その結果、フランジ部の周囲とスリーブ及びフランジカバーとの間の空間が、シャフトのフランジ部より上の軸部分が上昇した体積分だけ増加したことと相まって、フランジ部下方に負圧部分が発生してしまう。すなわちフランジ部の中心部分が真空状態になり、例えば、潤滑流体の充填作業後等に時間の経過と共に潤滑流体内に溶け込んだ空気等が気泡として発生するおそれがある。またテーパシール部において、大気に露出したオイルの液面が、回り込まなかったオイルの分だけ上昇する。

さらに気泡が発生した状態で、気泡がオイルに溶け込む前に、上昇したシャフトが急激に下降すると、フランジ部下方で発生した気泡が押し潰されて上昇し、テーパシール部において、大気に露出したオイルの液面が発生した気泡の体積分だけ、当初の停止状態よりもさらに上昇する。すると、テーパシール部において、オイルが漏れ出すおそれがある。

特に、圧力等価用の連通孔がスリーブに上下に貫通して設けられている場合、連通孔の方がラジアル軸受部よりオイルが流動し易いため、連通孔に気泡が入り込みやすい。この連通孔に入り込んだ気泡により、連通孔の開口部近傍で液面が急激に上昇してオイルがテーパシール部から漏れ出すおそれがある。オイルが漏れ出すと、流体軸受装置の耐久性や性能に悪影響を与えてしまうおそれがある。

なお特許文献２のように、フランジ部内周側にフランジ部の上下を連通する連通孔を設けていても、フランジ部の連通孔の大きさが十分に大きくないと、フランジ部正面から下面に向けてオイルが移動する際の流動抵抗が大きいために、フランジ部の上下で圧力差が十分に小さくできない。したがって衝撃がかかって急激にシャフトが上昇すると、フランジ下面は負圧になりやすく、その結果気泡が発生しやすい。

本発明の課題は、振動や衝撃を受けた場合においても軸受内部に負圧が発生することを防止して、耐久性や信頼性を向上させることが可能な流体軸受装置およびこれを備えたスピンドルモータ、記録再生装置を提供することにある。

第１の発明に係る流体軸受装置は、スリーブと、シャフトと、潤滑流体と、軸受部と、フランジカバーと、第１連通孔と、を備えている。スリーブは、一端が開口する挿通孔を有している。シャフトは、スリーブの挿通孔内にスリーブに対して相対回転可能な状態で配置されており、本体部と本体部より大径の大径部とを有している。潤滑流体は、スリーブとシャフトとの間に形成される隙間に充填されている。軸受部は、潤滑流体を介してスリーブとシャフトとを相対回転自在に回転方向及び軸方向に支持している。フランジカバーは、スリーブに対してシャフトの軸方向における一方の端部側に固定され、大径部の一面に対向して配置されている。第１連通孔は、大径部の前記フランジカバーと対向する一面と対向しない他面とを連通する少なくとも一つの孔である。スリーブは、その両端面を連通する少なくとも一つの第２連通孔を有し少なくとも一つの第１連通孔の両端での圧力損失は、少なくとも一つの第２連通孔の両端での圧力損失より小さくなるように、形状及び個数が決定されている。

なお、第１及び第２連通孔は、大径部及びスリーブの両端面を各別に連通するものであれば、円形の孔に限定されず、半円や多角形を含む非円形の孔でもよい。また、溝の形態であってもよい。たとえば、シャフトやスリーブが２つの部材で構成される場合、２つの部材の間に溝等を形成して第１連通孔または第２連通孔を構成してもよい。

また、シャフトの大径部は、軸受部の軸方向に支持する部分を構成するフランジ部であってもよいし、シャフトをスリーブに対して抜け止めする抜け止め部であってもよい。
ここで、シャフトがスリーブに対して上下に相対移動するとき、潤滑流体は、第１及び第２連通孔を介して流れる。このとき、シャフトの大径部に設けられた第１連通孔の方が、スリーブに設けられた第２連通孔より、両端での圧力損失が小さいので、第１連通孔の方が第２連通孔より潤滑流体が流れやすい。このため、シャフトがスリーブに対して急激にフランジカバーから離れる方向に上昇しても、大径部より挿通孔の開口側にあった潤滑流体が第２連通孔に流れにくくなり、第１連通孔を通って負圧が発生しやすいシャフトの端部側に流れやすくなる。

このため、流体軸受装置が衝撃や振動を受けて、シャフトとスリーブとが激しく上下に相対移動しても、シャフトの中心部分に第１連通孔から潤滑流体が流れて潤滑流体に負圧が発生しにくくなる。

また、その後に、シャフトがスリーブに対して急激に下降しても、第１連通孔から大径部の他面に潤滑流体が流れる。この結果、上下動時に第２連通孔に潤滑流体が流れにくくなり、第２連通孔の圧力脈動が減衰する。このため、軸受内部に充填された潤滑流体内における気泡の発生に起因する潤滑流体の漏れ出し等の不具合の発生を防止して流体軸受装置の耐久性や信頼性を向上させることが可能となる。

第２の発明に係る流体軸受装置は、第１の発明に係る流体軸受装置であって、第１連通孔の等価直径（Ｄｆ）、長さ（Ｌｆ）、及び個数（Ｎｆ）と、第２連通孔の等価直径（Ｄｓ）、長さ（Ｌｓ）、及び個数（Ｎｓ）とは、以下の関係式（１）を満たし、

第１及び第２連通孔の等価直径Ｄｆ，Ｄｓは、第１及び第２連通孔の断面積Ａｆ，Ａｓを周囲長Ｌｆ，Ｌｓでそれぞれ除した値の４倍の値であり、以下の関係式（２）で示され、

関係式（１）の定数ｎ，ｍは、１以上の数であり、定数（ｎ，ｍ）の組み合わせは、（４，１），（４．７５，１．７５），（５，２）の内の少なくともいずれかを満足する。

なお、等価直径Ｄｅは、その流路が、流動の点から、直径いくらの円管の集合と等価であるかを示す代表長さであり、下記式で求められる。

Ｄｅ＝４Ａ／Ｓ
ただし、Ａ：流路断面積
Ｓ：濡れ縁長さ（断面にある壁面の長さ）

シャフトのスリーブに対する相対的な上下動が生じるとき、潤滑流体は、大径部及びスリーブに各別に設けられた第１連通孔及び第２連通孔を介して移動しようとする。このとき、第１連通孔の流れの上流から下流に向かって流れるときの圧力損失が第２連通孔の圧力損失より小さければ、潤滑流体は負圧が発生しやすいシャフトの一端部に流れやすくなり、負圧が発生しにくくなる。

すなわち、第１連通孔の上流側の端部の圧力をＰ１とし、下流側の端部の圧力をＰ２とし、第２連通孔の上流側の圧力をＰ３とし、下流側の圧力をＰ４とすると、
絶対値（Ｐ１−Ｐ２）＜絶対値（Ｐ３−Ｐ４）を満たすように、第１及び第２連通孔の形状及び個数を決定すればよい。なお、通常は、第１連通孔の出口（または入口）の圧力Ｐ２と第２連通孔の入口（または出口）の圧力Ｐ３は、同じである。

この場合、前述したように、第１連通孔でスムーズに潤滑流体が移動するので、衝撃による上下動が生じても軸受内部の負圧が生じにくくなり、気泡が発生しないので、スリーブ側の第２連通孔で潤滑流体が漏れることを確実に抑制できる。

以下、圧力損失の関係から第１連通孔及び第２連通孔の形状及び個数の関係を特定する関係式（１）を導出する過程を説明する。
図１に示すように、直径ｄ長さＬの管に、密度ρ、粘度μの流体を平均速度ｖで流したときの、圧力損失Δｐは次のように求められる。ただし、ここでは計算を簡単にするために、管軸方向に速度分布が変化しない、十分に発達した定常流として扱う。
図１における圧力降下量Δｐは流体の摩擦によって生じ、ダルシーの管摩擦係数(Darcy’s friction factor)λを用いると、下記関係式（３）のように表すことができる。

ただしλは一般にレイノルズ数Ｒｅと管壁の粗さの関数であることが実験的に確かめられている。ここでレイノルズ数Ｒｅは管の場合、下記関係式（４）のように表される。

ちなみに、ＨＤＤ（ハードディスク装置）用等に用いられるスピンドルモータの流体軸受装置においては、通常運転状態ではレイノズル数Ｒｅは１０以下であり、層流として扱っても良い。一方、落下衝撃などで急激な変化が生ずるときは、レイノズル数Ｒｅが１０³〜１０⁴程度になると考えられる。

（１）衝撃が比較的小さな状態
この場合、管摩擦係数λは粗さにはほとんど影響を受けずに、層流として扱うことが出来る。このとき、ハーゲン−ポアズイユ（Hagen-Poiseulli）の式を用いて、管摩擦係数λは下記関係式（５）で表される。

さらに、単位時間当たりの流量Ｑは、平均流速ｖと管径ｄを用いて下記関係式（６）であるから、

関係式（３）に、関係式（４），（５），（６）を代入すると、圧力損失Δｐは、下記関係式（７）のようにして導出される。

（２）衝撃が比較的大きな状態
この場合、管摩擦係数λは粗さの影響を受ける乱流として扱う。
（２−１）管がなめらかな場合（但しＲｅ＝３０００〜１０００００）
このとき、ブラジウス(Blasius)の式を用いて、管摩擦係数λは下記関係式（８）で表される。

関係式（３）に、関係式（４），（８），（６）を代入すると、圧力損失Δｐは、下記関係式（９）のようにして導出される。

（２−２）管が充分に粗い場合（但しＲｅ＝３０００〜１０００００）
このとき、カルマン(Karman)の式を用いると、管摩擦係数λは、ｅ／ｄの関数になるが、レイノズル数Ｒｅに無関係となり、下記関係式（１０）で表せる。ただし、ｅは管壁における不規則突起の平均高さである。

関係式（３）に、関係式（１０），（６）を代入すると、圧力損失Δｐは、下記関係式（１１）のようにして導出される。

上記関係式（７），（９），（１１）のように、レイノズル数Ｒｅと平均高さｅによって圧力損失Δｐは異なった値となる。
ここで、スリーブ側の第２連通孔側のパラメータは添え字として小文字ｓを付けて、シャフトの大径部側の第１連通孔側のパラメータは添え字として小文字ｆを付けるとする。
衝撃が比較的小さく流体潤滑装置内の潤滑流体の流れが層流と見なせる場合は、第２連通孔及び第１連通孔の圧力損失Δｐｓ，Δｐｆは、それぞれ下記関係式（１２）で表せる。

衝撃が大きく流体潤滑装置内の潤滑流体の流れが乱流で連通孔の内部が滑らかであると見なせる場合は、第２連通孔及び第１連通孔の圧力損失Δｐｓ，Δｐｆは、それぞれ下記関係式（１３）で表せる。

衝撃が大きく流体潤滑装置内の潤滑流体の流れが乱流で連通孔の内部が充分に粗いと見なせる場合は、第２連通孔及び第１連通孔の圧力損失Δｐｓ，Δｐｆは、それぞれ下記関係式（１４）で表せる。

さらに、スリーブ側と大径部側のそれぞれに設けた第２及び第１連通孔の個数をＮｓ,Ｎｆと定め、下記関係式（１５）が成り立つものとする。実際の挙動をより正確に把握するには、大径部の外周側を通過する流量も考慮すべきである。しかしここでは、大径部側の第１連通孔における圧力損失を、スリーブ側の第２連通孔における圧力損失よりも確実に小さくすることが目的であるので、フランジ外周における流量を無視しても支障ない。

関係式（１５）を使って上記関係式（１２）〜（１４）をΔｐｓ＞ΔＰｆを満たすようにすると、以下の関係式（１６）〜（２１）のように書き直すことができる。
（１）層流の場合
関係式（１２）の流量ＱｆをＱｓで表すと、

になり、さらに整理すると、

になる。
（２）乱流で滑面の場合
関係式（１３）の流量ＱｆをＱｓで表すと、

になり、さらに整理すると、

になる。
（３）乱流で粗面の場合
関係式（１４）の流量ＱｆをＱｓで表すと、

になり、さらに整理すると、

になる。
すなわち、層流、乱流や面の粗さを問わず、前述した関係式（１）のように、第１連通孔の圧力損失を第２連通孔の圧力損失より小さくする条件が整理される。

例えばＤｓ＝０．４ｍｍ、Ｎｓ＝１個、Ｌｓ＝１．６５ｍｍ、Ｌｆ＝０．４５ｍｍとしたとき、上記関係式（１７），（１９），（２１）から求められる等価直径Ｄｆを、Ｎｆ=２，３個の場合について求めた。その結果を図２に示す。

その結果、Ｎｆ＝３個ならばＤｆが０．２２ｍｍ以上、Ｎｆ＝２個ならばＤｆが０．２５ｍｍ以上あればスリーブ側の第２連通孔よりも大径部側の第１連通孔の方が圧力損失を小さくできるので、スリーブ側の第２連通孔から潤滑流体が漏れることは抑制される。

ただし上記結果からもわかるように、３つの関係式（１７），（１９），（２１）から得られる値は最大値と最小値の差は１０％程度のオーダーであり、３つの関係式を必ずしもすべて満足する必要はなく、いずれか一つを満足すれば実用上は十分と考えられる。もちろんすべてを満足しても良い。

また例えばＤｓ＝０．４ｍｍ、Ｎｓ＝１個、Ｌｓ＝６．５ｍｍ、Ｌｆ＝０．６ｍｍとしたとき、上記関係式（１７），（１９），（２１）から求められる等価直径Ｄｆを、Ｎｆ=２，３個の場合について求めた。その結果を図３に示す。

その結果、Ｎｆ＝３個ならばＤｆが０．１７ｍｍ以上、Ｎｆ＝２個ならばＤｆが０．１９ｍｍ以上あればスリーブ側の第２連通孔よりも大径部側の第１連通孔の方が圧力損失を小さくできるので、スリーブ側の第２連通孔から潤滑流体が漏れることは抑制される。

ただし、ここでも、上記結果からもわかるように、３つの関係式（１７），（１９），（２１）から得られる値は最大値と最小値の差は５％弱のオーダーであり、３つの関係式を必ずしもすべて満足する必要はなく、いずれか一つを満足すれば実用上は十分と考えられる。もちろんすべてを満足しても良い。

第３の発明に係る流体軸受装置は、第１または第２の発明に係る流体軸受装置であって、第１連通孔は、本体部の外周面の近傍に開口している。
ここでは、第１連通孔は、本体部の外周面の近傍に開口している。このため、大径部の他面上方で回転方向に支持する軸受部の隙間に第１連通孔が開口することになる。

これにより、シャフトの大径部とスリーブとが当接した際に大径部の上面とスリーブとの隙間が遮断されても、第１連通孔を介して潤滑流体をシャフトの一方の端部側に流すことができる。このため、軸受内部で負圧がさらに発生しにくくなる。

なお、本体部の外周面と近傍というのは、外周面そのものに第１連通孔が開口している場合も含まれる。さらに図１６に示すように本体部３１ａの外径をＤ１とし、大径部であるフランジ部３１ｂの外径をＤ２としたとき、第１連通孔３１ｅの外周位置（図中Ｘ点）は、ピッチ円直径として（Ｄ１＋Ｄ２）／２以内の場合も含む。

第４の発明に係る流体軸受装置は、第１から第３の発明のいずれか１つに係る流体軸受装置であって、シャフトの一方の端部とフランジカバーの少なくともいずれかに凹んで形成された気泡抑制部をさらに備えている。
ここでは、シャフトとフランジカバーの少なくともいずれかに凹んで形成された気泡抑制部が形成されている。

なお、気泡抑制部がシャフトに形成され、シャフトの大径部と本体部とが一体形成される場合、気泡抑制部は、本体部の一方の端部で、本体部の外径範囲内だけに設けてもよいが、大径部にオーバラップする領域まで達する大きさに形成してもよい。また、シャフトの大径部と本体部が別体の場合、本体部の一方の端部を大径部より凹んで配置して気泡抑制部を形成してもよいし、本体部の一方の端部を小径に形成して小径部分に大径のフランジ状部材等を固定し、小径部分の端部をフランジ部材等より凹んで配置して気泡抑制部を形成してもよい。さらに、大径部の一面の小径部分の周囲にまで気泡抑制部を拡げてもよい。

また、シャフトの大径部は、軸受部の軸方向に支持する部分を構成するフランジ部であってもよいし、シャフトをスリーブに対して抜け止めする抜け止め部であってもよい。
ここでは、気泡抑制部が凹んで形成されているので、大径部の周囲とスリーブ及びフランジカバーとの間の空間の体積が大きくなり、そこに溜まっている潤滑流体の体積も大きくなる。このため、シャフトの上下動に伴って前記空間の体積が本体部の上昇量分だけ増加しても空間全体に対する増加割合が小さくなり、潤滑流体も体積増加の影響を受けにくくなる。

しかも、大径部の他面と気泡抑制部が配置された大径部の一面との間が第１連通孔により連通しているので、潤滑流体が気泡抑制部に流入しやすくなる。
このため、流体軸受装置が衝撃や振動を受けて、シャフトとスリーブとが激しく上下に相対移動した場合に、シャフトの大径部とスリーブとが当接した際に大径部の上面とスリーブとの隙間が遮断されても、シャフトの中心部分で潤滑流体に負圧がさらに発生しにくくなる。この結果、軸受内部に充填された潤滑流体内における気泡の発生に起因する潤滑流体の漏れ出し等の不具合の発生を防止して流体軸受装置の耐久性や信頼性をさらに向上させることが可能となる。

第５の発明に係る流体軸受装置は、第４の発明に係る流体軸受装置であって、気泡抑制部は、シャフトの一方の端部に形成されている。
ここでは、負圧が発生しやすくかつ軸方向に支持する動圧発生溝が形成されることが多いシャフトの一方の端部に気泡抑制部を形成している。

これにより、気泡抑制部を旋盤加工などで容易にシャフト端面に設けることが可能になる。また大径部と本体部が一体のシャフトにスラスト動圧発生溝をコイニングにより形成するときに同時に気泡抑制部を形成することができる。なお、フランジカバー側に凹んだ気泡抑制部を設けると、強度を考慮すると、気泡抑制部の凹み深さ分だけフランジカバーの厚みを厚くする必要があり、軽量化を図りにくくなる。しかし、シャフトの一方の端部側に気泡抑制部を設けると、強度的な問題が生じにくいので、フランジカバー部を薄型化でき、その分だけラジアル軸受部の軸方向長さを大きくすることが可能になる。その結果、ラジアル軸受部の軸受剛性を高めることが可能になり、モータの振れを抑制することが可能になる。

第６の発明に係る流体軸受装置は、第４または第５の発明に係る流体軸受装置であって、第１連通孔は、気泡抑制部と連通している。
ここでは、第１連通孔は、気泡抑制部と連通している。これにより、シャフトがスリーブに対して相対的に急激に上昇し、シャフトの大径部とスリーブとが当接した際に大径部の上面とスリーブとの隙間が遮断されても、第１連通孔から気泡抑制部に直接に潤滑流体が供給可能になる。このため、シャフトの中心部分で負圧がより効果的に生じにくくなる。

なお、第１連通孔を気泡抑制部に連通させる場合、第１連通孔を気泡抑制部と直接連通させてもよいが、気泡抑制部が形成されていない大径部の一面側に第１連通孔が開口していても、第１連通孔の開口部分から気泡抑制部に向かってシャフトまたはフランジカバーに溝などを形成し、その溝により第１連通孔と気泡抑制部と連通させてもよい。

第７の発明に係る流体軸受装置は、第１から第６の発明のいずれか１つに係る流体軸受装置であって、大径部は、本体部と一体形成されている。
ここでは、シャフトの本体部と大径部とは一体形成されている。これにより、シャフトを鍛造、焼結、ダイキャストなどの成形技術を利用して容易に作成できる。その結果、第１連通部の形状寸法精度を高めることができ、生産性や歩留まりを高めることが可能になる。またより大きな衝撃が加わっても大径部が本体部に対して変形することが抑制される。

第８の発明に係る流体軸受装置は、第１から第６の発明のいずれか１つに係る流体軸受装置であって、大径部は、本体部と別体であり本体部に固定されている。
ここでは、シャフトは、本体部と本体部の、たとえば外周面や底面に固定された大径部との２つの部材で構成される。

これにより、本体部の一方の端部を大径部に対して凹んで配置するだけで、シャフトの一方の端部に凹んで形成された気泡抑制部をプレス加工等の加工処理を行うことなく簡単に形成できる。また、本体部の外周面または大径部の内周面に凹んだ溝を軸方向に沿って形成するだけで第１連通孔を簡単に形成でき、第１連通孔の形成が容易である。

第９の発明に係るスピンドルモータは、固定部材と、回転部材と、第１から第８の発明のいずれか１つに係る流体軸受装置と、を備えている。固定部材は、ベースと、ベースに固定されるステータと、を有している。回転部材は、ステータに対向して配置され、ステータとともに磁気回路を構成するロータマグネットと、ロータマグネットを固定するハブと、を有している。流体軸受装置は、ベースに固定され、静止部材に対して回転部材を回転可能な状態で支持する。

これによれば、スピンドルモータが大きな衝撃を受ける状況で使用される場合であっても、耐久性や信頼性を向上させることが可能となる。

第１０の発明に係る記録再生装置は、第９発明に係るスピンドルモータと、情報アクセス手段と、を備えている。情報アクセス手段は、ハブに固定され、情報を記録できる記録媒体の所要の位置に情報を書き込みまたは読み出しする。
これによれば、記録再生装置が大きな衝撃を受ける状況で使用される場合であっても、耐久性や信頼性を向上させることが可能となる。

本発明に係る流体軸受装置によれば、流体軸受装置が衝撃や振動を受けて、シャフトとスリーブとが激しく上下に相対移動しても、シャフトの中心部分に第１連通孔から潤滑流体が流れて潤滑流体に負圧が発生しにくくなる。また、その後に、シャフトがスリーブに対して急激に下降しても、第１連通孔から大径部の他面に潤滑流体が流れる。この結果、上下動時に第２連通孔に潤滑流体が流れにくくなり、第２連通孔の圧力脈動が減衰する。このため、軸受内部に充填された潤滑流体内における気泡の発生に起因する潤滑流体の漏れ出し等の不具合の発生を防止して流体軸受装置の耐久性や信頼性を向上させることが可能となる。

本発明の一実施形態に係る流体軸受装置３０を搭載したスピンドルモータ１について、図４〜図６を用いて説明する。
なお、以下の説明において、図４における上下方向を「軸方向」、上方向を「軸方向上
側」（軸方向外側）、下方向を「軸方向下側」（軸方向外側）と表現するが、これらは実際の流体軸受装置３０の取り付け方向を限定するものではない。

［スピンドルモータ１全体の構成］
本発明の一実施形態に係るスピンドルモータ１は、図４に示すように、記録ディスク（記録媒体）５を回転駆動するための装置であって、主として、回転部材１０と、静止部材２０と、第１実施形態に係る流体軸受装置３０と、を備えている。

回転部材１０は、主に、記録ディスク５が装着されるハブ１１と、ロータマグネット１２とを有している。
ハブ１１は、例えば、鉄系金属材料であるステンレンス鋼（例えば、マルテンサイト系またはフェライト系のステンレス鋼材であり、例えば、大同特殊鋼（株）のＤＨＳ１など）で形成されており、シャフト３１に対して圧入、接着、溶接等によって、シャフト３１と一体化される。また、ハブ１１は、外周部に、記録ディスク５を載置するためのディスク載置部１１ａを一体的に形成している。

ロータマグネット１２は、ハブ１１の外周側の面に固定されており、後述するステータ２２とともに磁気回路を構成する。そして、ロータマグネット１２は、ネオジウム−鉄−ボロン系樹脂マグネット等の高エネルギー積の磁石材料からなり、表面には防錆処理やチッピング防止処理を兼ねてエポキシ樹脂コーティングやニッケルメッキなどが施されている。

記録ディスク５は、ディスク載置部１１ａの上に載置され、例えば、後述するシャフト３１に固定ボルト１４により固定されたクランパ１３によって軸方向下側に押え付けられて、クランパ１３とディスク載置部１１ａとの間に狭持される。

静止部材２０は、図４に示すように、主に、ベース２１と、ベース２１に固定されたステータ２２と、から構成されている。
ベース２１は、記録再生装置のハウジングを兼ねており、後述する流体軸受装置３０の土台部分となる第１ベース部２１ａと、ステータ２２をとりつけるための第２ベース部２１ｂとを有する。そして、ベース２１は、アルミ系金属材料または鉄系金属材料で形成されている。

ステータ２２は、第２ベース部２１ｂに固定されており、ロータマグネット１２に対向する位置に配置されている。そして、ステータ２２のステータコアは、厚み０．１５〜０．２０ｍｍの厚みのケイ素鋼板を積層して形成されている。

［流体軸受装置３０の詳細構成等］
流体軸受装置３０は、図４に示すように、ベース２１のほぼ中央部分に形成された開口部に固定されており、静止部材２０に対して回転部材１０を回転可能な状態で支持する。流体軸受装置３０は、図５に示すように、主としてスリーブ３２と、スリーブ３２に配置されたシャフト３１と、フランジカバー３３と、潤滑流体としてのオイル３４と、を含むように構成されている。また、流体軸受装置３０は、シャフト３１とスリーブ３２とを相対回転自在に支持する軸受部３５と、シャフト３１の一方の端部である下端部での気泡の発生を抑制する気泡抑制部３６と、テーパシール部３７をさらに備えている。なお、このうち本実施形態では、スリーブ３２およびフランジカバー３３が静止部材２０を構成し、シャフト３１が回転部材１０を構成する。

スリーブ３２は、例えば、純鉄、ステンレス鋼、銅合金および焼結金属等によって形成される軸方向に延びる軸受孔（挿通孔の一例）３２ｄを有する略円筒状の部材であって、ベース２１に対して固定されている。また、スリーブ３２は、シャフト３１の外周側に対向する位置に配置されているスリーブ本体部３２ａと、シャフト３１の上部に対向する位置に配置されているスリーブキャップ３２ｂと、によって構成されている。スリーブ本体部３２ａには、上端面と下端面とを連通する少なくとも一つの連通孔（第２連通孔の一例）３２ｃが形成されている。本実施形態では、連通孔３２ｃは、１つ（Ｎｓ＝１）だけ、後述するシャフト３１のフランジ部３１ｂの上面に対向する位置に配置されている。連通孔３２ｃの直径Ｄｓは、たとえば０．４ｍｍ程度であり、長さＬｓは、たとえば、６．５ｍｍ程度である。軸受孔３２ｄは、大小２つの円筒部で構成される段付き筒状の孔である。スリーブキャップ３２ｂは、概ね倒立皿状の部材であり、オイル溜まり部３２ｅ及び気泡抜き部３２ｆを形成する部材である。連通孔３２ｃは、スリーブ本体部３２ａの上端面と下端面とを連通するための孔であって、オイル３４を循環させて圧力を等価にするために設けられている。

シャフト３１は、鉄系金属材料であるステンレス鋼（例えば、オーステナイト系ステンレス鋼であるＳＵＳ３０３等や通常のオーステナイト系ステンレス鋼よりもマンガン含有量を高めたＡＳＫ８０００（秋山製鋼（株））等、マルテンサイト系ステンレス鋼であるＳＵＳ４２０等）やセラミックスなどで形成された軸方向に延びる鍔付き円柱状の部材である。シャフト３１は、スリーブ３２の軸受孔３２ｄに挿入されている。具体的には、シャフト３１は、スリーブ３２とフランジカバー３３とに対して隙間を介して相対回転可能な状態で配置されている。そして、シャフト３１は、円柱状の本体部３１ａと、本体部３１ａの一方の端部である下端部に固定されたフランジ部（大径部の一例）３１ｂと、を有している。本体部３１ａの他方の端部である上端部には、さらに小径に形成されたハブ装着部３１ｃが形成されている。また、上端面には、固定ボルト１４がねじ込まれるねじ孔３１ｄが形成されている。ハブ装着部３１ｃの外周面には、図４に示すように、ハブ１１が圧入、接着、レーザ溶接などの適宜の固定手段によって固定されており、シャフト３１の回転と共に回転する構造となっている。シャフト３１の下端面の中央部分は凹んでいる。この凹んだ部分が気泡抑制部３６となっている。気泡抑制部３６は、本実施形態では、本体部３１ａの径より小さい径で形成されている。

なお、気泡抑制部は、本実施形態では、シャフト３１に凹んで形成されているが、フランジカバー３３に凹んで形成されていてもよい。また、シャフト３１とフランジカバーの両方に凹んで形成されていてもよい。

なお図４，図５，図６等に示すように、各気泡抑制部は軸対称形状をなしているとより好ましい。これによって気泡抑制部においてオイルが攪拌されることはなくなり、より効果的に気泡が発生することを抑制できる。なお、レーザ溶接等によってフランジ部をシャフトの本体部に固定する場合、溶接部は若干の面荒れが生ずるが、面粗さの最大高さが気泡抑制部の厚みよりも十分小さければ（例えば５０ミクロン以下）流体力学的には滑らかな面として扱っても問題はなく、レーザ溶接による面荒れは軸対称性に影響を及ぼさないと考えられる。

フランジ部３１ｂは、本体部３１ａと一体形成されている。フランジ部３１ｂの本体部３１ａの外周面に近接する位置には、少なくとも一つの連通孔（第１連通孔の一例）３１ｅが形成されている。連通孔３１ｅは、本実施形態では、図６に示すように、周方向に間隔を隔てて３つ形成されている。連通孔３１ｅは、フランジ部３１ｂの上端面と下端面とを連通するように形成されている。本実施形態では、連通孔３１ｅは、気泡抑制部３６の径が本体部３１ａの径より小さいので、連通孔３１ｅは、気泡抑制部３６と直接連通していない。連通孔３１ｅの直径Ｄｆは、たとえば０．２ｍｍ程度であり、長さＬｓは、たとえば、０．６ｍｍ程度である。これは、上記した図３の算出結果の最大値である、０．１６７５ｍｍを超えている。

これにより、関係式（１）の全ての定数ｎ，ｍでの条件を満たすことになり、フランジ部３１ｂ側の連通孔３１ｅの一端の圧力Ｐ１と他端の圧力Ｐ２との差の絶対値がスリーブ３２側の連通孔３２ｃの一端の圧力Ｐ２と他端の圧力Ｐ２との差の絶対値より小さくなる、つまり、フランジ部３１ｂ側の連通孔３１ｅでの圧力損失がスリーブ３２側の連通孔３２ｃの圧力損失より小さくなり、スリーブ３２側の連通孔３２ｃよりフランジ部３１ｂ側の連通孔３１ｅのほうがスリーブ３２側の連通孔３２ｃよりオイル３４が通りやすくなる。

このため、流体軸受装置３０が衝撃や振動を受けて、シャフト３１とスリーブ３２とが激しく上下に相対移動しても、シャフト３１の下端に連通孔３１ｅからオイル３４が流れてオイル３４に負圧が発生しにくくなる。また、その後に、シャフト３１がスリーブ３２に対して急激に下降しても、連通孔３１ｅからフランジ部３１ｂの上面にオイル３４が流れる。この結果、上下動時にスリーブ３２側の連通孔３２ｃにオイル３４が流れにくくなり、連通孔３２ｃの圧力脈動が減衰する。このため、軸受内部に充填されたオイル３４内における気泡の発生に起因するオイル３４の漏れ出し等の不具合の発生を防止して流体軸受装置３０の耐久性や信頼性を向上させることが可能となる。

フランジカバー３３は、図５に示すように、鉄系金属材料であるステンレス鋼（例えば、ＳＵＳ４２０）や超硬合金鋼（例えば、ＦＢ１０）で形成された円板状の部材である。フランジカバー３３は、スリーブ本体部３２ａの軸受孔３２ｄの軸方向下側の端部に形成された略円形の開口部を塞ぐようにスリーブ本体部３２ａ内に配置されている。

ここで、静止部材２０と回転部材１０とによって構成される各部について説明する。
本体部３１ａの外周面には、当技術分野では周知のへリングボーン形状のラジアル動圧発生溝（動圧発生溝）４１が、また、フランジ部３１ｂの下面（フランジカバー３３との対向面）には、へリングボーン形状のスラスト動圧発生溝４３が設けられている。このため、シャフト３１の本体部３１ａおよびスリーブ３２の間には、シャフト３１とスリーブ３２とを相対回転可能に回転方向に支持するラジアル動圧発生溝４１を含むラジアル軸受部４２が形成される。また、シャフト３１のフランジ部３１ｂおよびフランジカバー３３の間には、シャフト３１とスリーブ３２とを相対回転可能に軸方向に支持するスラスト動圧発生溝４３を含むスラスト軸受部４４が形成される。これらのラジアル軸受部４２とスラスト軸受部４４とで軸受部３５が構成される。

ここで、スラスト軸受部４４において、スラスト動圧発生溝４３をヘリングボーン形状にしたので、フランジ部３１ｂの上下面の圧力差が生じにくくなり、スパイラル形状に比べて浮上バランスが崩れにくい。

テーパシール部３７は、シャフト３１の本体部３１ａのハブ装着部３１ｃの下方の外周面と、スリーブキャップ３２ｂの内周面とによって形成された隙間である。テーパシール部３７は、軸方向外側に向かって隙間が大きくなっており、軸方向外側の端部は大気に露出している。本実施形態においては、スリーブキャップ３２ｂの内周面がテーパ構造を有していることにより、軸方向外側に向かって隙間が大きくなる形状を構成している。これにより、毛細管現象を利用したオイル３４の保持を可能としている。

オイル３４は、ラジアル軸受部４２およびスラスト軸受部４４を含むシャフト３１、スリーブ３２およびフランジカバー３３の間に形成される隙間と連通孔３２ｃ，３１ｅに充填されている。そして、オイル３４としては、例えば、低粘度なエステルオイル等や、イオン性液体などを用いることができる。

以上に述べたように、この流体軸受装置３０は、ラジアル軸受部４２とスラスト軸受部４４を含む軸受部３５から構成されるフランジシャフトタイプである。

［スピンドルモータ１の動作］
ここで、図４と図５とを参照して、スピンドルモータ１の動作について説明する。
スピンドルモータ１では、ステータ２２に通電されると回転磁界が発生し、ロータマグネット１２に回転力が付与される。これにより、回転部材１０を、シャフト３１を回転中心としてシャフト３１とともに回転させることができる。

シャフト３１が回転すると、各動圧発生溝４１，４３において半径方向および軸方向の支持圧が発生する。これにより、シャフト３１がスリーブ３２に対して非接触状態で支持される。すなわち、静止部材２０に対して回転部材１０が非接触状態で回転可能となり、これにより記録ディスク５の高精度な高速回転が実現される。

［シャフト３１の上下動の際の作用］
回転停止時にシャフト３１が図７に示すように下端位置に配置されていると、連通孔３１ｅにより、オイル３４は、図７に矢印で示すように、フランジ部３１ｂの下面とフランジ部３１ｂの上面及びラジアル軸受部４２とで流通可能である。

シャフト３１が図７に示す下端位置から図８に示す上端位置に上昇すると、フランジ部３１ｂの周囲とスリーブ３２及びフランジカバー３３との間の空間５０が、シャフト３１の本体部３１ａが上昇した体積分増加する。落下等の衝撃により急激に上昇すると、フランジ部３１ｂの上面とスリーブ３２の隙間とが瞬時に遮断され、オイル３４がフランジ部３１ｂの外周側から空間５０に流入しにくくなる。この結果、空間５０よりオイル３４の体積が小さくなり、シャフト３１の下端面で負圧が発生して気泡が生じようとする。しかし、本実施形態では、フランジ部３１ｂに上下面を貫通する連通孔３１ｅが形成されている。この連通孔３１ｅは、スリーブ３２側の連通孔３２ｃより圧力損失が小さくなるように形成されている。このため、オイル３４が連通孔３２ｃに流れにくくなり、フランジ部３１ｂの外周側だけでなく、連通孔３１ｅからもオイル３４が矢印で示すように空間５０に供給される。この結果、空間５０内で大きな負圧が発生しにくくなり、気泡が発生しにくくなる。

しかも、連通孔３１ｅが本体部３１ａの外周面の近傍に開口しているので、スリーブ３２とフランジ部３１ｂの上面が閉じられた状態でも、空間５０とフランジ部３１ｂの上面とが連通している。このため、スリーブ３２とフランジ部３１ｂとが接触しても、空間５０にオイル３４を供給可能である。

さらに、フランジ部３１ｂの下面には凹んで形成された気泡抑制部３６が形成されているので、空間５０の体積が大きくなり、そこに溜まっているオイル３４の体積も大きくなる。このため、シャフト３１の上下動に伴って空間５０の体積が本体部３１ａの上昇量分だけ増加しても空間５０全体に対する増加割合が小さくなり、オイル３４も体積増加の影響を受けにくくなる。この結果、さらにオイル３４に負圧が生じにくくなる。

また、シャフト３１が図８に示す上端位置から図７に示す下端位置に相対的に急激に下降する際にも、連通孔３１ｅからフランジ部３１ｂの上面に矢印で示すようにオイル３４が流れる。この結果、上下動時に連通孔３２ｃにオイル３４が流れにくくなり、連通孔３２ｃの圧力脈動が減衰する。このため、軸受内部に充填されたオイル３４内における気泡の発生に起因するオイル３４の漏れ出し等の不具合の発生を防止して流体軸受装置３０の耐久性や信頼性を向上させることが可能となる。

［流体軸受装置３０の特徴］
（１）
本実施形態の流体軸受装置３０では、図５及び図６に示すように、フランジ部３１ｂとスリーブ３２とに少なくとも一つの連通孔３１ｅと連通孔３２ｃが各別に設けられており、少なくとも連通孔３１ｅの両端での圧力損失は、連通孔３２ｃの両端での圧力損失より小さくなるように、形状及び個数が決定されている。

ここでは、シャフト３１のフランジ部３１ｂに設けられた連通孔３１ｅの方が、スリーブ３２に設けられた連通孔３２ｃより、両端での圧力損失が小さいので、連通孔３１ｅの方が連通孔３２ｃよりオイル３４が流れやすい。このため、シャフト３１がスリーブ３２に対して急激にフランジカバー３３から離れる方向に上昇しても、フランジ部３１ｂより軸受孔３２ｄの開口側、すなわち、フランジ部３１ｂより上方にあったオイル３４が連通孔３２ｃに流れにくくなり、連通孔３１ｅを通って負圧が発生しやすいシャフト３１の下端部側に流れやすくなる。

このため、流体軸受装置３０が衝撃や振動を受けて、シャフト３１とスリーブ３２とが激しく上下に相対移動した場合に、シャフト３１のフランジ部３１ｂとスリーブ３２とが当接した際にフランジ部の上面とスリーブ３２との隙間が遮断されても、シャフト３１の下端中心部分に連通孔３１ｅからオイル３４が流れてオイル３４に負圧が発生しにくくなる。また、その後に、シャフト３１がスリーブ３２に対して急激に下降しても、連通孔３１ｅからフランジ部３１ｂの上面にオイル３４が流れる。この結果、上下動時に連通孔３２ｃにオイル３４が流れにくくなり、連通孔３２ｃの圧力脈動が減衰する。このため、軸受内部に充填されたオイル３４内における気泡の発生に起因するオイル３４の漏れ出し等の不具合の発生を防止して流体軸受装置３０の耐久性や信頼性を向上させることが可能となる。

（２）
連通孔３１ｅの等価直径、長さ（Ｌｆ）、及び個数（Ｎｆ）と、連通孔３２ｃの等価直径（Ｄｓ）、長さ（Ｌｓ）、及び個数（Ｎｓ）とは、以下の関係式（１）を満たし、

連通孔３１ｅ，３２ｃの等価直径Ｄｆ，Ｄｓは、連通孔３１ｅ，３２ｃの断面積Ａｆ，Ａｓを周囲長Ｌｆ，Ｌｓでそれぞれ除した値の４倍の値であり、以下の関係式（２）で示され、

関係式（１）の定数ｎ，ｍは、１以上の数であり、定数（ｎ，ｍ）の組み合わせは、（４，１），（４．７５，１．７５），（５，２）の内の少なくともいずれかを満足するように、連通孔３１ｅ，３２ｃの形状（等価直径（Ｄｆ，Ｄｓ）及び長さ（Ｌｆ，Ｌｓ））と個数（Ｎｆ，Ｎｓ）とが決定されている。

これにより、連通孔３１ｅの圧力損失が連通孔３２ｃの圧力損失より常に小さくなる。
ここで、シャフト３１のスリーブ３２に対する相対的な上下動が生じるとき、オイル３４は、フランジ部３１ｂの連通孔３１ｅ及びスリーブ３２の連通３２ｃを介して移動しようとする。このとき、連通孔３１ｅの流れの上流から下流に向かって流れるときの圧力損失が連通孔３２ｃの圧力損失より小さいので、オイル３４は負圧が発生しやすいシャフトの一端部に流れやすくなり、そこで負圧が発生しにくくなる。

この場合、前述したように、連通孔３１ｅでスムーズにオイル３４が移動するので、衝撃による上下動が生じても軸受内部の負圧が生じにくくなり、気泡が発生しないので、スリーブ側の連通孔３２ｃの開口側でオイル３４が漏れることを確実に抑制できる。

（３）
シャフト３１の連通孔３１ｅは、本体部３１ａの外周面の近傍に開口している。
ここでは、連通孔３１ｅは、本体部３１ａの外周面の近傍に開口している。このため、フランジ部３１ｂの上面上方でシャフト３１を回転自在に支持する軸受部３５の隙間に連通孔３１ｅが開口することになる。

これにより、シャフト３１のフランジ部３１ｂとスリーブ３２とが当接した際にフランジ部３１ｂの上面とスリーブ３２との隙間が遮断されても、連通孔３１ｅを介してオイル３４をシャフト３１の下端部側に流すことができる。このため、軸受内部で負圧がさらに発生しにくくなる。

（４）
シャフト３１の下端部及びフランジカバー３３の少なくともいずれかに、負圧の発生を防止して気泡の発生を抑制する気泡抑制部３６が凹んで形成されている。
ここでは、気泡抑制部３６がシャフト３１の下端部及びフランジカバー３３の少なくともいずれかに凹んで形成されているので、フランジ部３１ｂの周囲とスリーブ３２及びフランジカバー３３との間の空間５０の体積が大きくなり、そこに溜まっているオイル３４の体積も大きくなる。このため、シャフト３１の上下動に伴う空間５０の体積が本体部３１ａの上昇量分だけ増加しても空間５０全体に対する増加割合が小さくなり、オイル３４も体積増加の影響を受けにくくなる。

このため、流体軸受装置３０が衝撃や振動を受けて、シャフト３１とスリーブ３２とが激しく上下に相対移動しても、シャフト３１の下端中心部分でオイル３４に負圧がさらに発生しにくくなる。この結果、軸受内部に充填されたオイル３４内における気泡の発生に起因するオイル３４の漏れ出し等の不具合の発生を防止して流体軸受装置３０の耐久性や信頼性をさらに向上させることが可能となる。

（５）
気泡抑制部は、シャフト３１の下端部に形成されている。
ここでは、負圧が発生しやすくかつ軸方向に支持するスラスト動圧発生溝４３が形成されることが多いシャフト３１の下端部に気泡抑制部３６を形成している。

これにより、気泡抑制部を旋盤加工などで容易にシャフト端面に設けることが可能になる。また大径部と本体部が一体のシャフトにスラスト動圧発生溝をコイニングにより形成するときに同時に気泡抑制部を形成することができる。なお、フランジカバー側に凹んだ気泡抑制部を設けると、強度を考慮すると、気泡抑制部の凹み深さ分だけフランジカバーの厚みを厚くする必要があり、軽量化を図りにくくなる。しかし、シャフトの一方の端部側に気泡抑制部を設けると、強度的な問題が生じにくいので、フランジカバー部を薄型化でき、その分だけラジアル軸受部の軸方向長さを大きくすることが可能になる。その結果、ラジアル軸受部の軸受剛性を高めることが可能になり、モータの振れを抑制することが可能になる。

［他の実施形態］
以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能である。

（Ａ）
上記実施形態の流体軸受装置３０では、シャフト３１において、連通孔３１ｅと気泡抑制部３６と、を連通させていない。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
例えば、図９及び図１０に示すように、流体軸受装置１３０のシャフト１３１のフランジ部１３１ｂの下面に放射状の連通溝１３８を形成し、連通孔１３１ｅと気泡抑制部１３６とを連通するようにしてもよい。

このように、気泡抑制部１３６と連通孔１３１ｅとを連通させると、シャフト１３１がスリーブ３２に対して相対的に急激に上昇し、シャフト１３１のフランジ部１３１ｂとスリーブ３２とが当接しても、連通孔１３１ｅから気泡抑制部１３６に直接にオイル３４が供給可能になる。このため、シャフト１３１の下端中心部分で負圧がより効果的に生じにくくなる。連通溝をシャフト１３１ではなくフランジカバー３３に放射状又はリング状に形成してもよい。

なお、図９では、気泡抑制部３６が本体部３１ａの径より小さいため、本体部３１ａの外周面に開口する連通孔３１ｅまで気泡抑制部３６が形成されていない。このため、気泡抑制部１３６と連通孔１３１ｅとを連通させるために放射状に配置された連通溝１３８が必要になる。

そこで、図１１に示すように、流体軸受装置２３０のフランジ部２３１ｂの下面に形成された気泡抑制部２３６を、本体部３１ａより大径にして連通孔２３１ｅと直接連通するようにしてもよい。

（Ｂ）
上記実施形態では、シャフトにおいて、本体部３１ａと、フランジ部３１ｂとを一体形成しているが、別体にしてもよい。
図１２において、流体軸受装置３３０のシャフト３３１は、シャフト３３１は、円柱状の本体部３３１ａと、本体部３３１ａの一方の端部である下端部に固定されたフランジ部（大径部の一例）３３１ｂと、を有している。本体部３３１ａの下端面は、シャフト３３１全体の下端部、具体的にはフランジ部３３１ｂの下端面より上方に配置されており、シャフト３３１の下端面は凹んでいる。この凹んだ部分が気泡抑制部３３６となっている。

フランジ部３３１ｂは、本体部３３１ａの下端外周面に圧入、接着、レーザ溶接などの適宜の固定手段によって固定されている。フランジ部３３１ｂの本体部３３１ａの外周面に近接する位置には、少なくとも一つの連通孔（第１連通部の一例）３３１ｅが形成されている。連通孔３３１ｅは、周方向に間隔を隔てて、たとえば３つ形成されている。連通孔３３１ｅは、フランジ部３３１ｂの上端面と下端面とを連通するようにフランジ部３３１ｂの内周面に、気泡抑制部３３６に直接連通可能に略半円弧形状の溝で形成されている。また、上記実施形態と同様に、連通孔３３１ｅにおける圧力損失は、連通孔３２ｃにおける圧力損失より小さくなっている。

半円の連通孔３３１ｅの場合の等価直径Ｄｅは、下記関係式（２２）で算出され、連通孔３３１ｅの円の直径をｄとすると、０．６１１０１５ｄとなる。したがって、図３に示すように連通孔３２ｃの直径Ｄｓが０．４ｍｍで、長さＬｓが６．５ｍｍで、長さＬｆが０．６ｍｍの場合、３つの連通孔３３１ｅの円の直径ｄは、０．１６７５／０．６１１０１５＝０．２７４１ｍｍ以上あればよく、たとえば０．３ｍｍである。

また、スリーブ３２のスリーブ本体３３２ａの軸受孔３３２ｄは、２段階の段差を有しており、連通孔３３２ｃは、フランジ部３３１ｂの径方向外方に配置されている。

（Ｃ）
上記実施形態では、大径部として、スラスト軸受部として作用するフランジ部を例示したが、大径部は、本体部より大径であればよく、シャフトの抜け止めのものであってもよい。
図１３において、スピンドルモータ４０１の流体軸受装置４３０のシャフト４３１は、本体部４３１ａと、本体部４３１ａの下端側外周面に圧入、接着、溶接、ネジ止めなどの手段によって固定され、シャフト４３１を抜け止めするための大径の抜け止め部（大径部の一例）４３１ｂと、を有している。抜け止め部４３１ｂは、本体部４３１ａと別体であるが一体でもよい。また、本体部４３１ａの下面と抜け止め部４３１ｂの下面は面一であり、気泡抑制部は形成されていない。しかし、図１２に示す実施形態のように抜け止め部４３１ｂを本体部４３１ａが凹むように固定して気泡抑制部を形成してもよい。

連通孔（第１連通部の一例）４３１ｅは、抜け止め部４３１ｂの上下面を貫通する孔であり、本体部４３１ａの外周面の近傍に半円弧形状に開口している。連通孔４３１ｅは、周方向に間隔を隔てて、たとえば３つ配置されている。

スリーブ４３２は、上記実施形態と異なり、スリーブキャップを有していない。スリーブ４３２は、筒状の内側スリーブ部材４３２ｇと、内側スリーブ部材４３２ｇの外周面に圧入や接着等の適宜の固定手段により固定された外側スリーブ部材４３２ｈと、を有している。この外側スリーブ部材４３２ｈの上部外周面と、ハブ４１１との間にオイル３４をシールするテーパシール部４３７が形成されている。したがって、ハブ４１１がロータマグネット４１２や記録ディスク４０５を装着するだけでなくスリーブキャップの機能も果たしている。

また、外側スリーブ部材４３２ｈとハブ４１１との間にスラスト軸受部４４４が設けてられ、外側スリーブ部材４３２ｈの上面にスラスト動圧発生溝４４３が形成されている。
スリーブ４３２の連通孔４３２ｃは、断面が略Ｄ字形のいわゆるＤカット形状に形成されている。連通孔４３２ｃは、内側スリーブ部材４３２ｇの外周面を平面的に切り欠いたものであり、たとえば１箇所形成されている。

Ｄカット形状の連通孔４３２ｃの等価直径Ｄｅは、下記の手順で算出できる。
図１４に示すように、半径Ｒの円筒の外周面に深さδのＤカット形状にした場合、その中心角αは下記関係式（２３）で算出される。

この角度を用いて等価直径Ｄｅを求めるのに必要な周囲長Ｓは、下記関係式（２４）で求められ、面積Ａは、下記関係式（２５）で求められるので、これらを、前述した等価直径Ｄｅ＝４Ａ／Ｓに代入すると、下記関係式（２６）が得られる。

このように、スラスト軸受部として機能しない抜け止め部４３１ｂが大径部であってもよい。また、第１及び第２連通孔は、丸孔である必要はなく、貫通している孔であれば、孔の断面形状は問わない

（Ｄ）
上記実施形態では、連通孔１３１ｅ〜４３１ｅの数を３つと連通孔３２ｃ，４３２ｃの数を一つとしてが、連通孔の数はこれらに限定されず、関係式（１）を満たすように、第１及び第２連通孔の等価直径、個数及び長さを決定し、全体として、シャフトの第１連通孔の圧力損失がスリーブの第２連通孔の圧力損失より小さくなるように、各連通孔の個数及び形状を決定すればよい。

（Ｅ）
上記実施形態では、シャフトの外周面にラジアル動圧発生溝が形成され、シャフトの下面にスラスト動圧発生溝が形成されている例を挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。

例えば、ラジアル動圧発生溝は、スリーブの内周面に形成されてもよいし、また、スラスト動圧発生溝は、フランジカバーに形成されていてもよい。また、上記で述べた一方に形成するだけでなく、両方に形成してもよい。また、ラジアル動圧発生溝は１組であってもよい。

（Ｆ）
上記実施形態では、ロータマグネット１２の外周側にステータ２２を対向配置した例を示したが、本発明はこれに限定されるものではない。例えば、ロータマグネットの内周側にステータを対向配置した、いわゆる、アウターロータタイプのスピンドルモータでも良い。また、リング状磁石と空芯コイルとを軸方向に対向配置した、いわゆる、フラットモータでも良い。

（Ｆ）
上記実施形態では、シャフトが回転しスリーブが一旦封鎖された構成に関して説明を加えたが、本発明はこれに限定されるものではない。
たとえば、シャフトが固定され、スリーブが回転する構成であっても良い。またスリーブが両端開放で、シャフトの上下両端が筐体に固定された構成であっても適用可能であることは言うまでもない。

（Ｇ）
上記実施形態では、フランジカバーはスリーブに固定された構成に関して説明を加えたが、本発明はこれに限定されるものではない。
たとえば、フランジカバーを装置のベース部材に固定しても良い。

（Ｈ）
上記実施形態では、本発明をスピンドルモータ１に対して適用した例を挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
例えば、図１５に示すように、上記構成を有するスピンドルモータ１を搭載しており、記録ヘッド（情報アクセス手段の一例）６０ａによって記録ディスク５に記録された情報を再生したり、記録ディスク５に対して情報を記録したりする記録再生装置６０に対して本発明を適用することもできる。

これにより、大きな振動が想定される状況で使用される場合であっても、耐振動性を確保し騒音の発生を抑えることができる小型・薄型化に対応可能な記録再生装置を得ることができる。

本発明によれば、衝撃や振動を受けた場合においても軸受内部に負圧が発生しにくくすることで、スピンドルモータの耐久性や信頼性を向上させることができるため、例えば、ディスク駆動装置、リール駆動装置、キャプスタン駆動装置、ドラム駆動装置、レーザスキャナ用ポリゴンミラー装置等へ広く適用可能である。

本発明の圧力損失を説明するための模式図。 第２連通孔の形状及び個数と第１連通孔の個数を決定した場合に、第１連通孔の孔径の算出結果を示す図。 別の第２連通孔の形状及び個数と第１連通孔の個数を決定した場合に、第１連通孔の孔径の算出結果を示す図。 本発明の一実施形態に係る流体軸受装置を含むスピンドルモータの断面図。 図４に含まれる流体軸受装置の拡大断面図。 図５のIII−III線によるシャフトの下面を示す底面図。 シャフトが下端位置に配置された状態の軸受流体装置の拡大断面図。 シャフトが上端位置に配置された状態の軸受流体装置の拡大断面図。 本発明の他の実施形態に係る流体軸受装置の図５に相当する断面図。 その図９のＸ−Ｘ線によるシャフトの下面を示す図６に相当する底面図。 本発明のさらに他の実施形態に係る流体軸受装置の図５に相当する断面図。 本発明のさらに他の実施形態に係る流体軸受装置の図５に相当する断面図。 本発明のさらに他の実施形態に係る流体軸受装置の図５に相当する断面図。 Ｄカット形状の場合の等価直径を説明する模式図。 本発明のさらに他の実施形態に係る記録再生装置の構成を示す断面図。 第１連通孔の位置を説明する模式図。

符号の説明

１，４０１ スピンドルモータ
５，４０５ 記録ディスク（記録媒体の一例）
１０ 回転部材
１１，４１１ ハブ
１２，４１２ ロータマグネット
２０ 静止部材
２１ ベース
２２ ステータ
３０，１３０，２３０，３３０，４３０ 流体軸受装置
３１，１３１，２３１，３３１，４３１ シャフト
３１ａ，１３１ａ，２３１ａ，３３１ａ，４３１ａ 本体部
３１ｂ，１３１ｂ，２３１ｂ，３３１ｂ，４３１ｂ フランジ部
３１ｅ，１３１ｅ，２３１ｅ，３３１ｅ，４３１ｅ 連通孔（第１連通部の一例）
３２，３３２，４３２ スリーブ
３２ｃ，３３２ｃ，４３２ｃ 連通孔（第２連通部の一例）
３２ｄ，３３２ｄ 軸受孔（挿通孔の一例）
３３，４３３ フランジカバー
３４ オイル（潤滑流体の一例）
３５ 軸受部
３６，１３６，２３６，３３６ 気泡抑制部
６０ 記録再生装置
６０ａ 記録ヘッド（情報アクセス手段の一例）
６３１ｂ 抜け止め部（大径部の一例）
Ｄｆ，Ｄｓ 第１及び第２連通孔の等価直径
Ｌｆ，Ｌｓ 第１及び第２連通孔の長さ
Nｆ，Nｓ 第１及び第２連通孔の個数

Claims (10)

1. 一端が開口する挿通孔を有するスリーブと、
   前記スリーブの前記挿通孔内に前記スリーブに対して相対回転可能な状態で配置されており、本体部と前記本体部に設けられ前記本体部より大径の大径部とを有しているシャフトと、
   前記スリーブと前記シャフトとの間に形成される隙間に充填される潤滑流体と、
   前記潤滑流体を介して前記スリーブと前記シャフトとを回転方向及び軸方向に支持する軸受部と、
   前記スリーブに設けられ、前記大径部の一面に対向して配置されるフランジカバーと、を備え、
   前記シャフトは、前記大径部の前記フランジカバーと対向する一面と対向しない他面とを連通する少なくとも一つの第１連通孔を有し、
   前記スリーブは、その両端面を連通する少なくとも一つの第２連通孔を有し、
   前記少なくとも一つの第１連通孔の両端での圧力損失は、前記少なくとも一つの第２連通孔の両端での圧力損失より小さくなるように、形状及び個数が決定されている、流体軸受装置。
2. 前記第１連通孔の等価直径（Ｄｆ）、長さ（Ｌｆ）、及び前記個数（Ｎｆ）と、前記第２連通孔の等価直径（Ｄｓ）、長さ（Ｌｓ）、及び前記個数（Ｎｓ）とは、以下の関係式（１）を満たし、
   

   

   前記第１及び第２連通孔の前記等価直径Ｄｆ，Ｄｓは、前記第１及び第２連通孔の断面積Ａｆ，Ａｓを周囲長Ｌｆ，Ｌｓでそれぞれ除した値の４倍の値であり、以下の関係式（２）で示され、
   

   

   前記関係式（１）の定数ｎ，ｍは、１以上の数であり、前記定数（ｎ，ｍ）の組み合わせは、（４，１），（４．７５，１．７５），（５，２）の内の少なくともいずれかを満足する、
   請求項１に記載の流体軸受装置。
3. 前記第１連通孔は、前記本体部の外周面の近傍に開口している、
   請求項１または２に記載の流体軸受装置。
4. 前記シャフトの前記一方の端部と前記フランジカバーの少なくともいずれかに凹んで形成された気泡抑制部をさらに備えている、
   請求項１から３のいずれか１項に記載の流体軸受装置。
5. 前記気泡抑制部は、前記シャフトの一方の端部に形成されている、
   請求項４に記載の流体軸受装置。
6. 前記第１連通孔は、前記気泡抑制部と連通している、
   請求項４または５に記載の流体軸受装置。
7. 前記大径部は、前記本体部と一体形成されている、
   請求項１から６のいずれか１項に記載の流体軸受装置。
8. 前記大径部は、前記本体部と別体であり前記本体部に固定されている、
   請求項１から６のいずれか１項に記載の流体軸受装置。
9. ベースと、前記ベースに固定されるステータと、を有する固定部材と、
   前記ステータに対向して配置され、前記ステータとともに磁気回路を構成するロータマグネットと、前記ロータマグネットを固定するハブと、を有する回転部材と、
   前記ベースに固定され、前記静止部材に対して前記回転部材を回転可能な状態で支持する、請求項１から８のいずれか１項に記載の流体軸受装置と、
   を備えているスピンドルモータ。
10. 請求項９に記載のスピンドルモータと、
    前記ハブに固定され、情報を記録できる記録媒体の所要の位置に情報を書き込みまたは読み出しするための情報アクセス手段と、
    を備えている記録再生装置。
    

Images