資料

動圧軸受（ＳＧＢ）の潤滑油漏れに関する研究
Research on Lubricant Leakage in Spiral Groove Bearing
荻本健治

T. OGIMOTO 高橋毅

T. TAKAHASHIIn recent years, bearings for spindle motor have been required of high rotating accuracy under high-speed rotation alongwith remarkable improvement of storage capacity and processing speed in digital devices. In order to comply with suchrequirement, Spiral Groove Bearing (SGB) has been adopted in the spindle motor.
Despite the excellent features, SGB has a practical problem of causing leakage of lubricant. Therefore, from theviewpoint of design, the critical issue is to establish certain countermeasure against the leakage.
This paper describes the analysis focused on the tapered radial clearance, which is the main cause of the leakage, andshows that it coincided with the experimental results.
Key Words: fluid dynamic bearing, radial clearance, lubricant leakage, spiral groove bearing

り潤滑流体（潤滑油）を軸受すきま内に保持し，外1．はじめに部からの潤滑油の供給がなくても完全な流体潤滑
近年，情報機器における記憶装置の記憶容量・状態（非接触状態）を保つことで，低騒音・低ＮＲ処理速度の向上は目覚しく，それに伴いスピンドＲＯが可能となる．また，油を潤滑流体にするこルモータの高回転精度・高回転速度化は著しく進とで，強いダンピング特性が得られ，耐衝撃・耐んでいる．
（一例のＨＤＤ：図1参照）

振動特性も兼ね備えている．
しかし，これら優れた特性を持ちながらも，実用上の問題として，しばしば，潤滑油が漏れ出す
ディスク

ヘッドという現象が起こり，その対策が設計の重要ポイントとなっていた．
特にＨＤＤへの適応においては，この潤滑油漏れ出しは磁気ヘッド・ディスクに対するコンタミネ−ションの発生であり，ならびに軸受性能劣化にも繋がり，スピンドルモータの致命傷となりかねなかった．
そこで本報では，Koyoにおいて解析した潤滑油漏れ出しのメカニズムと検証結果を報告する．

スピンドルモータ

図1

ＨＤＤ装置
HDD

2．潤滑油漏れのメカニズム
ＳＧＢは動圧溝のポンピング作用により，運転従来，スピンドルには転がり軸受が用いられて中は自己シールされる仕組みとなっている．にもきたが高回転速度化において，騒音・非繰り返しかかわらず，連続運転中に潤滑油の漏れ出しが確

回転精度（ＮＲＲＯ）・耐衝撃性・耐振動特性・コ認された．潤滑油の熱膨張ならびに姿勢変更，外ンパクト性の点で要求性能を満たすことが難しく部振動などによる潤滑油の動きはラジアル軸受部なってきた．と大気との間に設けたキャピラリ−シール部（毛このような要求に対応して，流体動圧軸受（Ｆ細管現象と表面張力を利用したシール機構）にてＤＢ），中でも高い回転精度が期待できる油を潤抑制される．それでもなぜ潤滑油が漏れるかにつ滑流体としたスパイラル溝軸受（ＳＧＢ）の適用がいては，軸受内部で設計上意図せぬ潤滑油の流れ進んでいる．

が発生しているからに他ならないと考えられた．

ＳＧＢの特徴は，動圧溝のポンピング作用によKoyo Engineering Journal No.165 (2004)

潤滑油に流れを生む要因はいくつかあるが，本65

−動圧軸受（ＳＧＢ）の潤滑油漏れに関する研究−

報では，最も顕著な作用として現れたラジアルすの表裏面にアキシアル軸受を形成し，挟み込みタきまの傾斜について考察する．図2にラジアルすイプの表裏とも同一仕様の動圧軸受を形成していきまの傾斜の概念を示す．ラジアルすきまが傾斜る．この動圧溝もヘリングボーン形状である．まするとラジアル動圧軸受の対称性がくずれ，すきた，上部ラジアル軸受から上端にかけてテーパ状まの狭い側の発生圧力がすきまの広い側の発生圧にすきまを広げたキャピラリーシール部を形成し力よりも高くなる．その発生圧力の差が，流れをている．

生む原因となる．

本来，ラジアルすきまの傾斜による潤滑油漏れを解析するのであればアキシアル動圧軸受を有さ3Rないラジアル動圧軸受のみを解析モデルとすべきであるが，数値解析において潤滑油の流れる力をP

Pそのまま潤滑油漏れ量に換算するためには，多くの仮定を設けなければならず，また検証実験における定量も難しい．
そこで，一端部（アキシアル動圧軸受側）を密閉構造とすることで，ラジアル動圧軸受の潤滑油の流れる力が，軸方向発生圧力（アキシアル動圧軸受4の発生圧力によらないアキシアル軸受部全体の雰

2P ≒ AgxR ／3R
P ：圧力
A ：係数
g ：流体の粘度
x ：回転角速度
R ：軸半径3R：軸受半径すきま囲気圧力）となり，アキシアル浮上量が変化することに着目した．すなわち，アキシアル軸受部全体の圧力が高くなればシャフトは，フランジ上下の投影面積差により上部に動き，アキシアル軸受部

図2 ラジアルすきま傾斜による潤滑油の流れ
Lubricant flow due to tapered radial clearance

全体の圧力が負圧になれば，同じ理由でシャフトが下部に吸い付く単純な現象を利用した．図4はこの現象の概略である．

3．解析モデル
潤滑油の流れ本報で用いたＳＧＢの構成を図3に示す．

キャピラリーシール部

シャフト

スリーブ

上側
ラジアル動圧溝（へリングボーン）
負圧

下側
シャフトフランジ

投影面積差による力の方向

加圧

図4 潤滑油の流れと投影面積差による力の方向
Lubricant flow and force direction due to differencein projection areas
したがって本モデルを使用することで，数値解

アキシアル動圧溝（へリングボーン）

スラスト板

図3 解析モデル
Analysis model

析が容易となり，かつ検証においても，直接潤滑油の漏れ量を測定するよりもアキシアル方向の変位として捕らえられるので，確実な測定が可能となる．詳細な軸受諸元を表1に示す．

このＳＧＢは軸回転型で，回転軸（シャフト）の上下２箇所にラジアル軸受部を設け，その動圧溝は対称型のへリングボーン形状を用いている．
そしてシャフトの底部端にフランジを設け，こ66

Koyo Engineering Journal No.165 (2004)

−動圧軸受（ＳＧＢ）の潤滑油漏れに関する研究−

表1 軸受諸元Specifications of analyzed SGB

5．検証手法解析したモデルに対して，ラジアル軸受の傾斜

ラ
ジ
アルア
キ
シアル

軸径：Ｄ

φ3.5mm溝タイプ

対称ヘリングボーン

溝深さ／すきま

１量とアキシアル変位量の関係を実験により定量することで解析結果の妥当性を検証した．

溝角度20°

上部の軸受幅／Ｄ0.9

図6にすきまの模式図を示す．軸受すきまはス下部の軸受幅／Ｄ0.7

リーブ内径とシャフト外径をそれぞれ測定した値（平均）すきまｈの差で求められるが，その傾斜は必ずしも直線的

軸受外径6.0mmではない．そこで軸受幅を７等分した位置での軸軸受内径4.0mm

受すきまをそれぞれプロットし，その最小二乗近溝タイプ

ヘリングボーン

似直線の傾きから傾斜量を算出することとし，溝溝深さ（表裏同じ）

0.006mm

中心位置のすきまを軸受の平均すきまとした．

溝角度

14°

溝本数

20本

すきま

0.014mm5.1

軸受すきま傾斜の同定方法

軸受すきま
平均すきまｈ近似直線4．解析手法
傾斜量

解析には，流体解析システムとして多用されて１）をいるコントロールボリューム法（有限体積法）溝中心位置用いて数値計算した．解析手法は，１個のラジアル動圧軸受をへリングボーンの中心で分割し，そ測定位置
ラジアル軸受部

れぞれに所定のすきま，ならびにすきま傾斜を与えて発生圧力を数値計算し，その発生圧力の差が

図6 軸受すきまの傾斜
Schematic diagram of tapered clearance

軸方向への流れを生む圧力とした．コントロール
ボリューム法によって得られたラジアルすきまの発生圧力分布の一例を図5に示す．

5.2

検証サンプル

上述の方法にて同定した傾斜量をパラメータとした検証サンプルの仕様を表2に示す．上側と下側のラジアル軸受傾斜量は−h/3〜＋h/3までh/12間隔でそれぞれ変化させた上，平均すきまは，傾斜のみの効果を明確にするためｈと一定にした．
なお傾斜方向はすきまが下方向（シャフトフランジ側）に向って広がる方向を＋，上方向（キャピラリーシール側）に向って広がる方向を−とした．

図5 コントロールボリューム法によるラジアルすきまの発生圧力分布
Pressure distribution of radial clearance bycontrol volume method
次に，アキシアル動圧軸受の数値計算を実施し，挟み込みアキシアル動圧軸受での回転体自重を考表2 試験サンプル
Configurations of investigated SGB
No.

すきま傾斜量上側下側１〜８−h/3〜＋h/3

０９００10〜17０−h/3〜＋h/3

慮した釣合すきまを求める．この釣合すきまに，ラジアル動圧軸受のすきまの傾斜による力（圧力×投影面積差）を考慮し，アキシアル方向の回転体の変位量として算出した．

Koyo Engineering Journal No.165 (2004)67

−動圧軸受（ＳＧＢ）の潤滑油漏れに関する研究−

5.3

アキシアル変位の測定方法

シャフトをエアタービンにより回転させ，停止レーザ変位計（KEYENCE LT-8110）

液面深さ時からのタービンの変位量を非接触変位計により測定した値をアキシアル変位量とした．ここでシ潤滑油変化量

廻り止め

ャフトとタービンの重さが解析モデルの回転体重量に相当する．
本来，潤滑剤の流れによる影響のみを検討する

測定サンプルためには回転体重量を省くべきであるが，回転体重量を０にした実測は困難である．そこで，正姿勢，逆姿勢の両方向のアキシアル変位量を測定し比較することとした．図7(a)，(b)にそれぞれエアタービン駆動による測定方法とその際のアキシアル方向の変位量を示す．
静電容量センサ（IWATSU ST-0507)

エアスピンドル

図8 潤滑油液面上昇量の測定
Measurement of lubricant volume fluctuation incapillary seal area

タービン重量：100gf−１
回 転 速 度：5 000min

エアタービン

6．解析と実験結果
コントロールボリューム法による数値解析にて得られたラジアルすきま傾斜量に対するアキシアル変位量の関係，および検証実験によって得られチャックた結果を図9(a)，(b)に示す．

測定サンプル
正姿勢

逆姿勢(a)エアタービン駆動による測定方法

図9(a)，(b)はそれぞれ上側のラジアルすきま傾斜とアキシアル変位量，下側のラジアルすきま傾斜とアキシアル変位量の関係である．
また，ラジアルすきま傾斜に対する潤滑油の増加量Δvをアキシアル変位量の上部に示した．
解析結果と検証実験結果はほぼ一致しており，アキシアル変位量がラジアルすきま傾斜０を対称正姿勢の変位量逆姿勢の変位量にして，正姿勢と逆姿勢で逆転している．この結(b)アキシアル方向の変位量

果より，潤滑油の漏れの要因として着目したラジ図7 アキシアル方向の変位量測定方法
Measurement method of axial displacement

アルすきまの傾斜は，ラジアル軸受の対称性をくずし，発生圧力の差を生み，その結果として，潤滑油の流れを与えていることが明確となった．

5.4

潤滑油漏れの観察

なお，すきま傾斜のマイナス側（−h/6以下）
で通常キャピラリーシール部には所定の潤滑油量検証実験との不一致が生じているのは，潤滑油のが保持されているが，潤滑油が漏れ出す際はこの増加量（上昇量）が現れるのとほぼ一致している．

キャピラリーシール部の潤滑油量が増加する．ここれは、アキシアル動圧軸受部が負圧になり，エの潤滑油量がキャピラリーシール部の容量を超え

アが巻き込まれた結果，潤滑油液面が上昇していると，遂には漏れ出しへと至る．

ると考えられ，当然それら気液状態を考慮できな

ここではシャフトを固定し，スリーブをエアス−1

い解析結果と検証実験のアキシアル変位量が異なピンドルにて5 000min で30秒間回転させた時のったものと推察できる．また，逆姿勢の方が不一停止時からのキャピラリーシール部の潤滑油増加

致大となっているのも正姿勢よりエアが混入しや量をΔvとして観察した．

すい（エアは軽く上昇の方が容易）
ことで説明でき

キャピラリーシール部の潤滑油量はレーザ変位る．

計により潤滑油液面深さを測定することにて算出した．図8は回転時においての潤滑油の液面深さ測定（キャピラリーシール部の潤滑油量変化測定）についての概略である．

68

Koyo Engineering Journal No.165 (2004)

−動圧軸受（ＳＧＢ）の潤滑油漏れに関する研究−

生まれ，潤滑油に流れが起こり，潤滑油の漏Δv，ml

1.00

れに繋がる．

0.600.20sその発生圧力差は，数値解析できることから，−0.20

容易に予測できるものであり，設計上の工夫や加工上の寸法精度の制限により，潤滑油の14.0
12.0

正姿勢（実験値）
逆姿勢（実験値）

漏れない流体動圧軸受が構成できることが明アキシアル変位量，μm確になった．
10.08.06.08．参考文献
逆姿勢
（計算値）

正姿勢（計算値）

１）Suhas V. Patankar: Numerical Heat Transfer
4.0

and Fluid Flow, hemis-phere Publishing Co.,

2.00.0(1980).
−h/3 −h/4 −h/6 −h/12 0h/12 h/6 h/4h/3

ラジアルすきま傾斜(a)上側

Δv，ml

1.00
0.60
0.20
−0.20
14.0

アキシアル変位量，μm12.0

正姿勢（実験値）
逆姿勢（実験値）

10.0
8.0
6.0逆姿勢（計算値）

正姿勢（計算値）

4.0
2.0
0.0−h/3 −h/4 −h/6 −h/12 0h/12 h/6 h/4h/3

ラジアルすきま傾斜(b)下側

図9 すきま傾斜とアキシアル変位量
Relationship between tapered radial clearance
and axial displacement

7．おわりに本報では，流体動圧軸受の実用化の是非を決定

筆者させると言っても過言ではない潤滑油の漏れについて，数十水準のパラメータ試験ならびに種々の解析を試み，最も顕著な作用として現れ，致命的欠陥と成りかねなかったラジアルすきまの傾斜について報告した．
本報告での主な成果をまとめると以下の通りである．
aラジアル軸受すきまの傾斜により，ラジアル動圧軸受の対称性がくずれ，発生圧力に差がKoyo Engineering Journal No.165 (2004)

荻本健治*
T. OGIMOTO*

高橋 毅*
T. TAKAHASHI

軸受事業本部

解析技術部

69