專利名稱：盤裝置的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及一種用于向盤狀記錄媒體(以下稱為“盤”)寫入信息，或者，從盤中讀取信息的盤裝置，尤其是涉及一種抑制了使盤高速旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生振動的盤裝置。
針對所述問題，眾所周知的有，通過采用球等平衡部件所構(gòu)成的自動平衡裝置來自動補(bǔ)正盤的偏重心，從而抑制盤裝置振動的技術(shù)。這種技術(shù)，例如，在特許第2824250號中所公開。下面，參照

圖18及圖19，對具有自動平衡裝置的、以往的盤驅(qū)動裝置的構(gòu)成和動作進(jìn)行說明。
圖18是表示以往的盤裝置構(gòu)成的剖面圖。該盤裝置包括具有轉(zhuǎn)盤18的主軸馬達(dá)2和自動平衡裝置16。盤1被夾在轉(zhuǎn)盤18和自動平衡裝置16之間，并通過驅(qū)動主軸馬達(dá)2，使盤1隨轉(zhuǎn)盤18沿旋轉(zhuǎn)軸P0旋轉(zhuǎn)。
如圖19所示，自動平衡裝置16具有與旋轉(zhuǎn)軸P0同心的中空環(huán)狀部23。在中空環(huán)狀部23的內(nèi)部，收存了多個平衡部件17。平衡部件17由多個鐵球等構(gòu)成，可以在中空環(huán)狀部23的內(nèi)部移動。
再參照圖18，主軸馬達(dá)2與副基座6相對固定，該副基座6通過具有彈性的隔離件(第1彈性物)7，固定在主基座8上。來自裝置外部的、經(jīng)主基座8施加在副基座6上的振動及沖擊，通過隔離件7而受到衰減。
由主基座8、副基座6及隔離件7所形成的振動系統(tǒng)，具有從主基座8向副基座6的振動傳遞率為最大的固有振動頻率(諧振頻率)。在該盤裝置中，通過適當(dāng)?shù)剡x擇隔離件7的材料等，把與盤1的記錄面平行的、副基座6的振動模式的固有振動頻率f1，設(shè)定為比盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm低。例如，當(dāng)旋轉(zhuǎn)頻率fm＝100Hz時，將固有振動頻率設(shè)定為f1＝60Hz。
下面，對在如上所述構(gòu)成的以往的盤裝置中，使具有偏重心的盤旋轉(zhuǎn)時的動作進(jìn)行說明。如圖19所示，盤1的重心G1位于與旋轉(zhuǎn)軸P0不同的位置。因此，當(dāng)使盤1旋轉(zhuǎn)時，產(chǎn)生從旋轉(zhuǎn)軸P0向重心G1的方向的離心力F。并且，該離心力F的作用方向是隨盤的旋轉(zhuǎn)而變化的。另外，離心力F由于是因盤1質(zhì)量不平衡所造成的，所以在本說明書中，有時也稱其為不平衡力。當(dāng)這種不平衡力F作用時，盤1或副基座6相對于主基座8會產(chǎn)生搖擺運(yùn)動。
這時，相應(yīng)盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm與固有振動頻率f1之間的關(guān)系，搖擺運(yùn)動會產(chǎn)生變化。當(dāng)盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm遠(yuǎn)低于固有振動頻率f1時，因不會產(chǎn)生相位的延遲，所以不平衡力F的作用方向(也就是從旋轉(zhuǎn)軸P0向重心G1的方向)與副基座6的位移方向保持一致(參照圖20(a))。與此相反，如上所述，當(dāng)旋轉(zhuǎn)頻率fm遠(yuǎn)高于固有振動頻率f1時，因產(chǎn)生相位的延遲，所以不平衡力F的作用方向與副基座6的位移方向成近似反向(參照圖20(b))。在這種情況下，搖擺的中心軸P1位于盤的重心G1與旋轉(zhuǎn)軸P0之間。
下面，對搖擺的中心軸P1位于盤的重心G1與旋轉(zhuǎn)軸P0之間時的自動平衡裝置16的動作進(jìn)行說明。當(dāng)進(jìn)行搖擺動作時，在中空環(huán)狀部23內(nèi)部收容的平衡部件17上，作用有從搖擺的中心軸P1向平衡部件17的方向的離心力q。另一方面，在平衡部件17上，作用有來自中空環(huán)狀部23外周壁面25的抵抗力N。該抵抗力N向既是旋轉(zhuǎn)軸(旋轉(zhuǎn)中心)P0、也是自動平衡裝置16及外周壁面25中心的方向起作用。其結(jié)果，在平衡部件17上作為離心力q與抵抗力N的合力，得到了沿中空環(huán)狀部23切線方向作用的移動力R。通過該移動力R，平衡部件17沿外周壁面25移動，并且多個平衡部件17夾住搖擺中心軸P1，集中到與盤1的重心G1近似對向的位置。也就是說，在旋轉(zhuǎn)動作中，自動平衡裝置16的動作是使其重心落在盤1的重心G1與搖擺的中心軸P1的連接線的延長線上。由此，自動平衡裝置16受到與不平衡力F相反方向的離心力Q的作用，并且，由于通過該離心力Q抵消不平衡力F，可以降低作用于副基座6的力的大小。因此，可以降低副基座6的振動。
但是，對于所述盤裝置，在不平衡力F被抵消的過程中，當(dāng)不平衡力F變小時，由于作用于平衡部件17的移動力R也會變小，所以平衡部件17因受到中空環(huán)狀部23的摩擦阻力等的影響，有時會無法移動到理想的位置。在這種情況下，就無法得到所希望的振動衰減效果，并產(chǎn)生殘余振動。另外，殘余振動不僅有與盤面平行方向的成分，而且還有垂直方向的成分，在這種情況下，還產(chǎn)生了助長被稱作串音的垂直方向的振動的問題。
另外，在所述以往的盤驅(qū)動裝置中，把自動平衡裝置設(shè)置在與盤面同一平面內(nèi)是比較困難的。因此，因作用在自動平衡裝置上的離心力與作用在盤的偏重心上的離心力的高度偏差會產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩，造成盤旋轉(zhuǎn)軸倒下方向的振動會變大。當(dāng)盤旋轉(zhuǎn)軸倒下方向的振動變大時，有時會妨礙平衡部件的順利移動，就會降低自動平衡裝置補(bǔ)正盤的偏重心的能力。
當(dāng)更加高速地使盤旋轉(zhuǎn)時，作用于重心的離心力由于以轉(zhuǎn)速的平方正比增大，所以即使在通過自動平衡裝置補(bǔ)正后的盤重心位置與旋轉(zhuǎn)中心的位置之間的距離比較短的情況下，也會產(chǎn)生比較大的振動。因此，對于采用以往的自動平衡裝置的盤裝置，通過使盤更加高速地旋轉(zhuǎn)來提高數(shù)據(jù)傳輸率是比較困難的。
另外，眾所周知的還有，通過用動態(tài)減振器吸收具有偏重心的盤旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生的振動，以降低盤裝置的振動的技術(shù)，例如，在特開平11-328944號公告和特許第2951943號中所公開的。在該技術(shù)中，在因具有偏重心的盤的旋轉(zhuǎn)而振動(或搖擺)的部件(例如副基座6)上，通過彈性物連接有具有所定質(zhì)量的動態(tài)減振器，使動態(tài)減振器起到吸收所產(chǎn)生的振動的作用。
但是，在用動態(tài)減振器降低裝置振動的方法中，無法降低具有偏重心的盤旋轉(zhuǎn)時所產(chǎn)生的離心力其本身的大小，因此，要求主旋轉(zhuǎn)軸和基座等，具有至少能夠承受作用于偏重心的離心力的足夠的剛性。要想進(jìn)一步有效地抑制振動，就需要與盤的轉(zhuǎn)速的平方成正比地增大裝置及動態(tài)減振器的質(zhì)量。因而，又會帶來盤裝置自重變大的問題。
本發(fā)明的盤裝置，包括具有旋轉(zhuǎn)部并使盤旋轉(zhuǎn)的馬達(dá)；與所述馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)部連接并能夠使重心位置變化的自動平衡裝置；與所述馬達(dá)相固定，通過第1彈性物與外部連接的基座；通過第2彈性物與所述基座連接的動態(tài)減振器，在通過所述馬達(dá)使盤旋轉(zhuǎn)時而使所述盤進(jìn)行搖擺運(yùn)動的情況下，由所述基座、所述第1彈性物及所述外部所形成的第1振動系統(tǒng)的、與基座面平行方向的第1固有振動頻率，與所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率的關(guān)系；以及由所述動態(tài)減振器、所述第2彈性物及所述基座所形成的第2振動系統(tǒng)的、與基座面平行方向的第2固有振動頻率，與所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率之間的關(guān)系，規(guī)定為使由所述搖擺的中心軸向所述盤的重心的方向，與由所述搖擺的中心軸向所述自動平衡裝置的重心的方向之間的相位角度處于120°與180°之間。
在優(yōu)選實施例中，用與所述第2振動系統(tǒng)的、與基座面垂直方向的第3固有振動頻率大致相同的頻率，使所述盤旋轉(zhuǎn)。
在優(yōu)選實施例中，所述第1固有振動頻率為所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率的 倍以下。
在優(yōu)選實施例中，所述第2固有振動頻率為所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率的1.05至2倍。
在優(yōu)選實施例中，所述自動平衡裝置包括中空環(huán)狀部件，和收存在所述中空環(huán)狀部件內(nèi)能夠移動的移動部件。
在優(yōu)選實施例中，所述自動平衡裝置固定在所述馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)部。
在優(yōu)選實施例中，由所述外部向基座的振動傳遞率，超過所述第1固有振動頻率的3倍。
在優(yōu)選實施例中，由所述基座向所述動態(tài)減振器的振動傳遞率，超過所述第2固有振動頻率的3倍。
在優(yōu)選實施例中，所述第1彈性物由硅橡膠材料或天然橡膠材料中任意一種形成。
在優(yōu)選實施例中，所述第2彈性物由硅橡膠材料或天然橡膠材料中任意一種形成。
在優(yōu)選實施例中，所述自動平衡裝置設(shè)置在所述盤的兩側(cè)。
在優(yōu)選實施例中，所述動態(tài)減振器的重心處于與所述盤面平行、并在位于盤的厚度方向中央的面內(nèi)。
在優(yōu)選實施例中，所述動態(tài)減振器的重心處于決定所述盤的旋轉(zhuǎn)中心軸的軸線上。
在優(yōu)選實施例中，所述動態(tài)減振器設(shè)置在所述盤與所述基座之間。
本發(fā)明的盤裝置，包括具有旋轉(zhuǎn)部并使盤旋轉(zhuǎn)的馬達(dá)；與所述馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)部連接并能夠使重心位置變化的自動平衡裝置；與所述馬達(dá)相固定的基座；通過多個彈性物與所述基座連接的動態(tài)減振器，其中所述動態(tài)減振器相對于所述基座的基座面的平行模式的固有振動頻率，與所述動態(tài)減振器相對于所述基座的基座面的角位移模式的固有振動頻率不同。
在優(yōu)選實施例中，所述平行模式的固有振動頻率比所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率高，而所述角位移模式的固有振動頻率與所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率大致相同。
在優(yōu)選實施例中，所述角位移模式的固有振動頻率的大小，是通過調(diào)節(jié)所述動態(tài)減振器的重心，與支承所述動態(tài)減振器的所述多個彈性物之間的距離來設(shè)定的。
在優(yōu)選實施例中，所述角位移模式的固有振動頻率的大小，是通過調(diào)節(jié)繞所述動態(tài)減振器重心的慣性轉(zhuǎn)矩來設(shè)定的。
在優(yōu)選實施例中，各個所述多個彈性部件設(shè)置于設(shè)在所述基座的凹部的內(nèi)壁，和與所述動態(tài)減振器連接并插入所述凹部的凸?fàn)罟潭ú考g。
在優(yōu)選實施例中，所述凸?fàn)罟潭ú考┻^所述動態(tài)減振器，并且穿過所述動態(tài)減振器的所述固定部件一端的前端部，通過由加熱壓扁的壓接固定方法與所述動態(tài)減振器固定。
在優(yōu)選實施例中，所述固定部件具有旋轉(zhuǎn)防止用部分，所述動態(tài)減振器被螺釘緊固在固定部件上。
本發(fā)明的盤裝置是包括具有旋轉(zhuǎn)部并使盤旋轉(zhuǎn)的馬達(dá)；與所述馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)部連接并能夠使重心位置變化的自動平衡裝置；與所述馬達(dá)相固定的基座；通過彈性物與所述基座連接的動態(tài)減振器的盤裝置，所述動態(tài)減振器相對于所述基座的基座面的平行模式的固有振動頻率，與所述動態(tài)減振器相對于所述基座的基座面的垂直方向的平行模式的固有振動頻率是不一樣的。
在優(yōu)選實施例中，相對于所述基座面的平行模式的固有振動頻率，比所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率高，而與所述基座的基座面垂直方向的平行模式的固有振動頻率與所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率大致相同。
圖2是表示本發(fā)明實施例1的盤裝置結(jié)構(gòu)的剖面圖。
圖3是表示有關(guān)本發(fā)明實施例1的盤裝置的副基座及動態(tài)減振器的頻率傳遞特性的曲線圖。
圖4是表示本發(fā)明實施例1的盤裝置的盤旋轉(zhuǎn)頻率與副基座振動之間關(guān)系的曲線圖。
圖5是表示本發(fā)明實施例1的盤裝置的自動平衡裝置的剖面圖。
圖6是表示本發(fā)明實施例2的盤裝置結(jié)構(gòu)的剖面圖。
圖7是表示本發(fā)明實施例3的盤裝置結(jié)構(gòu)的剖面圖。
圖8是表示本發(fā)明實施例4的盤裝置結(jié)構(gòu)的圖，(a)使盤裝置的剖面圖，(b)是動態(tài)減振器的俯視圖。
圖9是表示本發(fā)明實施例5的盤裝置結(jié)構(gòu)的剖面圖。
圖10是表示本發(fā)明實施例5的盤裝置的動態(tài)減振器的俯視圖。
圖11是表示本發(fā)明實施例5的盤裝置的動態(tài)減振器的支承固定方法的剖面圖，(a)是固定前的狀態(tài)，(b)表示固定后的狀態(tài)。
圖12是表示本發(fā)明實施例5的盤裝置中動態(tài)減振器的x軸方向的平行模式的側(cè)視圖。
圖13是表示本發(fā)明實施例5的盤裝置中動態(tài)減振器的繞y軸方向的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的側(cè)視圖。
圖14是表示本發(fā)明實施例5的盤裝置的力學(xué)模型的圖。
圖15是表示本發(fā)明實施例5的盤裝置中作用力的側(cè)面圖。
圖16是表示本發(fā)明實施例6的盤裝置的動態(tài)減振器的支承固定方法的剖面圖。
圖17是表示本發(fā)明實施例5的盤裝置中的主軸馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)頻率與基座振動之間關(guān)系的曲線圖。
圖18是表示設(shè)有以往的自動平衡裝置的盤裝置結(jié)構(gòu)的剖面圖。
圖19是表示以往的盤裝置的自動平衡裝置的剖面圖。
圖20是為了說明具有偏重心的盤旋轉(zhuǎn)時所產(chǎn)生的搖擺運(yùn)動的圖，(a)是振動系統(tǒng)的固有振動頻率比旋轉(zhuǎn)頻率大的情況，(b)是振動系統(tǒng)的固有振動頻率比旋轉(zhuǎn)頻率小的情況。
對此，本申請發(fā)明人發(fā)現(xiàn)，如果把包括固定自動平衡裝置的副基座的振動系統(tǒng)的固有振動頻率及包括動態(tài)減振器的振動系統(tǒng)的固有振動頻率，與盤的旋轉(zhuǎn)頻率之間的關(guān)系規(guī)定為所定的關(guān)系的話，就可以使自動平衡裝置和動態(tài)減振器二者都能有效地起作用。還發(fā)現(xiàn)，如果把在動態(tài)減振器的平行模式的振動中的固有振動頻率及在角位移模式的振動中的固有振動頻率，相對于旋轉(zhuǎn)頻率設(shè)定為具有所定的關(guān)系的話，就可以使動態(tài)減振器和自動平衡裝置有效地起作用，從而可以有效地抑制不同模式的振動。據(jù)此，采用自動平衡裝置及動態(tài)減振器有效地抑制盤旋轉(zhuǎn)時的振動產(chǎn)生，即使在使盤高速地旋轉(zhuǎn)的情況下，也可以實現(xiàn)穩(wěn)定的記錄或再現(xiàn)動作。
下面，參照附圖對本發(fā)明的實施例進(jìn)行說明。另外，在下面的說明中，與圖18所示的以往的盤裝置的各個構(gòu)成部件起同樣作用的構(gòu)成部件采用了相同的參照符號。
實施例1圖1是本發(fā)明實施例1的盤裝置100的立體圖，圖2是其剖面圖。如圖1及圖2所示，盤裝置100包括具有轉(zhuǎn)盤18的主軸馬達(dá)2和自動平衡裝置16，盤1夾在轉(zhuǎn)盤18與自動平衡裝置16之間。
主軸馬達(dá)2與副基座6相固定，該副基座6通過第1彈性物7固定在主基座8上。由裝置外部經(jīng)主基座8施加在副基座6的振動及沖擊，通過第1彈性物7受到衰減。另外，在副基座6上，通過第2彈性物9固定有具有重心G2的動態(tài)減振器10，起到吸收副基座6的振動的作用。
在盤裝置100中，盤1通過驅(qū)動主軸馬達(dá)2，使固定在馬達(dá)2的旋轉(zhuǎn)軸上的轉(zhuǎn)盤18及自動平衡裝置16同時繞旋轉(zhuǎn)軸P0旋轉(zhuǎn)。從盤1中讀取所記錄的數(shù)據(jù)、或向盤1寫入數(shù)據(jù)，是通過設(shè)置在副基座6上的光學(xué)部件(頭部)3及頭部移動機(jī)構(gòu)4(參照圖1)進(jìn)行的。
在本實施例中，自動平衡裝置16，包括與旋轉(zhuǎn)軸P0同心的中空環(huán)狀部23，收存在中空環(huán)狀部23內(nèi)部的多個平衡部件17。平衡部件17由多個(如6個)鐵球等構(gòu)成，可以在中空環(huán)狀部23的內(nèi)部移動。但是，作為自動平衡裝置16也可以采用其它方式，只要是能起到在隨盤1旋轉(zhuǎn)的過程中，可以改變盤面的重心位置，從而可以補(bǔ)正盤的偏重心作用的自動平衡裝置的話，無論任何形式都行。例如，自動平衡裝置16也可以用具有偏重心的圓板狀物或環(huán)狀物來構(gòu)成。另外，作為所述平衡部件17，也可以采用收容在中空環(huán)狀部內(nèi)的液體。
下面，參照圖3對本實施例盤裝置中，由主基座8、副基座6、及第1彈性物7所形成的第1振動系統(tǒng)中的從主基座8向副基座6的頻率傳遞特性(曲線61)，和由副基座6、動態(tài)減振器10、及第2彈性物9所形成的第2振動系統(tǒng)中的從副基座6向動態(tài)減振器10的頻率傳遞特性(曲線101)進(jìn)行說明。
如圖中曲線61所示，副基座6相對于主基座振動的第1振動系統(tǒng)，具有由與盤1的記錄面(或副基座6的基座面)平行方向的機(jī)械振動中的第1彈性物7的形變所決定的副基座6的固有振動頻率f1(平行模式的固有振動頻率f1)。另外，如曲線101所示，第2振動系統(tǒng)，具有由與盤1的記錄面(或副基座6的基座面)平行方向的機(jī)械振動中的第2彈性物9的形變所決定的動態(tài)減振器10的固有振動頻率f2(平行模式的固有振動頻率f2)。
另外，在各個振動系統(tǒng)中，與基座面平行方向的固有振動頻率，在基座面內(nèi)的至少兩個方向上有不同的可能。但是，在本實施例中，在基座面內(nèi)的各個方向的固有振動頻率，實際上設(shè)定為同一頻率。
在本實施例中，當(dāng)把盤l的主旋轉(zhuǎn)頻率(在本實施例中是盤裝置動作時的最大旋轉(zhuǎn)頻率)設(shè)為fm時，固有振動頻率f1設(shè)定為旋轉(zhuǎn)頻率fm的 倍(約0.71倍)以下。固定振動頻率f1的設(shè)定可以通過選擇第1彈性物7的形狀或強(qiáng)度等來進(jìn)行。另外，固有振動頻率f2設(shè)定為大于旋轉(zhuǎn)頻率fm，更具體地說，是設(shè)定第2彈性物9的彈簧常數(shù)，使固有振動頻率f2為旋轉(zhuǎn)頻率fm的1.05～2倍。例如，將旋轉(zhuǎn)頻率fm設(shè)定為約183Hz時，副基座6對主基座8的水平方向的振動中的固有振動頻率f1設(shè)定為約35Hz，動態(tài)減振器10對副基座6的水平方向的固有振動頻率f2設(shè)定為約200Hz。
另外圖中雖然沒有表示，但還存在由與盤1的記錄面(或副基座6的基座面)垂直方向的平行機(jī)械振動中的第2彈性物9的形變所決定的動態(tài)減振器10的固有振動頻率f3。通過設(shè)定第2彈性物9的形狀或硬度等，使該固有振動頻率f3與盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm大致相同為好。
下面，在這樣規(guī)定了各個固有振動頻率f1及f2與盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm之間的關(guān)系的盤裝置中，對使具有偏重心的盤1旋轉(zhuǎn)時的動作進(jìn)行說明。
圖4是表示本實施例的盤裝置的盤旋轉(zhuǎn)頻率與副基座6所產(chǎn)生的振動之間關(guān)系的曲線圖。圖4(a)表示把旋轉(zhuǎn)頻率設(shè)為橫軸時，與副基座6的盤面平行方向的振動中的加速度G。曲線41表示本實施例副基座6的振動加速度，曲線42表示把動態(tài)減振器10完全固定在副基座上時的副基座6的振動加速度。換句話說，曲線42相當(dāng)于不設(shè)動態(tài)減振器的盤裝置的副基座6的振動加速度的曲線。
另外，圖4(b)表示把旋轉(zhuǎn)頻率設(shè)為橫軸時，與副基座6的盤面平行方向的振動相位α。該振動相位α表示，在旋轉(zhuǎn)動作中，相對于作用在盤的偏重心上的不平衡力的作用方向的、副基座6的位移方向的相位延遲。
在盤1的重心G1上由于存在離心力的作用，所以有周期性的不平衡力作用在副基座6上。因該不平衡力，使第1彈性物產(chǎn)生形變，并且使副基座6及裝載在副基座6上的構(gòu)成部件全體，以盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm搖擺。這時，由于取決于第1彈性物7形變的副基座6的固有振動頻率f1(約35Hz)，設(shè)定為低于盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm(約183Hz)，如圖4(b)所示，副基座6的位移方向，為與不平衡力的作用方向大致相反的方向(振動相位α約為-180°)。
一般，在以彈簧和質(zhì)量所構(gòu)成的機(jī)械振動系統(tǒng)中，在其固有振動頻率附近、作用于質(zhì)量的周期性外力的頻率，與由外力引起的質(zhì)量位移的頻率之間開始產(chǎn)生相位的偏差。而且，當(dāng)外力的頻率是機(jī)械振動系統(tǒng)的固有振動頻率時，相位偏移為90°，而當(dāng)外力的頻率遠(yuǎn)高于固有振動頻率時，相位偏移就近似180°，外力的作用方向，與振動系統(tǒng)的位移方向相反。在本實施例中，作用于重心G1的離心力F，作為具有頻率fm的周期性外力作用在副基座6上，當(dāng)旋轉(zhuǎn)頻率fm遠(yuǎn)高于副基座6相對于主基座8進(jìn)行的振動的固有振動頻率f1時，作用于重心G1的離心力的方向，與副基座6的位移方向相差180°，為近似相反的方向。尤其是在本實施例中，由于把副基座6的固有振動頻率f1，設(shè)定為盤的旋轉(zhuǎn)頻率fm的 倍(約0.71倍)以下，所以以旋轉(zhuǎn)頻率fm作用的外力，就是副基座6的振動衰減區(qū)域(也就是振動傳遞率小于1的頻率范圍)的外力。因此，振動振幅不會被增幅，因而可以抑制振動。
另外，像這樣在不平衡力的作用方向(也就是從旋轉(zhuǎn)軸P0向盤的重心G1的方向)，與副基座的位移方向(也就是從搖擺的中心P1向旋轉(zhuǎn)軸P0的方向)近似相反時，自動平衡裝置16就起到抵消不平衡力的作用。在這種情況下，若自動平衡裝置16能完全補(bǔ)正盤1的偏重心的話，就不會產(chǎn)生振動，但由于如上所述的中空環(huán)狀部23的外周壁面25或底面的摩擦抵抗的作用，而使平衡部件17的移動受到阻礙時，就會產(chǎn)生殘余振動。
因這種殘余振動而使副基座6以旋轉(zhuǎn)頻率fm振動時，通過第2彈性物9而固定在該副基座6上的動態(tài)減振器10，相對于副基座6的振動以相位滯后的方式進(jìn)行動作，吸收副基座6的振動。其結(jié)果，如圖4(a)中的曲線41所示，在旋轉(zhuǎn)頻率fm的副基座6的振動加速度，與把動態(tài)減振器10固定時(曲線42)相比，大幅度減少。但要想通過動態(tài)減振器10取得振動吸收效果時，使旋轉(zhuǎn)頻率fm(也就是副基座6的振動頻率)，比通過第2彈性物9連接在副基座6上的動態(tài)減振器10的水平方向的固有振動頻率f2(也就是，由副基座6、動態(tài)減振器10及第2彈性物9所形成的振動系統(tǒng)的平行模式的固有振動頻率)低，并且不要比固有振動頻率f2低太多為好。
但是，在旋轉(zhuǎn)頻率fm與固有振動頻率f2相差較小時，動態(tài)減振器10的振動相位與副基座6的振動相位的偏差會變得比較大。這時，副基座6的位移方向與動態(tài)減振器10的位移方向產(chǎn)生大的偏差，因而副基座6會受到振動的動態(tài)減振器10的反作用。其結(jié)果，如圖4(b)所示，副基座6的振動相位，從反轉(zhuǎn)180°的地方偏離，成為具有相位角度β的狀態(tài)。特別是，當(dāng)旋轉(zhuǎn)頻率fm與動態(tài)減振器10的固有振動頻率f2近似相同時，如圖4(a)所示，雖然增大了動態(tài)減振器10的振動吸收效果，但另一方面，如圖4(b)所示，使副基座6的振動相位，從反轉(zhuǎn)180°的相位產(chǎn)生了較大的偏移。
像這樣通過由動態(tài)減振器10受到的反作用，而使副基座的振動相位僅偏移β時，如圖5所示，搖擺的中心軸P1的位置，從動態(tài)減振器10不起作用時的位置(也就是連接旋轉(zhuǎn)中心P0與重心G1的直線上的點(diǎn))移動到具有相位角度β的位置。
這時，不平衡力S作用在從搖擺中心P1向盤的重心G1的方向上。另外，自動平衡裝置16以搖擺的中心軸P1為中心進(jìn)行搖擺，在收容在中空環(huán)狀部23內(nèi)的平衡部件17上，作用有連接搖擺的中心軸P1與平衡部件17的重心的方向的離心力q，和由中空環(huán)狀部23的外周壁面受到的抵抗力N。通過作為這種離心力q與抵抗力N的合力的移動力R的作用，平衡部件17夾住旋轉(zhuǎn)中心P0，向與搖擺中心P1大致正相反的位置集中。其結(jié)果，離心力T對自動平衡裝置的重心起作用。若設(shè)該不平衡力S與離心力T之間的相位角度為γ時，平衡部件17實際上向從不平衡力S的方向僅偏離相位角度γ的位置集中。
這時，副基座6受到不平衡力S與離心力T的合力U的作用。但只有當(dāng)合力U的大小小于不平衡力S的大小時，通過自動平衡裝置16才可以得到抑制盤裝置的振動的效果。因此，本實施例的盤裝置所進(jìn)行的動作，使相位角度γ處于120°～180°的范圍。為了如此設(shè)定相位角度γ，必須適當(dāng)?shù)卦O(shè)定旋轉(zhuǎn)頻率fm與動態(tài)減振器的固有振動頻率f2的關(guān)系。相對于旋轉(zhuǎn)頻率fm，若固有振動頻率f2不大到一定程度的話，由于相位角度β會變得太大，所以相位角度γ就達(dá)不到120°因此，在本實施例中，將動態(tài)減振器的固有振動頻率f2設(shè)定為旋轉(zhuǎn)頻率fm的1.05倍以上。
另外，如上所述，規(guī)定旋轉(zhuǎn)頻率fm與動態(tài)減振器的固有振動頻率f2之間的關(guān)系，使盤裝置動作在相位角度γ處于120°～180°的范圍時，動態(tài)減振器10由于以與不平衡力的作用方向近似相反的相位進(jìn)行振動，所以可以吸收副基座6的振動。但要想通過動態(tài)減振器10有效地吸收振動，動態(tài)減振器的固有振動頻率f2不要比旋轉(zhuǎn)頻率fm大太多為好。因此，在本實施例中，將固有振動頻率f2設(shè)定為旋轉(zhuǎn)頻率fm的2倍以下。若固有振動頻率f2超過旋轉(zhuǎn)頻率fm的2倍時，如圖4(a)所示，振動加速度曲線41，就類似于不設(shè)動態(tài)減振器時的振動加速度曲線42，僅僅是使結(jié)構(gòu)變得復(fù)雜，卻得不到所希望的振動吸收效果。
由以上原因可以得出，動態(tài)減振器10的固有振動頻率f2，設(shè)定為盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm的1.05～2倍為好，設(shè)定為1.1倍左右更好。
其次，參照圖4(c)對通過使與動態(tài)減振器10的盤面垂直方向的平行模式的固有振動頻率f3，與盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm大致相同所得到的效果進(jìn)行說明。圖4(c)表示了把旋轉(zhuǎn)頻率作為橫軸時，與副基座6的盤面垂直方向的加速度G，并且表示了表示本實施例的副基座的振動加速度的曲線44，和表示把動態(tài)減振器10固定在副基座6上時的副基座6的振動加速度的曲線45。
當(dāng)使固有振動頻率f3與盤1的旋轉(zhuǎn)頻率大致相同時，相對于與盤面的垂直方向，使動態(tài)減振器10與副基座6以不同的相位進(jìn)行振動，可以降低與盤面垂直方向的振動。與盤面垂直方向的相位變化，與與盤面平行方向的相位變化不同，由于與平衡部件17的相位沒有關(guān)系，所以也可以把第2彈性物9的垂直方向的固有振動頻率f3，設(shè)定為使動態(tài)減振器10所起的效果最大。在這種情況下，不僅抑制了與盤面平行的面內(nèi)方向的振動，而且相對于在與盤1的記錄面垂直的面內(nèi)方向所產(chǎn)生的副基座6的振動，使動態(tài)減振器10以近似相反的相位振動。因此，可以大幅度降低在與副基座6的盤面垂直方向的盤裝置的振動，如圖4(c)所示，可以得到穩(wěn)定的振動衰減效果。
另外，由于作用在平衡部件17的力的大部分，是與盤面平行方向的成分，所以平衡部件17的移動就被限制為平面內(nèi)的移動。因此，平衡部件17移動時所受到的來自中空環(huán)狀部23上面及下面的摩擦影響變小，提高了自動平衡裝置對不平衡力的消除效果。
通過這種方法有效地降低副基座6垂直方向的振動時，動態(tài)減振器10在相對于基座面垂直方向的平行模式的固有振動頻率f3，與動態(tài)減振器10在相對于基座面的平行模式的固有振動頻率f2不一樣為好。這是因為希望固有振動頻率f2設(shè)定為旋轉(zhuǎn)頻率fm的1.05～2倍，而希望固有振動頻率f3設(shè)定為與旋轉(zhuǎn)頻率fm大致相同的原因。這種設(shè)定通過適當(dāng)?shù)剡x擇用第2彈性物9支承動態(tài)減振器10的方式很容易實現(xiàn)。
如上所述，在本實施例的盤裝置中，通過自動平衡裝置16的作用降低具有偏重心的盤的質(zhì)量不平衡，并且通過動態(tài)減振器10的作用消除自動平衡裝置16沒能徹底抑制的振動，可以使振動減到最小。另外，通過動態(tài)減振器10的反作用，即使自動平衡裝置16的重心偏離所希望的位置時，因動態(tài)減振器10足夠補(bǔ)充自動平衡裝置16的振動抑制作用，可以有效地降低整體的振動。這樣，由于可以使自動平衡裝置16和動態(tài)減振器10雙方有效地起作用，所以即便使具有偏重心的盤高速旋轉(zhuǎn)時，也可以抑制副基座6的振動。并且，并不局限于與盤面平行的方向，在垂直方向上，動態(tài)減振器10也具有消除副基座6的振動的作用。因此，在振動受到抑制的狀態(tài)下，可以進(jìn)行穩(wěn)定的記錄動作或再現(xiàn)動作，可以實現(xiàn)高數(shù)據(jù)傳送速度的盤裝置。
另外，若用天然橡膠或硅系列材料(硅橡膠)形成第1彈性物7，可以使從主基座8向副基座6的振動傳遞率為頻率f1的3倍以上。這樣做的話，副基座6的振動方向會使在與殘余偏重心的方向相差近似180°相位角度的位置的振動振幅增加。所謂振動振幅增加，也就是在圖5中，使旋轉(zhuǎn)中心P0與搖擺中心P1的間隔增大，這時，由于作用在平衡部件17上的移動力R變大，所以提高了平衡部件17的質(zhì)量不平衡補(bǔ)正效果。另外，由于在從主基座8向副基座6的振動衰減區(qū)域的振動傳遞率變小，所以可以加大在旋轉(zhuǎn)頻率fm的振動衰減量。因此，可以提高盤裝置的振動衰減效果。另外，尤其因硅橡膠材料具有良好的溫度特性，即使在高溫或低溫下固有振動頻率的變動也小。因具有這種穩(wěn)定的頻率特性，即使在周圍溫度變化時，也可以得到穩(wěn)定的振動衰減性能。
另外，若用天然橡膠或硅系列材料形成第2彈性物9，可以使從副基座6向動態(tài)減振器10的振動傳遞率為頻率f2的3倍以上。這時，由于可以增加靠近固有振動頻率f2的旋轉(zhuǎn)頻率fm的振動振幅，所以與以上所述同樣，可以提高在盤裝置的振動衰減效果。
再有，通過使動態(tài)減振器10的重心10G的位置與平行于盤面的、處于厚度方向中央的面大致一致，不僅可以衰減與盤面平行方向的機(jī)械振動，還可以提高抑制與盤面垂直方向的振動產(chǎn)生的效果。
另外，在以上所述中，作為優(yōu)選實施例，說明了與基座面平行方向的副基座6的固有振動頻率f1，在基座面內(nèi)的各個方位大致相同的情況。但是，在基座面內(nèi)交叉的2軸方向上，固有振動頻率f1也有隨方向變化的情況。這時，基座面內(nèi)任意方向的副基座6的固有振動頻率f1，相對于旋轉(zhuǎn)頻率fm，，滿足如上所述的關(guān)系為好。同樣，在以上所述中，說明了與基座面平行方向的動態(tài)減振器10的固有振動頻率f2，在基座面內(nèi)的各個方位大致相同的情況，但是，基座面內(nèi)任意方向的動態(tài)減振器10的固有振動頻率f2，相對于旋轉(zhuǎn)頻率fm，，滿足如上所述的關(guān)系為好。
實施例2圖6表示實施例2的盤裝置200的構(gòu)成。該盤裝置200與實施例1的盤裝置100的不同點(diǎn)是，把自動平衡裝置16與主軸馬達(dá)2設(shè)計為一體這一點(diǎn)。自動平衡裝置16還具有盤裝置100中轉(zhuǎn)盤18的作用。
這種盤裝置200也與實施例1的盤裝置100同樣地進(jìn)行動作。通過適當(dāng)設(shè)定盤的旋轉(zhuǎn)頻率fm與副基座6的固有振動頻率f1的關(guān)系，以及盤的旋轉(zhuǎn)頻率fm與動態(tài)減振器10的固有振動頻率f2的關(guān)系，由自動平衡裝置16及動態(tài)減振器10的作用，可以降低盤旋轉(zhuǎn)時所產(chǎn)生的振動。
另外，在盤裝置200中，與盤裝置100相比，由于縮小了平衡部件17的重心與副基座6的重心之間的距離(高度差)，所以降低了力偶(轉(zhuǎn)矩力)的產(chǎn)生。因此，降低了因在與盤面平行方向所產(chǎn)生的振動，而增加與盤面垂直方向的振動成分，使盤裝置的振動進(jìn)一步降低。
實施例3圖7表示實施例2的盤裝置300的構(gòu)成。該盤裝置300與實施例1的盤裝置100的不同點(diǎn)是，把自動平衡裝置16設(shè)在盤1的兩側(cè)，通過自動平衡裝置16夾住并支承盤這一點(diǎn)。設(shè)在盤1的下側(cè)的自動平衡裝置16，與主軸馬達(dá)2設(shè)計成為一體，也具有盤裝置100中轉(zhuǎn)盤18的作用。
這種盤裝置300也與實施例1的盤裝置100同樣地進(jìn)行動作。通過適當(dāng)設(shè)定盤的旋轉(zhuǎn)頻率fm與副基座6的固有振動頻率f1的關(guān)系，以及盤的旋轉(zhuǎn)頻率fm與動態(tài)減振器10的固有振動頻率f2的關(guān)系，由自動平衡裝置16及動態(tài)減振器10的作用，可以降低盤旋轉(zhuǎn)時所產(chǎn)生的振動。
另外，在盤裝置300中，通過把自動平衡裝置16設(shè)在盤1的兩側(cè)，即使減小各個自動平衡裝置16的尺寸，也可以實現(xiàn)所希望的振動抑制效果。這種結(jié)構(gòu)在尺寸比較小的盤裝置中，在為了設(shè)置自動平衡裝置16而又很難獲得較大空間的情況下特別有利。
實施例4圖8(a)是表示實施例4的盤裝置400的構(gòu)成的剖面圖。圖8(b)是在盤裝置400中所設(shè)置的動態(tài)減振器10的俯視圖。該盤裝置400與實施例1的盤裝置100的不同點(diǎn)是，動態(tài)減振器10被設(shè)置在盤1與副基座6之間這一點(diǎn)。作為動態(tài)減振器10的形狀，例如，可以采用如圖8(b)所示的U字形狀，避開與主軸馬達(dá)2相碰，可以使頭部的記錄再現(xiàn)動作不受阻礙。
另外，如圖8(b)所示，若采用U字型動態(tài)減振器10，可以使其重心G2與自動平衡裝置16的旋轉(zhuǎn)中心軸P0大致一致。如果這樣做，由于會使動態(tài)減振器10的搖擺中心位置，與副基座6及固定在其上的構(gòu)成部件的搖擺中心位置靠近，所以可以降低因進(jìn)行這種搖擺動作的兩個系統(tǒng)的搖擺中心，在與盤面平行的方向上產(chǎn)生了偏離而引起的力偶的產(chǎn)生。因此，可以降低在副基座6所產(chǎn)生的振動。
另外，在本實施例中，把動態(tài)減振器10設(shè)置在盤1與副基座6之間。這樣，由于容易使動態(tài)減振器10的重心G2靠近旋轉(zhuǎn)中心P0，所以可以降低因兩個搖擺中心在與盤面垂直的方向上產(chǎn)生偏離而引起的力偶的產(chǎn)生，因而可以降低在副基座6所產(chǎn)生的振動。
實施例5圖9是實施例5的盤裝置500的剖面圖。在盤裝置500中，自動平衡裝置16設(shè)置在盤1的下側(cè)，盤1支承在固定在主軸馬達(dá)2的旋轉(zhuǎn)軸上的自動平衡裝置16與夾緊裝置53之間。
另外，主軸馬達(dá)2固定在由樹脂部件形成的基座56(相當(dāng)于副基座6)上?；?6通過第1彈性物7固定在箱體58(相當(dāng)于主基座)上。第1彈性物7的硬度及形狀設(shè)定為，使從箱體58到基座56的頻率傳遞特性的振幅為最大的固有振動頻率f1，遠(yuǎn)低于主軸馬達(dá)2的主旋轉(zhuǎn)頻率fm。例如，旋轉(zhuǎn)頻率fm＝183Hz(11000轉(zhuǎn)/分，相當(dāng)于CD48倍速)時，設(shè)定固有振動頻率f1＝35Hz(2100轉(zhuǎn)/分)。
其次，就本實施例的動態(tài)減振器10的構(gòu)成進(jìn)行說明?；?6設(shè)有多個孔狀部56a、56b，在孔狀部56a、56b的中央部，插入了由樹脂部件組成的多個固定部件11a、11b。該孔狀部56a、56b的內(nèi)壁與固定部件11a、11b，通過設(shè)在它們的間隙之間的第2彈性物59相互固定。固定是通過一體樹脂成型或粘接來實現(xiàn)的。用第2彈性物59的一體成型方法，可用公知的制造方法，例如，通過注入成型等實現(xiàn)。再有，動態(tài)減振器10固定并支承在固定部件11上。
對動態(tài)減振器10的支承固定方法，參照圖10及圖11進(jìn)行說明。圖10是本實施例5的動態(tài)減振器10的俯視圖。圖11是表示本實施例5的動態(tài)減振器10的支承固定方法的剖面圖。如圖10所示，動態(tài)減振器10由馬蹄形狀(或U字型形狀)的平板形成，設(shè)置成圍住主軸馬達(dá)2的旋轉(zhuǎn)軸的狀態(tài)。把動態(tài)減振器10的重心G2作為原點(diǎn)，在慣性主軸方向建立坐標(biāo)軸。如圖10所示，由馬蹄形狀的對稱性確定x軸及y軸兩個軸。并且，設(shè)z軸的方向是由紙面垂直地向這邊穿出。
在動態(tài)減振器10上設(shè)有3處孔10a、10b、10c，各個孔的坐標(biāo)是(x1，y1)、(x2，y2)、(x3，y3)。設(shè)定坐標(biāo)(x1，y1)、(x2，y2)、(x3，y3)，使由3處孔10a、10b、10c構(gòu)成的三角形的重心，與動態(tài)減振器10的重心G2重合。也就是說，在滿足下列式(1)的位置開設(shè)孔10a、10b、10c。x1+x2+x33=0]]>并且y1+y2+y33=0---(1)]]>下面，就孔10a、10b、10c與固定部件11的固定方法做一說明。如圖11(a)所示，固定部件11是經(jīng)彈性物59與基座56一體成型而形成，固定部件11的底面由支承臺12所支承。固定部件11具有突起部11a，該突起部11a插在動態(tài)減振器10的孔10a內(nèi)。
其次，從圖11(a)的狀態(tài)，通過把可以將突起部11a熱成型為鉚釘狀的壓模13壓在突起部11a上，如圖11(b)所示，形成了被壓扁的、向平面方向展開的突起部11b。在此，支承臺12支承固定部件11，使其不會因受到壓模13的壓下力，而使彈性物59產(chǎn)生撓曲。這樣，動態(tài)減振器10通過彈性物59就被連接在基座56上。
下面，參照圖12及圖13對動態(tài)減振器10的振動模式和其固有振動頻率的設(shè)定做一說明。圖9所示的動態(tài)減振器10的振動模式有6種。首先，動態(tài)減振器10的重心沿坐標(biāo)軸方向平行運(yùn)動的模式有x軸、y軸、z軸各軸一種共3種。圖12是表示本實施例的動態(tài)減振器10x軸方向平行模式的剖面圖。在圖12中，設(shè)在x軸方向的每個彈性物59的彈簧常數(shù)為k，并且動態(tài)減振器10的質(zhì)量為m，其平行模式的固有振動頻率fh可用下列式(2)表示。fh=12π3km---(2)]]>對于y軸方向的平行模式也可以與x軸方向同樣表示。例如，主軸馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)頻率fm＝183Hz時，固有振動頻率fh設(shè)定為只比其高數(shù)十Hz。例如，設(shè)定了固有振動頻率fh＝220Hz，但究竟設(shè)定固有振動頻率高出多少將在后面敘述。
另外，要想把fh設(shè)定為所希望的固有振動頻率，只要通過適當(dāng)?shù)剡x擇第2彈性物59的硬度及形狀，來調(diào)節(jié)彈簧常數(shù)k即可。
另外，使z軸方向平行模式的固有振動頻率，在旋轉(zhuǎn)頻率fm的附近或大于旋轉(zhuǎn)頻率fm的頻率即可。
剩下的3種振動模式是，繞重心旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的模式(動態(tài)減振器相對于基座產(chǎn)生角位移的模式)。繞x軸的模式、繞y軸的模式、繞z軸的模式共有3種。圖13是表示本實施例的動態(tài)減振器10繞y軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的剖面圖。在圖13中，設(shè)在z軸方向的每個彈性物59的彈簧常數(shù)為k，并且動態(tài)減振器10繞y軸的慣性轉(zhuǎn)矩為Iyy。
設(shè)繞y軸的扭簧常數(shù)為Ky時，繞y軸旋轉(zhuǎn)模式的固有振動頻率，也就是俯仰模式的固有振動頻率fp，可用下列式(3)給出。fp=12πKyIyy---(3)]]>在本實施例中，將俯仰模式的固有振動頻率fp設(shè)定在旋轉(zhuǎn)頻率的附近。也就是，使fm＝fp＝183Hz。關(guān)于固有振動頻率的設(shè)定理由將在后面敘述。另外，繞y軸的扭簧常數(shù)Ky可用下列式(4)表示。
Ky＝k|x1|+k|x2|+k|x3|(4)在此，由所述式(1)|x2|＝|x3|＝2|x1|中可以看出，只要調(diào)節(jié)|x1|就可以調(diào)節(jié)繞y軸旋轉(zhuǎn)模式的固有振動頻率fp。也就是說，固有振動頻率fp是，當(dāng)把從動態(tài)減振器10的重心G2開始，到支承動態(tài)減振器10的彈性物59為止的支承距離|x1|、|x2|、|x3|設(shè)小時則變低，當(dāng)把該支承距離設(shè)大時則變高。
另外，固有振動頻率fp的調(diào)節(jié)，也可以通過在x軸方向延長或縮短動態(tài)減振器10而使慣性轉(zhuǎn)矩Iyy增加或減少來進(jìn)行。
另外，在以上所述中，雖然就繞y軸旋轉(zhuǎn)模式的固有振動頻率設(shè)定做了說明，但對于繞x軸的情況，也可以同樣地通過調(diào)節(jié)支承距離|y1|、|y2|、|y3|或者調(diào)節(jié)慣性轉(zhuǎn)矩Ixx來進(jìn)行設(shè)定。另外，使繞z軸方向旋轉(zhuǎn)模式的固有振動頻率，在旋轉(zhuǎn)頻率fm的附近或大于旋轉(zhuǎn)頻率fm的頻率即可。
把各種振動模式的固有振動頻率的設(shè)定歸納后，可以得出下面的結(jié)果。
通過第1彈性物7，基座56相對于箱體58平行運(yùn)動時的平行模式的固有振動頻率f1＝35Hz(2100轉(zhuǎn)/分)主軸馬達(dá)2(以及盤)的主頻率fm＝183Hz(11000轉(zhuǎn)/分)動態(tài)減振器10俯仰模式的固有振動頻率(繞x軸、y軸旋轉(zhuǎn)模式的固有振動頻率)fp＝183Hz平行模式的固有振動頻率(在x軸、y軸方向平行模式的固有振動頻率)fh＝220Hz對于z軸方向平行模式的固有振動頻率和繞z軸旋轉(zhuǎn)模式的固有振動頻率，除了使其為旋轉(zhuǎn)頻率fm附近或大于旋轉(zhuǎn)頻率fm的頻率以外，并不做特殊規(guī)定。
下面，參照圖14及圖15，就如上所述構(gòu)成的盤裝置的動作過程做一說明。
首先，用力學(xué)模型對與盤面平行方向的運(yùn)動做一說明。圖14是表示本發(fā)明實施例1的動態(tài)減振器10的力學(xué)模型的圖。
基座6通過由彈簧常數(shù)為k1、粘性衰減系數(shù)為c1所形成的第1彈性物7，支承在箱體58上。盤1、主軸馬達(dá)2及基座6的合計質(zhì)量為m1。動態(tài)減振器10具有質(zhì)量m2、并通過由彈簧常數(shù)k2、粘性衰減系數(shù)c2所形成的第2彈性物59，受到基座6的支承。另外，在從旋轉(zhuǎn)中心P0僅離開半徑a的位置，存在具有質(zhì)量m3的盤1的偏重心14。在這一力學(xué)模型中，假設(shè)質(zhì)量m1、m2、m3在x軸方向的位移分別為x1、x2、x3，則運(yùn)動方程式如下列式(5.1)～(5.3)。m1x··1=-c1x·1-k1x1+c2(x·2-x·1)+k2(x2-x1)-m3x··3---(5.1)]]>m2x··2=-c2(x·2-x·1)-k2(x2-x1)---(5.2)]]>x3-x1＝acos(ωt)(5.3)式(5.3)中的ω表示主軸馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)頻率，單位是[弧度/秒]。另外，在式(5.1)及(5.2)中，文字上所標(biāo)的點(diǎn)“·”表示微分。若由式(5.1)～(5.3)經(jīng)拉普拉斯變換求x1的常數(shù)解時，用下列式(6)所示的G(s)可以得到下列式(7)。G(s)=m3aω2D1+N2-N22D2]]>其中D1＝m1s2+c1s+k1(6)D2＝m2s2+c2s+k2N2＝c2s+k2x1(t)＝|G(s)|cos(ωt+∠(G(s))) (7)
在此，s是s＝j(luò)ω，j是虛數(shù)單位。在所述式(7)中|G(s)|表示基座6在x軸方向的振幅，∠(G(s))表示相對于偏重心14位移的基座6的位移的相位。
其次，參照圖17對通過式(7)求得的基座6的振動與相位的關(guān)系進(jìn)行說明。圖17是表示本實施例的主軸馬達(dá)2的旋轉(zhuǎn)頻率與基座6的振動之間關(guān)系的曲線圖。在圖17中，橫軸表示主軸馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)頻率。圖17(a)表示在x軸方向或y軸方向的振動，圖17(b)表示在z主方向的振動。
在圖17(a)中，曲線60是表示只有動態(tài)減振器起作用時的基座6在x軸方向產(chǎn)生振動的曲線，繪出了ω^2|G(s)|的值。曲線62表示基座6對偏重心的搖擺相位，作出了∠(G(s))。主軸馬達(dá)的主旋轉(zhuǎn)頻率為fm＝183Hz，這時的搖擺相位約為-174°。若用β1表示從-180°偏移的角度時，β1＝6°。另外，平行模式的固有振動頻率為fh＝220Hz時的搖擺相位約為-124°。同樣地，若用β2表示從-180°偏移的角度時，β2＝56°。曲線61是表示把動態(tài)減振器和自動平衡裝置組合后的基座6的振動的曲線。
如上所述，當(dāng)主軸馬達(dá)2的旋轉(zhuǎn)頻率fm比固有振動頻率f1稍大時，搖擺相位雖然會靠近-180°，但隨著接近固有振動頻率fh又從-180°開始偏移。搖擺相位從-180°的偏移β，是因動態(tài)減振器10的作用而產(chǎn)生的，當(dāng)旋轉(zhuǎn)頻率fm接近平行模式的固有振動頻率fh時，相位偏移β變大。
再次參照圖5，對設(shè)有動態(tài)減振器10時的自動平衡裝置16的動作過程進(jìn)行說明。如上所述，平衡部件17由于受到離心力q和抵抗力N的作用，向箭頭R的方向移動，平衡部件17以中心P0為中心，向與搖擺中心P1大致正好相反的位置集中。由圖中可以看出，若把從旋轉(zhuǎn)軸P0到搖擺中心P1的距離設(shè)為搖擺半徑時，合力R與搖擺半徑的大小成正比。因此，如果用樹脂部件來減輕基座6的話，因搖擺半徑變大，其結(jié)果，合力R就容易超過由中空環(huán)狀部23所受到的摩擦力，因而可以使平衡部件17移動到適當(dāng)?shù)奈恢谩?br> 另外，在本實施例中，也如上所述，若使盤裝置動作在相位角度γ為120°～180°的范圍時，合力U的大小就會小于不平衡力S。再通過動態(tài)減振器10的作用抑制基座6的振動。這樣，將動態(tài)減振器10和自動平衡裝置16組合后的基座6的振動表示在圖8中的曲線61。對曲線61和曲線60進(jìn)行比較后可知，在平行模式的固有振動頻率為fh＝220Hz附近，振動的大小會顛倒過來。
在此，由圖5的γ180-β＝|∠(G(s))|可以看出，相位角度γ可以通過控制∠(G(s))進(jìn)行選擇。使平行模式的固有振動頻率fh為盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm的1.05倍以下時，基座6的振動相位相對于S方向的γ為120°以下，因而合力U會大于S。另外，使平行模式的固有振動頻率fh為盤1的旋轉(zhuǎn)頻率fm的2倍以上時，由于動態(tài)減振器10的振動吸收效果會減小，所以曲線60與曲線61類似，就不能有效地降低振動。從以上所述可知，動態(tài)減振器10平行模式的固有振動頻率fh設(shè)定為盤1的主旋轉(zhuǎn)頻率fm的1.05～2倍為好，設(shè)定為1.1倍左右效率最高。
其次，參照圖15對本實施例的盤裝置中的作用力關(guān)系進(jìn)行說明。
如上所述，動態(tài)減振器10平行模式的固有振動頻率fh設(shè)定為盤1的主旋轉(zhuǎn)頻率fm的1.05～2倍時，用自動平衡裝置也沒能消除的殘余不平衡力U，與動態(tài)減振器10在水平方向的作用力V在近似相反方向作用，因這些力U、V相互抵消，所以可以抑制基座6的振動。
但是，由于不可能將平衡部件17設(shè)置在與盤1的同一平面內(nèi)，所以作用在盤1的偏重心上的力S與作用在自動平衡裝置16上的力T所作用的高度是不同的。也就是說，因力S和T會產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩M。在這種情況下，對于所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩M，通過動態(tài)減振器10的俯仰模式動作，使基座6受到反轉(zhuǎn)矩W的作用。這時，動態(tài)減振器10的俯仰模式動作與平行運(yùn)動是獨(dú)立的。因此，由于不會產(chǎn)生基座6的搖擺相位變化，所以不會對平衡部件17的移動造成影響。因此，希望自由地設(shè)定動態(tài)減振器10的俯仰模式的固有振動頻率fp，使動態(tài)減振器10所起的轉(zhuǎn)矩M的抑制效果最大。
更具體地說，通過使動態(tài)減振器10的俯仰模式的固有振動頻率fp與主軸馬達(dá)2的主旋轉(zhuǎn)頻率fm大致相同，可以有效地抑制副基座6的俯仰模式的振動。就這一效果參照圖17(b)做一說明。
在圖17(b)中，曲線63是僅有動態(tài)減振器作用時的基座6在z軸方向所產(chǎn)生的振動。曲線64是使動態(tài)減振器和自動平衡裝置組合時的基座6在z軸方向所產(chǎn)生的振動。曲線65是基座6相對于偏重心在z軸方向振動的相位。另外，在z軸方向所產(chǎn)生的振動由于與離開主軸馬達(dá)2的距離成正比增大，所以表示了基座6的某一點(diǎn)上的計算結(jié)果。
由曲線65可以看出，由于動態(tài)減振器10的作用，在固有振動頻率fp附近，基座6相對于偏重心的俯仰模式的相位會產(chǎn)生變化。但是，從平行模式的相位關(guān)系β1＝6°，平衡部件17與盤1的偏重心向大致相反的位置移動，因而可以補(bǔ)正因偏重心所產(chǎn)生的離心力。由曲線64與曲線63在固有振動頻率fp附近沒有產(chǎn)生交叉，并且每一條曲線在固有振動頻率fp附近的振動極小的狀況可以證明，動態(tài)減振器10沒有使自動平衡裝置16的補(bǔ)正性能降低。
這樣，若通過動態(tài)減振器10有效地抑制了副基座6的角位移模式(俯仰模式)的振動后，由于妨礙平衡部件17移動的z軸方向的振動降低，所以可以得到穩(wěn)定的自動平衡裝置的補(bǔ)正效果。另外，用樹脂部件構(gòu)成輕量的基座6，而增加搖擺半徑，也可以提高自動平衡裝置的補(bǔ)正效果。另外，通過用樹脂部件構(gòu)成基座6，也可以減輕盤裝置的重量。
上述效果是通過錯開設(shè)定動態(tài)減振器10的俯仰模式的固有振動頻率fp與平行模式的固有振動頻率fh得到的。根據(jù)本實施例，固有振動頻率fp，可以通過減小從動態(tài)減振器10的重心G2到支承動態(tài)減振器的彈性物59的支承距離而降低，也可以通過加大支承距離而增大。這樣做，可容易地在通過調(diào)節(jié)彈性物59的彈簧常數(shù)，使動態(tài)減振器平行模式的固有振動頻率fh設(shè)定到比旋轉(zhuǎn)頻率fm高的適當(dāng)?shù)拇笮〉耐瑫r，使固有振動頻率fp設(shè)定到旋轉(zhuǎn)頻率fm附近。
另外，固有振動頻率fp，也可以通過適當(dāng)?shù)剡x擇動態(tài)減振器10的形狀，調(diào)節(jié)慣性轉(zhuǎn)矩方便地進(jìn)行設(shè)定。這樣，在本實施例的盤裝置中，由于可以通過各種方法來設(shè)定固有振動頻率fp，所以增加了盤裝置的設(shè)計自由度。
另外，如上所述，根據(jù)本實施例，通過把支承動態(tài)減振10的彈性部件59，以一體成型的方法填充粘接在基座56上設(shè)有的凹部，可以減少組裝工序。再有，通過加熱壓扁從固定部件11伸出的突起部的壓接固定來實施動態(tài)減振器10的固定，也可以減少組裝工序。
實施例6下面，參照圖16對實施例6的盤裝置中的動態(tài)減振器10的支承固定方法做一說明。本實施例的動態(tài)減振器10的支承固定方法與實施例5的方法相比有以下不同之處。也就是，在實施例5中，如圖11(b)所示，是實施了加熱壓扁從固定部件11伸出的突起部的壓接固定，與此相對，在本實施例中，如圖16所示，是通過螺釘15固定動態(tài)減振器10的。
但是，在本實施例的方法中，有時會因螺釘固定時的扭矩而造成固定部件11產(chǎn)生轉(zhuǎn)動。這時，固定部件11因隔著彈性物59，當(dāng)施加太大的扭矩時，彈性物59與基座56或固定部件11的接合有可能會分離。針對這個問題，在本實施例中，為了防止固定部件11的轉(zhuǎn)動，在支承臺12上設(shè)置了突起12a，并使其與開設(shè)在固定部件11上的轉(zhuǎn)動防止用開槽相配合。另外，支承臺12的凹部12b是為了避讓螺釘15突出部而開設(shè)的。
因為如上所述構(gòu)成的實施例6的盤裝置的動作與實施例5相同，所以不再贅述。螺釘固定與壓接固定相比，雖然零件數(shù)增加了，但有可以利用以往的組裝設(shè)備的優(yōu)點(diǎn)。
根據(jù)本發(fā)明的盤裝置，通過抑制盤旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的振動，可以實現(xiàn)穩(wěn)定的記錄動作或再現(xiàn)動作，并且可以實現(xiàn)在高數(shù)據(jù)傳送速度下的動作。
權(quán)利要求
1.一種盤裝置，包括具有旋轉(zhuǎn)部并使盤旋轉(zhuǎn)的馬達(dá)；與所述馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)部連接并能夠使重心位置變化的自動平衡裝置；與所述馬達(dá)相固定，通過第1彈性物與外部連接的基座；通過第2彈性物與所述基座連接的動態(tài)減振器，在通過所述馬達(dá)使盤旋轉(zhuǎn)時所述盤進(jìn)行搖擺運(yùn)動的情況下，由所述基座、所述第1彈性物及所述外部所形成的第1振動系統(tǒng)的、與基座面平行方向的第1固有振動頻率，與所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率的關(guān)系；以及由所述動態(tài)減振器、所述第2彈性物及所述基座所形成的第2振動系統(tǒng)的、與基座面平行方向的第2固有振動頻率，與所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率之間的關(guān)系，規(guī)定為使由所述搖擺的中心軸向所述盤的重心的方向，與由所述搖擺的中心軸向所述自動平衡裝置的重心的方向之間的相位角度處于120°與180°之間。
2.根據(jù)權(quán)利要求1所述的盤裝置，用與所述第2振動系統(tǒng)的、與基座面垂直方向的第3固有振動頻率大致相同的頻率，使所述盤旋轉(zhuǎn)。
3.根據(jù)權(quán)利要求1或2所述的盤裝置，所述第1固有振動頻率為所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率的 倍以下。
4.根據(jù)權(quán)利要求1～3中任意一項所述的盤裝置，所述第2固有振動頻率為所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率的1.05至2倍。
5.根據(jù)權(quán)利要求1～4中任意一項所述的盤裝置，所述自動平衡裝置包括中空環(huán)狀部件，和收存在所述中空環(huán)狀部件內(nèi)能夠移動的移動部件。
6.根據(jù)權(quán)利要求1～5中任意一項所述的盤裝置，所述自動平衡裝置固定在所述馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)部。
7.根據(jù)權(quán)利要求1～6中任意一項所述的盤裝置，由所述外部向基座的振動傳遞率，超過所述第1固有振動頻率的3倍。
8.根據(jù)權(quán)利要求1～6中任意一項所述的盤裝置，由所述基座向所述動態(tài)減振器的振動傳遞率，超過所述第2固有振動頻率的3倍。
9.根據(jù)權(quán)利要求1～6中任意一項所述的盤裝置，所述第1彈性物由硅橡膠材料或天然橡膠材料中任意一種形成。
10.根據(jù)權(quán)利要求1～6中任意一項所述的盤裝置，所述第2彈性物由硅橡膠材料或天然橡膠材料中任意一種形成。
11.根據(jù)權(quán)利要求1～6中任意一項所述的盤裝置，所述自動平衡裝置設(shè)置在所述盤的兩側(cè)。
12.根據(jù)權(quán)利要求1～6中任意一項所述的盤裝置，所述動態(tài)減振器的重心處于與所述盤面平行、并在位于盤的厚度方向中央的面內(nèi)。
13.根據(jù)權(quán)利要求1～6中任意一項所述的盤裝置，所述動態(tài)減振器的重心處于決定所述盤的旋轉(zhuǎn)中心軸的軸線上。
14.根據(jù)權(quán)利要求1～6中任意一項所述的盤裝置，所述動態(tài)減振器設(shè)置在所述盤與所述基座之間。
15.一種盤裝置，包括具有旋轉(zhuǎn)部并使盤旋轉(zhuǎn)的馬達(dá)；與所述馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)部連接并能夠使重心位置變化的自動平衡裝置；與所述馬達(dá)相固定的基座；通過多個彈性物與所述基座連接的動態(tài)減振器，所述動態(tài)減振器相對于所述基座的基座面的平行模式的固有振動頻率，與所述動態(tài)減振器相對于所述基座的基座面的角位移模式的固有振動頻率是不一樣的。
16.根據(jù)權(quán)利要求15所述的盤裝置，所述平行模式的固有振動頻率比所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率高，而所述角位移模式的固有振動頻率與所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率大致相同。
17.根據(jù)權(quán)利要求15所述的盤裝置，所述角位移模式的固有振動頻率的大小，是通過調(diào)節(jié)所述動態(tài)減振器的重心，與支承所述動態(tài)減振器的所述多個彈性物之間的距離來設(shè)定的。
18.根據(jù)權(quán)利要求15所述的盤裝置，所述角位移模式的固有振動頻率的大小，是通過調(diào)節(jié)繞所述動態(tài)減振器重心的慣性轉(zhuǎn)矩來設(shè)定的。
19.根據(jù)權(quán)利要求15所述的盤裝置，各個所述多個彈性部件設(shè)置于設(shè)在所述基座的凹部的內(nèi)壁，和與所述動態(tài)減振器連接并插入所述凹部的凸?fàn)罟潭ú考g。
20.根據(jù)權(quán)利要求19所述的盤裝置，所述凸?fàn)罟潭ú考┻^所述動態(tài)減振器，并且穿過所述動態(tài)減振器的所述固定部件一端的前端部，通過由加熱壓扁的壓接固定方法與所述動態(tài)減振器固定。
21.根據(jù)權(quán)利要求19所述的盤裝置，所述固定部件具有旋轉(zhuǎn)防止用部分，所述動態(tài)減振器被螺釘緊固在固定部件上。
22.一種盤裝置，包括具有旋轉(zhuǎn)部并使盤旋轉(zhuǎn)的馬達(dá)；與所述馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)部連接并能夠使重心位置變化的自動平衡裝置；與所述馬達(dá)相固定的基座；通過彈性物與所述基座連接的動態(tài)減振器，所述動態(tài)減振器相對于所述基座的基座面的平行模式的固有振動頻率，與所述動態(tài)減振器相對于所述基座的基座面的垂直方向的平行模式的固有振動頻率是不一樣的。
23.根據(jù)權(quán)利要求22所述的盤裝置，相對于所述基座面的平行模式的固有振動頻率，比所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率高，而與所述基座的基座面垂直方向的平行模式的固有振動頻率與所述盤的旋轉(zhuǎn)頻率大致相同。
全文摘要
一種盤裝置，包括具有旋轉(zhuǎn)部并使盤旋轉(zhuǎn)的馬達(dá)；與馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)部連接并能夠使重心位置變化的自動平衡裝置；與馬達(dá)相固定，通過第1彈性物與外部連接的基座；通過第2彈性物與基座連接的動態(tài)減振器。在盤旋轉(zhuǎn)時使盤進(jìn)行搖擺運(yùn)動的情況下，由基座、第1彈性物及外部所形成的第1振動系統(tǒng)的、與基座面平行方向的第1固有振動頻率，與盤的旋轉(zhuǎn)頻率的關(guān)系；以及由動態(tài)減振器、第2彈性物及基座所形成的第2振動系統(tǒng)的、與基座面平行方向的第2固有振動頻率，與盤的旋轉(zhuǎn)頻率之間的關(guān)系，規(guī)定為使由搖擺的中心軸向盤的重心的方向，與由搖擺的中心軸向自動平衡裝置的重心的方向之間的相位角度處于120°與180°之間。
文檔編號G11B19/20GK1393019SQ01803013
公開日2003年1月22日 申請日期2001年2月27日 優(yōu)先權(quán)日2000年3月1日
發(fā)明者秋丸健二, 滝澤輝之, 佐治義人, 井川喜博, 稻田真寬 申請人:松下電器產(chǎn)業(yè)株式會社