流体軸受式回転装置およびこれを備えた記録再生装置
【課題】流体軸受式回転装置において、軸受の寿命とラジアル荷重、偏心率、オイルせん断仕事関数、回転数等との関係を考慮して、適正な寿命を確保することが可能な流体軸受式回転装置を提供する。
【解決手段】流体軸受式回転装置は、スリーブの軸受穴に軸が相対的に回転自在に挿入され、軸の外周面またはスリーブの内周面の少なくとも一方に動圧発生溝を有するラジアル軸受面が設けられている。（１）式により表されるオイルせん断仕事関数をＷと定義した場合、１／Ｗの値が１００００以上になるよう構成されている。 Ｗ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ ・・・・・・（１） Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾2×Ｌ＾2）/Ｃ＾3・・・（２） Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ) ・・・・・・・・・（３）Ｆｓは剛性相当関数、Ｅｐは偏心率相当関数、Ｐはラジアル軸受１個毎の負荷、Ｌはラジアル軸受１個あたりの軸方向の長さ、Ｃはラジアル軸受の半径方向隙間、ηは絶対粘度、ωは角速度、Ｄは軸直径である。
【解決手段】流体軸受式回転装置は、スリーブの軸受穴に軸が相対的に回転自在に挿入され、軸の外周面またはスリーブの内周面の少なくとも一方に動圧発生溝を有するラジアル軸受面が設けられている。（１）式により表されるオイルせん断仕事関数をＷと定義した場合、１／Ｗの値が１００００以上になるよう構成されている。 Ｗ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ ・・・・・・（１） Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾2×Ｌ＾2）/Ｃ＾3・・・（２） Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ) ・・・・・・・・・（３）Ｆｓは剛性相当関数、Ｅｐは偏心率相当関数、Ｐはラジアル軸受１個毎の負荷、Ｌはラジアル軸受１個あたりの軸方向の長さ、Ｃはラジアル軸受の半径方向隙間、ηは絶対粘度、ωは角速度、Ｄは軸直径である。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、動圧流体軸受を使用した流体軸受式回転装置およびこれを備えた記録再生装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
近年、回転するディスクを用いた記録装置等は、そのメモリ容量が増大し、またデータの転送速度が高速化しているため、これらに使用される記録装置の軸受には、常にディスク負荷を高精度に回転させるための高い性能と信頼性とが要求される。そこで、これら回転装置として高速回転に適した流体軸受式回転装置が一般的に用いられている。
【０００３】
流体軸受式回転装置は、軸とスリーブとの間に潤滑剤であるオイルを介在させ、動圧発生溝によって回転時にポンピング圧力を発生させることで、軸をスリーブに対して非接触の状態で回転させることができる。このため、回転中に軸とスリーブとの間に機械的な摩擦が生じないことから、安定して高速回転させることが可能になる。
【０００４】
以下、図１１を参照しながら、従来の流体軸受式回転装置の一例について説明する。
従来の流体軸受式回転装置は、図１１に示すように、スリーブ２１、軸２２、スラスト板２４、オイル２５、ベース２６、ハブロータ２７、コイルが巻回されたステータ２８およびロータ磁石２９を備えている。
【０００５】
軸２２は、フランジ２３と一体化しており、スリーブ２１の軸受穴２１Ｃに回転可能な状態で挿入される。フランジ２３は、スリーブ２１の凹部２１Ｄに収納される。軸２２の外周面またはスリーブ２１の内周面の少なくともいずれか一方には、動圧発生溝２１Ａ，２１Ｂが形成されている。一方、フランジ２３のスリーブ２１との対向面およびフランジ２３とスラスト板２４との対向面には、動圧発生溝２３Ａ，２３Ｂが形成されている。スラスト板２４は、スリーブ２１に固着されており、軸受隙間は袋状になっている。各動圧発生溝２１Ａ，２１Ｂ，２３Ａ，２３Ｂの付近の軸受隙間は、少なくともオイル２５によって充填されており、また、スリーブ２１と軸２２とによって形成される袋状の軸受隙間全体についても、必要に応じてオイル２５によって充填されている。
【０００６】
ベース２６には、スリーブ２１が固定されている。そして、ステータ２８が、ロータ磁石２９に対向するようにベース２６に固定される。
一方、ハブロータ２７は、軸２２に固定されており、ロータ磁石２９、ディスク３０、スペーサ３２、クランパー３１およびネジ３３が固定される。
【０００７】
ここで、以上のような構成の従来の流体軸受式回転装置の動作について説明すれば以下の通りである。
すなわち、上記従来の流体軸受式回転装置では、ステータ２８に巻回されたコイルに通電されると回転磁界が発生し、ロータ磁石２９に回転力が付与される。これにより、ロータ磁石２９は、ハブロータ２７、軸２２、フランジ２３、ディスク３０、スペーサ３２、クランパー３１、ネジ３３とともに回転を開始する。これらの部材が回転すると、動圧発生溝２１Ａ，２１Ｂ，２３Ａ，２３Ｂは、軸受隙間に充填されたオイル２５をかき集め、軸２２とスリーブ２１の間、およびフランジ２３とスリーブ２１およびスラスト板２４との間にポンピング圧力を発生させる。
【０００８】
これにより、軸２２をスリーブ２１とスラスト板２４に対して非接触の状態で回転させることができ、図示しない磁気ヘッドまたは光学ヘッドによって、回転するディスク３０に対してデータの記録再生を行うことができる。
【特許文献１】特許第２５０６８３６号公報
【特許文献２】特許第１７４８８１７号公報
【特許文献３】特開平１−１２０４１８号公報
【特許文献４】特開昭６２−１４０２７１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
しかしながら、上記従来の流体軸受式回転装置では、以下に示すような問題点を有している。
すなわち、図１１において、スリーブ２１と軸２２との間には、数μｍの微小な隙間が確保されており、一方、フランジ２３とスリーブ２１またはスラスト板２４との間には、数μｍから数十μｍの充分な隙間が確保されている。しかし、従来の流体軸受式回転装置では、高温条件下（例えば、７０℃）において高速で長時間、連続的に回転させると、オイルが軸受回転によりせん断力を受けて劣化することで、短時間でコスレが生じたり、軸受が焼き付いたりするおそれがある。
【００１０】
ここで、１万ｒｐｍ用に設計された流体軸受式回転装置を２倍速の２万ｒｐｍで連続回転させた場合の実験結果を図１２に示す。
ここでは、この流体軸受式回転装置の寿命は、１万回転の時に比べて約４０パーセント悪化していることが分かる。
【００１１】
また、ラジアル荷重が１１０グラムになるように設計された流体軸受式回転装置において、このラジアル荷重を２倍にして連続運転した場合の実験結果を図１３に示す。
ここでは、この流体軸受式回転装置は、ラジアル軸受荷重が２倍になってもコスレが生じることなく、非接触回転を維持しているにも関らず、実験結果として得られた寿命時間は約５０パーセント悪化した。
【００１２】
以上の実験結果から分かるように、従来の流体軸受式回転装置のラジアル流体軸受は、７０℃前後の高温の条件下において、高荷重で長期間の運転を行うと、やがてオイルが劣化して軸受が故障するおそれがある。そして、これら流体軸受式回転装置の寿命に関し、従来から温度と軸受寿命との関係については、アレニウスの反応速度論に則り高温になるほど軸受の寿命は短くなることは既に証明されている。しかし、ラジアル荷重、偏心率、オイルせん断仕事関数、回転数等と軸受の寿命との関係については理論的に解明されていなかった。
【００１３】
本発明の課題は、流体軸受式回転装置において、軸受の寿命とラジアル荷重、偏心率、オイルせん断仕事関数、回転数等との関係を考慮して、適正な寿命を確保することが可能な流体軸受式回転装置およびこれを備えた記録再生装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１４】
第１の発明に係る流体軸受式回転装置は、軸受穴を有するスリーブと、スリーブの軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、スリーブおよび軸のうち、回転する側に取り付けられたハブロータと、軸の外周面およびスリーブ内周面の少なくとも一方に動圧発生溝を有するラジアル軸受面と、を備えている。そして、下記（１）式によって表わされるオイル（潤滑剤）せん断仕事関数をＷとした場合、１／Ｗの値が１００００以上になるように構成されている。
【００１５】
Ｗ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ ・・・・・・（１）
Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）／Ｃ＾３ ・・・（２）
Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ) ・・・・・・・・（３）
Ｗ：オイル（潤滑剤）せん断仕事関数
Ｆｓ：剛性相当関数
Ｅｐ：偏心率相当関数
η：７０℃における絶対粘度 [Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］
ω：角速度 ［ｒａｄ／ｓ（＝２・π・ｆ／６０）］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
ｆ：回転数 ［ｒｅｖ／ｍｉｎ］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受の半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受１個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 ［Ｎ］
ここでは、流体軸受式回転装置の潤滑剤（例えば、オイル等。以下、オイルと示す）が高温（例えば、約７０℃程度）、高速連続回転においてせん断を受けて劣化が進むことで、オイルが蒸発しやすくなったり充分な油膜強度が得られなくなったりして流体軸受が短時間で損傷しないように、潤滑剤のせん断仕事関数（以下、オイルせん断仕事関数と示す）の逆数を示す関係式が満たすべき一定の条件としてその下限値（１００００以上）を設定している。
【００１６】
ここで、オイルせん断仕事関数Wの逆数１／Ｗとラジアル軸受寿命比率との関係を示すグラフによれば、オイルせん断仕事関数Wの逆数１／Ｗが下限値として設定した１００００以下の場合には、オイルせん断仕事関数が大きくなり過ぎて、ラジアル軸受寿命比率が１５０００以下となってしまう。この結果、オイルが軸受の回転によって受けるせん断力が大きくなることで、オイルの蒸発や油性の低下によって軸受に焼き付けが生じ、製品寿命が短くなってしまう。
【００１７】
よって、上記条件式を満たすように構成された流体軸受式回転装置によれば、高温の条件下において、高速で連続回転させた場合でも、長寿命な流体軸受式回転装置を実現できるという効果を奏する。
【００１８】
第２の発明に係る流体軸受式回転装置は、第１の発明に係る流体軸受式回転装置であって、１／Ｗの値が６５０００以下になるように構成されている。
ここでは、オイルのせん断仕事関数の逆数を示す関係式が満たすべき一定の条件として、その上限値（６５０００以下）を設定している。
【００１９】
ここで、１／Ｗを大きくする、すなわち、オイルせん断仕事関数Ｗを小さくするためには、オイルせん断を軽くしながら流体軸受の剛性や回転精度を維持するために、軸受隙間や軸受面積を大きくする必要がある。この場合には、低温の条件下では、オイルの粘性抵抗が大きいために、モータの消費電流が大きくなってしまう。また、軸受の剛性や回転精度を維持するために部品を大きくしつつ高精度に加工すると、部品コストが上昇してしまう。
【００２０】
これにより、軸受の寿命に関して過剰品質となることを防止して、生産性、生産コスト、低温での性能等が損なわれることを回避することができる。
第３の発明に係る流体軸受式回転装置は、軸受穴を有するスリーブと、スリーブの軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、スリーブおよび軸のうち、回転する側に取り付けられたハブロータと、軸の外周面およびスリーブ内周面の少なくとも一方に動圧発生溝を有するラジアル軸受面と、を備えている。そして、下記（４）式によって表わされるオイルせん断相当関数をＥとした場合、１／Ｅの値が０．００００１以上になるように構成されている。
【００２１】
Ｅ＝Ｅｐ×ω×ω ・・・・・・（４）
Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）／Ｃ＾３ ・・・（５）
Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ) ・・・・・・・・（６）
Ｗ：オイル（潤滑剤）せん断仕事関数
Ｆｓ：剛性相当関数
Ｅｐ：偏心率相当関数
η：７０℃における絶対粘度 ［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］
ω：角速度 ［ｒａｄ／ｓ（＝２・π・ｆ／６０）］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
ｆ：回転数 ［ｒｅｖ／ｍｉｎ］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受の半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受１個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 ［Ｎ］
ここでは、流体軸受式回転装置の潤滑剤（例えば、オイル等。以下、オイルと示す）が、高温（例えば、約７０℃程度）、高速連続回転においてせん断を受けて劣化が進むことで、オイルが蒸発しやすくなったり充分な油膜強度が得られなくなったりして流体軸受が短時間で損傷しないように、オイルのせん断仕事関数の逆数を示す関係式が満たすべき一定の条件としてその下限値（０．００００１以上）を設定している。
【００２２】
ここで、オイルせん断相当関数Ｅの逆数１／Ｅとラジアル軸受寿命比率との関係を示すグラフによれば、オイルせん断仕事関数Ｅの逆数１／Ｅが下限値として設定した０．００００１以下の場合には、オイルせん断仕事関数が大きくなり過ぎて、ラジアル軸受寿命比率が１５０００以下となってしまう。この結果、オイルが軸受の回転によって受けるせん断力が大きくなることで、オイルの蒸発や油性の低下によって軸受に焼き付けが生じ、製品寿命が短くなってしまう。
【００２３】
よって、上記条件式を満たすように構成された流体軸受式回転装置によれば、高温の条件下において、高速で連続回転させた場合でも、長寿命な流体軸受式回転装置を実現できるという効果を奏する。
【００２４】
第４の発明に係る流体軸受式回転装置は、第３の発明に係る流体軸受式回転装置であって、１／Ｅの値が０．０００１３以下になるように構成されている。
ここでは、オイルのせん断仕事関数の逆数を示す関係式が満たすべき一定の条件として、その上限値（０．０００１３）を設定している。
【００２５】
ここで、１／Ｅを大きくする、すなわち、オイルせん断仕事関数Ｅを小さくするためには、オイルせん断を軽くしながら流体軸受の剛性や回転精度を維持するために、軸受隙間や軸受面積を大きくする必要がある。この場合には、低温の条件下では、オイルの粘性抵抗が大きいために、モータの消費電流が大きくなってしまう。また、軸受の剛性や回転精度を維持するために部品を大きくしつつ高精度に加工すると、部品コストが上昇してしまう。
【００２６】
これにより、軸受の寿命に関して過剰品質となることを防止して、生産性、生産コスト、低温での性能等が損なわれることを回避することができる。
第５の発明に係る流体軸受式回転装置は、第１から第４の発明に係る流体軸受式回転装置であって、ラジアル軸受面とスリーブまたは軸との間に形成される半径方向における隙間は、１μｍ以上であって、略一定である。
【００２７】
ここでは、ラジアル軸受面とスローブまたは軸との間に形成される隙間の大きさに関して、その下限値を設定している。
ここで、上記隙間の大きさが、１μｍ未満である場合には、軸の外周面やスリーブの内周面の加工精度や表面粗さによっては、軸受の寿命に対して悪い影響を及ぼすおそれがある。
【００２８】
これにより、上記１μｍ以上という条件をさらに満たすことで、軸の外周面やスリーブの内周面の加工精度や表面粗さに関わらず、常に安定した寿命を確保することができる
第６の発明に係る流体軸受式回転装置は、第１から第５の発明のいずれか１つに係る流体軸受式回転装置であって、軸とスリーブとの間に形成される隙間には潤滑剤が保持され、ラジアル軸受面に隣接する位置に、その対向面との間の隙間がラジアル軸受面より大きい潤滑剤溜まり部が形成されている。そして、潤滑剤溜まり部の容積は、ラジアル軸受面とスリーブまたは軸との隙間の容積の１０％以上である。
【００２９】
ここでは、軸とスリーブとの間において、ラジアル軸受面に隣接するように形成される潤滑剤溜まり部（以下、オイル溜まり部と示す）の容積の大きさを、ラジアル軸受面とスリーブとの間の隙間の容積によって特定している。
【００３０】
一般にこの種の流体軸受装置では軸とスリーブの間の形成される隙間のオイル量に比べ隣接するオイルやグリス等の潤滑剤の溜まり量は１００％以上の多くの量を確保していた。これに対して、本発明の流体軸受式回転装置においては、オイルせん断仕事を低減することでオイルの劣化が少ないため、オイル溜まり量は１０％以上あれば充分に流体軸受装置の信頼性を保証することができる。すなわち、本発明の流体軸受式回転装置においては、オイル溜まり部の容積は、ラジアル軸受面とスリーブまたは軸との隙間の容積の１０％から１００％の範囲内であれば充分に信頼性の高い流体軸受式回転装置を得ることができる。
【００３１】
これにより、オイル溜まり部の容積の大きさを、ラジアル軸受面とスリーブとの間の隙間の容積に対して上記数値範囲内に設定することで、高温の条件下において、高速で連続回転させた場合でも長寿命な流体軸受式回転装置を得ることができる。
【００３２】
第７の発明に係る記録再生装置は、第１から第６の発明のいずれか１つに係る流体軸受式回転装置を備えている。
これによれば、性能や品質の低下を防止しつつ、記録再生装置を長寿命化することができる。
【発明の効果】
【００３３】
本発明の流体軸受式回転装置によれば、高温条件下において高速で連続回転させた場合でも、オイル等の潤滑剤がせん断を受けて劣化が進むことでオイル等の潤滑剤が蒸発しやすくなったり充分な油膜強度が得られなくなったりすることで流体軸受が短時間で損傷することを防止して、油膜切れのない長寿命な流体軸受式回転装置を得ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００３４】
本発明の一実施形態に係る流体軸受式回転装置１５について、図１および図３を用いて説明すれば以下の通りである。
［流体軸受式回転装置１５の構成］
本実施形態に係る流体軸受式回転装置１５は、図１に示すように、スリーブ１、軸２、スラスト板４、オイル（潤滑剤）５、ベース６、ハブロータ７、コイルが巻回されたステータ８およびロータ磁石９を備えている。
【００３５】
軸２は、フランジ３と一体化しており、スリーブ１の軸受穴１Ｃに回転可能な状態で挿入されている。
フランジ３は、軸２の下端部に取り付けられており、スリーブ１の凹部１Ｄに収納されている。
【００３６】
また、軸２の外周面またはスリーブ１の内周面の少なくともいずれか一方には、動圧発生溝１Ａ，１Ｂが形成されている。一方、フランジ３のスリーブ１との対向面およびフランジ３とスラスト板４との対向面には、動圧発生溝３Ａ，３Ｂが形成されている。
【００３７】
スラスト板４は、スリーブ１に固着されており、軸受隙間は袋状になっている。
スリーブ１の開口部には、図３に示すように、スリーブ１または軸２に対して円周状の溝を加工して設けたオイル溜まり（潤滑剤溜まり部）１Ｅが形成されている。
【００３８】
図１に示す各動圧発生溝１Ａ，１Ｂ，３Ａ，３Ｂの付近の軸受隙間は、少なくともオイル５によって充填されており、また、スリーブ１と軸２からなる袋状の軸受隙間の全体およびオイル溜まり１Ｅについても、必要に応じてオイル５によって充填されている。
【００３９】
ハブロータ７は、軸２に固定されており、ロータ磁石９、ディスク１０、スペーサ１２、クランパー１１、ネジ１３が固定される。一方、ベース６には、スリーブ１が固定されており、ステータ８がロータ磁石９に対向するようにベース６に対して固定される。
【００４０】
＜流体軸受式回転装置１５の動作＞
ここで、以上のような構成を備えた流体軸受式回転装置１５の動作について説明する。
本実施形態の流体軸受式回転装置１５では、ステータ８に巻回されたコイルに通電されると回転磁界が発生し、ロータ磁石９に回転力が付与される。そして、ロータ磁石９は、ハブロータ７、軸２、フランジ３、ディスク１０、スペーサ１２、クランパー１１、ネジ１３とともに回転を開始する。
【００４１】
動圧発生溝１Ａ，１Ｂ，３Ａ，３Ｂでは、この回転によりオイル５をかき集め、軸２とスリーブ１の間、およびフランジ３とスリーブ１およびスラスト板４の間にポンピング圧力を発生させる。
【００４２】
これにより、軸２をスリーブ１とスラスト板４に対して非接触の状態で回転させ、図示しない磁気ヘッドまたは光学ヘッドを用いることで、ディスク１０に対してデータの記録再生を行うことができる。
【実施例１】
【００４３】
以上のような構成を備えた流体軸受式回転装置１５の一実施例について、図１〜図１０を用いて説明すれば以下の通りである。
ここで、流体軸受式回転装置では、軸受の高温、高速連続回転の条件下においては軸受隙間を充填しているオイルがせん断を受けて劣化が進み、オイルが劣化することでオイルの分子が引き千切られて、蒸発したり、充分な油膜強度が得られなくなったりして、流体軸受が短時間で損傷するとの仮説を立てた。
【００４４】
これは、オイルせん断仕事関数（潤滑剤せん断仕事関数）と軸受寿命との関係が、図２に示すグラフのような関係になると仮説を立てたものである。すなわち、オイルに加えられるせん断仕事が一定範囲内に設定された流体軸受式回転装置であれば、高温、高速連続回転を行った場合でも長寿命になるという仮説である。
【００４５】
オイルのせん断仕事による劣化を防ぐためには、第１に、オイルがせん断される現象を解明してせん断仕事を一定値以下に収めることでオイルに対するせん断仕事量を軽減することが考えられる。さらに、第２に、オイルせん断仕事関数への影響が大きくまた部品の加工精度の影響を受けるラジアル軸受の半径方向における隙間を一定値以上に規定して、オイルせん断仕事関数と機械的なコスレを軽減すること、第３に、オイル溜まり部の油量（容積）を一定以上として油量不足を防止すること等が考えられる。
【００４６】
また、本実施例では、上記実施形態に係る流体軸受式回転装置１５において、スリーブ１と軸２の間のラジアル軸受隙間の大きさと、流体軸受の実際の寿命比率（Ｈ）とは、図５に示すグラフのような関係となる。
【００４７】
すなわち、ラジアル軸受面とスリーブ１（または軸２）との間の半径方向における隙間は、小さいほど流体軸受の剛性は高まり、外力が加わった場合の強度が高まるが、一方で半径方向における隙間（Ｃ）が１μｍ未満の場合には、軸２の外周面の加工精度や、スリーブ１の内周面の加工精度や表面粗さが悪い影響を及ぼす。従って、ラジアル軸受隙間は１μｍ以上に設定されていることは、流体軸受式回転装置の長寿命化を図る上で好ましい。
【００４８】
ここで、図３および図４に示すスリーブ１と軸２とによって形成される十分小さい隙間に動圧発生溝１Ａを形成し、段部の無いほぼストレートな隙間がラジアル軸受面とその対向面（スリーブ１または軸２）との間に形成される構成において、図４に示すハブロータ７側の隙間の大きさ（図中Ｌｒ）とこのハブロータ７側に隣接するオイル溜まり部１Ｅの大きさ（図中Ｌｏ）との比率と、流体軸受式回転装置の寿命との関係を図６に示す。
【００４９】
図６に示すグラフによれば、ハブロータ７側のオイル溜まり部１Ｅの容積が、ほぼストレートでハブロータ７側に位置するラジアル軸受隙間の容積の１０％以上あれば良好であることを示している。
【００５０】
ここで、従来の流体軸受式回転装置のように、オイルせん断仕事関数やラジアル軸受隙間の設定に際し何の配慮もされていない場合には、このオイル溜まり量は１００％以上を必要とする場合がある。しかし、本実施例のように、オイルせん断仕事関数やラジアル軸受隙間の設定を考慮している場合には、オイルが強いせん断を受けないため、図６に示すように少量のオイル溜まりがあれば充分である。このように、本実施例の流体軸受式回転装置では、従来よりも少量のオイル量で済むために、流体軸受式回転装置に対して衝撃荷重が加えられた場合でも、オイルがこぼれてしまうことを回避することができる。
【００５１】
なお、ラジアル軸受面としては、図１に示すように、ストレート部分が１つで軸受長さがＬｒのもの以外にも、例えば、図４に示すように、動圧発生溝１Ａと動圧発生溝１Ｂとが軸２の径小部２Ａによって２つに分断されてストレート部分が２つある場合には、図６に示すオイル量とは、ハブロータ７側のラジアル軸受面（図中Ｌｒ）におけるオイル量を意味するものとする。
【００５２】
次に、オイルせん断仕事関数を一定値以下にしてせん断仕事を軽減させるためのオイルせん断仕事関数の条件を数式によって定義した。
第１式は、オイルせん断仕事関数Ｗは、ラジアル軸受部の発熱量と速度の影響を受け、または軸受の剛性の影響を受けるという仮説である。第２式は、オイルせん断仕事関数Ｗが、軸受の偏心率の影響を受けるというもの、そして、第３式は、オイルせん断仕事相当関数Ｗが、第３式の剛性相当関数および第２式の偏心率相当関数のそれぞれの影響を受けるというものである。
【００５３】
これらを数式で表すと、
第１式 ： オイルせん断仕事関数Ｗ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ
第２式 ： 偏心率相当関数Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ)
第３式 ： 剛性相当関数Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）/Ｃ＾３
η：７０℃における絶対粘度 ［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］
ω：角速度 ［ｒａｄ／ｓ（＝２・π・ｆ／６０）］
ｆ：回転数 ［ｒｅｖ／ｍｉｎ］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの軸方向における長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受の半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受１個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 [Ｎ]
次に、オイルせん断仕事関数（Ｗ）の逆数（１／Ｗ）と流体軸受式回転装置の実際の寿命実績値（Ｈ）との相関を図７に示す。なお、図７から逆数（１／Ｗ）と流体軸受式回転装置の寿命（Ｈ）とは充分に実験結果に合致しており、相関が認められることが実証できている。
【００５４】
以上の事実から、図７に示すように、オイルせん断仕事関数（Ｗ）の逆数（１／Ｗ）の数値を１００００から６５０００の範囲内になるように設定することで、オイルが回転せん断で劣化しない流体軸受式回転装置が得られる。なお、軸受寿命の観点からは、過剰品質にならない範囲で、６５０００にできる限り近い数値になるように１／Ｗの数値が設定されていることが好ましい。
【００５５】
ここで、上記数値範囲の下限値（１００００）の根拠としては、１／Ｗの数値が１００００より小さい場合には、オイルせん断仕事関数が大きくなり過ぎて、軸受の寿命を短くしてしまうことにある。
【００５６】
具体的には、１／Ｗが下限値である１００００未満の場合には、オイルが軸受の回転により大きなせん断力を受けることで、オイルが蒸発したりオイルの油性を損ねて軸受が焼き付いてしまう。この結果、１／Ｗが下限値である１００００以上になるように構成された流体軸受式回転装置では、約５万時間（約５年間に相当）の連続使用が可能であるのに対して、１／Ｗが１００００未満の流体軸受式回転装置では、約３０００〜８０００時間の連続使用によって軸受部分が焼きついてしまい、寿命が約１／１０〜１／５程度まで短くなってしまう。
【００５７】
一方、上限値（６５０００）の根拠としては、１／Ｗの数値が６５０００より大きい場合には、過剰寿命であり、生産性、コスト、低温での性能、等を損なうおそれがあることにある。
【００５８】
具体的には、１／Ｗが上限値である６５０００を超えた場合には、装置の寿命に関しては充分である。しかし、オイルせん断仕事関数Ｗを小さくする、すなわちオイルせん断を軽くしながら流体軸受の剛性や回転精度を維持するためには軸受隙間を広げつつ、軸受面積を大きく設計することになるが、この場合、低温では、オイルの粘性抵抗が大きくなってモータ消費電流が約１．２〜２．０倍となり、商品としての要求性能が満たされなくなってしまう。さらに、オイルせん断仕事関数Ｗを小さくするために、軸受隙間を広げ、かつ軸受面積を大きくした上で同等の軸受剛性を確保しようとすると、寸法の大きな軸受部品を高精度に加工して組み立てることになるので、部品コストが高くなってしまう。
【００５９】
また、ラジアル軸受部の摩擦トルクの大きさを表すラジアル摩擦相当関数と、オイルせん断仕事関数（Ｗ）の逆数（１／Ｗ）との関係を図８に示す。ここでは、逆数（１／Ｗ）を大きく設定しすぎると、ラジアル軸受寿命は長くなるがラジアル摩擦トルクが大きくなるという欠点が生じる。なお、ラジアル摩擦相当関数とは、軸受面積と回転数とに比例し、軸受隙間の大きさに反比例する関数であるが、ここでは詳しい説明を省略する。
【００６０】
次に、具体的な数値を挙げて、実際にオイルせん断仕事関数Ｗの逆数を算出する。
図１に示す流体軸受式回転装置１５において、
７０℃におけるオイルの粘度η＝０．００４１［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］、
角速度ω＝５６５．２［ｒａｄ／ｓ（＝２×π×５４００／６０）］、
軸直径Ｄ＝０．０００２９９［ｍ］、
上側のラジアル軸受１個当たりの長さＬ＝０．００２３［ｍ］、
ラジアル軸受の半径方向における隙間Ｃ＝０．０００００３０９［ｍ］、
上側ラジアル軸受の軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐ＝０．３４３［Ｎ］
とすると、上記第１式〜第３式より、
剛性相当関数Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）／Ｃ＾３ ＝３７１００００
偏心率相当関数Ｅｐ＝Ｐ／（Ｆｓ×Ｃ） ＝０．０２９９
オイルせん断仕事関数Ｗ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ ＝０．００００２３６
１／Ｗ＝４２４００
となる。
【００６１】
この計算結果を図７に示すグラフに当てはめてみると、この流体軸受式回転装置は７０℃において約４万時間という十分な寿命を有すると推定される。
なお、本実施例では、軸２の材質としてステンレス鋼、高マンガンクロム鋼、または炭素鋼を使用している。また、スリーブ１の材質としては、ステンレス鋼、銅合金、またはそれらの表面に無電解ニッケルメッキまたはＤＬＣコーティングした材料を使用している。さらに、ラジアル軸受面の表面粗さが０．０１〜１．６０μｍの範囲内になるように加工した材料を使用している。
【００６２】
また、軸受材料にメッキを施さない銅合金を使用する場合には、オイルと銅成分とが化学反応を起して劣化を早め、流体軸受装置の寿命が１０％程度短くなる場合がある。しかし、本発明で定義するオイルせん断仕事関数Ｗには、これらのパラメータについては考慮していないものとする。
【００６３】
なお、上述した図４に示す流体軸受式回転装置において、上下２つのラジアル軸受に対して加えられるそれぞれのラジアル荷重の値が不明な場合には、以下の方法により求めることができる。
【００６４】
すなわち、本発明に係る流体軸受式回転装置において回転体となる、軸２、フランジ３、ハブロータ７、ロータ磁石９、ディスク１０、スペーサ１２、クランパー１１およびネジ１３を一体のまま取り出し、任意の位置Ｑに充分細い糸を取り付け、自然状態で吊り下げた状態の構成を図１０に示す。このように回転体に相当する部分を吊り下げることで、軸中心と糸の延長線との交点となる重心位置を求めることができる。一般に、この方法は糸釣法と呼ばれている。
【００６５】
これにより、図１０に示すように、上側軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐｕは、
Ｐｕ＝Ｐ×（Ｓ１／（Ｓ１＋Ｓ２））
という関係式に基づいて求めることができる。
【００６６】
一方、下側軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐｌは、
Ｐｌ＝Ｐ−Ｐｕ
という関係式に基づいて求めることができる。
【００６７】
以上のように、回転体となる部材の重心の位置を求めることで、上下２つのラジアル軸受のそれぞれ１個ずつに加えられるラジアル荷重値を求めることができる。これにより、図４に示す流体軸受式回転装置のように、ラジアル軸受隙間が２箇所ある場合でも、上記第１式のＰにＰｌまたはＰｕの値を当てはめてオイルせん断仕事関数Ｗを算出することができる。
【００６８】
なお、図９に示すように、先に定義した剛性相当関数Ｆｓについては、ラジアル軸受寿命実績時間Ｈとの間において、あまり強い相関関係は示していない。一方、図２に示すようにオイルせん断仕事関数Ｗの逆数１／Ｗについては、軸受寿命Ｈとの間で強い相関関係を有する。
【００６９】
また、本実施例において、軸とスリーブ間の隙間に注入されたオイルは７０℃における粘度が寿命に影響を与える。本実施例では、潤滑剤としてエステル系オイルを用いているが、オイルの主成分がフッソオイル、シリコンオイル、オレフィンオイルの潤滑剤を用いた場合には、流体軸受式回転装置の寿命に多少の影響がある。しかし、これらの影響は約１５パーセント以下であることを別途実験により確認しているため、本実施例において定義するオイルせん断仕事関数Ｗについては、これらのパラメータは考慮に入れていないものとする。なお、潤滑剤としては、高流動性グリスを用いることができ、さらにイオン性液体を用いることも可能と考えられる。
【００７０】
以上のように、このラジアル軸受面の半径方向における隙間は、１．０μｍ以上であり、隙間が変化する段部の無いほぼストレートな隙間となっている。そして、軸とスリーブとで形成される隙間には潤滑剤が保持され、ラジアル軸受面のハブロータ７側に隣接してラジアル軸受面のそれより大きい隙間を有するオイル溜まり部を有している。また、そのオイル溜まり部の容積は、ラジアル軸受面の隙間容積の１０％以上となるように構成されている。
【００７１】
これにより、ラジアル流体軸受のオイルせん断仕事関数（Ｗ）の逆数（１／Ｗ）の数値を１００００から６５０００の範囲内にすることで、オイルが回転せん断で劣化しない長寿命な流体軸受式回転装置を得ることができる。
【実施例２】
【００７２】
以上のような構成を備えた流体軸受式回転装置１５の他の実施例について、実施例１と同じく、図１〜図６、図１０、図１４〜図１７を用いて説明すれば以下の通りである。
なお、本実施例では、実施例１において説明したオイルせん断仕事関数（Ｗ）の代わりに、オイルせん断相当関数（Ｅ）を用いて、上記仮説の検証を行った。
【００７３】
すなわち、オイルせん断相当関数（Ｅ）と軸受寿命との関係が、図２に示すグラフのような関係になると仮説を立てたものである。すなわち、オイルに加えられるせん断仕事が一定範囲内に設定された流体軸受式回転装置であれば、高温、高速連続回転を行った場合でも長寿命になるという仮説である。
【００７４】
オイルのせん断による劣化を防ぐためには、第１に、オイルがせん断される現象を解明してせん断を一定値以下に収めることでオイルに対するせん断量を軽減することが考えられる。さらに、第２に、オイルせん断相当関数への影響が大きくまた部品の加工精度の影響を受けるラジアル軸受の半径方向における隙間を一定値以上に規定して、オイルせん断仕事関数と機械的なコスレを軽減すること、第３に、オイル溜まり部の油量（容積）を一定以上として油量不足を防止すること等が考えられる。
【００７５】
また、本実施例でも、上記実施例１と同様に、上記実施形態に係る流体軸受式回転装置１５において、スリーブ１と軸２の間のラジアル軸受隙間の大きさと、流体軸受の実際の寿命比率（Ｈ）とは、図５に示すグラフのような関係となる。
【００７６】
すなわち、実施例１においても説明したように、ラジアル軸受面とスリーブ１（または軸２）との間の半径方向における隙間は、小さいほど流体軸受の剛性は高まり、外力が加わった場合の強度が高まるが、一方で半径方向における隙間（Ｃ）が１μｍ未満の場合には、軸２の外周面の加工精度や、スリーブ１の内周面の加工精度や表面粗さが悪い影響を及ぼす。従って、ラジアル軸受隙間は１μｍ以上に設定されていることは、流体軸受式回転装置の長寿命化を図る上で好ましい。
【００７７】
実施例１でも説明した図６に示すグラフによれば、ハブロータ７側のオイル溜まり部１Ｅの容積が、ほぼストレートでハブロータ７側に位置するラジアル軸受隙間の容積の１０％以上あれば良好であることを示している。
【００７８】
ここで、従来の流体軸受式回転装置のように、オイルせん断相当関数やラジアル軸受隙間の設定に際し何の配慮もされていない場合には、このオイル溜まり量は１００％以上を必要とする場合がある。しかし、本実施例のように、オイルせん断相当関数やラジアル軸受隙間の設定を考慮している場合には、オイルが強いせん断を受けないため、図６に示すように少量のオイル溜まりがあれば充分である。このように、本実施例の流体軸受式回転装置では、従来よりも少量のオイル量で済むために、流体軸受式回転装置に対して衝撃荷重が加えられた場合でも、オイルがこぼれてしまうことを回避することができる。
【００７９】
なお、ラジアル軸受面としては、図１に示すように、ストレート部分が１つで軸受長さがＬｒのもの以外にも、例えば、図４に示すように、動圧発生溝１Ａと動圧発生溝１Ｂとが軸２の径小部２Ａによって２つに分断されてストレート部分が２つある場合には、図６に示すオイル量とは、ハブロータ７側のラジアル軸受面（図中Ｌｒ）におけるオイル量を意味するものとする点についても、上記実施例１と同様である。
【００８０】
次に、オイルせん断相当関数を一定値以下にしてせん断を軽減させるためのオイルせん
断相当関数の条件を数式によって定義した。
第４式は、オイルせん断相当関数Ｅは、ラジアル軸受部の偏心率と速度の影響を受けるという仮説である。第５式は、オイルせん断相当関数Ｅが、軸受の剛性または発熱量の影響を受けるというもの、そして、第６式は、オイルせん断相当関数Ｅがオイルのせん断または発熱量の影響を受けるというものである。
【００８１】
これらを数式で表すと、
第４式 ： オイルせん断相当関数Ｅ＝Ｅｐ×ω×ω
第５式 ： 偏心率相当関数Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ)
第６式 ： 剛性相当関数Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）/Ｃ＾３
η：７０℃における絶対粘度 ［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］
ω：角速度 ［ｒａｄ／ｓ（＝２・π・ｆ／６０）］
ｆ：回転数 ［ｒｅｖ／ｍｉｎ］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの軸方向における長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受の半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受１個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 [Ｎ］
次に、オイルせん断相当関数（Ｅ）の逆数（１／Ｅ）と流体軸受式回転装置の実際の寿命実績値（Ｈ）との相関を図１４に示す。なお、図１４から逆数（１／Ｅ）と流体軸受式回転装置の寿命（Ｈ）とは充分に実験結果に合致しており、相関が認められることが実証できている。
【００８２】
以上の事実から、図１４に示すように、オイルせん断相当関数（Ｅ）の逆数（１／Ｅ）の数値を０．００００１以上になるように設定することで、オイルが回転せん断で劣化しない流体軸受式回転装置が得られる。なお、軸受寿命の観点からは、過剰品質にならない範囲で、０．０００１３以下にできる限り近い数値になるように１／Ｅの数値が設定されていることが好ましい。
【００８３】
ここで、上記１/Ｅの数値範囲の下限値（０．００００１）の根拠としては、１／Ｅの数値が０．００００１より小さい場合には、オイルせん断相当関数が大きくなり過ぎて、軸受の寿命を短くしてしまうことにある。
【００８４】
具体的には、１／Ｅが下限値である０．００００１未満の場合には、オイルが軸受の回転により大きなせん断力を受けることで、オイルが蒸発したり、オイルの油性を損ねて軸受が焼け付いてしまう。この結果、１／Ｅが下限値である０．００００１以上になるように構成された流体軸受式回転装置では、約５万時間（約５年間に相当）の連続使用が可能であるのに対して、１／Ｅが０．００００１未満の流体軸受式回転装置では、約３０００〜８０００時間の連続使用によって軸受部分が焼け付いてしまい、寿命が約１／１０〜１／５程度まで短くなってしまう。
【００８５】
図１４において１／Ｅの数値が０．００００１以下では急激に変化している。このような条件ではオイルに加えられるせん断が多き過ぎ、オイルの分子構造に許容値以上のストレスがかかり、オイルが短時間に劣化しているものと推察される。実際に軸受の寿命試験を行い、その累積故障率のデータを収集した一事例を図１７に示している。図１７の縦軸は流体軸受式回転装置の累積故障率であり、横軸は総回転時間（Ｈ）であるが、図１７においても、１／Ｅの値が０．００００１以下では、グラフが著しく（不連続に）左側に位置することが示されている。これらのデータを基に１／Ｅの数値が０．００００１の場合に流体軸受式回転装置の寿命が変化することを見い出したものである。
【００８６】
一方、上限値（０．０００１３）の根拠としては、１／Ｅの数値が０．０００１３より大きい場合には、過剰寿命であり、生産性、コスト、低温での性能、等を損なうおそれがあることにある。
【００８７】
具体的には、１／Ｅが上限値である０．０００１３を超えた場合には、装置の寿命に関しては充分である。しかし、オイルせん断相当関数Ｅを小さくする、すなわちオイルせん断を軽くしながら流体軸受の剛性や回転精度を維持するためには軸受隙間を広げつつ、軸受面積を大きく設計することになるが、この場合、低温では、オイルの粘性抵抗が大きくなってモータ消費電流が約１．２〜２．０倍となり、商品としての要求性能が満たされなくなってしまう。
【００８８】
詳細には、これら流体軸受式回転装置は図示しない駆動用のＬＳＩ（集積回路）によりステータ８に電流が供給され、回転磁界が発生してロータ磁石９に回転力が与えられるが、１／Ｅが０．０００１３を超えると図示しない駆動用のＬＳＩの能力を超え、ステータ８電流が供給できなくなり、正常な回転数が得られなくなる場合もあった。
【００８９】
さらに、オイルせん断相当関数Ｅを小さくするために、軸受隙間を広げ、かつ軸受面積を大きくした上で同等の軸受剛性を確保しようとすると、寸法の大きな軸受部品を高精度に加工して組み立てることになるので、部品コストが高くなってしまう。
【００９０】
また、ラジアル軸受部の摩擦トルクの大きさを表すラジアル摩擦相当関数と、オイルせん断相当関数（Ｅ）の逆数（１／Ｅ）との関係を図１５に示す。ここでは、逆数（１／Ｅ）を大きく設定しすぎると、ラジアル軸受寿命は長くなるがラジアル摩擦トルクが大きくなるという欠点が生じる。なお、ラジアル摩擦相当関数とは、軸受面積と回転数とに比例し、軸受隙間の大きさに反比例する関数であるが、ここでは詳しい説明を省略する。
【００９１】
次に、具体的な数値を挙げて、実際にオイルせん断相当Ｅの逆数を算出する。
図１に示す流体軸受式回転装置１５において、
７０℃におけるオイルの粘度η＝０．００３５［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］、
角速度ω＝４３９．６［ｒａｄ／ｓ（＝２×π×４２００／６０）］、
軸直径Ｄ＝０．０００２９９［ｍ］、
ラジアル軸受１個当たりの長さＬ＝０．００１１５［ｍ］、
ラジアル軸受の半径方向における隙間Ｃ＝０．０００００３０９［ｍ］、
上側ラジアル軸受の軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐ＝０．１９６［Ｎ］
とすると、上記第４式〜第６式より、
剛性相当関数Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）／Ｃ＾３ ＝６１６０００
偏心率相当関数Ｅｐ＝Ｐ／（Ｆｓ×Ｃ） ＝０．１０３
オイルせん断相当関数Ｅ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ ＝１９９００
１／Ｅ＝０．００００５
となる。
【００９２】
この計算結果を図１４に示すグラフに当てはめてみると、この流体軸受式回転装置は７０℃において約４万時間という十分な寿命を有すると推定される。
なお、本実施例でも、上記実施例１と同様に、軸２の材質としてステンレス鋼、高マンガンクロム鋼、または炭素鋼を使用している。また、スリーブ１の材質としては、ステンレス鋼、銅合金、またはそれらの表面に無電解ニッケルメッキまたはＤＬＣコーティングした材料を使用している。さらに、ラジアル軸受面の表面粗さが０．０１〜１．６０μｍの範囲内になるように加工した材料を使用している。
【００９３】
また、軸受材料にメッキを施さない銅合金を使用する場合には、オイルと銅成分とが化学反応を起して劣化を早め、流体軸受装置の寿命が１０％程度短くなる場合がある。しかし、本発明で定義するオイルせん断相当関数Ｅには、これらのパラメータについては考慮していないものとする。
【００９４】
なお、上述した図４に示す流体軸受式回転装置において、上下２つのラジアル軸受に対して加えられるそれぞれのラジアル荷重の値が不明な場合には、上記実施例１と同様に、以下の方法により求めることができる。
【００９５】
すなわち、本発明に係る流体軸受式回転装置において回転体となる、軸２、フランジ３、ハブロータ７、ロータ磁石９、ディスク１０、スペーサ１２、クランパー１１およびネジ１３を一体のまま取り出し、任意の位置Ｑに充分細い糸を取り付け、自然状態で吊り下げた状態の構成を図１０に示す。このように回転体に相当する部分を吊り下げることで、軸中心と糸の延長線との交点となる重心位置を求めることができる。一般に、この方法は糸釣法と呼ばれている。
【００９６】
これにより、図１０に示すように、上側軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐｕは、
Ｐｕ＝Ｐ×（Ｓ１／（Ｓ１＋Ｓ２））
という関係式に基づいて求めることができる。
【００９７】
一方、下側軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐｌは、
Ｐｌ＝Ｐ−Ｐｕ
という関係式に基づいて求めることができる。
【００９８】
以上のように、回転体となる部材の重心の位置を求めることで、上下２つのラジアル軸受のそれぞれ１個ずつに加えられるラジアル荷重値を求めることができる。これにより、図４に示す流体軸受式回転装置のように、ラジアル軸受隙間が２箇所ある場合でも、上記（４）式のＰにＰｌまたはＰｕの値を当てはめてオイルせん断相当関数Ｅを算出することができる。
【００９９】
なお、図１６に示すように、先に定義した剛性相当関数Ｆｓについては、ラジアル軸受寿命実績時間Ｈとの間において、あまり強い相関関係は示していない。一方、図２に示すようにオイルせん断相当関数Ｅの逆数１／Ｅについては、軸受寿命Ｈとの間で強い相関関係を有する。
【０１００】
また、本実施例において、軸とスリーブ間の隙間に注入されたオイルは７０℃における粘度が寿命に影響を与える。本実施例では、潤滑剤としてエステル系オイルを用いているが、オイルの主成分がフッソオイル、シリコンオイル、オレフィンオイルの潤滑剤を用いた場合には、流体軸受式回転装置の寿命に多少の影響がある。しかし、これらの影響は約１５パーセント以下であることを別途実験により確認しているため、本実施例において定義するオイルせん断相当関数Ｅについては、これらのパラメータは考慮に入れていないものとする。なお、潤滑剤としては、高流動性グリスを用いることができ、さらにイオン性液体を用いることも可能と考えられる。
【０１０１】
以上のように、このラジアル軸受面の半径方向における隙間は、１．０μｍ以上であり、隙間が変化する段部の無いほぼストレートな隙間となっている。そして、軸とスリーブとで形成される隙間には潤滑剤が保持され、ラジアル軸受面のハブロータ７側に隣接してラジアル軸受面のそれより大きい隙間を有するオイル溜まり部を有している。また、そのオイル溜まり部の容積は、ラジアル軸受面の隙間容積の１０％以上となるように構成されている。
【０１０２】
これにより、ラジアル流体軸受のオイルせん断相当関数（Ｅ）の逆数（１／Ｅ）の数値を０．００００１から０．０００１３の範囲内にすることで、オイルが回転せん断で劣化しない長寿命な流体軸受式回転装置を得ることができる。
【０１０３】
［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更が可能である。
【０１０４】
（Ａ）
上記実施形態および実施例では、軸２が回転し、スリーブ１が袋状に密封されている軸受の構造を例として挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
【０１０５】
例えば、米国特許第５１１２１４２号（ＨＹＤＲＯＤＹＮＡＭＩＣ ＢＥＡＲＩＮＧ）の図１に示すように、軸の両端が固定されスリーブが回転可能な軸受回転装置に対して本発明を適用することも可能である。
【０１０６】
この場合には、上記実施形態の図１および図４に示す記号Ｌｒに相当する、段部を持たない略ストレートな軸受隙間を有しており、そのラジアル軸受面のオイル量に対して、上部または下部のいずれか一方に連接するオイル溜まりを持つ流体軸受回転装置であればよい。
【０１０７】
（Ｂ）
上記実施形態および実施例では、軸２が回転し、スリーブ１が袋状に密封された軸受の構造を例として挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
【０１０８】
例えば、特許第３１５５５２９号（「流体動圧軸受を備えたモータ及びこのモータを備えた記録ディスク駆動装置」）の図２に示すように、軸の上側にハブロータが固定され、軸の下側にリング形状の部材が取り付けられ、このリング形状の部材周辺がラジアル軸受面に隣接するオイル溜まりを有しており、ハブロータの下面とスリーブの上面が対向してスラスト軸受面を形成しておりハブロータと軸のコーナ部にスリーブの面取りとスラスト軸受面の内側にラジアル軸受面に隣接するオイル溜まりを有する軸受回転装置に対しても本発明を適用することが可能である。
【０１０９】
（Ｃ）
上記実施形態および実施例では、ラジアル軸受面上部において軸２の周りにオイル溜まりと、ラジアル軸受面の下部において軸２とフランジ３のコーナ部に、軸方向に上方に伸びるオイル溜まりを設けた軸受の構造を例として挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
【０１１０】
例えば、特開２００４−３６８９２号公報に示すように、ラジアル軸受面の上部に軸に略直角方向に伸びるオイル溜まりを設けた流体軸受回転装置であっても本発明を適用することは可能である。
【０１１１】
また、特開昭５７−１３７８２０号公報に記載されているように、ラジアル軸受面に循環穴が設けられた流体軸受式回転装置に対しても同様に、本発明を適用することが可能である。
【０１１２】
（Ｄ）
上記実施例１では、ラジアル軸受のオイルせん断仕事関数Ｗと流体軸受寿命Ｈとの関係について説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
例えば、スラスト軸受部に関しても、同様の仮説と理論とを構築することで説明することが可能と考えられる。
【０１１３】
（Ｅ）
上記実施例２では、ラジアル軸受のオイルせん断相当関数Ｅと流体軸受寿命Ｈとの関係について説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
例えば、スラスト軸受部に関しても、同様の仮説と理論とを構築することで説明することが可能と考えられる。
【０１１４】
（Ｆ）
上記実施形態では、本発明を流体軸受式回転装置に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。
【０１１５】
例えば、図１８に示すように、上記構成を有する流体軸受機構４０、流体軸受式回転装置４１を搭載しており、記録ヘッド４２によって記録ディスク１０に記録された情報を再生したり、記録ディスク１０に対して情報を記録したりする記録再生装置４３に対して本発明を適用することもできる。
【０１１６】
これにより、性能や品質を低下させることなく、信頼性の高い記録再生装置を得ることができる。
【産業上の利用可能性】
【０１１７】
本発明によれば、オイルが回転せん断によって劣化しない長寿命な流体軸受式回転装置を得ることができることから、ディスク式記録再生装置等に搭載される流体軸受式回転装置に対して広く適用可能である。
【図面の簡単な説明】
【０１１８】
【図１】本発明の一実施形態に係る流体軸受式回転装置の構造を示す断面図。
【図２】流体軸受式回転装置における軸受の寿命とオイルせん断仕事関数との関係を示すグラフ。
【図３】図１の流体軸受式回転装置の開口部付近の構成を示す拡大図。
【図４】本発明の他の実施形態に係る流体軸受式回転装置のラジアル軸受隙間付近の構成を示す拡大図。
【図５】流体軸受式回転装置のラジアル軸受隙間と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図６】流体軸受式回転装置のオイル溜まり油量比と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図７】流体式回転軸受装置におけるオイルせん断仕事関数の逆数と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図８】流体軸受式回転装置におけるラジアル摩擦相当関数とオイルせん断仕事関数との関係を示すグラフ。
【図９】流体軸受式回転装置の剛性相当関数と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図１０】図１の流体軸受式回転装置の重心位置を示す解説図。
【図１１】従来の流体軸受式回転装置の構成を示す断面図。
【図１２】図１１の従来の流体軸受式回転装置における回転数と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図１３】図１１の従来の流体軸受式回転装置におけるラジアル荷重と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図１４】流体式回転軸受装置におけるオイルせん断相当関数の逆数と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図１５】流体軸受式回転装置におけるラジアル摩擦相当関数とオイルせん断相当関数との関係を示すグラフ。
【図１６】流体軸受式回転装置の剛性相当関数と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図１７】本発明に係る流体軸受式回転装置の軸受の累積故障率と時間の関係を示すグラフ。
【図１８】本発明に係る流体軸受式回転装置を備えた記録再生装置の構成図。
【符号の説明】
【０１１９】
１、２１ スリーブ
１Ａ，１Ｂ 動圧発生溝
１Ｅ オイル溜まり
２，２２ 軸
３，２３ フランジ
３Ａ，３Ｂ 動圧発生溝
４，２４ スラスト板
５，２５ オイル
６，２６ ベース
７，２７ ハブロータ
８，２８ ステータ
９，２９ ロータ磁石
１０，３０ ディスク
１１，３１ クランパー
１２，３２ スペーサ
１３，３３ ネジ
１５ 流体軸受式回転装置
２１Ｃ 軸受穴
２１Ｄ 凹部
２１Ａ，２１Ｂ 動圧発生溝
２３Ａ，２３Ｂ 動圧発生溝
４０ 流体軸受機構
４１ 流体軸受式回転装置
４２ 記録ヘッド
４３ 記録再生装置
Ｅ オイルせん断相当関数
Ｗ オイルせん断仕事関数（潤滑剤せん断仕事関数）
【技術分野】
【０００１】
本発明は、動圧流体軸受を使用した流体軸受式回転装置およびこれを備えた記録再生装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
近年、回転するディスクを用いた記録装置等は、そのメモリ容量が増大し、またデータの転送速度が高速化しているため、これらに使用される記録装置の軸受には、常にディスク負荷を高精度に回転させるための高い性能と信頼性とが要求される。そこで、これら回転装置として高速回転に適した流体軸受式回転装置が一般的に用いられている。
【０００３】
流体軸受式回転装置は、軸とスリーブとの間に潤滑剤であるオイルを介在させ、動圧発生溝によって回転時にポンピング圧力を発生させることで、軸をスリーブに対して非接触の状態で回転させることができる。このため、回転中に軸とスリーブとの間に機械的な摩擦が生じないことから、安定して高速回転させることが可能になる。
【０００４】
以下、図１１を参照しながら、従来の流体軸受式回転装置の一例について説明する。
従来の流体軸受式回転装置は、図１１に示すように、スリーブ２１、軸２２、スラスト板２４、オイル２５、ベース２６、ハブロータ２７、コイルが巻回されたステータ２８およびロータ磁石２９を備えている。
【０００５】
軸２２は、フランジ２３と一体化しており、スリーブ２１の軸受穴２１Ｃに回転可能な状態で挿入される。フランジ２３は、スリーブ２１の凹部２１Ｄに収納される。軸２２の外周面またはスリーブ２１の内周面の少なくともいずれか一方には、動圧発生溝２１Ａ，２１Ｂが形成されている。一方、フランジ２３のスリーブ２１との対向面およびフランジ２３とスラスト板２４との対向面には、動圧発生溝２３Ａ，２３Ｂが形成されている。スラスト板２４は、スリーブ２１に固着されており、軸受隙間は袋状になっている。各動圧発生溝２１Ａ，２１Ｂ，２３Ａ，２３Ｂの付近の軸受隙間は、少なくともオイル２５によって充填されており、また、スリーブ２１と軸２２とによって形成される袋状の軸受隙間全体についても、必要に応じてオイル２５によって充填されている。
【０００６】
ベース２６には、スリーブ２１が固定されている。そして、ステータ２８が、ロータ磁石２９に対向するようにベース２６に固定される。
一方、ハブロータ２７は、軸２２に固定されており、ロータ磁石２９、ディスク３０、スペーサ３２、クランパー３１およびネジ３３が固定される。
【０００７】
ここで、以上のような構成の従来の流体軸受式回転装置の動作について説明すれば以下の通りである。
すなわち、上記従来の流体軸受式回転装置では、ステータ２８に巻回されたコイルに通電されると回転磁界が発生し、ロータ磁石２９に回転力が付与される。これにより、ロータ磁石２９は、ハブロータ２７、軸２２、フランジ２３、ディスク３０、スペーサ３２、クランパー３１、ネジ３３とともに回転を開始する。これらの部材が回転すると、動圧発生溝２１Ａ，２１Ｂ，２３Ａ，２３Ｂは、軸受隙間に充填されたオイル２５をかき集め、軸２２とスリーブ２１の間、およびフランジ２３とスリーブ２１およびスラスト板２４との間にポンピング圧力を発生させる。
【０００８】
これにより、軸２２をスリーブ２１とスラスト板２４に対して非接触の状態で回転させることができ、図示しない磁気ヘッドまたは光学ヘッドによって、回転するディスク３０に対してデータの記録再生を行うことができる。
【特許文献１】特許第２５０６８３６号公報
【特許文献２】特許第１７４８８１７号公報
【特許文献３】特開平１−１２０４１８号公報
【特許文献４】特開昭６２−１４０２７１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
しかしながら、上記従来の流体軸受式回転装置では、以下に示すような問題点を有している。
すなわち、図１１において、スリーブ２１と軸２２との間には、数μｍの微小な隙間が確保されており、一方、フランジ２３とスリーブ２１またはスラスト板２４との間には、数μｍから数十μｍの充分な隙間が確保されている。しかし、従来の流体軸受式回転装置では、高温条件下（例えば、７０℃）において高速で長時間、連続的に回転させると、オイルが軸受回転によりせん断力を受けて劣化することで、短時間でコスレが生じたり、軸受が焼き付いたりするおそれがある。
【００１０】
ここで、１万ｒｐｍ用に設計された流体軸受式回転装置を２倍速の２万ｒｐｍで連続回転させた場合の実験結果を図１２に示す。
ここでは、この流体軸受式回転装置の寿命は、１万回転の時に比べて約４０パーセント悪化していることが分かる。
【００１１】
また、ラジアル荷重が１１０グラムになるように設計された流体軸受式回転装置において、このラジアル荷重を２倍にして連続運転した場合の実験結果を図１３に示す。
ここでは、この流体軸受式回転装置は、ラジアル軸受荷重が２倍になってもコスレが生じることなく、非接触回転を維持しているにも関らず、実験結果として得られた寿命時間は約５０パーセント悪化した。
【００１２】
以上の実験結果から分かるように、従来の流体軸受式回転装置のラジアル流体軸受は、７０℃前後の高温の条件下において、高荷重で長期間の運転を行うと、やがてオイルが劣化して軸受が故障するおそれがある。そして、これら流体軸受式回転装置の寿命に関し、従来から温度と軸受寿命との関係については、アレニウスの反応速度論に則り高温になるほど軸受の寿命は短くなることは既に証明されている。しかし、ラジアル荷重、偏心率、オイルせん断仕事関数、回転数等と軸受の寿命との関係については理論的に解明されていなかった。
【００１３】
本発明の課題は、流体軸受式回転装置において、軸受の寿命とラジアル荷重、偏心率、オイルせん断仕事関数、回転数等との関係を考慮して、適正な寿命を確保することが可能な流体軸受式回転装置およびこれを備えた記録再生装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１４】
第１の発明に係る流体軸受式回転装置は、軸受穴を有するスリーブと、スリーブの軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、スリーブおよび軸のうち、回転する側に取り付けられたハブロータと、軸の外周面およびスリーブ内周面の少なくとも一方に動圧発生溝を有するラジアル軸受面と、を備えている。そして、下記（１）式によって表わされるオイル（潤滑剤）せん断仕事関数をＷとした場合、１／Ｗの値が１００００以上になるように構成されている。
【００１５】
Ｗ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ ・・・・・・（１）
Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）／Ｃ＾３ ・・・（２）
Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ) ・・・・・・・・（３）
Ｗ：オイル（潤滑剤）せん断仕事関数
Ｆｓ：剛性相当関数
Ｅｐ：偏心率相当関数
η：７０℃における絶対粘度 [Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］
ω：角速度 ［ｒａｄ／ｓ（＝２・π・ｆ／６０）］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
ｆ：回転数 ［ｒｅｖ／ｍｉｎ］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受の半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受１個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 ［Ｎ］
ここでは、流体軸受式回転装置の潤滑剤（例えば、オイル等。以下、オイルと示す）が高温（例えば、約７０℃程度）、高速連続回転においてせん断を受けて劣化が進むことで、オイルが蒸発しやすくなったり充分な油膜強度が得られなくなったりして流体軸受が短時間で損傷しないように、潤滑剤のせん断仕事関数（以下、オイルせん断仕事関数と示す）の逆数を示す関係式が満たすべき一定の条件としてその下限値（１００００以上）を設定している。
【００１６】
ここで、オイルせん断仕事関数Wの逆数１／Ｗとラジアル軸受寿命比率との関係を示すグラフによれば、オイルせん断仕事関数Wの逆数１／Ｗが下限値として設定した１００００以下の場合には、オイルせん断仕事関数が大きくなり過ぎて、ラジアル軸受寿命比率が１５０００以下となってしまう。この結果、オイルが軸受の回転によって受けるせん断力が大きくなることで、オイルの蒸発や油性の低下によって軸受に焼き付けが生じ、製品寿命が短くなってしまう。
【００１７】
よって、上記条件式を満たすように構成された流体軸受式回転装置によれば、高温の条件下において、高速で連続回転させた場合でも、長寿命な流体軸受式回転装置を実現できるという効果を奏する。
【００１８】
第２の発明に係る流体軸受式回転装置は、第１の発明に係る流体軸受式回転装置であって、１／Ｗの値が６５０００以下になるように構成されている。
ここでは、オイルのせん断仕事関数の逆数を示す関係式が満たすべき一定の条件として、その上限値（６５０００以下）を設定している。
【００１９】
ここで、１／Ｗを大きくする、すなわち、オイルせん断仕事関数Ｗを小さくするためには、オイルせん断を軽くしながら流体軸受の剛性や回転精度を維持するために、軸受隙間や軸受面積を大きくする必要がある。この場合には、低温の条件下では、オイルの粘性抵抗が大きいために、モータの消費電流が大きくなってしまう。また、軸受の剛性や回転精度を維持するために部品を大きくしつつ高精度に加工すると、部品コストが上昇してしまう。
【００２０】
これにより、軸受の寿命に関して過剰品質となることを防止して、生産性、生産コスト、低温での性能等が損なわれることを回避することができる。
第３の発明に係る流体軸受式回転装置は、軸受穴を有するスリーブと、スリーブの軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、スリーブおよび軸のうち、回転する側に取り付けられたハブロータと、軸の外周面およびスリーブ内周面の少なくとも一方に動圧発生溝を有するラジアル軸受面と、を備えている。そして、下記（４）式によって表わされるオイルせん断相当関数をＥとした場合、１／Ｅの値が０．００００１以上になるように構成されている。
【００２１】
Ｅ＝Ｅｐ×ω×ω ・・・・・・（４）
Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）／Ｃ＾３ ・・・（５）
Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ) ・・・・・・・・（６）
Ｗ：オイル（潤滑剤）せん断仕事関数
Ｆｓ：剛性相当関数
Ｅｐ：偏心率相当関数
η：７０℃における絶対粘度 ［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］
ω：角速度 ［ｒａｄ／ｓ（＝２・π・ｆ／６０）］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
ｆ：回転数 ［ｒｅｖ／ｍｉｎ］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受の半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受１個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 ［Ｎ］
ここでは、流体軸受式回転装置の潤滑剤（例えば、オイル等。以下、オイルと示す）が、高温（例えば、約７０℃程度）、高速連続回転においてせん断を受けて劣化が進むことで、オイルが蒸発しやすくなったり充分な油膜強度が得られなくなったりして流体軸受が短時間で損傷しないように、オイルのせん断仕事関数の逆数を示す関係式が満たすべき一定の条件としてその下限値（０．００００１以上）を設定している。
【００２２】
ここで、オイルせん断相当関数Ｅの逆数１／Ｅとラジアル軸受寿命比率との関係を示すグラフによれば、オイルせん断仕事関数Ｅの逆数１／Ｅが下限値として設定した０．００００１以下の場合には、オイルせん断仕事関数が大きくなり過ぎて、ラジアル軸受寿命比率が１５０００以下となってしまう。この結果、オイルが軸受の回転によって受けるせん断力が大きくなることで、オイルの蒸発や油性の低下によって軸受に焼き付けが生じ、製品寿命が短くなってしまう。
【００２３】
よって、上記条件式を満たすように構成された流体軸受式回転装置によれば、高温の条件下において、高速で連続回転させた場合でも、長寿命な流体軸受式回転装置を実現できるという効果を奏する。
【００２４】
第４の発明に係る流体軸受式回転装置は、第３の発明に係る流体軸受式回転装置であって、１／Ｅの値が０．０００１３以下になるように構成されている。
ここでは、オイルのせん断仕事関数の逆数を示す関係式が満たすべき一定の条件として、その上限値（０．０００１３）を設定している。
【００２５】
ここで、１／Ｅを大きくする、すなわち、オイルせん断仕事関数Ｅを小さくするためには、オイルせん断を軽くしながら流体軸受の剛性や回転精度を維持するために、軸受隙間や軸受面積を大きくする必要がある。この場合には、低温の条件下では、オイルの粘性抵抗が大きいために、モータの消費電流が大きくなってしまう。また、軸受の剛性や回転精度を維持するために部品を大きくしつつ高精度に加工すると、部品コストが上昇してしまう。
【００２６】
これにより、軸受の寿命に関して過剰品質となることを防止して、生産性、生産コスト、低温での性能等が損なわれることを回避することができる。
第５の発明に係る流体軸受式回転装置は、第１から第４の発明に係る流体軸受式回転装置であって、ラジアル軸受面とスリーブまたは軸との間に形成される半径方向における隙間は、１μｍ以上であって、略一定である。
【００２７】
ここでは、ラジアル軸受面とスローブまたは軸との間に形成される隙間の大きさに関して、その下限値を設定している。
ここで、上記隙間の大きさが、１μｍ未満である場合には、軸の外周面やスリーブの内周面の加工精度や表面粗さによっては、軸受の寿命に対して悪い影響を及ぼすおそれがある。
【００２８】
これにより、上記１μｍ以上という条件をさらに満たすことで、軸の外周面やスリーブの内周面の加工精度や表面粗さに関わらず、常に安定した寿命を確保することができる
第６の発明に係る流体軸受式回転装置は、第１から第５の発明のいずれか１つに係る流体軸受式回転装置であって、軸とスリーブとの間に形成される隙間には潤滑剤が保持され、ラジアル軸受面に隣接する位置に、その対向面との間の隙間がラジアル軸受面より大きい潤滑剤溜まり部が形成されている。そして、潤滑剤溜まり部の容積は、ラジアル軸受面とスリーブまたは軸との隙間の容積の１０％以上である。
【００２９】
ここでは、軸とスリーブとの間において、ラジアル軸受面に隣接するように形成される潤滑剤溜まり部（以下、オイル溜まり部と示す）の容積の大きさを、ラジアル軸受面とスリーブとの間の隙間の容積によって特定している。
【００３０】
一般にこの種の流体軸受装置では軸とスリーブの間の形成される隙間のオイル量に比べ隣接するオイルやグリス等の潤滑剤の溜まり量は１００％以上の多くの量を確保していた。これに対して、本発明の流体軸受式回転装置においては、オイルせん断仕事を低減することでオイルの劣化が少ないため、オイル溜まり量は１０％以上あれば充分に流体軸受装置の信頼性を保証することができる。すなわち、本発明の流体軸受式回転装置においては、オイル溜まり部の容積は、ラジアル軸受面とスリーブまたは軸との隙間の容積の１０％から１００％の範囲内であれば充分に信頼性の高い流体軸受式回転装置を得ることができる。
【００３１】
これにより、オイル溜まり部の容積の大きさを、ラジアル軸受面とスリーブとの間の隙間の容積に対して上記数値範囲内に設定することで、高温の条件下において、高速で連続回転させた場合でも長寿命な流体軸受式回転装置を得ることができる。
【００３２】
第７の発明に係る記録再生装置は、第１から第６の発明のいずれか１つに係る流体軸受式回転装置を備えている。
これによれば、性能や品質の低下を防止しつつ、記録再生装置を長寿命化することができる。
【発明の効果】
【００３３】
本発明の流体軸受式回転装置によれば、高温条件下において高速で連続回転させた場合でも、オイル等の潤滑剤がせん断を受けて劣化が進むことでオイル等の潤滑剤が蒸発しやすくなったり充分な油膜強度が得られなくなったりすることで流体軸受が短時間で損傷することを防止して、油膜切れのない長寿命な流体軸受式回転装置を得ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００３４】
本発明の一実施形態に係る流体軸受式回転装置１５について、図１および図３を用いて説明すれば以下の通りである。
［流体軸受式回転装置１５の構成］
本実施形態に係る流体軸受式回転装置１５は、図１に示すように、スリーブ１、軸２、スラスト板４、オイル（潤滑剤）５、ベース６、ハブロータ７、コイルが巻回されたステータ８およびロータ磁石９を備えている。
【００３５】
軸２は、フランジ３と一体化しており、スリーブ１の軸受穴１Ｃに回転可能な状態で挿入されている。
フランジ３は、軸２の下端部に取り付けられており、スリーブ１の凹部１Ｄに収納されている。
【００３６】
また、軸２の外周面またはスリーブ１の内周面の少なくともいずれか一方には、動圧発生溝１Ａ，１Ｂが形成されている。一方、フランジ３のスリーブ１との対向面およびフランジ３とスラスト板４との対向面には、動圧発生溝３Ａ，３Ｂが形成されている。
【００３７】
スラスト板４は、スリーブ１に固着されており、軸受隙間は袋状になっている。
スリーブ１の開口部には、図３に示すように、スリーブ１または軸２に対して円周状の溝を加工して設けたオイル溜まり（潤滑剤溜まり部）１Ｅが形成されている。
【００３８】
図１に示す各動圧発生溝１Ａ，１Ｂ，３Ａ，３Ｂの付近の軸受隙間は、少なくともオイル５によって充填されており、また、スリーブ１と軸２からなる袋状の軸受隙間の全体およびオイル溜まり１Ｅについても、必要に応じてオイル５によって充填されている。
【００３９】
ハブロータ７は、軸２に固定されており、ロータ磁石９、ディスク１０、スペーサ１２、クランパー１１、ネジ１３が固定される。一方、ベース６には、スリーブ１が固定されており、ステータ８がロータ磁石９に対向するようにベース６に対して固定される。
【００４０】
＜流体軸受式回転装置１５の動作＞
ここで、以上のような構成を備えた流体軸受式回転装置１５の動作について説明する。
本実施形態の流体軸受式回転装置１５では、ステータ８に巻回されたコイルに通電されると回転磁界が発生し、ロータ磁石９に回転力が付与される。そして、ロータ磁石９は、ハブロータ７、軸２、フランジ３、ディスク１０、スペーサ１２、クランパー１１、ネジ１３とともに回転を開始する。
【００４１】
動圧発生溝１Ａ，１Ｂ，３Ａ，３Ｂでは、この回転によりオイル５をかき集め、軸２とスリーブ１の間、およびフランジ３とスリーブ１およびスラスト板４の間にポンピング圧力を発生させる。
【００４２】
これにより、軸２をスリーブ１とスラスト板４に対して非接触の状態で回転させ、図示しない磁気ヘッドまたは光学ヘッドを用いることで、ディスク１０に対してデータの記録再生を行うことができる。
【実施例１】
【００４３】
以上のような構成を備えた流体軸受式回転装置１５の一実施例について、図１〜図１０を用いて説明すれば以下の通りである。
ここで、流体軸受式回転装置では、軸受の高温、高速連続回転の条件下においては軸受隙間を充填しているオイルがせん断を受けて劣化が進み、オイルが劣化することでオイルの分子が引き千切られて、蒸発したり、充分な油膜強度が得られなくなったりして、流体軸受が短時間で損傷するとの仮説を立てた。
【００４４】
これは、オイルせん断仕事関数（潤滑剤せん断仕事関数）と軸受寿命との関係が、図２に示すグラフのような関係になると仮説を立てたものである。すなわち、オイルに加えられるせん断仕事が一定範囲内に設定された流体軸受式回転装置であれば、高温、高速連続回転を行った場合でも長寿命になるという仮説である。
【００４５】
オイルのせん断仕事による劣化を防ぐためには、第１に、オイルがせん断される現象を解明してせん断仕事を一定値以下に収めることでオイルに対するせん断仕事量を軽減することが考えられる。さらに、第２に、オイルせん断仕事関数への影響が大きくまた部品の加工精度の影響を受けるラジアル軸受の半径方向における隙間を一定値以上に規定して、オイルせん断仕事関数と機械的なコスレを軽減すること、第３に、オイル溜まり部の油量（容積）を一定以上として油量不足を防止すること等が考えられる。
【００４６】
また、本実施例では、上記実施形態に係る流体軸受式回転装置１５において、スリーブ１と軸２の間のラジアル軸受隙間の大きさと、流体軸受の実際の寿命比率（Ｈ）とは、図５に示すグラフのような関係となる。
【００４７】
すなわち、ラジアル軸受面とスリーブ１（または軸２）との間の半径方向における隙間は、小さいほど流体軸受の剛性は高まり、外力が加わった場合の強度が高まるが、一方で半径方向における隙間（Ｃ）が１μｍ未満の場合には、軸２の外周面の加工精度や、スリーブ１の内周面の加工精度や表面粗さが悪い影響を及ぼす。従って、ラジアル軸受隙間は１μｍ以上に設定されていることは、流体軸受式回転装置の長寿命化を図る上で好ましい。
【００４８】
ここで、図３および図４に示すスリーブ１と軸２とによって形成される十分小さい隙間に動圧発生溝１Ａを形成し、段部の無いほぼストレートな隙間がラジアル軸受面とその対向面（スリーブ１または軸２）との間に形成される構成において、図４に示すハブロータ７側の隙間の大きさ（図中Ｌｒ）とこのハブロータ７側に隣接するオイル溜まり部１Ｅの大きさ（図中Ｌｏ）との比率と、流体軸受式回転装置の寿命との関係を図６に示す。
【００４９】
図６に示すグラフによれば、ハブロータ７側のオイル溜まり部１Ｅの容積が、ほぼストレートでハブロータ７側に位置するラジアル軸受隙間の容積の１０％以上あれば良好であることを示している。
【００５０】
ここで、従来の流体軸受式回転装置のように、オイルせん断仕事関数やラジアル軸受隙間の設定に際し何の配慮もされていない場合には、このオイル溜まり量は１００％以上を必要とする場合がある。しかし、本実施例のように、オイルせん断仕事関数やラジアル軸受隙間の設定を考慮している場合には、オイルが強いせん断を受けないため、図６に示すように少量のオイル溜まりがあれば充分である。このように、本実施例の流体軸受式回転装置では、従来よりも少量のオイル量で済むために、流体軸受式回転装置に対して衝撃荷重が加えられた場合でも、オイルがこぼれてしまうことを回避することができる。
【００５１】
なお、ラジアル軸受面としては、図１に示すように、ストレート部分が１つで軸受長さがＬｒのもの以外にも、例えば、図４に示すように、動圧発生溝１Ａと動圧発生溝１Ｂとが軸２の径小部２Ａによって２つに分断されてストレート部分が２つある場合には、図６に示すオイル量とは、ハブロータ７側のラジアル軸受面（図中Ｌｒ）におけるオイル量を意味するものとする。
【００５２】
次に、オイルせん断仕事関数を一定値以下にしてせん断仕事を軽減させるためのオイルせん断仕事関数の条件を数式によって定義した。
第１式は、オイルせん断仕事関数Ｗは、ラジアル軸受部の発熱量と速度の影響を受け、または軸受の剛性の影響を受けるという仮説である。第２式は、オイルせん断仕事関数Ｗが、軸受の偏心率の影響を受けるというもの、そして、第３式は、オイルせん断仕事相当関数Ｗが、第３式の剛性相当関数および第２式の偏心率相当関数のそれぞれの影響を受けるというものである。
【００５３】
これらを数式で表すと、
第１式 ： オイルせん断仕事関数Ｗ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ
第２式 ： 偏心率相当関数Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ)
第３式 ： 剛性相当関数Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）/Ｃ＾３
η：７０℃における絶対粘度 ［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］
ω：角速度 ［ｒａｄ／ｓ（＝２・π・ｆ／６０）］
ｆ：回転数 ［ｒｅｖ／ｍｉｎ］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの軸方向における長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受の半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受１個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 [Ｎ]
次に、オイルせん断仕事関数（Ｗ）の逆数（１／Ｗ）と流体軸受式回転装置の実際の寿命実績値（Ｈ）との相関を図７に示す。なお、図７から逆数（１／Ｗ）と流体軸受式回転装置の寿命（Ｈ）とは充分に実験結果に合致しており、相関が認められることが実証できている。
【００５４】
以上の事実から、図７に示すように、オイルせん断仕事関数（Ｗ）の逆数（１／Ｗ）の数値を１００００から６５０００の範囲内になるように設定することで、オイルが回転せん断で劣化しない流体軸受式回転装置が得られる。なお、軸受寿命の観点からは、過剰品質にならない範囲で、６５０００にできる限り近い数値になるように１／Ｗの数値が設定されていることが好ましい。
【００５５】
ここで、上記数値範囲の下限値（１００００）の根拠としては、１／Ｗの数値が１００００より小さい場合には、オイルせん断仕事関数が大きくなり過ぎて、軸受の寿命を短くしてしまうことにある。
【００５６】
具体的には、１／Ｗが下限値である１００００未満の場合には、オイルが軸受の回転により大きなせん断力を受けることで、オイルが蒸発したりオイルの油性を損ねて軸受が焼き付いてしまう。この結果、１／Ｗが下限値である１００００以上になるように構成された流体軸受式回転装置では、約５万時間（約５年間に相当）の連続使用が可能であるのに対して、１／Ｗが１００００未満の流体軸受式回転装置では、約３０００〜８０００時間の連続使用によって軸受部分が焼きついてしまい、寿命が約１／１０〜１／５程度まで短くなってしまう。
【００５７】
一方、上限値（６５０００）の根拠としては、１／Ｗの数値が６５０００より大きい場合には、過剰寿命であり、生産性、コスト、低温での性能、等を損なうおそれがあることにある。
【００５８】
具体的には、１／Ｗが上限値である６５０００を超えた場合には、装置の寿命に関しては充分である。しかし、オイルせん断仕事関数Ｗを小さくする、すなわちオイルせん断を軽くしながら流体軸受の剛性や回転精度を維持するためには軸受隙間を広げつつ、軸受面積を大きく設計することになるが、この場合、低温では、オイルの粘性抵抗が大きくなってモータ消費電流が約１．２〜２．０倍となり、商品としての要求性能が満たされなくなってしまう。さらに、オイルせん断仕事関数Ｗを小さくするために、軸受隙間を広げ、かつ軸受面積を大きくした上で同等の軸受剛性を確保しようとすると、寸法の大きな軸受部品を高精度に加工して組み立てることになるので、部品コストが高くなってしまう。
【００５９】
また、ラジアル軸受部の摩擦トルクの大きさを表すラジアル摩擦相当関数と、オイルせん断仕事関数（Ｗ）の逆数（１／Ｗ）との関係を図８に示す。ここでは、逆数（１／Ｗ）を大きく設定しすぎると、ラジアル軸受寿命は長くなるがラジアル摩擦トルクが大きくなるという欠点が生じる。なお、ラジアル摩擦相当関数とは、軸受面積と回転数とに比例し、軸受隙間の大きさに反比例する関数であるが、ここでは詳しい説明を省略する。
【００６０】
次に、具体的な数値を挙げて、実際にオイルせん断仕事関数Ｗの逆数を算出する。
図１に示す流体軸受式回転装置１５において、
７０℃におけるオイルの粘度η＝０．００４１［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］、
角速度ω＝５６５．２［ｒａｄ／ｓ（＝２×π×５４００／６０）］、
軸直径Ｄ＝０．０００２９９［ｍ］、
上側のラジアル軸受１個当たりの長さＬ＝０．００２３［ｍ］、
ラジアル軸受の半径方向における隙間Ｃ＝０．０００００３０９［ｍ］、
上側ラジアル軸受の軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐ＝０．３４３［Ｎ］
とすると、上記第１式〜第３式より、
剛性相当関数Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）／Ｃ＾３ ＝３７１００００
偏心率相当関数Ｅｐ＝Ｐ／（Ｆｓ×Ｃ） ＝０．０２９９
オイルせん断仕事関数Ｗ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ ＝０．００００２３６
１／Ｗ＝４２４００
となる。
【００６１】
この計算結果を図７に示すグラフに当てはめてみると、この流体軸受式回転装置は７０℃において約４万時間という十分な寿命を有すると推定される。
なお、本実施例では、軸２の材質としてステンレス鋼、高マンガンクロム鋼、または炭素鋼を使用している。また、スリーブ１の材質としては、ステンレス鋼、銅合金、またはそれらの表面に無電解ニッケルメッキまたはＤＬＣコーティングした材料を使用している。さらに、ラジアル軸受面の表面粗さが０．０１〜１．６０μｍの範囲内になるように加工した材料を使用している。
【００６２】
また、軸受材料にメッキを施さない銅合金を使用する場合には、オイルと銅成分とが化学反応を起して劣化を早め、流体軸受装置の寿命が１０％程度短くなる場合がある。しかし、本発明で定義するオイルせん断仕事関数Ｗには、これらのパラメータについては考慮していないものとする。
【００６３】
なお、上述した図４に示す流体軸受式回転装置において、上下２つのラジアル軸受に対して加えられるそれぞれのラジアル荷重の値が不明な場合には、以下の方法により求めることができる。
【００６４】
すなわち、本発明に係る流体軸受式回転装置において回転体となる、軸２、フランジ３、ハブロータ７、ロータ磁石９、ディスク１０、スペーサ１２、クランパー１１およびネジ１３を一体のまま取り出し、任意の位置Ｑに充分細い糸を取り付け、自然状態で吊り下げた状態の構成を図１０に示す。このように回転体に相当する部分を吊り下げることで、軸中心と糸の延長線との交点となる重心位置を求めることができる。一般に、この方法は糸釣法と呼ばれている。
【００６５】
これにより、図１０に示すように、上側軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐｕは、
Ｐｕ＝Ｐ×（Ｓ１／（Ｓ１＋Ｓ２））
という関係式に基づいて求めることができる。
【００６６】
一方、下側軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐｌは、
Ｐｌ＝Ｐ−Ｐｕ
という関係式に基づいて求めることができる。
【００６７】
以上のように、回転体となる部材の重心の位置を求めることで、上下２つのラジアル軸受のそれぞれ１個ずつに加えられるラジアル荷重値を求めることができる。これにより、図４に示す流体軸受式回転装置のように、ラジアル軸受隙間が２箇所ある場合でも、上記第１式のＰにＰｌまたはＰｕの値を当てはめてオイルせん断仕事関数Ｗを算出することができる。
【００６８】
なお、図９に示すように、先に定義した剛性相当関数Ｆｓについては、ラジアル軸受寿命実績時間Ｈとの間において、あまり強い相関関係は示していない。一方、図２に示すようにオイルせん断仕事関数Ｗの逆数１／Ｗについては、軸受寿命Ｈとの間で強い相関関係を有する。
【００６９】
また、本実施例において、軸とスリーブ間の隙間に注入されたオイルは７０℃における粘度が寿命に影響を与える。本実施例では、潤滑剤としてエステル系オイルを用いているが、オイルの主成分がフッソオイル、シリコンオイル、オレフィンオイルの潤滑剤を用いた場合には、流体軸受式回転装置の寿命に多少の影響がある。しかし、これらの影響は約１５パーセント以下であることを別途実験により確認しているため、本実施例において定義するオイルせん断仕事関数Ｗについては、これらのパラメータは考慮に入れていないものとする。なお、潤滑剤としては、高流動性グリスを用いることができ、さらにイオン性液体を用いることも可能と考えられる。
【００７０】
以上のように、このラジアル軸受面の半径方向における隙間は、１．０μｍ以上であり、隙間が変化する段部の無いほぼストレートな隙間となっている。そして、軸とスリーブとで形成される隙間には潤滑剤が保持され、ラジアル軸受面のハブロータ７側に隣接してラジアル軸受面のそれより大きい隙間を有するオイル溜まり部を有している。また、そのオイル溜まり部の容積は、ラジアル軸受面の隙間容積の１０％以上となるように構成されている。
【００７１】
これにより、ラジアル流体軸受のオイルせん断仕事関数（Ｗ）の逆数（１／Ｗ）の数値を１００００から６５０００の範囲内にすることで、オイルが回転せん断で劣化しない長寿命な流体軸受式回転装置を得ることができる。
【実施例２】
【００７２】
以上のような構成を備えた流体軸受式回転装置１５の他の実施例について、実施例１と同じく、図１〜図６、図１０、図１４〜図１７を用いて説明すれば以下の通りである。
なお、本実施例では、実施例１において説明したオイルせん断仕事関数（Ｗ）の代わりに、オイルせん断相当関数（Ｅ）を用いて、上記仮説の検証を行った。
【００７３】
すなわち、オイルせん断相当関数（Ｅ）と軸受寿命との関係が、図２に示すグラフのような関係になると仮説を立てたものである。すなわち、オイルに加えられるせん断仕事が一定範囲内に設定された流体軸受式回転装置であれば、高温、高速連続回転を行った場合でも長寿命になるという仮説である。
【００７４】
オイルのせん断による劣化を防ぐためには、第１に、オイルがせん断される現象を解明してせん断を一定値以下に収めることでオイルに対するせん断量を軽減することが考えられる。さらに、第２に、オイルせん断相当関数への影響が大きくまた部品の加工精度の影響を受けるラジアル軸受の半径方向における隙間を一定値以上に規定して、オイルせん断仕事関数と機械的なコスレを軽減すること、第３に、オイル溜まり部の油量（容積）を一定以上として油量不足を防止すること等が考えられる。
【００７５】
また、本実施例でも、上記実施例１と同様に、上記実施形態に係る流体軸受式回転装置１５において、スリーブ１と軸２の間のラジアル軸受隙間の大きさと、流体軸受の実際の寿命比率（Ｈ）とは、図５に示すグラフのような関係となる。
【００７６】
すなわち、実施例１においても説明したように、ラジアル軸受面とスリーブ１（または軸２）との間の半径方向における隙間は、小さいほど流体軸受の剛性は高まり、外力が加わった場合の強度が高まるが、一方で半径方向における隙間（Ｃ）が１μｍ未満の場合には、軸２の外周面の加工精度や、スリーブ１の内周面の加工精度や表面粗さが悪い影響を及ぼす。従って、ラジアル軸受隙間は１μｍ以上に設定されていることは、流体軸受式回転装置の長寿命化を図る上で好ましい。
【００７７】
実施例１でも説明した図６に示すグラフによれば、ハブロータ７側のオイル溜まり部１Ｅの容積が、ほぼストレートでハブロータ７側に位置するラジアル軸受隙間の容積の１０％以上あれば良好であることを示している。
【００７８】
ここで、従来の流体軸受式回転装置のように、オイルせん断相当関数やラジアル軸受隙間の設定に際し何の配慮もされていない場合には、このオイル溜まり量は１００％以上を必要とする場合がある。しかし、本実施例のように、オイルせん断相当関数やラジアル軸受隙間の設定を考慮している場合には、オイルが強いせん断を受けないため、図６に示すように少量のオイル溜まりがあれば充分である。このように、本実施例の流体軸受式回転装置では、従来よりも少量のオイル量で済むために、流体軸受式回転装置に対して衝撃荷重が加えられた場合でも、オイルがこぼれてしまうことを回避することができる。
【００７９】
なお、ラジアル軸受面としては、図１に示すように、ストレート部分が１つで軸受長さがＬｒのもの以外にも、例えば、図４に示すように、動圧発生溝１Ａと動圧発生溝１Ｂとが軸２の径小部２Ａによって２つに分断されてストレート部分が２つある場合には、図６に示すオイル量とは、ハブロータ７側のラジアル軸受面（図中Ｌｒ）におけるオイル量を意味するものとする点についても、上記実施例１と同様である。
【００８０】
次に、オイルせん断相当関数を一定値以下にしてせん断を軽減させるためのオイルせん
断相当関数の条件を数式によって定義した。
第４式は、オイルせん断相当関数Ｅは、ラジアル軸受部の偏心率と速度の影響を受けるという仮説である。第５式は、オイルせん断相当関数Ｅが、軸受の剛性または発熱量の影響を受けるというもの、そして、第６式は、オイルせん断相当関数Ｅがオイルのせん断または発熱量の影響を受けるというものである。
【００８１】
これらを数式で表すと、
第４式 ： オイルせん断相当関数Ｅ＝Ｅｐ×ω×ω
第５式 ： 偏心率相当関数Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ)
第６式 ： 剛性相当関数Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）/Ｃ＾３
η：７０℃における絶対粘度 ［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］
ω：角速度 ［ｒａｄ／ｓ（＝２・π・ｆ／６０）］
ｆ：回転数 ［ｒｅｖ／ｍｉｎ］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの軸方向における長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受の半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受１個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 [Ｎ］
次に、オイルせん断相当関数（Ｅ）の逆数（１／Ｅ）と流体軸受式回転装置の実際の寿命実績値（Ｈ）との相関を図１４に示す。なお、図１４から逆数（１／Ｅ）と流体軸受式回転装置の寿命（Ｈ）とは充分に実験結果に合致しており、相関が認められることが実証できている。
【００８２】
以上の事実から、図１４に示すように、オイルせん断相当関数（Ｅ）の逆数（１／Ｅ）の数値を０．００００１以上になるように設定することで、オイルが回転せん断で劣化しない流体軸受式回転装置が得られる。なお、軸受寿命の観点からは、過剰品質にならない範囲で、０．０００１３以下にできる限り近い数値になるように１／Ｅの数値が設定されていることが好ましい。
【００８３】
ここで、上記１/Ｅの数値範囲の下限値（０．００００１）の根拠としては、１／Ｅの数値が０．００００１より小さい場合には、オイルせん断相当関数が大きくなり過ぎて、軸受の寿命を短くしてしまうことにある。
【００８４】
具体的には、１／Ｅが下限値である０．００００１未満の場合には、オイルが軸受の回転により大きなせん断力を受けることで、オイルが蒸発したり、オイルの油性を損ねて軸受が焼け付いてしまう。この結果、１／Ｅが下限値である０．００００１以上になるように構成された流体軸受式回転装置では、約５万時間（約５年間に相当）の連続使用が可能であるのに対して、１／Ｅが０．００００１未満の流体軸受式回転装置では、約３０００〜８０００時間の連続使用によって軸受部分が焼け付いてしまい、寿命が約１／１０〜１／５程度まで短くなってしまう。
【００８５】
図１４において１／Ｅの数値が０．００００１以下では急激に変化している。このような条件ではオイルに加えられるせん断が多き過ぎ、オイルの分子構造に許容値以上のストレスがかかり、オイルが短時間に劣化しているものと推察される。実際に軸受の寿命試験を行い、その累積故障率のデータを収集した一事例を図１７に示している。図１７の縦軸は流体軸受式回転装置の累積故障率であり、横軸は総回転時間（Ｈ）であるが、図１７においても、１／Ｅの値が０．００００１以下では、グラフが著しく（不連続に）左側に位置することが示されている。これらのデータを基に１／Ｅの数値が０．００００１の場合に流体軸受式回転装置の寿命が変化することを見い出したものである。
【００８６】
一方、上限値（０．０００１３）の根拠としては、１／Ｅの数値が０．０００１３より大きい場合には、過剰寿命であり、生産性、コスト、低温での性能、等を損なうおそれがあることにある。
【００８７】
具体的には、１／Ｅが上限値である０．０００１３を超えた場合には、装置の寿命に関しては充分である。しかし、オイルせん断相当関数Ｅを小さくする、すなわちオイルせん断を軽くしながら流体軸受の剛性や回転精度を維持するためには軸受隙間を広げつつ、軸受面積を大きく設計することになるが、この場合、低温では、オイルの粘性抵抗が大きくなってモータ消費電流が約１．２〜２．０倍となり、商品としての要求性能が満たされなくなってしまう。
【００８８】
詳細には、これら流体軸受式回転装置は図示しない駆動用のＬＳＩ（集積回路）によりステータ８に電流が供給され、回転磁界が発生してロータ磁石９に回転力が与えられるが、１／Ｅが０．０００１３を超えると図示しない駆動用のＬＳＩの能力を超え、ステータ８電流が供給できなくなり、正常な回転数が得られなくなる場合もあった。
【００８９】
さらに、オイルせん断相当関数Ｅを小さくするために、軸受隙間を広げ、かつ軸受面積を大きくした上で同等の軸受剛性を確保しようとすると、寸法の大きな軸受部品を高精度に加工して組み立てることになるので、部品コストが高くなってしまう。
【００９０】
また、ラジアル軸受部の摩擦トルクの大きさを表すラジアル摩擦相当関数と、オイルせん断相当関数（Ｅ）の逆数（１／Ｅ）との関係を図１５に示す。ここでは、逆数（１／Ｅ）を大きく設定しすぎると、ラジアル軸受寿命は長くなるがラジアル摩擦トルクが大きくなるという欠点が生じる。なお、ラジアル摩擦相当関数とは、軸受面積と回転数とに比例し、軸受隙間の大きさに反比例する関数であるが、ここでは詳しい説明を省略する。
【００９１】
次に、具体的な数値を挙げて、実際にオイルせん断相当Ｅの逆数を算出する。
図１に示す流体軸受式回転装置１５において、
７０℃におけるオイルの粘度η＝０．００３５［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］、
角速度ω＝４３９．６［ｒａｄ／ｓ（＝２×π×４２００／６０）］、
軸直径Ｄ＝０．０００２９９［ｍ］、
ラジアル軸受１個当たりの長さＬ＝０．００１１５［ｍ］、
ラジアル軸受の半径方向における隙間Ｃ＝０．０００００３０９［ｍ］、
上側ラジアル軸受の軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐ＝０．１９６［Ｎ］
とすると、上記第４式〜第６式より、
剛性相当関数Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）／Ｃ＾３ ＝６１６０００
偏心率相当関数Ｅｐ＝Ｐ／（Ｆｓ×Ｃ） ＝０．１０３
オイルせん断相当関数Ｅ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ ＝１９９００
１／Ｅ＝０．００００５
となる。
【００９２】
この計算結果を図１４に示すグラフに当てはめてみると、この流体軸受式回転装置は７０℃において約４万時間という十分な寿命を有すると推定される。
なお、本実施例でも、上記実施例１と同様に、軸２の材質としてステンレス鋼、高マンガンクロム鋼、または炭素鋼を使用している。また、スリーブ１の材質としては、ステンレス鋼、銅合金、またはそれらの表面に無電解ニッケルメッキまたはＤＬＣコーティングした材料を使用している。さらに、ラジアル軸受面の表面粗さが０．０１〜１．６０μｍの範囲内になるように加工した材料を使用している。
【００９３】
また、軸受材料にメッキを施さない銅合金を使用する場合には、オイルと銅成分とが化学反応を起して劣化を早め、流体軸受装置の寿命が１０％程度短くなる場合がある。しかし、本発明で定義するオイルせん断相当関数Ｅには、これらのパラメータについては考慮していないものとする。
【００９４】
なお、上述した図４に示す流体軸受式回転装置において、上下２つのラジアル軸受に対して加えられるそれぞれのラジアル荷重の値が不明な場合には、上記実施例１と同様に、以下の方法により求めることができる。
【００９５】
すなわち、本発明に係る流体軸受式回転装置において回転体となる、軸２、フランジ３、ハブロータ７、ロータ磁石９、ディスク１０、スペーサ１２、クランパー１１およびネジ１３を一体のまま取り出し、任意の位置Ｑに充分細い糸を取り付け、自然状態で吊り下げた状態の構成を図１０に示す。このように回転体に相当する部分を吊り下げることで、軸中心と糸の延長線との交点となる重心位置を求めることができる。一般に、この方法は糸釣法と呼ばれている。
【００９６】
これにより、図１０に示すように、上側軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐｕは、
Ｐｕ＝Ｐ×（Ｓ１／（Ｓ１＋Ｓ２））
という関係式に基づいて求めることができる。
【００９７】
一方、下側軸受長さの中央部に加えられる負荷Ｐｌは、
Ｐｌ＝Ｐ−Ｐｕ
という関係式に基づいて求めることができる。
【００９８】
以上のように、回転体となる部材の重心の位置を求めることで、上下２つのラジアル軸受のそれぞれ１個ずつに加えられるラジアル荷重値を求めることができる。これにより、図４に示す流体軸受式回転装置のように、ラジアル軸受隙間が２箇所ある場合でも、上記（４）式のＰにＰｌまたはＰｕの値を当てはめてオイルせん断相当関数Ｅを算出することができる。
【００９９】
なお、図１６に示すように、先に定義した剛性相当関数Ｆｓについては、ラジアル軸受寿命実績時間Ｈとの間において、あまり強い相関関係は示していない。一方、図２に示すようにオイルせん断相当関数Ｅの逆数１／Ｅについては、軸受寿命Ｈとの間で強い相関関係を有する。
【０１００】
また、本実施例において、軸とスリーブ間の隙間に注入されたオイルは７０℃における粘度が寿命に影響を与える。本実施例では、潤滑剤としてエステル系オイルを用いているが、オイルの主成分がフッソオイル、シリコンオイル、オレフィンオイルの潤滑剤を用いた場合には、流体軸受式回転装置の寿命に多少の影響がある。しかし、これらの影響は約１５パーセント以下であることを別途実験により確認しているため、本実施例において定義するオイルせん断相当関数Ｅについては、これらのパラメータは考慮に入れていないものとする。なお、潤滑剤としては、高流動性グリスを用いることができ、さらにイオン性液体を用いることも可能と考えられる。
【０１０１】
以上のように、このラジアル軸受面の半径方向における隙間は、１．０μｍ以上であり、隙間が変化する段部の無いほぼストレートな隙間となっている。そして、軸とスリーブとで形成される隙間には潤滑剤が保持され、ラジアル軸受面のハブロータ７側に隣接してラジアル軸受面のそれより大きい隙間を有するオイル溜まり部を有している。また、そのオイル溜まり部の容積は、ラジアル軸受面の隙間容積の１０％以上となるように構成されている。
【０１０２】
これにより、ラジアル流体軸受のオイルせん断相当関数（Ｅ）の逆数（１／Ｅ）の数値を０．００００１から０．０００１３の範囲内にすることで、オイルが回転せん断で劣化しない長寿命な流体軸受式回転装置を得ることができる。
【０１０３】
［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更が可能である。
【０１０４】
（Ａ）
上記実施形態および実施例では、軸２が回転し、スリーブ１が袋状に密封されている軸受の構造を例として挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
【０１０５】
例えば、米国特許第５１１２１４２号（ＨＹＤＲＯＤＹＮＡＭＩＣ ＢＥＡＲＩＮＧ）の図１に示すように、軸の両端が固定されスリーブが回転可能な軸受回転装置に対して本発明を適用することも可能である。
【０１０６】
この場合には、上記実施形態の図１および図４に示す記号Ｌｒに相当する、段部を持たない略ストレートな軸受隙間を有しており、そのラジアル軸受面のオイル量に対して、上部または下部のいずれか一方に連接するオイル溜まりを持つ流体軸受回転装置であればよい。
【０１０７】
（Ｂ）
上記実施形態および実施例では、軸２が回転し、スリーブ１が袋状に密封された軸受の構造を例として挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
【０１０８】
例えば、特許第３１５５５２９号（「流体動圧軸受を備えたモータ及びこのモータを備えた記録ディスク駆動装置」）の図２に示すように、軸の上側にハブロータが固定され、軸の下側にリング形状の部材が取り付けられ、このリング形状の部材周辺がラジアル軸受面に隣接するオイル溜まりを有しており、ハブロータの下面とスリーブの上面が対向してスラスト軸受面を形成しておりハブロータと軸のコーナ部にスリーブの面取りとスラスト軸受面の内側にラジアル軸受面に隣接するオイル溜まりを有する軸受回転装置に対しても本発明を適用することが可能である。
【０１０９】
（Ｃ）
上記実施形態および実施例では、ラジアル軸受面上部において軸２の周りにオイル溜まりと、ラジアル軸受面の下部において軸２とフランジ３のコーナ部に、軸方向に上方に伸びるオイル溜まりを設けた軸受の構造を例として挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
【０１１０】
例えば、特開２００４−３６８９２号公報に示すように、ラジアル軸受面の上部に軸に略直角方向に伸びるオイル溜まりを設けた流体軸受回転装置であっても本発明を適用することは可能である。
【０１１１】
また、特開昭５７−１３７８２０号公報に記載されているように、ラジアル軸受面に循環穴が設けられた流体軸受式回転装置に対しても同様に、本発明を適用することが可能である。
【０１１２】
（Ｄ）
上記実施例１では、ラジアル軸受のオイルせん断仕事関数Ｗと流体軸受寿命Ｈとの関係について説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
例えば、スラスト軸受部に関しても、同様の仮説と理論とを構築することで説明することが可能と考えられる。
【０１１３】
（Ｅ）
上記実施例２では、ラジアル軸受のオイルせん断相当関数Ｅと流体軸受寿命Ｈとの関係について説明した。しかし、本発明はこれに限定されるものではない。
例えば、スラスト軸受部に関しても、同様の仮説と理論とを構築することで説明することが可能と考えられる。
【０１１４】
（Ｆ）
上記実施形態では、本発明を流体軸受式回転装置に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。
【０１１５】
例えば、図１８に示すように、上記構成を有する流体軸受機構４０、流体軸受式回転装置４１を搭載しており、記録ヘッド４２によって記録ディスク１０に記録された情報を再生したり、記録ディスク１０に対して情報を記録したりする記録再生装置４３に対して本発明を適用することもできる。
【０１１６】
これにより、性能や品質を低下させることなく、信頼性の高い記録再生装置を得ることができる。
【産業上の利用可能性】
【０１１７】
本発明によれば、オイルが回転せん断によって劣化しない長寿命な流体軸受式回転装置を得ることができることから、ディスク式記録再生装置等に搭載される流体軸受式回転装置に対して広く適用可能である。
【図面の簡単な説明】
【０１１８】
【図１】本発明の一実施形態に係る流体軸受式回転装置の構造を示す断面図。
【図２】流体軸受式回転装置における軸受の寿命とオイルせん断仕事関数との関係を示すグラフ。
【図３】図１の流体軸受式回転装置の開口部付近の構成を示す拡大図。
【図４】本発明の他の実施形態に係る流体軸受式回転装置のラジアル軸受隙間付近の構成を示す拡大図。
【図５】流体軸受式回転装置のラジアル軸受隙間と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図６】流体軸受式回転装置のオイル溜まり油量比と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図７】流体式回転軸受装置におけるオイルせん断仕事関数の逆数と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図８】流体軸受式回転装置におけるラジアル摩擦相当関数とオイルせん断仕事関数との関係を示すグラフ。
【図９】流体軸受式回転装置の剛性相当関数と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図１０】図１の流体軸受式回転装置の重心位置を示す解説図。
【図１１】従来の流体軸受式回転装置の構成を示す断面図。
【図１２】図１１の従来の流体軸受式回転装置における回転数と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図１３】図１１の従来の流体軸受式回転装置におけるラジアル荷重と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図１４】流体式回転軸受装置におけるオイルせん断相当関数の逆数と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図１５】流体軸受式回転装置におけるラジアル摩擦相当関数とオイルせん断相当関数との関係を示すグラフ。
【図１６】流体軸受式回転装置の剛性相当関数と軸受寿命との関係を示すグラフ。
【図１７】本発明に係る流体軸受式回転装置の軸受の累積故障率と時間の関係を示すグラフ。
【図１８】本発明に係る流体軸受式回転装置を備えた記録再生装置の構成図。
【符号の説明】
【０１１９】
１、２１ スリーブ
１Ａ，１Ｂ 動圧発生溝
１Ｅ オイル溜まり
２，２２ 軸
３，２３ フランジ
３Ａ，３Ｂ 動圧発生溝
４，２４ スラスト板
５，２５ オイル
６，２６ ベース
７，２７ ハブロータ
８，２８ ステータ
９，２９ ロータ磁石
１０，３０ ディスク
１１，３１ クランパー
１２，３２ スペーサ
１３，３３ ネジ
１５ 流体軸受式回転装置
２１Ｃ 軸受穴
２１Ｄ 凹部
２１Ａ，２１Ｂ 動圧発生溝
２３Ａ，２３Ｂ 動圧発生溝
４０ 流体軸受機構
４１ 流体軸受式回転装置
４２ 記録ヘッド
４３ 記録再生装置
Ｅ オイルせん断相当関数
Ｗ オイルせん断仕事関数（潤滑剤せん断仕事関数）
【特許請求の範囲】
【請求項１】
軸受穴を有するスリーブと、
前記スリーブの軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、
前記スリーブおよび前記軸のうち、回転する側に取り付けられたハブロータと、
前記軸の外周面およびスリーブ内周面の少なくとも一方に動圧発生溝が形成されたラジアル軸受面と、
を備えており、
下記（１）式によって表わされるオイル（潤滑剤）せん断仕事関数をＷとした場合、１／Ｗの値が１００００以上になるように構成されている流体軸受式回転装置。
Ｗ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ ・・・・・・（１）
Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）/Ｃ＾３ ・・・（２）
Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ) ・・・・・・・・（３）
Ｗ：オイル（潤滑剤）せん断仕事関数
Ｆｓ：剛性相当関数
Ｅｐ：偏心率相当関数
η：７０℃における絶対粘度 [Ｎ・Ｓ／ｍ＾2］
ω：角速度 ［rad/S（＝2・π・ｆ／60）］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
ｆ：回転数 ［rev/min］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受一個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 ［Ｎ］
【請求項２】
前記１／Ｗの値が６５０００以下になるように構成されている、
請求項１に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項３】
軸受穴を有するスリーブと、
前記スリーブの軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、
前記スリーブおよび前記軸のうち、回転する側に取り付けられたハブロータと、
前記軸の外周面およびスリーブ内周面の少なくとも一方に動圧発生溝が形成されたラジアル軸受面と、
を備えており、
下記（４）式によって表わされるオイル（潤滑剤）せん断相当関数をＥとした場合、１／Ｅの値が０．００００１以上になるように構成されている流体軸受式回転装置。
Ｅ＝Ｅｐ×ω×ω ・・・・・・（４）
Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）/Ｃ＾３ ・・・（５）
Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ) ・・・・・・・・（６）
Ｅ：オイル（潤滑剤）せん断相当関数
Ｆｓ：剛性相当関数
Ｅｐ：偏心率相当関数
η：７０℃における絶対粘度 ［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］
ω：角速度 ［ｒａｄ/S（＝２・π・ｆ／６０）］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
ｆ：回転数 ［ｒｅｖ/ｍｉｎ］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受一個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 ［Ｎ］
【請求項４】
前記１／Ｅの値が０．０００１３以下になるように構成されている、
請求項１に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項５】
前記ラジアル軸受面と前記スリーブあるいは前記軸との間に形成される半径方向における隙間は、１μｍ以上であって、略一定である、
請求項１から４のいずれか１項に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項６】
前記軸と前記スリーブとの間に形成される隙間には潤滑剤が保持され、前記ラジアル軸受面に隣接する位置に、その対向面との間の隙間が前記ラジアル軸受面より大きい潤滑剤溜まり部が形成されているとともに、
前記潤滑剤溜まり部の容積は、前記ラジアル軸受面と前記スリーブまたは前記軸との隙間の容積の１０％以上である、
請求項１から５のいずれか１項に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項７】
請求項１から６のいずれか１項に記載の流体軸受式回転装置を備えた記録再生装置。
【請求項１】
軸受穴を有するスリーブと、
前記スリーブの軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、
前記スリーブおよび前記軸のうち、回転する側に取り付けられたハブロータと、
前記軸の外周面およびスリーブ内周面の少なくとも一方に動圧発生溝が形成されたラジアル軸受面と、
を備えており、
下記（１）式によって表わされるオイル（潤滑剤）せん断仕事関数をＷとした場合、１／Ｗの値が１００００以上になるように構成されている流体軸受式回転装置。
Ｗ＝Ｐ×Ｌ×Ｅｐ ・・・・・・（１）
Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）/Ｃ＾３ ・・・（２）
Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ) ・・・・・・・・（３）
Ｗ：オイル（潤滑剤）せん断仕事関数
Ｆｓ：剛性相当関数
Ｅｐ：偏心率相当関数
η：７０℃における絶対粘度 [Ｎ・Ｓ／ｍ＾2］
ω：角速度 ［rad/S（＝2・π・ｆ／60）］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
ｆ：回転数 ［rev/min］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受一個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 ［Ｎ］
【請求項２】
前記１／Ｗの値が６５０００以下になるように構成されている、
請求項１に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項３】
軸受穴を有するスリーブと、
前記スリーブの軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、
前記スリーブおよび前記軸のうち、回転する側に取り付けられたハブロータと、
前記軸の外周面およびスリーブ内周面の少なくとも一方に動圧発生溝が形成されたラジアル軸受面と、
を備えており、
下記（４）式によって表わされるオイル（潤滑剤）せん断相当関数をＥとした場合、１／Ｅの値が０．００００１以上になるように構成されている流体軸受式回転装置。
Ｅ＝Ｅｐ×ω×ω ・・・・・・（４）
Ｆｓ＝（η×ω×Ｄ＾２×Ｌ＾２）/Ｃ＾３ ・・・（５）
Ｅｐ＝Ｐ／(Ｆｓ×Ｃ) ・・・・・・・・（６）
Ｅ：オイル（潤滑剤）せん断相当関数
Ｆｓ：剛性相当関数
Ｅｐ：偏心率相当関数
η：７０℃における絶対粘度 ［Ｎ・Ｓ／ｍ＾２］
ω：角速度 ［ｒａｄ/S（＝２・π・ｆ／６０）］
Ｄ：軸直径 ［ｍ］
ｆ：回転数 ［ｒｅｖ/ｍｉｎ］
Ｌ：ラジアル軸受１個当たりの長さ ［ｍ］
Ｃ：ラジアル軸受半径方向における隙間 ［ｍ］
Ｐ：ラジアル軸受一個毎の軸受長さの中央部に加えられる負荷 ［Ｎ］
【請求項４】
前記１／Ｅの値が０．０００１３以下になるように構成されている、
請求項１に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項５】
前記ラジアル軸受面と前記スリーブあるいは前記軸との間に形成される半径方向における隙間は、１μｍ以上であって、略一定である、
請求項１から４のいずれか１項に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項６】
前記軸と前記スリーブとの間に形成される隙間には潤滑剤が保持され、前記ラジアル軸受面に隣接する位置に、その対向面との間の隙間が前記ラジアル軸受面より大きい潤滑剤溜まり部が形成されているとともに、
前記潤滑剤溜まり部の容積は、前記ラジアル軸受面と前記スリーブまたは前記軸との隙間の容積の１０％以上である、
請求項１から５のいずれか１項に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項７】
請求項１から６のいずれか１項に記載の流体軸受式回転装置を備えた記録再生装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【公開番号】特開２００７−２４７８８５（Ｐ２００７−２４７８８５Ａ）
【公開日】平成１９年９月２７日（２００７．９．２７）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００６−２０５２２９（Ｐ２００６−２０５２２９）
【出願日】平成１８年７月２７日（２００６．７．２７）
【出願人】（０００００５８２１）松下電器産業株式会社 (73,050)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成１９年９月２７日（２００７．９．２７）
【国際特許分類】
【出願日】平成１８年７月２７日（２００６．７．２７）
【出願人】（０００００５８２１）松下電器産業株式会社 (73,050)
【Ｆターム（参考）】
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