(57)【要約】【課題】流体軸受式回転装置において、そのスラスト流体軸受の間欠寿命回数と軸受荷重、潤滑流体粘度、軸受の寸法、等との関係を考慮して、適正な間欠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１の軸受穴１Ｃに軸が相対的に回転自在に挿入され、軸方向に圧力を発生する動圧発生溝を有するスラスト軸受面を有し、摩耗量関数Ｆ６の値が所定の範囲になるように構成されている流体軸受式回転装置。【選択図】図1
2009144849.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
軸受穴を有するスリーブと、
前記軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、
軸方向に圧力を発生する動圧発生溝を有するスラスト軸受面と、
少なくとも前記スラスト軸受面の隙間に保持される潤滑流体を備え、
次に示す式（１）によって表わされる関数Ｆ６の値が所定の範囲になるように構成されている流体軸受式回転装置。
【数１】
2009144849.tif 000015
【請求項２】
前記関数Ｆ６の値が、
Ｆ６≦１．２
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】
前記関数Ｆ６の値が、
Ｆ６≧０．５
になるように構成されている請求項1または請求項２に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項４】
軸受穴を有するスリーブと、
前記軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、
軸方向に圧力を発生する動圧発生溝を有するスラスト軸受面と、
少なくとも前記スラスト軸受面の隙間に保持された潤滑流体を備え、
次に示す式（４）によって表わされる関数Ｆ７の値が所定の範囲になるように構成されている流体軸受式回転装置。
【数２】
2009144849.tif 000016
【請求項５】
前記関数Ｆ７の値が、
Ｆ７≦７×１０＾４
になるように構成されている請求項４に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項６】
前記関数Ｆ７の値が、
Ｆ７≧２．５×１０＾４
になるように構成されている請求項４または請求項５に記載の流体軸受式回転装置。
【請求項７】
前記スラスト軸受面の最大隙間Ｔにおける毛管圧力関数をＰｔ、潤滑流体溜まり部の開口部の最大隙間Ｇにおける毛管圧力関数をＰｇとし、
Ｐｔ ＞Ｐｇ
の関係を満たすように構成され、
前記関数Ｐｇは、前記潤滑流体溜まり部の開口部の隙間形状を略円管状としたとき、次に示す式（１３）によって表され、
【数３】
2009144849.tif 000017
前記関数Ｐｔは、前記スラスト軸受面の隙間形状を略薄板円板状としたとき、次に示す式（１６）によって表される請求項１から請求項６のいずれか一つに記載の流体軸受式回転装置。
【数４】
2009144849.tif 000018
【請求項８】
前記関数Ｐｇと前記関数Ｐｇが
Ｐｔ ＞Ｐｇ
の関係を満たすように構成され、
前記関数Ｐｔは、前記スラスト軸受面の隙間形状を略中空円板状としたとき、次に示す式（２０）によって表される請求項１から請求項６のいずれか一つに記載の流体軸受式回転装置。
【数５】
2009144849.tif 000019
【請求項９】
前記軸は、ステンレス鋼、高マンガンクロム鋼、または炭素鋼からなり、
前記スリーブはステンレス鋼、銅合金からなり、表面に無電解ニッケルメッキまたはＤＬＣコーティングが施されている請求項1から請求項８のいずれか一つに記載の流体軸受式回転装置。
【請求項１０】
前記軸は、ステンレス鋼、高マンガンクロム鋼、または炭素鋼からなり、
前記スリーブは鉄を９０％以上含む焼結合金であり、表面に四酸化三鉄皮膜または三酸化二鉄皮膜等の硬質酸化膜が形成されている請求項1から請求項８のいずれか一つに記載の流体軸受式回転装置。
【請求項１１】
前記潤滑流体は、エステル系オイル、フッ素オイル、シリコンオイル、オレフィンオイル、イオン性液体を用いた請求項1から請求項１０のいずれか一つに記載の流体軸受式回転装置。
【請求項１２】
前記潤滑流体の絶対粘度は、７０℃において２〜５センチポアズ（０．００２〜０．００５[Ｎ・Ｓ／ｍ＾２]）の範囲である請求項１から請求項１１のいずれか一つに記載の流体軸受式回転装置。
【請求項１３】
前記軸の直径は２．０ｍｍから６．０ｍｍの範囲であり、
回転数は３６０ｒｐｍから１５０００ｒｐｍの範囲であり、
スリーブの内周面に設けられた軸受穴の長さは３．０ｍｍから２０ｍｍの範囲である請求項１から請求項１２のいずれか一つに記載の流体軸受式回転装置。
【請求項１４】
前記スラスト軸受面の表面粗さは、０．０１〜１．６μｍの範囲である請求項１から請求項１３のいずれか一つに記載の流体軸受式回転装置。
【請求項１５】
請求項１から請求項１４のいずれか一つに記載の流体軸受式回転装置を備えた情報記録再生装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ハードディスクドライブ（以下、ＨＤＤと示す。）などの情報記録再生装置に搭載されている流体軸受式回転装置およびそれを備えた情報記録再生装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
近年、回転する記録再生用ディスクを用いた情報記録再生装置等は、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回転装置には、常にディスク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装置を使用した流体軸受式回転装置が一般的に用いられている。
【０００３】
流体軸受装置は、軸とスリーブとの間に潤滑流体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、定常回転中には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】
従来の流体軸受装置は、図１８に示すように、スリーブ１０１、軸１０２および軸１０２に一体に設けられたフランジ１０３を備えている。
【０００５】
フランジ１０３には動圧発生溝１０３Ａ、１０３Ｂが設けられ、スラスト板１０４はフランジ１０３に対面して設けられ、スラスト軸受を形成している。
【０００６】
また、スリーブ１０１、軸１０２、フランジ１０３およびスラスト板１０４によって形成される隙間には潤滑流体１０５が保持されている。
【０００７】
そして、軸１０２が回転すると、動圧発生溝１０３Ａ、１０３Ｂは軸受隙間に保持された潤滑流体１０５をかき集め、フランジ１０３、スラスト板１０４の間にポンピング圧力を発生させる。これにより、軸１０２はスリーブ１０１、およびスラスト板１０４に対して非接触で回転することができる。
【０００８】
例えば、特許文献１には前記のような流体軸受装置と、スラスト軸受の摩耗の進行に影響があると推定された浮上開始回転速度について示されている。
【特許文献１】特開昭６１−０１０９３９号公報（図１、図２）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
ここで、前記のような流体軸受装置、およびそれを使用した流体軸受式回転装置を備えたＨＤＤは、総使用電力を節約するため、従来の常時回転使用方法よりも、記録再生時のみ回転させる間欠回転使用方法が主流になっている。そのため起動と停止を繰り返す間欠回転使用における起動回数の寿命（以下、間欠寿命と示す。）が、従来の２０万回から、約１００万回に長寿命化する必要が生じ、耐摩耗性に優れたスラスト軸受を備える流体軸受式回転装置が必要となっている。
【００１０】
しかしながら、前記従来の構成では、潤滑流体１０５の粘度が小さくなる高温条件下（例えば、７０℃以上）において、多数回にわたり流体軸受装置を起動及び停止を行なわせると、図示しないロータの自重等の力が、軸１０２、フランジ１０３、スラスト板１０４からなるスラスト軸受に図１８中の矢印方向に加わることで、フランジ１０３とスラスト板１０４の対向している表面間において面圧が部分的に非常に高くなり、摩耗が生じる。そして、図８のＡ部において、軸受が焼付く恐れがあった。
【００１１】
また、流体軸受装置の連続回転におけるスラスト軸受の寿命に関しては、非浮上型（接触型）のすべり軸受に対しては従来からＰＶ値という実験理論に基づくパラメータがあり、軸受荷重と回転数の積の値が大きいほど摩耗量が多くて寿命が短いという関係については既に公知であった。
【００１２】
しかしながら、流体軸受装置のように起動時には軸受が接触しながら浮上を始め、一定以上の回転数で非接触回転に移行する浮上回転型の軸受装置における間欠寿命には前記ＰＶ値の理論は全く適用できず、間欠寿命を予測するには設計した流体軸受装置を実際に製作し、測定しなければならなかった。
【００１３】
また、多くの場合、間欠寿命が１００万回よりはるかに短い寿命で軸受が焼付いていた。
【００１４】
このような課題に対し、従来はスラスト軸受の摩耗防止のために、スラスト板１０４の浮上量を必要以上に充分多めに設計する手法を採っていたが、この摩耗には影響する要因が多く存在するため、浮上量の規定だけでは決して解決するものではなかった。
【００１５】
そして、この摩耗に対する安全を重視し過ぎて、浮上量に余裕をもたせるために軸受面積を大きくし過ぎたり、潤滑流体の粘度を大きくし過ぎたりすると、軸受損失トルク等の他の軸受要求性能を満足できないという課題があった。
【００１６】
そこで、本発明は、従来とは異なる新たな設計思想に基づいて、必要な軸受要求性能を満足でき、かつ間欠寿命の長いスラスト軸受を備えた流体軸受式回転装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１７】
そして、この目的を達成するために、本発明の流体軸受式回転装置は、軸受穴を有するスリーブと、前記軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、軸方向に圧力を発生する動圧発生溝を有するスラスト軸受面と、少なくとも前記スラスト軸受面の隙間に保持される潤滑流体を備え、次に示す式（１）によって表わされる関数Ｆ６の値が所定の範囲になるように構成されているものである。
【数１】
2009144849.tif 000003
【００１８】
また、前記関数Ｆ６の値が、
Ｆ６≦１．２
になるように構成されているものである。
【００１９】
また、前記関数Ｆ６の値が、
Ｆ６≧０．５
になるように構成されているものである。
【００２０】
また、軸受穴を有するスリーブと、前記軸受穴に相対的に回転可能な状態で挿入される軸と、軸方向に圧力を発生する動圧発生溝を有するスラスト軸受面と、少なくとも前記スラスト軸受面の隙間に保持された潤滑流体を備え、次に示す式（４）によって表わされる関数Ｆ７の値が所定の範囲になるように構成されているものである。
【数２】
2009144849.tif 000004
【００２１】
また、前記関数Ｆ７の値が、
Ｆ７≦７×１０＾４
になるように構成されているものである。
【００２２】
また、前記関数Ｆ７の値が、
Ｆ７≧２．５×１０＾４
になるように構成されているものである。
【００２３】
また、前記スラスト軸受面の最大隙間Ｔにおける毛管圧力関数をＰｔ、潤滑流体溜まり部の開口部の最大隙間Ｇにおける毛管圧力関数をＰｇとし、
Ｐｔ ＞Ｐｇ
の関係を満たすように構成され、前記関数Ｐｇは、前記潤滑流体溜まり部の開口部の隙間形状を略円管状としたとき、次に示す式（１３）によって表され、
【数３】
2009144849.tif 000005
【００２４】
前記関数Ｐｔは、前記スラスト軸受面の隙間形状を略薄板円板状としたとき、次に示す式（１６）によって表されるものである。
【数４】
2009144849.tif 000006
【発明の効果】
【００２５】
以上のように本発明によれば、従来とは異なる新たな設計思想に基づいて、必要な軸受要求性能を満足でき、かつ間欠寿命の長いスラスト軸受を備えた流体軸受式回転装置を提供することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２６】
以下に、本発明の流体軸受式回転装置およびそれを備えた情報記録再生装置の一実施の形態について、図を用いて詳細に説明する。
【００２７】
（実施の形態１）
＜流体軸受式回転装置１５の構成＞
図１は本発明の実施の形態１における流体軸受式回転装置の断面図を示す。
【００２８】
図１に示すように、本実施形態の流体軸受式回転装置１５は略中空円筒状のスリーブ１、略円柱状の軸２、略円板状のスラスト板４、オイル等の潤滑流体５、ベース６、有天円筒形状のハブロータ７、コイルが巻回され複数の突極を外周側に有するステータ８および中空円筒状のロータ磁石９を備えている。
【００２９】
軸２は、略円板状のフランジ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の一端側に設けられた凹部１Ｄに収納されている。ここで、フランジ３は、軸２と一体に加工されていてもよい。
【００３０】
また、潤滑流体５はオイルのみならず、高流動性グリスまたはイオン性液体等であってもよい。
【００３１】
そして、軸２の周方向の外周面またはスリーブ１の軸受穴１Ｃの内周面の少なくともいずれか一方には、ヘリングボーン形状などのラジアル動圧発生溝１Ａ，１Ｂが形成され、ラジアル軸受が形成されている。一方、フランジ３のスリーブ１との軸線方向の対向面およびフランジ３とスラスト板４との軸線方向の対向面には、スラスト動圧発生溝３Ａ，３Ｂが形成され、スラスト軸受が形成されている。
【００３２】
ここで、フランジ３とスリーブ１とのいずれかの軸線方向の対向面に形成されるスラスト動圧発生溝３Ａには図２に示すヘリングボーンパターン（魚骨状パターン）の溝が主に使われるが、図３に示すスパイラルパターン（渦状パターン）の溝であってもよい。また、フランジ３とスラスト板４とのいずれかの軸線方向の対向面に形成されるスラスト動圧発生溝３Ｂは主に図３に示すスパイラルパターンの溝が使われるが、図２に示すヘリングボーンパターンの溝であってもよい。
【００３３】
スラスト板４は、スリーブ１にカシメや接着またはカシメ接着、さらには溶接等により固着されている。
【００３４】
そして、スリーブ１の凹部１Ｄの他方の開口部には、図１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段状の潤滑流体（オイル）溜まり１Ｅが形成されている。この潤滑流体溜り１Ｅは、軸受穴１から開口部に向かって拡径するテーパ状であってもよい。
【００３５】
また、図１に示す各動圧発生溝１Ａ，１Ｂ，３Ａ，３Ｂの付近の軸受隙間は、少なくとも潤滑流体５によって充填されている。
【００３６】
ハブロータ７は、軸２に圧入や接着または圧入接着さらに溶接等で固定されており、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が固定されている。
【００３７】
一方、ベース６には、スリーブ１が圧入、接着、カシメ、溶着などによって固定されており、ステータ８がロータ磁石９に対向し、所定の隙間を有した状態でベース６に固定されている。
【００３８】
そして、通常、ポンピング圧力が発生しない静止時には、軸２、フランジ３、ハブロータ７等で構成される回転部がロータ磁石９の磁力などによってベース６に向かって吸引されるように構成されている。例えば、ベース６が磁性体である場合は、ロータ磁石９の端面とベース６で漏れ磁路を形成して吸引力が発生する。一方、ベース６が非磁性体の場合は、ロータ磁石９の端面に対向するベース６上の位置に図示しない磁性体の吸引板が設置されて吸引力が発生する。
【００３９】
＜流体軸受式回転装置１５の動作＞
次に、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。
図１に示す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、ディスクを押圧してハブロータに固定するためのクランパー１１、およびクランパー１１を固定し前記押圧力を発生させるためのネジ１３とともに回転を開始する。（以下、これらを回転部と称する。）
この回転により各動圧発生溝１Ａ，１Ｂ，３Ａ，３Ｂでは潤滑流体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。
【００４０】
これにより、軸２等から構成される回転部が浮上し、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によって、ディスク１０に対してデータや情報などの記録再生を行うことができる。
【００４１】
＜流体軸受式回転装置１５に関する技術思想および関数の定義＞
ここで、本発明の流体軸受式回転装置１５に関する技術思想および関数の定義について説明する。
【００４２】
本実施形態の流体軸受式回転装置１５は、以下に示す関数Ｆ６、関数Ｆ７を導入し、これらの関数がそれぞれ従来の技術とは異なる範囲となるものである。
【００４３】
まず、関数Ｆ６は次に示す式（１）によって表される。
【数５】
2009144849.tif 000007
【００４４】
また、関数Ｆ７は、次に示す式（４）によって表される。
【数６】
2009144849.tif 000008
【００４５】
以下に上記の数式を導出した根拠について説明する。
【００４６】
流体軸受式回転装置１５のスラスト軸受の長寿命化について、必要な軸受要求性能を満足でき、かつ適正な間欠寿命回数の保証を達成していく事は困難性が高い技術課題である。
【００４７】
この課題解決には、まず（１）摩耗の要因を明らかにし、次に（２）摩耗のメカニズムを推定し、これらの仮説（推定メカニズム）を実験データにより検証していく必要がある。そして、仮説を検証する事でメカニズムが明らかになり、同時にスラスト軸受の間欠寿命回数を表わすことが可能な（３）新しい理論式、または関数を導き出すことが可能になり、その次に課題解決方法または良好な構成条件が明らかにすることができる。
【００４８】
そこで、まずスラスト軸受の摩耗要因を以下のように整理し、明らかにした。
【００４９】
［スラスト軸受の摩耗要因］
１）スラスト軸受の摩耗要因：フランジ浮上量、浮上開始回転数、スラスト方向荷重、
材質、加工精度不足、摩耗粒子排出、軸受面積、
潤滑流体充満率（スラスト動圧軸受面が潤滑流体で充満される面積比率（％）である。気泡の混入等により油膜切れが生じていない程度が望ましい。）
２）潤滑流体充満率の因子：潤滑流体性能、粘度、潤滑流体漏れ、
毛管圧力差（圧力差があれば気泡が排出されやすい。）
３）その他要因：温度等。
【００５０】
これらの要因の組み合わせによって、スラスト軸受面の浮上開始回転数や寿命が決まるものと考えられる。
【００５１】
なお、ここで流体軸受装置の要求性能であるスラスト軸受の寿命について、７０°Ｃにおける間欠起動試験（回転２０秒間；停止７０秒間＝９０秒/回）を行い、スラスト軸受面に摩耗が発生して起動できなくなるまでの起動回数を間欠寿命と定義した。
【００５２】
次に、上記の要因からスラスト軸受の摩耗メカニズムについて以下の６つの点が推定できる。
【００５３】
ａ）スラスト軸受は、摩耗粉が発生し軸受隙間に蓄積し凝着することで回転が不能にな
り寿命に至る。
【００５４】
ｂ）スラスト軸受摩耗は、浮上型流体軸受の起動時と停止時に接触する時に発生する。
【００５５】
ｃ）スラスト軸受摩耗は、浮上開始回転数を充分に小さくすれば軸受面が擦れてもある
程度は摩耗粒子の発生量を極小にできると推定できる。
【００５６】
ｄ）スラスト軸受の浮上開始回転数は、軸受対向面間の表面粗さ、平面度、ソリ等が、
軸受部品の機械加工誤差により定まるが、これらの完全な浮上を阻害する要因の量（以下、「浮上阻害要因高さ」と称する。）以上に浮上力が発生できる回転数まで上がった時に接触が解かれてスラスト軸受面は浮上を開始する。ここで、現実的には浮上阻害要因高さは１μｍ以上である。
【００５７】
ｅ）浮上阻害要因高さは、スラスト軸受面のうねりや傾斜が主要因であるが、スラスト
軸受面の直径が傾斜量に比例すると共に浮上開始回転数に関係する。
【００５８】
ｆ）スラスト軸受における摩耗粒子の発生量は寿命に影響するが、さらに加えて、軸受
面積の広さで寿命への影響が薄められると仮定できる。
【００５９】
上記のごとく推定した摩耗メカニズムを整理すると、摩耗が発生しにくい条件として、以下の７つの仮説が成り立つ。そして、それぞれの仮説に必要な関数を以下のように定義した。
【００６０】
仮説１：７０°Ｃでのスラスト軸受浮上高さを示す関数を一定以上に保つこと。
【００６１】
仮説２：７０°Ｃでのスラスト浮上開始回転数を示す関数Ｆ２を一定以下に保つこと。
【００６２】
仮説３：（関数Ｆ２×スラストロータ重量）を示す関数を一定以下に保つこと。
【００６３】
仮説４：（関数Ｆ２×スラスト総荷重）を示す関数を一定以下に保つこと。
【００６４】
仮説５：関数Ｆ５（≡関数Ｆ２/軸受面積）を一定以下に保つこと。
【００６５】
仮説６：摩耗量関数Ｆ６（≡関数Ｆ２×軸受半径）を一定以下に保つこと。
【００６６】
この仮説６は、スラスト軸受面の直径が傾斜量に比例すると共に浮上開始回転数に      
関係すると仮定したものである。
【００６７】
仮説７：摩耗影響関数Ｆ７（≡関数Ｆ２×軸受半径／軸受面積）を一定以下に保つこと。
【００６８】
この仮説７は、第１の仮説にもとづく理論で発生した摩耗粒子は、軸受面積の
広さで寿命への影響が薄められると仮定したものである。
【００６９】
［理論式の導出］
そして、上記の仮説（スラスト軸受の摩耗メカニズムの推定）を実験データによって検証し、理論式を導出した。
この理論式の導出に先立って上記１〜７の仮説と実際の間欠寿命との相関を調査したが、仮説２については小さな相関が認められ、仮説６及び仮説７はスラスト流体軸受の寿命との相関が極めて大きいことが確認できた。一方、仮説１、仮説３、仮説４、仮説５については相関が極めて小さいことが確認できた。
ここで、関数Ｆ２、関数Ｆ６、関数Ｆ７について、図４、図５、図６を用いて詳細に説明する。
【００７０】
図４は、関数Ｆ２とスラスト軸受の間欠寿命の関係を表したグラフである。図４において関数Ｆ２とスラスト軸受の間欠寿命の関係は小さな相関が見られる。しかしながら十分な相関があるとは言えず、Ｆ２の関数を一定値以下にするだけではスラスト軸受の間欠寿命を十分に長寿命にすることはできなかった。これはスラスト軸受の耐摩耗性は浮上回転数以外に多くの影響因子があるので、他の影響因子を考慮した新たな関数を定義することが、長寿命なスラスト軸受を実現するためには必要であることを意味している。
【００７１】
次に、図５は、関数Ｆ６とスラスト軸受の間欠寿命の関係を表したグラフである。
【００７２】
図５は実際に設計製作した現物の流体軸受式回転装置の関数Ｆ６の値と、間欠寿命との関係をプロットして相関を求めたものである。これにより、関数Ｆ６とスラスト軸受の間欠寿命の間に十分な相関が得られることが確認できた。すなわち、関数Ｆ６の値が１．２の場合を境に間欠寿命は著しく変化していることが明確に表れている。したがって、流体軸受式回転装置においてスラスト軸受の間欠寿命を予測するためには、関数Ｆ６をスラスト軸受の耐摩耗性の評価尺度として、新たな関数として定義することは有効であることが確認された。
【００７３】
ここで、関数Ｆ６が示すスラスト軸受の間欠寿命の臨界点、すなわちＦ６が１．２の場合の実際の物理現象との関係について説明する。
【００７４】
耐摩耗性の評価尺度を意味するこの関数Ｆ６は、前述したように実際に設計製作した現物の流体軸受式回転装置の間欠寿命の相関を確認したものであり、図５に示すようにＦ６の数値が大きすぎれば軸受面は異常摩耗領域、適切であれば正常摩耗領域または無摩耗領域にあると考察できる。無摩耗領域とは、軸受面に加えられる表面応力が軸受を形成している材料の弾性限度内であり、極めて摩耗しにくい状態である。
【００７５】
より具体的に言えば、図５において、関数Ｆ６の数値が１．２あたりで１つの屈曲点が見られ、関数Ｆ６の値が１．２を越える領域では流体軸受式回転装置の間欠寿命が著しく短くなることが確認できた。これは、関数Ｆ６が１．２以下ではスリーブ１または軸２の表面において、正常摩耗（ブレイクイン摩耗や、ラビング摩耗）を生じて良好な潤滑が行なわれるが、１．２を越える領域では摩耗の形態が変わり、異常摩耗（シビヤ摩耗等）になっているものと考察できる。この現象は、関数Ｆ６が１．２以下では、軸受表面の面圧が非常に小さくなり、スリーブ１及び軸２の軸受を形成している材料の弾性限度内に収まるために、実質的には摩耗量がほぼゼロで半永久的とも言える間欠寿命の運転に耐える状態にできるものと考察できる。よって以下、関数Ｆ６を摩耗量関数と称する。
【００７６】
このように、本実施形態１の流体軸受式回転装置は前記関数Ｆ６の値が、Ｆ６≦１．２になるように構成することにより、間欠寿命の長いスラスト軸受を得られることがわかる。
次に図６は、関数Ｆ７とスラスト軸受の間欠寿命の関係を表したグラフである。図６は実際に設計製作した現物の流体軸受式回転装置の関数Ｆ７の値と、その間欠寿命との関係をプロットして相関を求めたものである。これにより、関数Ｆ７とスラスト軸受の間欠寿命の間に十分な相関が得られることが確認できた。すなわち、関数Ｆ７の値は７×１０＾４の場合を境に間欠寿命は著しく変化していることが明確に表れている。したがって、流体軸受式回転装置においてスラスト軸受の間欠寿命を予測するためには、上記の関数Ｆ７をスラスト軸受の耐摩耗性の評価尺度として、新たな関数として定義することは有効であることが確認された。
【００７７】
ここで、摩耗量とその影響を意味するこの関数Ｆ７は、前述したように実際に設計製作した現物の流体軸受式回転装置の間欠寿命の相関を確認したものであり、図６に示すように関数Ｆ７の数値が大きすぎれば軸受面は異常摩耗領域、適切であれば正常摩耗領域または無摩耗領域にあると考察できる。無摩耗領域とは、軸受面に加えられる表面応力が弾性限度内であり、極めて摩耗しにくい状態である。そして、以下、関数Ｆ７を摩耗影響関数と称する。
【００７８】
このように、本実施形態１の流体軸受式回転装置は、前記関数Ｆ７の値が、Ｆ７≦７×１０＾４になるように構成することにより、間欠寿命の長いスラスト軸受を得られることがわかる。
【００７９】
さらに、図７は前出した関数Ｆ６および関数Ｆ７に対する軸受摩擦トルク比率（すなわち、損失である軸受摩擦トルクを従来軸受と比較したもの）を表したグラフである。例えば、摩耗量を小さくしようとすると潤滑流体粘度を大きくすればよく、関数Ｆ６は前出の数式からわかるように小さくなるが、そのことにより軸受の摩擦トルクは大きくなることを表している。
【００８０】
本実施形態１の流体軸受式回転装置１５は、図７に示すように、関数Ｆ６とスラスト軸受の軸受摩擦トルク比率は相関関係を示しており、関数Ｆ６が０．５以下では軸受摩擦トルク比率は急激に大きくなり軸受性能を悪化させることがわかる。これは潤滑流体の低温での粘度増加率が急に大きくなる等の理由と考えられる。したがって、図５の結果と図７の結果から導き出せるように、０．５≦Ｆ６≦１．２がより好適な流体軸受の構成範囲であり、従来には無い新たな技術思想で構成された範囲である。
【００８１】
さらに、関数Ｆ７とスラスト軸受の軸受摩擦トルク比率も相関関係を示しており、関数Ｆ７が２．５×１０＾４未満では軸受摩擦トルク比率が大きくなり軸受性能を著しく悪化させることがわかる。したがって、２．５×１０＾４≦Ｆ７≦７×１０＾４がより良好な構成範囲であり、従来には無い新たな技術思想で構成された範囲である。
【００８２】
以上の本実施形態１の流体軸受式回転装置１５における関数Ｆ６及び関数Ｆ７の具体数値の一例を以下の表１に示す。
本発明事例Ａ、Ｂは、ともに０．５≦Ｆ６≦１．２、かつ２．５×１０＾４≦Ｆ７≦７×１０＾４となるように構成されていることがわかる。
【００８３】
【表１】
2009144849.tif 000009
表１中の記号は、前述の数式および図２、図３に準拠している。
【００８４】
以上のように関数Ｆ６（摩耗量関数）、関数Ｆ７（摩耗影響関数）という新たな関数を定義しこれらの数値を従来とは異なる一定の範囲に構成することで、必要な軸受要求性能を満足でき、かつ間欠寿命の長いスラスト軸受を備えた流体軸受式回転装置を提供することができる。なお、これらの関数Ｆ６および関数Ｆ７をまとめて、スラスト軸受寿命相当関数と称する。
【００８５】
［毛管圧力関数の導出］
次に、毛管圧力関数の導出について、図８、図９、図１０、図１１、図１２を使って説明する。
【００８６】
スラスト軸受寿命相当関数である関数Ｆ６、関数Ｆ７はいずれもスラスト軸受隙間に潤滑流体が完全に充満されている事が、これらの関数を適用できる前提条件である。
【００８７】
図８の流体軸受式回転装置において、スラスト動圧発生溝３Ａ、３Ｂを含む軸受隙間に、気泡が混入して潤滑流体に膜切れ（油膜欠如）が生じると、関数Ｆ６、関数Ｆ７は成立しない場合が生じ、多くの場合は摩耗が多量に発生し、スラスト軸受の間欠寿命が短くなる。
【００８８】
また、図９は、図８におけるスラスト軸受面の最大隙間Ｔ部（スラスト方向のガタ量に相当し、Ｔ＝ｔ１＋ｔ２で表される。）と潤滑流体溜まり部の開口部の最大隙間Ｇ部の毛管圧力を説明するために軸受隙間を模式的に表わした説明図である。
【００８９】
ここで、図１０に示すように、スラスト軸受面の最大隙間Ｔ部の毛管圧力関数をＰｔとし、潤滑流体溜まり部の開口部の最大隙間Ｇ部の毛管圧力をＰｇとすると、Ｐｔ＞Ｐｇの関係が成り立つように構成すれば、潤滑流体には毛管圧力により最大隙間Ｔ部に向けての流れが生じ、その反力で気泡２９は、軸受の開口端である最大隙間Ｇ部に向けて排出されて行く。その結果、スラスト動圧発生溝３Ａ、３Ｂにおいて潤滑流体に膜切れが生じにくく、良好な潤滑が行なえるので、先に述べた関数Ｆ６、関数Ｆ７の数値とスラスト軸受の間欠寿命の関係が、一層良好な相関関係となる。
【００９０】
そこで、本発明においては、前記スラスト軸受の最大隙間Ｔにおける毛管圧力関数をＰｔ、潤滑流体溜まりの開口部の最大隙間Ｇにおける毛管圧力関数をＰｇと規定すると、
Ｐｔ＞Ｐｇ
の関係を満たすように構成されている。
【００９１】
ここで、関数Ｐｇは、図８における隙間形状（潤滑流体溜り部の開口部形状）G部は図１１に模式的に示すように略円管状であるので、以下のように表される。
【数７】
2009144849.tif 000010
【００９２】
また、関数Ｐｔは、図８における隙間形状（スラスト軸受面の形状）T部は図１２に模式的に示すように略薄板円板状であるので、以下のように表される。
【数８】
2009144849.tif 000011
【００９３】
なお、図１、図８においては、図１２に示すＤｈの寸法はゼロである。
【００９４】
このように、上記  Ｐｔ＞Ｐｇという条件を満たすことで、潤滑流体が毛管圧力差によって、潤滑流体溜まりの開口部からスラスト軸受面に移動しようとする力が得られ、スラスト軸受隙間に潤滑流体を完全に充満させる事が可能である。
【００９５】
また、毛管圧力に関する関数を規定し、これに一定の関係を持たせることの相乗効果で、さらにスラスト軸受隙間における油膜切れがなくなり、これらの相乗効果は絶大であることがわかる。従って、毛管圧力関数とスラスト軸受寿命相当関数の両者を満たす流体軸受式回転装置を構成すことにより、より好適な流体軸受装置が提供可能になる。
【００９６】
以下の表２、表３に、具体的な発明事例を示す。
いずれも前記スラスト軸受の最大隙間Ｔ，潤滑流体溜まりの開口部の最大隙間Ｇにおける毛管圧力関数をＰｔ，Ｐｇとすると、Ｐｔ＞Ｐｇの関係を満たすように構成されている。
【００９７】
本発明事例におけるＰｔ、Ｐｇの具体的な数値は以下のとおりである。
【００９８】
【表２】
2009144849.tif 000012
【００９９】
【表３】
2009144849.tif 000013
これにより、本発明の流体軸受式回転装置は、スラスト軸受の間欠寿命に対して厳しい環境である高温の使用条件でもスラスト軸受において異常な摩耗が発生しないため、ディスク回転装置等の民生用機器やさらには車載用機器に必要とされる高い信頼性を有する流体軸受式回転装置が提供できる。
【０１００】
ここで、式（１０）の中に示される、ｒｇは、潤滑流体溜まり部の開口部の隙間形状であり、すなわち、スリーブ１の開放端近傍に位置する気液境界面における潤滑流体膜厚を示している。
【０１０１】
また、図８に示す流体軸受式回転装置の開口部において、潤滑流体が漏れ出ないように軸受シール部を形成するスリーブ部材、あるいは、軸の周面（以下、軸受シール面と示す。）は、スリーブ１の開放端側に向かって隙間が広くなる方向に傾斜している。（図８の寸法Ｄｏで示される内径部のため、図では傾斜は識別できないが）このとき、スリーブ１の開放端近傍に位置する気液境界面も軸方向に対して略垂直に形成されず傾斜して形成される場合もある。従って、内外軸受シール面が互いにαの角度を有する場合においては、内外軸受シール面の二等分線も傾斜する（α／２）場合があり、このとき、例えば、式（８）を厳密に表現すれば、以下に示される式（８ｂ）のようになる。
【０１０２】
Ｆｇｏ＝π×Ｄｏ×γ×ｃｏｓθ×ｃｏｓ（α／２）      ・・・（８ｂ）
ところが、上記軸受シール面の角度αは、大きくても２０度程度であり、これによる気液境界面の傾きも１０度程度である。このとき、ｃｏｓ（α／２）≒０．９８５であることから、式（２）において軸受シール面の角度αの影響は無視できる程度に小さいと考えられる。
【０１０３】
具体的な実施例としては、例えば、軸２は直径が２．０ｍｍから６．０ｍｍであり、回転数は３６０ｒｐｍから１５０００ｒｐｍまでの範囲で設計している。スリーブ１の内周面は軸受穴になっており通常は２ケ所のラジアル軸受面を有しているが、軸受穴の長さは３．０ｍｍから２０ｍｍの範囲である。軸２またはスリーブ１が回転するとき、回転側には回転負荷が加わるが、軸受１ケ所当たりに加わる負荷は３００グラム（約２．９４ニュートン）以下である。本発明は、これら多くの設計パラメータがある中で、摩耗が生じにくいスラスト軸受を新たな設計値の相乗効果によって実験事実に基づいて発明したものである。
【０１０４】
以上、本実施の形態によれば、関数Ｆ６、関数Ｆ７という新たな関数を定義し、これらの数値を従来とは異なる一定の範囲に設計することで、始めてスラスト軸受の耐摩耗性向上を、効率良く達成できる新たな流体軸受式回転装置を提供することができる。
【０１０５】
また、毛管圧力に関する関数を規定し、これを一定の数値にすることの相乗効果でさらにスラスト軸受隙間における潤滑流体切れ（油膜切れ）を防止でき、これらの相乗効果が絶大であるために良好な流体軸受式回転装置が提供可能になる。
【０１０６】
そして、これら本発明に係る流体軸受式回転装置を搭載した情報記録再生装置によれば、性能や品質の低下を招くことなく、情報記録再生装置を長寿命化することができる。
【０１０７】
（実施の形態２）
＜流体軸受式回転装置３０の構成＞
図１３は本発明の実施の形態２の流体軸受式回転装置３０の構成を示す断面図である。
【０１０８】
流体軸受式回転装置３０は、図１３に示すように、スリーブ２１、軸２２、スラスト板２４、オイル等の潤滑流体２５、ベース２８を備えており、実施の形態１と異なる点は、スリーブ２１の開口側にはスリーブ２１またはベース２６に固定されたキャップ２６が取り付けられ、潤滑流体２５が溜められ、スリーブ２１には、連通路２１Ｇが形成されている点である。
【０１０９】
なお、連通路は例えばドリル加工で連通孔が形成される。
【０１１０】
＜流体軸受式回転装置３０の動作＞
ここで、以上のような構成を備えた軸受装置３０の動作について図１３を用いて実施の形態１と異なる点について説明する。
【０１１１】
本実施形態２の流体軸受式回転装置３０において流体軸受式回転装置内部で発生した空気または蓄積した空気２９は、軸方向に非対称に形成された動圧発生溝２１Ａによって、図中の下向き矢印方向に潤滑流体２５がフランジ２３に向かう循環力を受け、移動する。その後、連通孔２１Ｇを図１３の下から上に通過してカバー２６とスリーブ２１で形成された潤滑流体貯留部２９に移動する。そこでカバー２６の内部に形成された外周から内周に向かって軸方向隙間が小さくなる毛管圧力を利用した気液分離構造によって空気２９が分離され、排気穴２６Ｃから排出される。そのため、空気が常に排出されるので、動圧発生溝２１Ａ，２３Ａ，２３Ｂでは潤滑膜が欠如しない。また、気液分離機構によって空気２９と分離された潤滑流体２５は、再び軸２２とスリーブ２１で形成されるラジアル軸受隙間に環流し、上記の循環ループを循環する。
【０１１２】
＜スラスト軸受寿命相当関数、毛管圧力関数の適用＞
また、流体軸受式回転装置３０における、スラスト軸受寿命相当関数である関数Ｆ６、Ｆ７、毛管圧力関数であるＰｇ、Ｐｔの適用方法は、実施の形態１と同じであるので詳細の説明は省略する。
【０１１３】
本発明の流体軸受式回転装置においても、軸受寿命に対して厳しい環境である高温の使用条件でも異常な摩耗が発生しないため、ディスク回転装置等の民生用機器やさらには車載用機器に必要とされる高い信頼性を有する流体軸受式回転装置を提供できる。
【０１１４】
（実施の形態３）
＜軸受装置４０の構成＞
図１４は実施の形態３の流体軸受式回転装置４０の構成を示す断面図である。
【０１１５】
本実施形態の流体軸受式回転装置４０において実施の形態１と異なる点を以下に説明する。
【０１１６】
図１４に示すように、ホルダー３８に固定されたスリーブ３１、を備えており、スリーブ３１とホルダー３８によってフランジ３３側に形成される凹部３１Ｃにフランジ３３が収納されている。
【０１１７】
スリーブ３１の開口側にはスリーブ３１とハブロータ３７の円筒部３７Ｂとの間の隙間に潤滑流体３５が蓄えられ、少なくとも動圧発生溝３１Ｂ、３１Ｅ、３８Ａは潤滑流体３５で充填されている。
【０１１８】
そして、ホルダー３８とスリーブ３１のいずれか一方には連通路３１Ｇが形成されている。なお、連通路は例えばスリーブ３１の外周に溝加工を施し、ホルダー３８と組合せて連通溝を形成してもよい。
【０１１９】
＜軸受装置４０の動作＞
以上のような構成を備えた軸受式回転装置４０の動作について実施の形態１と異なる点を説明する。
【０１２０】
本実施形態の流体軸受装置４０では、軸受内部で発生した空気または蓄積した空気３９は、軸方向に非対称に形成された動圧発生溝３１Ａ、３１Ｂによって、図中の下向き矢印方向に潤滑流体３５がフランジ３３に向かう循環力を受けるとともに、移動する。その後連通路３１Ｇを図中下から上に通過してハブロータ３７とスリーブ２１で形成された潤滑流体貯留空間に移動する。そこに移動した空気３９は、起動時等の潤滑流体が大きく移動するタイミングでスラスト動圧発生溝３８Ａを通過し、外部に排出される。そのため、軸受隙間の空気が移動し排出されるので、動圧発生溝３１Ａ、３１Ｂ、３８Ａ、３１Ｅでは潤滑膜が欠如する可能性を下げることができる。また、空気３９と分離された潤滑流体３５は、再び軸３２とスリーブ３１で形成されるラジアル軸受隙間に環流し、上記の循環ループを循環する。
【０１２１】
＜スラスト軸受寿命相当関数、毛管圧力関数の適用＞
また、流体軸受式回転装置４０における、スラスト軸受寿命相当関数である関数Ｆ６、Ｆ７、毛管圧力関数であるＰｇ、Ｐｔの適用方法は、実施の形態１と類似しており、実施の形態１と異なる点を以下に示す。
【０１２２】
図１４に示すように、スラスト軸受面は中空円板形状であるため、その外径が記号Ｄｔ，内径は記号Ｄｈで表わされる。これを模式的に表したものが図１２である。
【０１２３】
ここで、毛管圧力関数Ｐｔは以下のように表される。
【数９】
2009144849.tif 000014
【０１２４】
なお、図１４に示す実施の形態３ではスリーブは、ホルダー３８とスリーブ３１から構成しているが、例えば、これらは分割せずに一体に製作してもよい。
【０１２５】
これにより、本発明の流体軸受式回転装置は、軸受寿命に対して厳しい環境である高温の使用条件でも異常な摩耗が発生しないため、ディスク回転装置等の一般の民生用機器やさらには車載用機器に必要とされる高い度な信頼性を有する流体軸受式回転装置を提供できる。
【０１２６】
ここで、以下の点は上記の本発明の実施の形態１〜３に共通している。
【０１２７】
まず、図８、図１３、図１４に示す本発明の実施の形態１〜３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。
【０１２８】
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。
【０１２９】
また、スリーブ１の材質は鉄を９０％以上含む焼結合金、鉄を９０％以上含む焼結合金の表面に四酸化三鉄または三酸化二鉄の皮膜を形成した材料を用いたものでも良く、これによれば、所定の耐摩耗性能が得られる。
【０１３０】
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ものである。また、軸２の表面粗さについては、０．０１〜０．２μmの範囲内に加工することで所定の耐摩耗性が得られる。
【０１３１】
なお、これら表面粗さの測定方法としては、一般的に算術平均粗さ（カットオフ値の設定は０．２５ｍｍ）、または１０点平均粗さと呼ばれる方法で表面粗さ計を用いて測定するが、本実施形態においては算術平均粗さを用いた。
【０１３２】
また、スリーブ１や軸２の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、本発明で定義したスラスト軸受寿命相当関数Ｆ６、Ｆ７においては、これらについては考慮しないものとする。
【０１３３】
次に、オイル等の潤滑流体５、２５、３５の粘度値の求め方について説明する。
まず、少量の潤滑流体がオイルである場合は、この潤滑流体を、図示しないガスクロマトグラフィ−という分析装置でオイルの組成を調べ、得られた組成からオイルの種類を特定する。このようにオイルの種類が判明すれば、次に文献（潤滑油の基礎と応用（Principle of Application to Lubricating Oil）著者：小西誠一、出版：コロナ社）の第３１１ページから３１３ページに示されるデータを用いて、判明したオイルの種類から４０°Ｃと１００°Ｃにおけるオイルの粘度を求めることができる。例えば、オイルの種類が二塩基酸エステルという事が分析装置により判明すればそのオイルの粘度は４０°Ｃで７．４〜１０．４（Ｃｓｔ：センチストークス）、１００°Ｃでは１．９〜２．３（Ｃｓｔ）であるから、７０°Ｃにおける粘度は約３．９（Ｃｓｔ）であることが分かる。
【０１３４】
次に、これらオイル等の潤滑流体５、２５、３５の比重の一般値は、エステルオイルでは約０．９、シリコンオイルでは約１．４、フッソオイルでは約１．８であり、二塩基酸エステルの比重は約０．９である事がわかっているので、オイルの７０℃における絶対粘度は：３．９（Ｃｓｔ）×０．９＝３．５１（センチポアズ）であり、これを単位変換すると、絶対粘度＝０．００３５１ [Ｎ・Ｓ／ｍ＾２]であることが求められる。
【０１３５】
なお、実験によれば、潤滑流体の粘度値はいくらであっても、先に述べた数式により、流体軸受として好ましいスラスト軸受寿命相当関数（Ｆ６、Ｆ７）の値を有する流体軸受式回転装置を実現することは可能である。しかしながら、７０°Ｃにおける潤滑流体の粘度が大きすぎる場合は、低温での回転トルクが重くなり良好な性能が得られない場合があった。そこで好適な範囲として求めた潤滑流体の粘度は、２〜６（Ｃｓｔ）の範囲である。
【０１３６】
（他の実施の形態）
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。以下に（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）の他の実施形態について説明する。
【０１３７】
（Ａ）
上記の実施形態では軸とスリーブの間の隙間に、非圧縮性流体であるオイル等の潤滑流体を注入した例を説明したが、これに限るものではなく、この隙間に空気等の圧縮性の気体が流入する気体軸受についてもほぼ同様の確認結果を得ている。この場合、気体の絶対粘度をあたかも非圧縮性流体を扱うかの様に潤滑流体粘度ηをＩ＝０．００００１（気体粘度相当定数と称する。）とすれば図６に示す様に、間欠寿命の実績値と一致しており、流体軸受式回転装置の間欠寿命が予測できる。
【０１３８】
（Ｂ）
上記の実施形態では、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。
【０１３９】
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流体軸受式回転装置に対して本発明を適用することも可能である。
【０１４０】
（Ｃ）
上記の実施形態では、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。
【０１４１】
例えば、図１５に示すように、上記構成を有する流体軸受式回転装置１５、３０、４０を搭載しており、記録ヘッド１６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情報記録再生装置１００に対して本発明を適用することもできる。
【０１４２】
即ち、本発明の流体軸受式回転装置をハードディスク記録再生装置１００に適用した場合、軸受部に摩耗が発生しないばかりでなく、他の特徴も得ることができた。例えば、本発明の実施の形態においては、ディスクの１０の面振れや、振れまわりが少なく、高密度な記録を実現することが可能になる。
【０１４３】
また、同様にハードディスク記録再生装置１００に本発明の流体軸受式回転装置を組み込んだ場合、装置１００内の温度上昇が少なく抑えられ、磁気ディスク１０と記録ヘッド１６の間で行われる記録再生にほとんど温度変化を与えない様になった。またこのように装置１００内の温度上昇が少ないため、流体軸受式回転装置に用いられている潤滑流体５が高温に曝されて蒸発し消失する危険性がなくなり、高品質の記録再生装置１００が得られる。
【０１４４】
（その他の効果について）
また、実施の形態１〜３およびその他の実施の形態に共通するその他の効果について以下に説明する。
摩耗量関数Ｆ６については、Ｆ６の値を１．２以下にすれば、上記に説明したようにスラスト流体軸受の間欠回転寿命が良くなるが、その後の評価により、本発明の目的である耐摩耗性向上効果意外にも、以下に示す他の２つの効果が同時に得られることが確認できた。
１）図１６において図表の縦軸は流体軸受回転装置の性能の一つである、ラジアル流体軸受の非再現性振れ成分（一般的にはＮＲＲＯと称する）の１０００時間運転後の性能劣化率をパーセントで表示している。図に示すように非再現性振れ成分の性能劣化率は、関数Ｆ６との相関が認められ、Ｆ６の値が１．２以下では性能劣化が少ないことが認められた。
２）図１７において、縦軸は本流体軸受式回転装置のスラスト流体軸受部の、回転中の浮上高さの１０００時間運転後の減少率をパーセントで表わしたものである。このようにスラスト流体軸受の浮上高さも関数Ｆ６が１．２以下であれば、減少が少なく、長期に十分な浮上高さを維持できることが確認できた。
【０１４５】
また、図１６と図１７からわかるように、摩耗量関数Ｆ６の値は、単にスラスト軸受の寿命が長くなる効果だけでなく、軸受接触時に発生する発熱が防止され、スラスト軸受に隣接するラジアル軸受についても発熱や熱劣化が抑制される付随効果を発揮し、ラジアル軸受とスラスト軸受の双方の性能が長期に維持できるものと考察される。
【産業上の利用可能性】
【０１４６】
本発明によれば、軸受寿命に対して厳しい環境である高温の使用条件でも異常な摩耗が発生しないため、高い信頼性を有する流体軸受式回転装置が構成でき、実質的には摩耗量がほぼゼロで半永久的とも言えるような、特殊用途に使用可能の流体軸受式回転装置が構成可能になるのでディスク回転装置等の民生用機器やさらには車載用機器として有用である。
【図面の簡単な説明】
【０１４７】
【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のスラスト動圧溝パターンの平面図
【図３】流体軸受式回転装置のスラスト動圧溝パターンの平面図
【図４】本発明の流体軸受式回転装置における関数Ｆ２とスラスト軸受間欠寿命の相関図
【図５】本発明の流体軸受式回転装置における関数Ｆ６とスラスト軸受間欠寿命の相関図
【図６】本発明の流体軸受式回転装置における関数Ｆ７とスラスト軸受間欠寿命の相関図
【図７】流体軸受式回転装置の関数Ｆ６、Ｆ７と軸受摩擦トルク比率の関係を示す図
【図８】本発明の実施の形態１に係る流体軸受式回転装置の構造を示す断面図
【図９】流体軸受装置の毛管圧力関数の原理解説図
【図１０】流体軸受装置の毛管圧力差を表す図
【図１１】流体軸受装置の毛管圧力関数計算モデルの解説図
【図１２】流体軸受装置の毛管圧力関数計算モデルの解説図
【図１３】本発明の実施の形態２に係る流体軸受式回転装置の構造を示す断面図
【図１４】本発明の実施の形態３に係る流体軸受式回転装置の構造を示す断面図
【図１５】本発明の流体軸受式回転装置を備えた情報記録再生装置の断面図
【図１６】流体軸受式回転装置の関数Ｆ６と回転精度劣化率の関係を示す図
【図１７】流体軸受式回転装置の関数Ｆ６とスラスト浮上高さ減少率の関係を示す図
【図１８】従来の流体軸受式回転装置の主要構成部分の断面図
【符号の説明】
【０１４８】
１、２１、３１  スリーブ
１Ａ、１Ｂ、２１Ｂ、３１Ｂ  ラジアル動圧発生溝
１Ｃ、２１Ｃ、３１Ｃ  軸受穴
１Ｅ  潤滑流体溜まり
２、２２、３２  軸
３，２３、３３  フランジ
３Ａ、３Ｂ、２３Ａ，２３Ｂ，３１Ｅ、３８Ａ  スラスト動圧発生溝
４、２４、３４  スラスト板
５、２５、３５  潤滑流体
６、２６、３６  ベース
７、２７、３７  ハブロータ
８  ステータ
９  ロータ磁石
１０  ディスク
１１  クランパー
１２  スペーサ
１３  ネジ
１５、３０、４０  流体軸受式回転装置
【図１】
2009144849.tif 000020
【図２】
2009144849.tif 000021
【図３】
2009144849.tif 000022
【図４】
2009144849.tif 000023
【図５】
2009144849.tif 000024
【図６】
2009144849.tif 000025
【図７】
2009144849.tif 000026
【図８】
2009144849.tif 000027
【図９】
2009144849.tif 000028
【図１０】
2009144849.tif 000029
【図１１】
2009144849.tif 000030
【図１２】
2009144849.tif 000031
【図１３】
2009144849.tif 000032
【図１４】
2009144849.tif 000033
【図１５】
2009144849.tif 000034
【図１６】
2009144849.tif 000035
【図１７】
2009144849.tif 000036
【図１８】
2009144849.tif 000037