(57)【要約】【課題】  粘弾性シートを利用した動吸振器は、温度依存性があるために最適減衰が温度によって異なってしまう。【解決手段】  Ｌ字形ビーム８とサイドレール５との間隙を、この間隙の空気膜がスクイーズ減衰効果を発生するようにし、空気のスクイーズ減衰効果を利用した動吸振器を構成する。【選択図】  図５
2008257815.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
一端にヘッドスライダを設置し他端にアクチュエータキャリッジを結合する本体部と、この本体部の幅方向に相対的に振動する梁とを備え、この梁と前記本体部とで前記梁の曲げの固有振動数が前記ヘッドサスペンションの固有振動数と同調条件を満たす動吸振器を構成し、前記梁と前記本体部との間隙は、この間隙の空気膜のスクイーズ減衰効果が前記動吸振器としての最適減衰条件を満たすヘッドサスペンション。
【請求項２】
前記梁は、前記本体の幅方向に振動する請求項１に記載のヘッドサスペンション。
【請求項３】
前記梁は、前記本体の厚さ方向に振動する請求項１に記載のヘッドサスペンション。
【請求項４】
一端にヘッドスライダを設置し他端にアクチュエータキャリッジを結合する本体部と、この本体部の幅方向に相対的に振動する梁とを備え、この梁は、前記本体部と前記梁との間隙の空気膜を利用した前記本体部の動吸振器を構成するヘッドサスペンション。
【請求項５】
前記梁は、この梁の固有振動数の±１０％の範囲内で前記ヘッドサスペンションの固有振動数と同調する長さ，幅，厚さとし、前記間隙を前記梁の幅の１／４１〜１／２２とした請求項４記載のヘッドサスペンション。
【請求項６】
前記梁と前記サスペンションの固有振動数と等価質量とをそれぞれｆ２、ｍ２、ｆ１、ｍ１としたとき、ｆ２／ｆ１＝１／（１＋ｍ１／ｍ２）、且つ前記動吸振器の減衰比ζが１／２［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２≦ζ≦４［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２となる請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項７】
前記梁と前記サスペンションの固有振動数と等価質量とをそれぞれｆ２、ｍ２、ｆ１、ｍ１としたとき、
０．０３≦ｍ１／ｍ２、
ｆ２／ｆ１＝１／（１＋ｍ１／ｍ２）、
且つ前記動吸振器の減衰比ζが１／８［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２≦ζ≦４［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２
となる請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項８】
前記梁と前記サスペンションの固有振動数と等価質量とをそれぞれｆ２、ｍ２、ｆ１、ｍ１としたとき、
０．０３≦ｍ１／ｍ２、
０．９／（１＋ｍ１／ｍ２）≦ｆ２／ｆ１≦１．１／（１＋ｍ１／ｍ２）、
且つ前記動吸振器の減衰比ζが１／２［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２≦ζ≦４［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２
となる請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項９】
前記梁と前記サスペンションの固有振動数と等価質量とをそれぞれｆ２、ｍ２、ｆ１、ｍ１としたとき、
０．０５≦ｍ１／ｍ２、
ｆ２／ｆ１＝１／（１＋ｍ１／ｍ２）、
且つ前記動吸振器の減衰比ζが１／８［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２≦ζ≦８［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２
となる請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項１０】
前記梁と前記サスペンションの固有振動数と等価質量とをそれぞれｆ２、ｍ２、ｆ１、ｍ１としたとき、
０．０５≦ｍ１／ｍ２、
０．９／（１＋ｍ１／ｍ２）≦ｆ２／ｆ１≦１．１／（１＋ｍ１／ｍ２）、
且つ前記動吸振器の減衰比ζが１／４［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２≦ζ≦４［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２
となる請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項１１】
前記梁と前記サスペンションの固有振動数と等価質量とをそれぞれｆ２、ｍ２、ｆ１、ｍ１としたとき、
０．１０≦ｍ１／ｍ２、
０．９／（１＋ｍ１／ｍ２）≦ｆ２／ｆ１≦１．１／（１＋ｍ１／ｍ２）、
且つ前記動吸振器の減衰比ζが１／４［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２≦ζ≦８［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２
となる請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項１２】
前記梁と前記サスペンションの固有振動数と等価質量とをそれぞれｆ２、ｍ２、ｆ１、ｍ１としたとき、
０．１０≦ｍ１／ｍ２、
１／（１＋ｍ１／ｍ２）≦ｆ２／ｆ１、
且つ前記動吸振器の減衰比ζが１／８［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２≦ζ≦８［３（ｍ１／ｍ２）／８（１＋ｍ１／ｍ２）３］１／２
となる請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項１３】
前記梁は、前記本体部の長手方向の側部に設けたサイドレールを長手方向に延長して折り返し、このサイドレールと幅方向に並行して設けたものであり、前記間隙は前記梁と前記サイドレールとの間隙である請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項１４】
前記梁は、前記本体部の長手方向の側部と幅方向に並行して設けたものであり、前記間隙は前記梁と前記側部との間隙である請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項１５】
前記梁は、前記本体部の側部を幅方向に延長して折り返したものである請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項１６】
前記梁は、前記本体部の側部を長さ方向に延長して折り返したものである請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項１７】
前記梁は前記本体部の一部をくりぬいて設けたものである請求項４に記載のヘッドサスペンション。
【請求項１８】
前記梁は前記くりぬいた部分を折り返して設けたものである請求項１７に記載のヘッドサスペンション。
【請求項１９】
一端にヘッドスライダを設置し他端にアクチュエータキャリッジを結合する本体部と、この本体部の厚さ方向に相対的に振動する梁と、この梁と前記本体の厚さ方向に相対する板材とを備え、前記板材と前記梁との間隙の空気膜を利用した前記本体部の動吸振器を構成するヘッドサスペンション。
【請求項２０】
前記板材は、前記ヘッドスライダに負荷力を与える曲げ弾性部を構成する板材である請求項１９に記載のヘッドサスペンション。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は情報を高密度に記録するハードディスク装置等の情報記録装置を構成する機構部品に関するものである。さらに詳しくいえば、記録／再生ヘッドをディスク面に位置決めする機構に関し、記録／再生ヘッドをその先端に支持し、アクチュエータで揺動運動を行うヘッドサスペンションに関するものである。
【背景技術】
【０００２】
ヘッドサスペンションの機能は、記録／再生ヘッドを備えたヘッドスライダに曲げ弾性部でばね弾性力を与え、フレクシャを介してヘッドスライダを支持位置決めすることである。このためヘッドサスペンションは１次の曲げ振動は低いことが望ましい。そして、その高次モードの固有振動数は極力高く、またねじり振動モードやディスク半径方向に首振りするスウェイモードの固有振動数も極力高くなるように設計される。
【０００３】
しかし運転状態においては、ディスクの回転により生じる空気流がヘッドサスペンションに衝突し、ヘッドサスペンションに高周波振動を誘起する。この風乱励起振動の中で、スウェイモードの振動はトラックずれに影響する。しかもスウェイモードの振動数は１５ｋＨｚ以上と高いので、位置決め制御によっては抑圧することが難しい。トラック位置ずれをもたらす他の振動モードとしては、１次のねじり振動モードと２次のねじり振動モードとがある。そしてその振動数は、１次のねじり振動モードは数ｋＨｚに、２次のねじり振動モードは十数ｋＨｚにある。このうち１次のねじり振動モードに対してはヘッドサスペンションの曲げ弾性部の初期変形形状を調節することにより、振動のノード線をヘッド位置に一致させヘッドのトラックずれに影響しないように設定されるが、設定ばらつきにより完全に除去することは難しく、しばしばトラックずれの要因になっている。
【０００４】
２次のねじり振動モードも同様な調節も可能であるが、必ずしも安定して十分に抑圧することは容易でない。このためサスペンションの振動を励起しないディスク内の空気流動の最適化技術と共に、サスペンションの振動を抑圧する技術として、ロードビームの表面に粘弾性シートを貼り付けることによって固有振動に減衰を与える方法が使用されている。粘弾性シートは広い周波数領域の振動を抑圧できる効果をもつ。しかし、その減衰効果には一定の限界があり、各振動モードに対するモード減衰比は０．０１以下となっている。そこで更なる高トラック密度化を実現するためにこれらの振動モードを更に抑圧することが課題となっていた。
【０００５】
この課題に対し、動吸振器の原理をヘッドサスペンションの構造に適用することによりこれらの振動モードを更に抑圧する構造が提案されている。図２及び図３はスウェイモードを抑圧するために提案された動吸振器構造の例である。
【０００６】
図２は特許文献１による動吸振器つきヘッドサスペンションで、図２（Ａ）が全体の構造、図２（Ｂ）が動吸振器の構造である。サイドレール２３の先端の一部をロードビームから切り離し、Ｌ字形の片持ち梁である振動ビーム２３Ｃを形成している。この振動ビーム２３Ｃによりサスペンションのスウェイモードの振動に対する付加振動系を構成している。そしてこの振動ビーム２３Ｃの長さをサスペンションのスウェイモードの固有振動数に同調するように設計し、この振動ビーム２３Ｃの平面部に粘弾性シート２３ｄを適度の量だけ貼ることによりスウェイモードの振動振幅を下げられることを実験的・理論的に明らかにしている。
【０００７】
図３は特許文献１で提案されている２次のねじり振動モードに対する動吸振器構造の例である。ロードビーム３３の曲げ弾性部３３ａに近い位置に舌状の梁をくりぬき、この梁の長さを調節して２次のねじり振動モードの固有振動数に同調させている。またこの梁の片面に粘弾性シートを貼り付け、２次のねじり振動モードの共振を抑圧している。
【０００８】
図４は特許文献２によるスウェイモードに対する動吸振器を付加する例である。ロードビームにＴ字形の部分をくりぬき、質量部７４と弾性部７２からなる片持ち梁を構成し、スウェイモードの動吸振器としての付加振動系を構成している。この質量部の質量と弾性部の剛性を調節することにより動吸振器の固有振動数をサスペンションの固有振動数に同調させている。また粘弾性シート８８をロードビーム６８と動吸振器の面８０，８４を結合させるように貼り付けることにより減衰を与えている。
【０００９】
【特許文献１】ＵＳ２００６０２０９４６６
【特許文献２】ＵＳ６，６９７，２２５Ｂ２
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１０】
従来の動吸振器付きヘッドサスペンションは付加振動系に粘弾性シートを貼っている。この粘弾性シートは周囲温度により減衰効果が変化するので、標準温度で最適値に設計したとしても、高温時には最適値より小さくなり、また低温時には最適値より大きくなる。
【００１１】
更に、ヘッドサスペンションの小型化が進むと、粘弾性シートも小型化する必要が生じるが、現在の加工精度や製造誤差、及び粘弾性シート自体の厚さからそのような小型化した粘弾性シートを製造することは非常に困難である。
【００１２】
また、粘弾性シートを有する動吸振器だと、粘弾性シートが剥がれたり、貼り忘れてしまったりすると動吸振器としての効果が生じなくなる。更に粘弾性シートを貼るという製作工程が必要とされるために生産コストも高くなり、小型化によって更にコストが増大してしまう。
【００１３】
本願発明は温度によって変化しない減衰効果を得られ、且つ簡単な構造で振動モードを更に抑圧できるヘッドサスペンションを提供する。
【課題を解決するための手段】
【００１４】
本願発明のヘッドサスペンションは、一端にヘッドスライダを設置し他端にアクチュエータキャリッジを結合する本体部と、この本体部の幅方向に相対的に振動する梁とを備えた、梁の曲げの固有振動数がヘッドサスペンションの固有振動数と同調条件を満たす動吸振器を梁と本体部とで構成し、梁と本体部との間隙の空気膜のスクイーズ減衰効果が動吸振器としての最適減衰条件を満たすようにする。
【００１５】
つまり、粘弾性シートを貼り付ける代わりに梁とサスペンション本体との間隙にある空気の減衰効果を利用して振動モードを抑圧するようにする。
【発明の効果】
【００１６】
本願発明は、粘弾性材料の代わりに空気膜を使用したので、ダンピング効果が温度により変化するという欠点を除去することができ、周囲温度の影響を受けることのない減衰効果を発揮するヘッドサスペンションを提供することができる。またヘッドサスペンションを製造加工する一連の工程で形成することが出来るので、粘弾性シートを貼るための工程を削除することが出来る。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１７】
最初に本願発明を適用するハードディスク装置（ＨＤＤ）４１の機構構成の概要を図１に示す。ハードディスク装置４１は、記録媒体であるディスクを回転させるディスクスピンドル機構４２、ディスク上にヘッドスライダ４４を位置決めするヘッド位置決め機構４３を備えている。ヘッド位置決め機構４３は揺動アーム形式で、その先端部に設置したヘッドスライダ４４をディスクに記録されたトラック位置信号を目標としてディスク半径方向に位置決め制御することにより高トラック密度記録を行っている。このヘッド位置決め機構４３の先端側のステンレス板材でできた部分がヘッドサスペンション１０である。
【００１８】
以下、本願発明の実施例及び動吸振器の最適減衰条件とその際の空気膜形状条件について詳細に説明する。
【実施例１】
【００１９】
図５（Ａ）は本実施例によるヘッドサスペンションの全体図である。ヘッドサスペンション１０は薄いステンレス板材からなる末狭まり形の面をもつロードビーム１、ヘッドスライダ４にフレキシブルなばね弾性力で負荷力を与える曲げ弾性部２、ロードビーム１の曲げ剛性を高める長手方向の側部に設けたサイドレール５、ヘッドサスペンション１０をヘッド位置決め機構（図１参照）の根元側にある揺動アクチュエータキャリッジに結合させるベースプレート６からなる。またヘッドサスペンション１０の先端にはフレクシャ３を介してヘッドスライダ４が設置されている。ヘッドサスペンション１０の機能は、曲げ弾性部２によってヘッドスライダ４に１〜２グラムの負荷力を与え、且つヘッドスライダ４をディスク（図１参照）面内方向には変形することなく支持位置決めすることである。
【００２０】
図５（Ｂ）は図５（Ａ）のロードビーム１の先端の破線７から先にある動吸振器の部分の拡大図である。本実施例に係る動吸振器としての付加振動系は、サイドレール５の先端部に延長するように形成した角状ビームをサイドレール５と間隙９を有して１８０度折り曲げて形成したヘッドサスペンションの幅方向に振動する片持ち梁のＬ字形振動ビーム８である。振動ビーム８とサイドレール５との間隙９は、後に述べる空気膜厚さｄである。振動ビーム８はその曲げ固有振動数ｆ２がヘッドサスペンション１０のスウェイモード固有振動数ｆ１に同調するようにその長さａの値が設計されている。尚、本願明細書において、片持ち梁部とその他の部分とを区別するため、片持ち梁部を除いたヘッドサスペンション１０をヘッドサスペンション本体と呼ぶことがある。
【００２１】
ここで同調条件について説明する。当初サスペンション先端にｆ１の固有振動数（共振周波数）を持つ主振動系のヘッドサスペンションの先端にｆ２の固有振動数である付加振動系を付けた場合に、ｆ１及びｆ２近傍の周波数応答特性に共振周波数（共振振動数）ｆ１’，ｆ２’（ｆ２’＜ｆ２＜ｆ１＜ｆ１’）が生じる。今２つの異なる減衰に対してサスペンション本体のスウェイモード振動の周波数応答特性を、縦軸に振幅倍率、横軸に無次元化した励振周波数比（ｆ／ｆ１）を取って描くと、後述するように減衰比ζによって振幅倍率が変化しない２つの定点Ｐ，Ｑが存在する。これらの定点Ｐ，Ｑの振幅倍率は固有振動数の比ｆ２／ｆ１によってのみ変化する。そこでｆ２／ｆ１を適当に選べば点Ｐの振幅倍率と点Ｑの振幅倍率とを等しくすることができる。これらの定点Ｐ、Ｑの振幅倍率が互いに等しくなるように主振動系の共振周波数ｆ１に対して付加振動系の固有振動数ｆ２を決定することを同調といい、定点Ｐ、Ｑの振幅倍率が互いに等しくなる条件を同調条件という。
【００２２】
一般にはこれらの定点Ｐ，Ｑは主振動系と付加振動系との共振点ではない。しかし、付加振動系につけた減衰の減衰比を適当に選ぶと２つの共振点、つまり周波数応答特性が極大値を取る横軸（励振周波数比）の値がそれぞれ定点Ｐ，Ｑの近傍となり、且つその振幅倍率は定点Ｐ，Ｑの振幅倍率とほぼ一致する。付加振動系の減衰比をこのような条件に設計することを最適減衰条件という。動吸振器の原理は減衰の小さい主振動系に対して、同調条件と最適減衰条件を満たすような付加振動系をつけて主振動系の広帯域の励振力に対する振動を低減する手法で、単純な直線振動系に対する動吸振器の最適設計条件は機械工学便覧等一般の教科書や参考書に詳しい解説がある。
【００２３】
そこで、本実施例による主振動系であるヘッドサスペンションと付加振動系である梁とを直線振動系にモデル化して考える。そうすると、ヘッドサスペンションと梁との同調条件は、梁の一次曲げ振動の等価質量ｍ２のサスペンションのスウェイモードの等価質量ｍ１に対する比ｍ１／ｍ２をμとするとｆ２／ｆ１＝１／（１＋μ）で与えられる。例えばμ＝０．０５のとき、ｆ２＝０．９５ｆ１となるように設計すれば同調条件を満たす。この同調条件を満たす固有振動数ｆ２となるよう、振動ビーム８を設計する。
【００２４】
厚さと幅が一様な片持ち梁の場合、１次曲げ振動の等価質量ｍ２はｍ２＝３３ρａｂｈ／１４０で与えられる。また、梁の曲げこわさはｋ＝４Ｅｂｈ３／ａ３で与えられる。よって付加振動系の１次曲げの固有振動数（共振周波数）ｆ２は、
【００２５】
【数１】
2008257815.tif 000003
【００２６】
となる。ここで、ｈは梁の厚さ、ａは梁の長さ、ｂは梁の幅、Ｅは梁のヤング率、ρは梁に使用する材料の密度である。式（１）で表されるように、付加振動系の固有振動数ｆ２は梁の幅ｂには依存せず、厚さｈに比例し、長さａの２乗に反比例する。
【００２７】
図５に示す実施例の場合は理想的な片持ち梁ではないから式（１）からずれる。そこで、式（１）を用いて一次近似的に同調条件を満たす固有振動数ｆ２を求め、この近傍で実際のサスペンションの周波数応答を解析し、スウェイモードの共振周波数近傍に生じる定点Ｐ，Ｑの応答倍率が等しくなる同調条件を満たすように梁の長さａを決定する。実際のサスペンションのスウェーモードの等価質量ｍ２は簡単に求めることができないので、付加振動系の梁形状を同調条件を満たすように設計し、ｆ２／ｆ１＝１／（１＋μ）の関係式や定点Ｐ，Ｑの大きさと等価質量比ｍ２の関係式から質量比μを求める。本実施形態にて使用した長さ１４ｍｍ、板の厚さが３８μｍのサスペンションの場合、スウェイモードの固有振動数ｆ１は約１８ｋＨｚであり、最適同調条件を満たす付加振動ビームの長さａは１．１〜１．３ｍｍであった。
【００２８】
また本願発明では、付加振動系の振動ビーム８とサイドレールとの間隙９の幅を振動ビーム８が曲げ振動したときに、この間隙９の空気のスクイーズ減衰効果が最適減衰となるように設計する。この最適減衰とは、上記の定点Ｐ，Ｑに共振のピークがくるような減衰である。実際のサスペンションに対する動吸振器の設計では、最適減衰は付加振動系に作用する減衰を変化させて試行錯誤的に求めることができる。
【００２９】
直線振動系のモデルに基づき、付加振動系の１次曲げ振動に対する空気膜減衰の減衰比をζとすると、スウェイモードの振幅倍率（共振倍率）が最小となる最適減衰比ζＯＰは、付加振動系の主振動系に対する等価質量比μを用いて［３μ／８（１＋μ）３］１／２で与えられる。このときの定点Ｐ，Ｑが共振となり、周波数応答特性の最大振幅（振幅倍率）はこれら定点Ｐ，Ｑの高さとなる。そしてこの時の振幅倍率は［（２＋μ）／μ］１／２で与えられる。例えば付加振動系の等価質量ｍ２に対するヘッドサスペンションの等価質量ｍ１の比μ＝ｍ２／ｍ１が０．０５の場合、最適減衰比はζＯＰ＝０．１２７となり、このとき励振力の静的変位に対するスウェイモード共振における振幅倍率は６．４となる。
【００３０】
次にこの最適減衰比を与える間隙９つまり梁８とサイドレール５との距離、即ち空気膜の厚さｄの設計法について説明する。一般に長さ（梁の長さ）ｌ，幅ｂ（＝梁の幅ｂ＝間隙９の幅），厚さｄの空気膜がその厚さ方向に周波数ｆで微小振動した時に生じる減衰係数ｃ（Ｎｓ／ｍｍ）は、近似的に
【００３１】
【数２】
2008257815.tif 000004
【００３２】
で与えられる。ここでδ＝ｂ／ｌ，σ＝２４πμａｆｂ２／（ｐａｄ２），但し、μａ：空気の粘性係数，ｐａ：周囲圧力である。
【００３３】
動吸振器の最適減衰の大きさは付加振動系の減衰比で一般的に表現できる。付加振動系の等価質量をｍ２，等価剛性をｋ２とすれば減衰比ζは、
【００３４】
【数３】
2008257815.tif 000005
【００３５】
で与えられる。
【００３６】
図６は、厚さ３８μｍ、長さａ＝１．２〜１．５ｍｍのステンレス製片持ち梁の先端から０．８ｍｍの長さ（空気膜長さｌに相当する）の側面に厚さｄの空気膜があり、梁先端部と同じ振動振幅で空気膜厚さｄが一様に正弦波振動していると仮定したときの減衰係数ｃを式（２）から計算し、更に片持ち梁形付加振動系の固有振動数を求める式（１）と上記の等価質量ｍ２から式（３）を用いて減衰比ζを求め、梁の幅ｂと梁８とサイドレール５との間隙９に存在する空気膜の厚さｄとの関数として示したものである。式（１）によれば、梁の長さが１．２ｍｍのときの１次曲げの固有振動数は２３．５ｋＨｚ、梁の長さａが１．５ｍｍのときはｆ２＝１５．０ｋＨｚであった。図６では、パラメータとして片持ち梁の固有振動数ｆ２と梁の幅ｂをとっている。この図から、梁の１次曲げ振動に与えられる減衰の大きさは梁の幅ｂによっても異なることが分かる。また、周波数が高い方が減衰を強くする必要があり、空気膜の厚さｄを小さくする必要がある。
【００３７】
いま、付加振動系の等価質量比をμ＝０．０５とし、サスペンション振動の最大振幅倍率を最小の６．４に押さえるためには、空気膜による梁の減衰比を最適減衰比のζｏｐ＝０．１２７に設計すればよい。同調条件及び図６から、この最適減衰比を得るには梁の長さａが１．２ｍｍ、梁の固有振動数ｆ２を２３．５ｋＨｚとし、梁の幅ｂが０．１ｍｍ，０．２ｍｍ及び０．４ｍｍのとき空気膜の厚さｄは、それぞれ２．８９（≒３）μｍ，５．４８（≒５．５）μｍ及び１０．４（≒１０）μｍである。
【００３８】
所望の減衰比ζを与える空気膜幅ｂと厚さ（間隙）ｄの一般的な関係を考察する。式（２）において、多くの場合δ≦０．５なのでδ２≒０とし、また、σは振動数とｂ／ｄの２乗に比例するが、振動数が２３．４ｋＨｚの場合にもｂ／ｄ＜５０のときにはσ＜１．０なのでσ２≒０と見なせる。よって式（２）は近似的に
【００３９】
【数４】
2008257815.tif 000006
【００４０】
で表される。一方、式（３）の減衰比ζの式において、付加振動系の等価質量ｍ２はスクイーズ空気膜の長さｌに比例すると考えられるから、これを考慮して式（４）を式（３）へ代入すると
【００４１】
【数５】
2008257815.tif 000007
【００４２】
となる。即ち減衰比ζは空気膜の幅と間隙の比（ｂ／ｄ）の３乗に比例し、付加振動系の固有振動数ｆ２に反比例する。先にも述べた様に図６において、２３．５ｋＨｚのときの曲線が最適値ζ＝０．１２７を与える間隙ｄの値は、ｂ＝０．４，０．２，０．１ｍｍのときにそれぞれ、１０．４，５．４８，２．８９μｍとなる。ここでｂ／ｄを計算すると、それぞれの時に３８，３６，３４となり、殆ど同じ値をとることから、式（５）の妥当性が検証できる。よって空気膜形状を最適減衰条件として設計する場合には、梁の幅ｂを間隙ｄのおよそ３４倍にすればよい。
【００４３】
ここで、制振効果が得られるこれらの減衰比ζの設定領域に対応するスクイーズ空気膜の設計条件を、図６においてｆ２≒ｆ１＝２３．５ｋＨｚ、ζ＝０．１２７のときｂ／ｄ＝３４（ｄ／ｂ＝１／３４）であることから簡易式（５）を用いて求めると、ζ＝０．０２５のときｂ／ｄ＝２１．５で、ζ＝０．６７のときｂ／ｄ＝６４．４となる。これは付加振動系の固有振動数が２３．５ｋＨｚの場合であるが、スウェイモードの固有振動数の１８．０ｋＨｚの場合には、式（５）からζ＝０．０２５（０．１２７の約１／５）のときｂ／ｄ＝２０で、ζ＝０．６７（０．１２７の約５．３倍）のときｂ／ｄ＝５９となる。これらのことから、２３．５ｋＨｚ近傍のスウェイモードのための動吸振器にはｂ／ｄ＝２１．５〜６４．４の範囲に設計すればよいといえる。つまり、間隙ｄを梁の幅ｂの１／６４．４〜１／２１．５の範囲とすればよい。また、１８ｋＨｚ近傍のスウェイモードのための動吸振器にはｂ／ｄ＝２０〜５９の範囲に設計すればよいといえる。つまり、間隙ｄを梁の幅ｂの１／５９〜１／２０の範囲とすればよい。
【００４４】
なお、スウェイモード共振倍率を他の値αに設計するには、最大振幅の振幅倍率と同じくα＝［（２＋μ）／μ］１／２を満たす質量比μαとなるように付加振動系を設計し、このμαに対して同調条件を満たすように付加振動系の固有振動数を設計する。次にこの場合の最適減衰比ζＯＰは［３μα／８（１＋μα）３］１／２で与えられるから、図６の特性から減衰比ζがこの値となるような空気膜の幅ｂ及び厚さｄを設計すればよい。
【００４５】
ただし、このような設計法は主振動系と付加振動系の等価質量比がモード解析等により計算可能な場合である。等価質量比が計算できない場合には付加振動系の大きさ（図５の実施例１では梁の幅を変化させると等価質量が変化する）を変化させ、周波数応答特性の定点Ｐ，Ｑが等しい高さになるように固有振動数ｆ２を設計したときにこれら定点Ｐ，Ｑの高さが所望の共振倍率以下となるように、試行的に付加振動系の形状を設計する。
【００４６】
次に動吸振器による周波数応答の制振効果及び設計状態が同調条件と最適減衰条件からずれたときの制振効果を議論するために、付加振動系の等価質量比μ＝ｍ２／ｍ１＝０．０５のときの主振動系の励振力による周波数応答特性を図７、図８、図９に示す。図７は同調条件ｆ２／ｆ１＝１／（１＋μ）＝０．９５２が厳密に満たされているとき、付加振動系の減衰比ζを変化させたときの周波数応答特性で、静的な力に対する変位に対する振幅比で示している。図８は、付加振動系の固有振動数ｆ２が同調条件ｆ２／ｆ１＝０．９５２より５％大きいｆ２／ｆ１＝１．０００とした場合の周波数応答特性である。また図９は、付加振動系の固有振動数ｆ２が同調条件ｆ２／ｆ１＝０．９５２より５．４％小さいｆ２／ｆ１＝０．９００とした場合の周波数応答特性である。
【００４７】
まず、図７から、同調条件下では減衰比ζが最適値ζｏｐ＝０．１２７のときには定点Ｐ，Ｑの振幅倍率が極大値６．４となる。現在用いられている粘弾性シートをサスペンションに貼った場合には振幅倍率は５０以上だから、本実施例の動吸振器によって顕著に制振されることが分かる。また減衰比ζが最適値の２倍の０．２５４、或いは１／２の０．０６４となった場合にも最大振幅倍率はそれぞれ１０．４と９．５である。更に減衰比ζが最適値の１／４の０．０３２、或いは４倍の０．５０８となった場合にも振幅倍率は最大で２０．５と１７．５である。そして減衰比ζが最適値の１／８の０．０１６、或いは８倍の１．０１６となった場合にも振幅倍率は最大で２６．２と３９．２であり、本実施例の動吸振器による十分な制振効果があることが分かる。
【００４８】
次に図８に示す様に、付加振動系の固有振動数が主振動系の固有振動数に対して５％増加した場合には点Ｐでは振幅倍率が増大し、点Ｑでは振幅倍率が減少する。しかし、最適減衰比ζＯＰ＝０．１２７では振幅倍率の極大値は点Ｐ，Ｑからはほとんどずれない。この振幅倍率の最大値はＰ点で８．９と最適同調条件の場合に対しておよそ１．３倍となる。また、この状態で減衰比ζが最適値ζＯＰ０．１２７の２倍である０．２５４に増加又は１／２の０．０６４に減少すると振幅倍率の最大値はそれぞれ１１．５、１２．６となる。更に減衰比ζが最適値ζＯＰの４倍である０．５０８又は１／４の０．０３２に変化しても、振幅倍率の最大値はそれぞれ２１．９、２１．０であることが分かる。また、減衰比ζが最適値ζＯＰ１／８である０．０１６でも振幅倍率は３５．１である。よって減衰比ζが最適値ζＯＰの１／８〜４倍の範囲では、本実施例の動吸振器による十分な制振効果があることが分かる。そして減衰比ζが最適値ζＯＰの８倍である１．０１６でも振幅倍率は４５．３であり、粘弾性シートと同程度以上に制振されることが分かる。
【００４９】
また、図９に示す様に、付加振動系の固有振動数が主振動系の固有振動数に対して５％減少した場合には点Ｑでは振幅倍率が増大し、点Ｐでは振幅倍率が減少する。しかし、最適減衰比ζＯＰ＝０．１２７では極大値は点Ｐ、Ｑからはやはりほとんどずれない。振幅倍率の最大値はＱ点近傍で生じ９．３となり、最適同調条件に対しておよそ１．５倍となる。また、この状態で減衰比ζが最適値ζＯＰ０．１２７の２倍である０．２５４に増加又は１／２である０．０６４に増加すると振幅倍率の最大値はそれぞれ１０．７、１４．７となる。更に減衰比ζが最適値ζＯＰの４倍である０．５０８又は１／４である０．０３２に変化しても、振幅倍率の最大値はそれぞれ２０．０、２６．９である。減衰比ζがζＯＰの８倍である１．0１６でも振幅倍率は３８．０である。よって減衰比ζが最適値ζＯＰの１／４〜４倍の範囲では、動吸振器による十分な制振効果があることが分かる。そして減衰比ζがζＯＰの１／８である０．０１６でも振幅倍率は５１．３であり、粘弾性シートと同程度に制振されることが分かる。
【００５０】
以上のことから、付加振動系の同調条件を最適値ζＯＰの±５％以内となるように設計し、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／２〜２倍の範囲とすれば、最大の振幅倍率を１５以下の範囲に抑圧することができる。更に減衰比ζが最適値ζＯＰの１／４〜４倍の範囲となっていれば十分な効果が得られる。
【００５１】
図１０は付加振動系の固有振動数ｆ２が同調条件ｆ２／ｆ１＝０．９５２より１０％大きいｆ２／ｆ１＝１．０５０とした場合の周波数応答特性である。また図１１は、付加振動系の固有振動数ｆ２が同調条件ｆ２／ｆ１＝０．９５２より１０％小さいｆ２／ｆ１＝０．８５７とした場合の周波数応答特性である。
【００５２】
図１０よりｆ２／ｆ１＝１．０５０とした場合、点Ｐでは振幅倍率が増大し、点Ｑでは振幅倍率が減少し、減衰比ζが最適値ζｏｐ＝０．１２７のときには定点Ｐの振幅倍率が約１４となる事が分かる。減衰比ζが最適値ζｏｐの２倍となる０．２５４となった場合にも最大振幅倍率はほぼζｏｐと同様の１３程度である。また、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／２の０．０６４、或いは４倍の０．５０８となった場合には、最大振幅倍率はそれぞれ１９、２４程度であり、十分な制振効果があることが分かる。更に減衰比ζが最適値の１／４の０．０３２、或いは８倍の１．０１６となった場合にも最大振幅倍率はそれぞれ３４、４２程度であり、粘弾性シートと同程度以上に制振されることが分かる。
【００５３】
図１１よりｆ２／ｆ１＝０．８５７とした場合、点Ｐでは振幅倍率が減少、点Ｑでは振幅倍率が増大し、減衰比ζが最適値ζｏｐ＝０．１２７のときには定点Ｑの振幅倍率が約１３となる。また減衰比ζが最適値ζｏｐの２倍である０．２５４となった場合の最大振幅倍率は、ζｏｐより若干小さい１２程度である。また減衰比ζが最適値ζｏｐの４倍である０．５０８、或いは１／２である０．０６４となった場合にも最大振幅倍率はそれぞれ２０、２１程度であり、十分な制振効果があることが分かる。更に減衰比ζが最適値の１／４の０．０３２、或いは８倍の１．０１６となった場合にも最大振幅倍率はそれぞれ３９、３７程度であり、粘弾性シートと同程度以上に制振されることが分かる。
【００５４】
図１０及び図１１の結果から、付加振動系の同調条件を最適値ζＯＰの±１０％以内に設計し、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／２〜４倍の範囲となっていれば十分な制振効果が得られることが分かる。
【００５５】
また、図８乃至図１１から、減衰比ζが最適値ζＯＰから小さくなる方向に変位した場合には、変位量に従って最大振幅倍率が増加するが、最適値ζＯＰから大きくなる方向に変位した場合、最大振幅倍率はあまり変化しないことが分かった。
【００５６】
確認のため、付加振動系の固有振動数ｆ２が同調条件ｆ２／ｆ１＝０．９５２より１５％大きいｆ２／ｆ１＝１．０９５とした場合の周波数応答特性を図１２に、付加振動系の固有振動数ｆ２が同調条件ｆ２／ｆ１＝０．９５２より１５％小さいｆ２／ｆ１＝０．８０９とした場合の周波数応答特性を図１３に示す。やはり減衰比ζが最適値ζＯＰより小さくなると最大振幅倍率は更に増大するが、最適値ζＯＰよりも大きな側での最大振幅倍率の増加は小さい事が分かる。また、付加振動系の同調条件が最適値ζＯＰの±１５％以内にであっても、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／２〜４倍の範囲となっていれば最大振幅倍率は３０以下であり、十分な制振効果が得られることが分かる。
【００５７】
次に、スクイーズ空気膜減衰の式（２）と図６を用いて、動吸振器の制振効果が得られる減衰比ζが得られるスクイーズ空気膜の一般的な設計条件を考察する。動吸振器としての付加振動系を形成する梁は、サスペンション先端に重量物を設けたくないので、なるたけ軽く（サスペンションと同じ材料で形成するのであれば小さく）することが望ましい。しかし、小さすぎると抑圧効果が低下してしまうので、適当な空気膜減衰を与える梁を作成することが困難になる。よって磁気ディスク装置のサスペンションに適用する場合は、サスペンションのスウェイモードの等価質量ｍ１に対する梁の等価質量ｍ２の比μ＝ｍ１／ｍ２は、０．０３〜０．１の範囲が実用的である。この範囲のμにおける最適減衰比ζＯＰは、［３μ／８（１＋μ）３］１／２の式より、０．１０２〜０．１６８となる。以下、サスペンションのスウェイモードの等価質量ｍ１に対する梁の等価質量ｍ２の比μを０．０５から変化させた場合の振幅倍率を検討する。
【００５８】
図１４は、μを2倍の０．１にして同調条件を満たす場合の結果である。μが０．１の場合、同調条件ｆ２／ｆ１＝１／（１＋μ）＝０．９０９となり、最適減衰比ζＯＰは、［３μ／８（１＋μ）３］１／２＝０．１６８となる。図１５は、付加振動系の固有振動数ｆ２が同調条件ｆ２／ｆ１＝０．９０９より１０％大きいｆ２／ｆ１＝１．００とした場合の周波数応答特性である。また図１６は、付加振動系の固有振動数ｆ２が同調条件ｆ２／ｆ１＝０．９０９より１０％小さいｆ２／ｆ１＝０．８２とした場合の周波数応答特性である。
【００５９】
図１４の結果から、μ＝０．１で同調条件下の減衰比ζが最適値ζｏｐ＝０．１６８のときには定点Ｐ，Ｑの振幅倍率が４．６となる。減衰比ζが最適値ζｏｐの２倍となる０．３３６となった場合と、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／２となる０．０８４となった場合の最大振幅倍率は、それぞれ７．１，７．２とほぼ同じ値である。また、減衰比ζが最適値ζｏｐの４倍である０．６７１となった場合と、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／４である０．０４２となった場合の最大振幅倍率は、それぞれ１４．１と１０．２である。そして、減衰比ζが最適値ζｏｐの８倍である１．３４３となった場合と、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／８である０．０２１となった場合の最大振幅倍率は、それぞれ２７．７、１８．０であり、十分な制振効果があることが分かる。更に減衰比ζが最適値の１／１６の０．０１０となった場合にも最大振幅倍率は、それぞれ４４．５であり、粘弾性シートと同程度以上に制振されることが分かる。
【００６０】
また図１５の結果から、ｆ２／ｆ１＝１．００とした場合、μ＝０．１で減衰比ζが最適値ζｏｐ＝０．１６８のときには定点Ｐの振幅倍率が７．４となる。減衰比ζが最適値ζｏｐの２倍となる０．３３６となった場合と、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／２となる０．０８４となった場合の最大振幅倍率は、それぞれ８．６，９．２となる。また、減衰比ζが最適値ζｏｐの４倍となる０．６７１となった場合と、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／４となる０．０４２となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ１５．７と１８．６である。そして、減衰比ζが最適値ζｏｐの８倍である１．３４３となった場合と、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／８である０．０２１となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ３０．８、３２．１であり、十分な制振効果があることが分かる。更に減衰比ζが最適値ζｏｐの１／１６の０．０１０となった場合にも最大振幅倍率はそれぞれ４６．３であり、粘弾性シートと同程度に制振されることが分かる。
【００６１】
そして図１６の結果から、ｆ２／ｆ１＝０．８２とした場合、μ＝０．１で減衰比ζが最適値ζｏｐ＝０．１６８のときには定点Ｐ，Ｑの振幅倍率が７．６となる。減衰比ζが最適値ζｏｐの２倍の０．３３６となった場合の最大振幅倍率は７．５となる。減衰比ζが最適値ζｏｐの１／２の０．０８４となった場合と、減衰比ζが最適値ζｏｐの４倍の０．６７１となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ１２．８，１３．１となる。減衰比ζが最適値ζｏｐの１／４の０．０４２となった場合と、減衰比ζが最適値ζｏｐの８倍の１．３４３となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ２３．４と２４．９であり、十分な制振効果があることが分かる。そして、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／８の０．０２１となった場合の最大振幅倍率は４３．５であり、粘弾性シートと同程度に制振されることが分かる。尚、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／１６の０．０１０となった場合には、最大振幅倍率が７１．２となる。
【００６２】
図１４〜図１６の結果から、μを１．０として、付加振動系の同調条件を最適値ζＯＰの±１０％以内に設計し、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／４〜８倍の範囲となっていれば十分な制振効果が得られることが分かる。尚、付加振動系の同調条件を最適値ζＯＰの０〜＋１０％以内に設計した場合には、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／８〜８倍の範囲となっていれば十分な制振効果が得られることが分かる。
【００６３】
図１７は、μを約半分の０．０３にして同調条件を満たす場合の結果である。μが０．０３の場合、同調条件ｆ２／ｆ１＝１／（１＋μ）＝０．９７１となり、最適減衰比ζＯＰは、［３μ／８（１＋μ）３］１／２＝０．１０１となる。図１８は、付加振動系の固有振動数ｆ２が同調条件ｆ２／ｆ１＝０．９７より１０％大きいｆ２／ｆ１＝１．０７とした場合の周波数応答特性である。また図１９は、付加振動系の固有振動数ｆ２が同調条件ｆ２／ｆ１＝０．９７より１０％小さいｆ２／ｆ１＝０．８７とした場合の周波数応答特性である。
【００６４】
図１７の結果から、μ＝０．０３で同調条件下の減衰比ζが最適値ζｏｐ＝０．１０１のときには定点Ｐ，Ｑの振幅倍率が８．２となる。減衰比ζが最適値ζＯＰの２倍の０．２０３となった場合と、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／２の０．０５１となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ１３．７，１１．９である。減衰比ζが最適値ζＯＰの４倍の０．４０６となった場合と、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／４の０．０２５となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ２６．６と２１．１である。そして、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／８の０．０１２となった場合の最大振幅倍率は３６．２であり、十分な制振効果があることが分かる。更に減衰比ζが最適値ζＯＰの８倍の０．８１１となった場合にも最大振幅倍率はそれぞれ４８．６であり、粘弾性シートと同程度以上に制振されることが分かる。
【００６５】
図１８の結果から、ｆ２／ｆ１＝１．０７とした場合、μ＝０．０３で減衰比ζが最適値ζｏｐ＝０．１０１のときには定点Ｐの振幅倍率が１９．３となる。また、減衰比ζが最適値ζＯＰの２倍の０．２０３となった場合の最大振幅倍率も同じく１９．２となる。減衰比ζが最適値ζＯＰの４倍の０．４０６となった場合と、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／２の０．０５１となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ３１．８，３０．１となり、十分な制振効果があることが分かる。そして減衰比ζが最適値ζＯＰの８倍の０．８１１となった場合と、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／４の０．０２５となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ５４．１と５７．１である。更に、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／８の０．０１２となった場合の最大振幅倍率は１１１．８である。
【００６６】
図１９の結果から、ｆ２／ｆ１＝０．８７とした場合、μ＝０．０３で減衰比ζが最適値ζｏｐ＝０．１０１のときには定点Ｐ，Ｑの振幅倍率が１９．３となる。減衰比ζが最適値の２倍の０．２０３となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ１７．１となる。減衰比ζが最適値ζｏｐの４倍の０．４０６となった場合と、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／２の０．０５１となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ２６．６，３１．３となり、十分な制振効果があることが分かる。減衰比ζが最適値ζｏｐの８倍の０．８１２となった場合の最大振幅倍率は４２．１であり、粘弾性シートと同程度以上に制振されることが分かる。そして減衰比ζが最適値ζｏｐの１／４の０．０２５となった場合と、減衰比ζが最適値ζｏｐの１／８の０．０１２となった場合の最大振幅倍率はそれぞれ５９．７，１１１．１となる。
【００６７】
図１７〜図１９の結果から、μを０．０３として、付加振動系の同調条件を最適値ζＯＰに設計すれば、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／８〜４倍の範囲となっていれば十分な制振効果が得られることが分かる。またし付加振動系の同調条件を最適値の±１０％以内に設計し、減衰比ζが最適値ζＯＰの１／２〜４倍の範囲となっていれば十分な制振効果が得られることが分かる。
【００６８】
これら質量比μ、同調条件からのｆ２／ｆ１、及びζを変化させた結果を検討すると、質量比μが大きくなると（＝付加振動系の質量が大きくなると）、同調条件からのずれによる最大振幅倍率の増加が小さくなることが分かる。よってμ＝０．１の場合、図示していないｆ２／ｆ１が同調条件から−１５％、或いは＋１５％においても、μ＝０．０５よりも最大振幅倍率は小さくなり、動吸振器の減衰効果が十分にあると言える。また、μが０．１より大きくなった場合にも、μ＝０．１で減衰効果のある範囲内では同様に効果を発揮できる。そして質量比μが大きくなると、ζを最適値ζＯＰから変位させた場合の最大振幅倍率の変化量も小さくなる。
【００６９】
また、質量比μが同じ場合、ｆ２／ｆ１が同調条件からずれるに従い、振幅倍率は原則として大きくなるものの、ｆ２／ｆ１が小さい方にずれた場合でζを大きくした場合には、振幅倍率は単純には増加しない。そしてζが大きくなるに従って、同調条件における同じζのときの振幅倍率よりも小さな振幅倍率となる。具体的にはμ＝０．０３の時には、ζが最適値ζＯＰの４倍である０．４０６と８倍である０．８１２との間に境界があり、ζ＝０．８１０では、ｆ２／ｆ１が小さくなるに従って最大振幅倍率も小さくなる。μ＝０．０５の時も同様であり、ζが最適値ζＯＰの４倍である０．５０８と８倍である１．０１６との間に境界があり、ζ＝１．０１６では、ｆ２／ｆ１が小さくなるに従って最大振幅倍率も小さくなる。
【００７０】
また、μ＝０．１の時にはζが最適値ζＯＰの２倍である０．３３６と４倍である０．６７２との間に境界があり、ζ＝０．６７２或いは１．３４４の場合、ｆ２／ｆ１が小さくなるに従って最大振幅倍率も小さくなる。これはｆ２／ｆ１が同調条件より小さいとその場合の最適減衰が大きい値の方にずれるからである。同調条件からずれた場合にそのずれた場合の最適の減衰比があり、それに対する倍率で評価すると振幅倍率を所望値以下にする減衰比の範囲は狭くなる。
【００７１】
また、同調条件よりもｆ２／ｆ１が小さくなった場合には、減衰比ζが小さくなるに従い定点P側で最大振幅倍率が増大し、ｆ２／ｆ１が大きくなった場合には、定点Q側で増大することが分かる。一方減衰比ζが大きくなった場合、ｆ２／ｆ１が変化しても最大振幅倍率はそれほど大きくはならない。そして質量比μの値が大きくなると減衰比ζが大きい場合の最大振幅倍率が小さくなり、減衰比ζが小さい場合の最大振幅倍率は微増する。またμが小さくなると減衰比ζが大きい場合の最大振幅倍率が大きくなり、減衰比ζが小さい場合の最大振幅倍率は小さくなる。
【００７２】
図２０は、ｆ２／ｆ１が同調条件を満たす時に、質量比μとζとを変化させた結果をまとめたものである。この図より質量比が０．０３よりも小さくなった場合を検討する。付加振動系の質量が０になると、振幅倍率は発散して∞になってしまうが、０を除いた範囲では、同調条件を満たしてさえいれば、質量比が０．０３より小さくなっても減衰比ζを最適値ζＯＰの１／２〜４倍の範囲内で設計すれば、十分な制振効果を発揮できることが分かる。
【００７３】
同調条件を変化させた場合の結果を再度まとめると、以下の様になる。質量比μ＝０．０３以上の場合、ｆ２／ｆ１を同調条件の−１０〜＋１０％の範囲内とすれば、減衰比ζを最適値ζＯＰの１／２〜２倍の範囲内で設計すれば、十分な制振効果を発揮できる。
【００７４】
また、質量比μ＝０．０５以上の場合、ｆ２／ｆ１を同調条件の−１５〜＋１５％の範囲内とすれば、減衰比ζを最適値ζＯＰの１／２〜２倍の範囲内で設計すれば、動吸振器による十分な制振効果を発揮できる。また、ｆ２／ｆ１を同調条件の−１０〜＋１０％の範囲内とすれば、ζを最適値ζＯＰの１／４〜４倍の範囲内で設計すれば、動吸振器による十分な制振効果を発揮できる。また或いは、ｆ２／ｆ１を同調条件〜−１５％の範囲内とすれば、減衰比ζを最適値ζＯＰの１／２〜８倍の範囲内で設計すれば、十分な制振効果を発揮できる。
【００７５】
そして、質量比μ＝０．１０以上の場合、ｆ２／ｆ１を同調条件の−１０〜＋１０％の範囲内とすれば、減衰比ζを最適値ζＯＰの１／４〜８倍の範囲内で設計すれば、動吸振器による十分な制振効果を発揮できる。また、ｆ２／ｆ１を同調条件〜＋１０％の範囲内とすれば、減衰比ζを最適値ζＯＰの１／８〜８倍の範囲内で設計すれば、十分な制振効果を発揮できる。
【００７６】
以上に詳細に説明した動吸振器の特性から、同調条件から±１０の範囲内で制振効果が得られる減衰比の範囲を概観すると、μ＝０．０３ではζ＝０．０１３から０．６０，μ＝０．０５ではζ＝０．０１６〜１．０１６，μ＝０．１０ではζ＝０．０２１〜１．３４となる。そしてこれらを含む減衰比の範囲はζ＝０．０１３〜１．３４となる。よってこのような減衰比を与える矩形形状の空気膜の間隙と幅の比ｄ／ｂの値を近似式（５）を用いて計算すると、１８ｋＨｚのとき、ｄ／ｂ＝１／１６〜１／７４となる。以上の結果から例えばｂ＝０．３ｍｍの場合にはｄ＝１９μｍ〜４μｍとなる。
【００７７】
尚、上記実施例において間隙９は振動ビーム８の長手方向に沿って一様である必要はない。振動ビーム８は曲げ振動であり、振動振幅が小さい振動ビーム８の根元側では空気膜減衰としての効果も小さい。更に、根元側の折り曲げ加工は間隙９が小さくなればなるほど難しくなる。これらのことを考慮し、根元近傍の間隔は広くして製造を容易にし、振動振幅の大きい振動ビーム８の先端側から６０％〜７０％程度の長さの領域がスクイーズ空気膜となっており、最適減衰比ζＯＰを与える最適の間隙ｄの値に精度２５％程度でなっていれば、付加振動系の減衰比を最適値ζＯＰの２倍から１／２の範囲に設定することが出来、最大の振幅倍率を最悪でも最良値の１．５６倍以下に抑えることができる。また、図５における振動ビーム８はサイドレールの内側に曲げられて形成されているが、外側に曲げて作成することも当然ながら可能である。
【００７８】
また、図５の動吸振器付きヘッドサスペンションは、図５（Ａ）のようにサイドレール５がついたヘッドサスペンションに対して示してあるが、サイドレール５の無いヘッドサスペンションにも適用可能であり、この場合サスペンションの先端部の点線７より先の部分にのみ、サイドレール５に相当する部分を設けることにより図５（Ｂ）のようになっている。
【００７９】
そして、図６にも示されるように、空気膜の幅ｂを大きくすれば、同じ減衰比ζとなる空気膜厚さｄを厚くすることが出来る。空気膜厚さｄが厚く出来れば、振動ビーム８の成形も容易にできる。動吸振器を構成するビームの幅をたとえば１ｍｍと大きくすれば、付加振動系の等価質量も大きくなり、空気膜の幅が１ｍｍなので空気膜の厚さを２５μｍ程度に大きく出来る。
【００８０】
このような構造をもつ本実施例のスウェイモード用動吸振器は、空気膜厚さｄをサスペンションの厚さに拘らずサイドレール並みまで厚く出来るので、サスペンションの動吸振器を最適同調及び最適減衰条件に近い状態に設定することが容易にできる。
【００８１】
また、ロードビームの先端の両側に付けた付加振動系の等価質量は、主振動系のスウェイモードの等価質量に対して１０％以下なので、実際のヘッドサスペンションに対する質量の増加はその数分の１程度である。
【実施例２】
【００８２】
図２１はスウェイモードを制振する動吸振器構造の他の実施例である。図２１は本実施例のロードビーム１を上から見た図である。図２１に示すヘッドサスペンションはサイドレール（図５（A）参照）を設けていないので、ロードビーム１の板の厚さが大きく例えば０．１ｍｍ程度にしている。このためスライダに負荷力を与える曲げ弾性部２をロードビーム１とは異なる薄い或いは柔軟な部材で形成し、ロードビーム１及びベースプレート６と溶接等により結合している。
【００８３】
図２１の実施例では、動吸振器機能を有する付加振動系の片持ち梁がサスペンションの先端の中央部に設置されている。１１が動吸振器の質量部、１２が弾性部であり、動吸振器の長さａと弾性部１２の幅と長さを調節することにより、サスペンション面内で振動する１次モードの曲げ振動数をサスペンションのスウェイモードの固有振動数に同調するように設計する。同調条件の設計法は先の実施例１と同様である。
【００８４】
減衰は質量部１１とサスペンション主要部との間隙１３に生じる空気のスクイーズ減衰効果が動吸振器の最適減衰比ζＯＰとなるように間隙、即ち空気膜厚さｄの値を設計する。最適減衰の条件も実施例１と同様である。この最適減衰を与える間隙はスクイーズ減衰効果が生じる面の面積、即ちサスペンション板厚さと質量部１１の長さｌによって異なる。例えば質量部１１の等価質量ｍ２に対するのヘッドサスペンションのスウェイモードの等価質量ｍ１の比μ＝ｍ２／ｍ１が０．０５で、スウェイモードの共振倍率を６．４に抑圧するためには空気膜による動吸振器の付加振動系の減衰比ζを最適値ζＯＰの０．１２７にすればよい。
【００８５】
この減衰比ζを与える間隙は、質量部１１の長さ即ち空気膜の長さがｌ＝０．８ｍｍ、ロードビーム１の板厚さ、即ち空気膜の幅ｂが０．１ｍｍのときは、図６からｄ＝２．５〜３．０μｍである。ロードビーム１の板厚さが０．２ｍｍになればｄ＝５．０〜６．０μｍである。式（５）から、一般に細長い面をもつ空気膜の減衰比ζはｂ／ｄの３乗に比例するので、空気膜の面の狭い方の幅ｂを大きくすれば空気膜厚さｄも比例的に大きくできる。
【００８６】
尚、この空気膜厚さｄ以外の部分のサスペンション本体と動吸振器との間隙は加工に容易な十分大きい値を選ぶことができる。図２１では動吸振器の面内方向の曲げ振動数を下げるため、弾性部１２の幅は狭くしているのでサスペンション本体と動吸振器との間隙は大きいが、これによりサスペンションの構造が弱くなり、スウェイモードの振動数が低下する場合には弾性部１２のくびれ形状に沿って例えば間隙を５０μｍ程度にすることも可能である。ただし質量部１１に対向する空気膜間隙１３の厚さｄは，上記最適減衰比ζＯＰに近い値が得られるように小さくすることが重要である。同調条件及び最適減衰比ζＯＰから許容されるずれ量は、実施例１と同様である。
【００８７】
いうまでもないことだが、図２１に示す動吸振器構造はサイドレールつきサスペンションにも適用できる。
【００８８】
このような構造をもつ本実施例のスウェイモード用動吸振器は、サスペンション本体製造時にエッチング等によって成形でき、しかも折り曲げ加工や粘弾性シートを貼る必要がない。また成形が容易なので製造誤差を小さく出来、サスペンションの動吸振器を設計した同調条件且つ最適減衰条件に近い状態で製造することができる。
【実施例３】
【００８９】
サイドレールのないロードビームをもつヘッドサスペンションに対しては、図２２（Ａ）及び図２２（Ｂ）に示す片持ち梁構造も考えられる。図２２（Ａ）において、１４ａ，１４ｂがスウェイモードの振動方向に曲げ振動する付加振動系である。ロードビーム１の両側先端近傍を支点としてロードビーム１の根元側に延びるビーム構造となっている。図２２（Ｂ）は図２２（Ａ）の点線の楕円１８で囲まれた部分の拡大図である。ロードビーム１と同じ板材からエッチング等により一体加工されるので、付加振動系の厚さはロードビーム１と同じで、例えば０．１ｍｍである。この付加振動系は片持ちビーム構造で、等価質量ｍ２と固有振動数を独立に設計するため質量部１４ａ１の幅を大きく、弾性部１４ａ２の幅を小さくしている。
【００９０】
空気膜厚さｄを規定する質量部１４ａ１の幅はスウェイモードの振動振幅を更に抑圧したいときには大きくする。また減衰用空気膜の長さｌの条件から、質量部１４ａ１の長さは０．６ｍｍ以上が望ましい。弾性部１４ａ２の幅は、付加振動系１４ａの固有振動数ｆ２が主振動系の固有振動数ｆ１に同調できるように設計する。この同調条件を満たす設計法は既に述べた他の実施例のとおりである。この同調設計条件が付加振動系１４ａ全体を一様な片持ち梁形状としても達成できる場合には質量部１４ａ１と弾性部１４ａ２の幅は等しくても良い。
【００９１】
次にこの付加振動系に空気のスクイーズ効果により適当な減衰を与えるため、質量部１４ａ１とロードビーム１との間隙１９は小さく一様になるように加工される。この間隙（空気膜厚さｄ）は実施例１及び２で説明したように、図６を用いて決定する。図２２の実施例ではロードビームの厚さ（空気膜の幅）は０．１ｍｍ程度なので，質量部の長さを０．８ｍｍとしても、ｄ＝２〜３μｍとなる。したがって付加振動系とロードビームとの間隙はかなり精密な加工が必要である。尚、同調条件及び最適減衰比ζＯＰから許容されるずれ量は、やはり実施例１と同様である。
【００９２】
図２２に示す実施例３は、ロードビームと同一平面内に付加振動系があるので、図５の実施例と比べて風外乱により付加振動系の振動が励起される度合いが小さい。
【００９３】
以上に述べたような構造をもつ本実施例のスウェイモード用動吸振器は、何れもサスペンション本体の製造時に成形でき大量生産に適している。よってサスペンションの動吸振器を最適同調かつ最適減衰条件に近い状態に常に設定することができる。
【実施例４】
【００９４】
次に、２次ねじり振動モードの動吸振器を用いた実施例を図２３，図２４，図２５に示す。図２３は、ロードビーム１のみを上面から見た図を示している。他の部分の構造は他の実施例と同様である。２次ねじり振動モードの動吸振器は、ロードビーム１の根元に近く、２次ねじり振動モードの腹となる位置近傍にヘッドサスペンションの厚さ方向に曲げ振動する片持ち梁である舌状ビーム１５ａ，１５ｂをサスペンション本体部分からくりぬくように設けている。２次ねじり振動モードの固有振動数は１５ｋＨｚ程度になので、舌状ビーム１５ａ，１５ｂの長さはサスペンションの大きさや板厚さによって異なるが、１．３ｍｍ〜１．５ｍｍ程度である。
【００９５】
本実施例では、図２３のＡ−Ａ断面が図２４のようになっており、サスペンション主要部と異なる薄い空気減衰用板１６がロードビーム１の片面に接着ないし溶接されている。この空気減衰用板１６は、２つの舌状ビームの先端から根元に向けて少なくとも６０％前後の領域を覆うような幅をもち、且つ舌状ビーム１５ａ，１５ｂに対向する部分を含む領域が空気膜厚さｄとなる所定の深さとなるようにエッチング等で除去加工されている。舌状ビーム１５ａ，１５ｂの長さは上述のように、舌状ビーム１５ａ，１５ｂの曲げ振動の固有振動数がサスペンションの２次の振動モードの固有振動数に同調するように設計する。また空気減衰用板の舌状ビーム１５ａ，１５ｂとの間隙は空気膜の減衰効果が上述のように最適になる厚さｄとなるように設計する。
【００９６】
具体的には２次のねじり振動モードの固有振動数と同調する舌状ビーム１５ａ，１５ｂの長さはロードビーム１の板厚さが４０μｍのとき１．３ｍｍ〜１．５ｍｍであり、ロードビーム１の板厚さが厚いと長く、薄いと短くなる。一方最適減衰を与える間隙の値は，図６から，間隙を形成する空気膜の長さｌが０．８ｍｍの場合であって、幅ｂが０．２ｍｍ，０．４ｍｍのとき、それぞれｄ＝５．５〜６．５μｍ、１０〜１２μｍで、空気膜厚さｄに対する空気膜幅ｂの比は約３６である。制振すべき振動の固有振動数が１５ｋＨｚの場合、振幅倍率が２０以下となる動吸振器として制振効果が得られる減衰比を与えるｂ／ｄの範囲は１９から５５となる。つまり、間隙ｄを梁の幅ｂの１／５５〜１／１９の範囲とすればよい。図６では空気膜の幅が最大０．４ｍｍの場合を示しているが、設計によって空気膜の幅は１．０ｍｍまで可能だとすれば、空気膜の厚さはｄ＝１８〜５３μｍとなる。
【００９７】
空気減衰用板と舌状ビームとの間隙を所望の大きさに保つ方法には図２５に示すような他の実施例も考えられる。この場合、スクイーズ空気減衰用板１７は一様な厚さをもち表面は平面でロードビーム１の片面に接着ないし溶接されている。一方動吸振器機能をもつ舌状ビーム１５ａ，１５ｂの部分をエッチング等により所望の空気膜厚さｄとなる隙間だけ除去している。この実施例では、サスペンションの加工をロードビーム１のみに集中させることができるという利点をもつ。またロードビーム１の厚さが大きい場合，２次ねじり振動モードとの同調条件を満たす舌状ビームの長さが長くなり，ヘッドサスペンション構造が弱くなり他の固有振動数が低下するという問題が生じる。そこで舌状ビーム自体を薄くすることにより同調条件を満たす舌状ビーム長を短くできるという利点も得られる。
【００９８】
本発明の空気膜減衰を付加する動吸振器構造はヘッドサスペンションの設計条件に応じていくつかの変更も考えられる。例えば、ロードビーム１の厚さが０．１ｍｍと厚い場合、舌状ビーム１５ａ，１５ｂの曲げ１次固有振動数をヘッドサスペンションの２次ねじり振動数に一致させ且つ舌状ビーム長を１．５ｍｍ程度にするためには、舌状ビーム１５ａ，１５ｂの空気減衰板１６と対抗しない根元部分の幅や厚さを小さくすることも可能である。
【００９９】
また、図２３，２４，２５で示した２次ねじり振動用動吸振器を、図２１に示したような別部品を用いた曲げ弾性部２をもつヘッドサスペンションに適用する場合には、スクイーズ空気減衰板１７，１８をこの曲げ弾性部２と一体部品として加工することが可能で、これにより部品点数を減らすことができる。
【０１００】
また、舌状ビームは、その形状をサスペンション本体からくりぬいた後、折り返して片持ち梁とすることにより、サスペンション本体を空気減衰用板１６、或いは空気減衰用板１７の代わりに使用できるので、やはり部品点数を減らすことが出来る。或いは空気減衰用板をサスペンション本体よりも幅広なものとし、舌状ビームをサスペンション本体の側部に設けても良い。
【０１０１】
このような構造をもつ本実施例の動吸振器は、片持ち梁形状及び空気膜厚さｄを自由度を持って設計しやすいので、サスペンションの動吸振器を最適同調及び最適減衰条件に近い状態に設定することが容易にできる。
【実施例５】
【０１０２】
本発明はヘッドサスペンションの１次ねじり振動モードを動吸振器の原理を用いて制振する場合にも適用できる。図２６はその実施例で、図２６（Ａ）はスクイーズ空気膜減衰を用いた一対の動吸振器２０を先端の両縁近傍に設けたロードビーム１である。１次ねじり振動の場合には振動振幅が大きくなる位置はロードビーム１の先端なので、片持ち梁形動吸振器の固定部はロードビーム１の先端近傍が選ばれる。
【０１０３】
本実施例の動吸振器の構造と構成法には２種類がある。それぞれの例を図２６（Ａ）のＢ−Ｂの方向から見た側面を図２６（Ｂ）と図２６（Ｃ）に示す。
【０１０４】
図２６（Ｂ）は、ロードビーム１の先端部の両側の長さ方向にロードビーム材に連続して幅の狭いビーム材を延長させ、そのロードビーム１との付け根をロードビーム１側に折り曲げることによって形成している。片持ち梁は前述のように、質量部２０ａと弾性部２０ｂを有し、その曲げ振動も固有振動数が制振すべきヘッドサスペンションの１次ねじり振動の固有振動数に同調するように設計される。また質量部のロードビーム面との間隙ｄは前述のように最適減衰となるように設計されている。
【０１０５】
図２６（Ｃ）は、図２２のスウェイモード動吸振器のような形状をロードビーム１の幅方向を延長して一体構造で加工し、続いてその根本のロードビーム１との結合部をロードビーム面に対して直角に折り曲げ、さらに片持ち梁の質量部２０ｃの面とロードビーム面との間隙を所望の微小な間隙ｄとなるように片持ち梁の根本を直角に折り曲げている。片持ち梁は質量部２０ｃと弾性部２０ｄを有し、片持ち梁の曲げ振動の固有振動数がヘッドサスペンションの１次ねじり振動の固有振動数に同調するように設計される。
【０１０６】
１次ねじり振動の固有振動数は５〜７ｋＨｚなので、一様梁形状では同調条件を満たす片持ち梁長さはかなり長くなる。そこで図２６（Ｂ）及び２６（Ｃ）に示す適用例では、付加振動系の弾性部２０ｂ，２０ｄの厚さを質量部やロードビーム１の厚さに比べて予めエッチングなどにより薄くし、弾性部２０ｂ，２０ｄの長さをあまり大きくせずして片持ち梁の固有振動数がヘッドサスペンションの１次ねじり振動の固有振動数と同調条件を満たすようにしている。片持ち梁形動吸振器の長さが十分取れる場合には、弾性部２０ｂ，２０ｄを薄くせずして同調条件を満たすように設計することも可能である。更に質量部２０ａや２０ｃとロードビーム面との間隙ｄは、スクイーズ空気膜の減衰が最適となるように設定される。
【０１０７】
制振すべき振動の固有振動数が６ｋＨｚの場合には、式（５）からｂ／ｄは概ね２４程度でよい。また上述のように、同調条件に±５％のずれを許容し、さらに減衰比が最適値の４倍から１／４に変化することを許容したときの空気膜幅ｂと厚さｄの比の範囲はｂ／ｄ＝１４〜４１となる。つまり、間隙ｄを梁の幅ｂの１／４１〜１／１４の範囲とすればよい。ｂ／ｄ＝１４の場合には、ｂ＝０．５、１．０ｍｍのときｄ＝３６、７１μｍとなり、間隙ｄをかなり大きくすることが出来る。
【０１０８】
このような構造をもつ本実施例の動吸振器は、片持ち梁部の長さや幅を大きく出来るので、サスペンションの動吸振器を最適同調及び最適減衰条件に近い状態に設定することが容易にできる。
【０１０９】
ここで、２次ねじり振動モードは振動モードの腹がサスペンションの根元に近いところに存在する。サスペンションの先端も振動モードの腹になっているので本実施例は２次ねじりにも適用できる。ただし１次ねじりと２次ねじりと同時には適用できない。同時に適用するには２次ねじり用を図２３のようにし、１次ねじり用を図２６のようにするよい。尚、空気膜幅ｂと厚さｄの比の範囲をｂ／ｄ＝１９〜４１、つまり、間隙ｄを梁の幅ｂの１／４１〜１／１９の範囲とすれば、先の実施例にて説明した、スウェイ，１次ねじり，２次ねじりの何れにも適用することができる。
【実施例６】
【０１１０】
また本発明は，先の各実施例に示したスウェイモード用の空気膜減衰付き動吸振器構造と、２次ねじり振動用の空気膜減衰付き動吸振器構造、及び１次ねじり振動用の空気膜減衰付き動吸振器構造のいずれか２つ又は３者を同時に有するヘッドサスペンションを提供することも含んでいる。一般に複数の振動モードに対して動吸振器を付加するとそれらの振動数で挟まれた広い領域の振動モードが減衰されることが知られており、スウェイモードと１次・２次ねじり振動モードの空気膜減衰付き動吸振器構造を有するヘッドサスペンションは空力励振される振動モードを広い振動数領域で抑圧することが期待できる。
【０１１１】
以上の説明から分かるように、本発明は、従来減衰用として用いられていた粘弾性シートを局部に貼る必要がなく、計算機援用により動吸振器の最適同調と最適減衰の形状を設計することができ、空気膜の厚さを構成する間隙を精密加工することにより動吸振器に所望の減衰効果を与えることができる。また空気膜の減衰効果は温度によってほとんど変化しないので、環境条件や経時効果により動吸振器の減衰効果が変化することがない。
【図面の簡単な説明】
【０１１２】
【図１】ハードディスク装置の機構構成の概要である。
【図２】スウェイモード用動吸振器付きヘッドサスペンションの従来技術の例である。
【図３】２次ねじり振動モード用動吸振器付きヘッドサスペンションの従来技術の例である。
【図４】スウェイモード用動吸振器付きヘッドサスペンションの従来技術の他の例である。
【図５】本発明の空気膜減衰付きスウェイモード用動吸振器の実施例の一例である。
【図６】空気膜による片持ちビーム振動系の減衰比と空気膜の幅と厚さとの関係である。
【図７】μ＝０．０５で同調条件を満たす場合の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図８】μ＝０．０５でｆ２／ｆ１が同調条件５％増の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図９】μ＝０．０５でｆ２／ｆ１が同調条件５％減の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図１０】μ＝０．０５でｆ２／ｆ１が同調条件１０％増の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図１１】μ＝０．０５でｆ２／ｆ１が同調条件１０％減の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図１２】μ＝０．０５でｆ２／ｆ１が同調条件１５％増の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図１３】μ＝０．０５でｆ２／ｆ１が同調条件１５％減の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図１４】μ＝０．１０で同調条件を満たす場合の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図１５】μ＝０．１０でｆ２／ｆ１が同調条件１０％増の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図１６】μ＝０．１０でｆ２／ｆ１が同調条件１０％減の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図１７】μ＝０．０３で同調条件を満たす場合の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図１８】μ＝０．０３でｆ２／ｆ１が同調条件１０％増の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図１９】μ＝０．０３でｆ２／ｆ１が同調条件１０％減の励振周波数比による周波数応答特性である。
【図２０】最適減衰比ζＯＰから減衰比を変位させた時のμと振幅倍率との関係を示す図である。
【図２１】空気膜減衰付きスウェイモード用動吸振器の他の実施例の一例である。
【図２２】空気膜減衰付きスウェイモード用動吸振器の他の実施例の一例である。
【図２３】空気膜減衰付き２次ねじり振動モード用動吸振器の実施例の一例である。
【図２４】図２３の実施例における空気膜減衰板とサスペンションのＡ−Ａ断面の形状例である。
【図２５】図２３の実施例における空気膜減衰板とサスペンションのＡ−Ａ断面の他の形状例である。
【図２６】空気膜減衰付き１次ねじり振動モード用動吸振器の実施例の一例である。
【符号の説明】
【０１１３】
１…ロードビーム、２…曲げ弾性部、３…フレクシャ、４…ヘッドスライダ、５…サイドレール、６…ベースプレート、７…境界を示す点線、８…振動ビーム、９…間隙、１０…ヘッドサスペンション、１１…質量部、１２…弾性部、１３、１９…間隙、１５ａ，１５ｂ…舌状ビーム、１６，１７…空気減衰板、２０…空気膜減衰付き動吸振器。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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