专利名称：盘装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种用于向盘状记录媒体(以下称为“盘”)写入信息，或者，从盘中读取信息的盘装置，尤其是涉及一种抑制了使盘高速旋转时产生振动的盘装置。
针对所述问题，众所周知的有，通过采用球等平衡部件所构成的自动平衡装置来自动补正盘的偏重心，从而抑制盘装置振动的技术。这种技术，例如，在特许第2824250号中所公开。下面，参照
图18及图19，对具有自动平衡装置的、以往的盘驱动装置的构成和动作进行说明。
图18是表示以往的盘装置构成的剖面图。该盘装置包括具有转盘18的主轴马达2和自动平衡装置16。盘1被夹在转盘18和自动平衡装置16之间，并通过驱动主轴马达2，使盘1随转盘18沿旋转轴P0旋转。
如图19所示，自动平衡装置16具有与旋转轴P0同心的中空环状部23。在中空环状部23的内部，收存了多个平衡部件17。平衡部件17由多个铁球等构成，可以在中空环状部23的内部移动。
再参照图18，主轴马达2与副基座6相对固定，该副基座6通过具有弹性的隔离件(第1弹性物)7，固定在主基座8上。来自装置外部的、经主基座8施加在副基座6上的振动及冲击，通过隔离件7而受到衰减。
由主基座8、副基座6及隔离件7所形成的振动系统，具有从主基座8向副基座6的振动传递率为最大的固有振动频率(谐振频率)。在该盘装置中，通过适当地选择隔离件7的材料等，把与盘1的记录面平行的、副基座6的振动模式的固有振动频率f1，设定为比盘1的旋转频率fm低。例如，当旋转频率fm＝100Hz时，将固有振动频率设定为f1＝60Hz。
下面，对在如上所述构成的以往的盘装置中，使具有偏重心的盘旋转时的动作进行说明。如图19所示，盘1的重心G1位于与旋转轴P0不同的位置。因此，当使盘1旋转时，产生从旋转轴P0向重心G1的方向的离心力F。并且，该离心力F的作用方向是随盘的旋转而变化的。另外，离心力F由于是因盘1质量不平衡所造成的，所以在本说明书中，有时也称其为不平衡力。当这种不平衡力F作用时，盘1或副基座6相对于主基座8会产生摇摆运动。
这时，相应盘1的旋转频率fm与固有振动频率f1之间的关系，摇摆运动会产生变化。当盘1的旋转频率fm远低于固有振动频率f1时，因不会产生相位的延迟，所以不平衡力F的作用方向(也就是从旋转轴P0向重心G1的方向)与副基座6的位移方向保持一致(参照图20(a))。与此相反，如上所述，当旋转频率fm远高于固有振动频率f1时，因产生相位的延迟，所以不平衡力F的作用方向与副基座6的位移方向成近似反向(参照图20(b))。在这种情况下，摇摆的中心轴P1位于盘的重心G1与旋转轴P0之间。
下面，对摇摆的中心轴P1位于盘的重心G1与旋转轴P0之间时的自动平衡装置16的动作进行说明。当进行摇摆动作时，在中空环状部23内部收容的平衡部件17上，作用有从摇摆的中心轴P1向平衡部件17的方向的离心力q。另一方面，在平衡部件17上，作用有来自中空环状部23外周壁面25的抵抗力N。该抵抗力N向既是旋转轴(旋转中心)P0、也是自动平衡装置16及外周壁面25中心的方向起作用。其结果，在平衡部件17上作为离心力q与抵抗力N的合力，得到了沿中空环状部23切线方向作用的移动力R。通过该移动力R，平衡部件17沿外周壁面25移动，并且多个平衡部件17夹住摇摆中心轴P1，集中到与盘1的重心G1近似对向的位置。也就是说，在旋转动作中，自动平衡装置16的动作是使其重心落在盘1的重心G1与摇摆的中心轴P1的连接线的延长线上。由此，自动平衡装置16受到与不平衡力F相反方向的离心力Q的作用，并且，由于通过该离心力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的振动。
但是，对于所述盘装置，在不平衡力F被抵消的过程中，当不平衡力F变小时，由于作用于平衡部件17的移动力R也会变小，所以平衡部件17因受到中空环状部23的摩擦阻力等的影响，有时会无法移动到理想的位置。在这种情况下，就无法得到所希望的振动衰减效果，并产生残余振动。另外，残余振动不仅有与盘面平行方向的成分，而且还有垂直方向的成分，在这种情况下，还产生了助长被称作串音的垂直方向的振动的问题。
另外，在所述以往的盘驱动装置中，把自动平衡装置设置在与盘面同一平面内是比较困难的。因此，因作用在自动平衡装置上的离心力与作用在盘的偏重心上的离心力的高度偏差会产生转矩，造成盘旋转轴倒下方向的振动会变大。当盘旋转轴倒下方向的振动变大时，有时会妨碍平衡部件的顺利移动，就会降低自动平衡装置补正盘的偏重心的能力。
当更加高速地使盘旋转时，作用于重心的离心力由于以转速的平方正比增大，所以即使在通过自动平衡装置补正后的盘重心位置与旋转中心的位置之间的距离比较短的情况下，也会产生比较大的振动。因此，对于采用以往的自动平衡装置的盘装置，通过使盘更加高速地旋转来提高数据传输率是比较困难的。
另外，众所周知的还有，通过用动态减振器吸收具有偏重心的盘旋转所产生的振动，以降低盘装置的振动的技术，例如，在特开平11-328944号公告和特许第2951943号中所公开的。在该技术中，在因具有偏重心的盘的旋转而振动(或摇摆)的部件(例如副基座6)上，通过弹性物连接有具有所定质量的动态减振器，使动态减振器起到吸收所产生的振动的作用。
但是，在用动态减振器降低装置振动的方法中，无法降低具有偏重心的盘旋转时所产生的离心力其本身的大小，因此，要求主旋转轴和基座等，具有至少能够承受作用于偏重心的离心力的足够的刚性。要想进一步有效地抑制振动，就需要与盘的转速的平方成正比地增大装置及动态减振器的质量。因而，又会带来盘装置自重变大的问题。
本发明的盘装置，包括具有旋转部并使盘旋转的马达；与所述马达的旋转部连接并能够使重心位置变化的自动平衡装置；与所述马达相固定，通过第1弹性物与外部连接的基座；通过第2弹性物与所述基座连接的动态减振器，在通过所述马达使盘旋转时而使所述盘进行摇摆运动的情况下，由所述基座、所述第1弹性物及所述外部所形成的第1振动系统的、与基座面平行方向的第1固有振动频率，与所述盘的旋转频率的关系；以及由所述动态减振器、所述第2弹性物及所述基座所形成的第2振动系统的、与基座面平行方向的第2固有振动频率，与所述盘的旋转频率之间的关系，规定为使由所述摇摆的中心轴向所述盘的重心的方向，与由所述摇摆的中心轴向所述自动平衡装置的重心的方向之间的相位角度处于120°与180°之间。
在优选实施例中，用与所述第2振动系统的、与基座面垂直方向的第3固有振动频率大致相同的频率，使所述盘旋转。
在优选实施例中，所述第1固有振动频率为所述盘的旋转频率的 倍以下。
在优选实施例中，所述第2固有振动频率为所述盘的旋转频率的1.05至2倍。
在优选实施例中，所述自动平衡装置包括中空环状部件，和收存在所述中空环状部件内能够移动的移动部件。
在优选实施例中，所述自动平衡装置固定在所述马达的旋转部。
在优选实施例中，由所述外部向基座的振动传递率，超过所述第1固有振动频率的3倍。
在优选实施例中，由所述基座向所述动态减振器的振动传递率，超过所述第2固有振动频率的3倍。
在优选实施例中，所述第1弹性物由硅橡胶材料或天然橡胶材料中任意一种形成。
在优选实施例中，所述第2弹性物由硅橡胶材料或天然橡胶材料中任意一种形成。
在优选实施例中，所述自动平衡装置设置在所述盘的两侧。
在优选实施例中，所述动态减振器的重心处于与所述盘面平行、并在位于盘的厚度方向中央的面内。
在优选实施例中，所述动态减振器的重心处于决定所述盘的旋转中心轴的轴线上。
在优选实施例中，所述动态减振器设置在所述盘与所述基座之间。
本发明的盘装置，包括具有旋转部并使盘旋转的马达；与所述马达的旋转部连接并能够使重心位置变化的自动平衡装置；与所述马达相固定的基座；通过多个弹性物与所述基座连接的动态减振器，其中所述动态减振器相对于所述基座的基座面的平行模式的固有振动频率，与所述动态减振器相对于所述基座的基座面的角位移模式的固有振动频率不同。
在优选实施例中，所述平行模式的固有振动频率比所述盘的旋转频率高，而所述角位移模式的固有振动频率与所述盘的旋转频率大致相同。
在优选实施例中，所述角位移模式的固有振动频率的大小，是通过调节所述动态减振器的重心，与支承所述动态减振器的所述多个弹性物之间的距离来设定的。
在优选实施例中，所述角位移模式的固有振动频率的大小，是通过调节绕所述动态减振器重心的惯性转矩来设定的。
在优选实施例中，各个所述多个弹性部件设置于设在所述基座的凹部的内壁，和与所述动态减振器连接并插入所述凹部的凸状固定部件之间。
在优选实施例中，所述凸状固定部件穿过所述动态减振器，并且穿过所述动态减振器的所述固定部件一端的前端部，通过由加热压扁的压接固定方法与所述动态减振器固定。
在优选实施例中，所述固定部件具有旋转防止用部分，所述动态减振器被螺钉紧固在固定部件上。
本发明的盘装置是包括具有旋转部并使盘旋转的马达；与所述马达的旋转部连接并能够使重心位置变化的自动平衡装置；与所述马达相固定的基座；通过弹性物与所述基座连接的动态减振器的盘装置，所述动态减振器相对于所述基座的基座面的平行模式的固有振动频率，与所述动态减振器相对于所述基座的基座面的垂直方向的平行模式的固有振动频率是不一样的。
在优选实施例中，相对于所述基座面的平行模式的固有振动频率，比所述盘的旋转频率高，而与所述基座的基座面垂直方向的平行模式的固有振动频率与所述盘的旋转频率大致相同。
图2是表示本发明实施例1的盘装置结构的剖面图。
图3是表示有关本发明实施例1的盘装置的副基座及动态减振器的频率传递特性的曲线图。
图4是表示本发明实施例1的盘装置的盘旋转频率与副基座振动之间关系的曲线图。
图5是表示本发明实施例1的盘装置的自动平衡装置的剖面图。
图6是表示本发明实施例2的盘装置结构的剖面图。
图7是表示本发明实施例3的盘装置结构的剖面图。
图8是表示本发明实施例4的盘装置结构的图，(a)使盘装置的剖面图，(b)是动态减振器的俯视图。
图9是表示本发明实施例5的盘装置结构的剖面图。
图10是表示本发明实施例5的盘装置的动态减振器的俯视图。
图11是表示本发明实施例5的盘装置的动态减振器的支承固定方法的剖面图，(a)是固定前的状态，(b)表示固定后的状态。
图12是表示本发明实施例5的盘装置中动态减振器的x轴方向的平行模式的侧视图。
图13是表示本发明实施例5的盘装置中动态减振器的绕y轴方向的旋转运动的侧视图。
图14是表示本发明实施例5的盘装置的力学模型的图。
图15是表示本发明实施例5的盘装置中作用力的侧面图。
图16是表示本发明实施例6的盘装置的动态减振器的支承固定方法的剖面图。
图17是表示本发明实施例5的盘装置中的主轴马达的旋转频率与基座振动之间关系的曲线图。
图18是表示设有以往的自动平衡装置的盘装置结构的剖面图。
图19是表示以往的盘装置的自动平衡装置的剖面图。
图20是为了说明具有偏重心的盘旋转时所产生的摇摆运动的图，(a)是振动系统的固有振动频率比旋转频率大的情况，(b)是振动系统的固有振动频率比旋转频率小的情况。
对此，本申请发明人发现，如果把包括固定自动平衡装置的副基座的振动系统的固有振动频率及包括动态减振器的振动系统的固有振动频率，与盘的旋转频率之间的关系规定为所定的关系的话，就可以使自动平衡装置和动态减振器二者都能有效地起作用。还发现，如果把在动态减振器的平行模式的振动中的固有振动频率及在角位移模式的振动中的固有振动频率，相对于旋转频率设定为具有所定的关系的话，就可以使动态减振器和自动平衡装置有效地起作用，从而可以有效地抑制不同模式的振动。据此，采用自动平衡装置及动态减振器有效地抑制盘旋转时的振动产生，即使在使盘高速地旋转的情况下，也可以实现稳定的记录或再现动作。
下面，参照附图对本发明的实施例进行说明。另外，在下面的说明中，与图18所示的以往的盘装置的各个构成部件起同样作用的构成部件采用了相同的参照符号。
实施例1图1是本发明实施例1的盘装置100的立体图，图2是其剖面图。如图1及图2所示，盘装置100包括具有转盘18的主轴马达2和自动平衡装置16，盘1夹在转盘18与自动平衡装置16之间。
主轴马达2与副基座6相固定，该副基座6通过第1弹性物7固定在主基座8上。由装置外部经主基座8施加在副基座6的振动及冲击，通过第1弹性物7受到衰减。另外，在副基座6上，通过第2弹性物9固定有具有重心G2的动态减振器10，起到吸收副基座6的振动的作用。
在盘装置100中，盘1通过驱动主轴马达2，使固定在马达2的旋转轴上的转盘18及自动平衡装置16同时绕旋转轴P0旋转。从盘1中读取所记录的数据、或向盘1写入数据，是通过设置在副基座6上的光学部件(头部)3及头部移动机构4(参照图1)进行的。
在本实施例中，自动平衡装置16，包括与旋转轴P0同心的中空环状部23，收存在中空环状部23内部的多个平衡部件17。平衡部件17由多个(如6个)铁球等构成，可以在中空环状部23的内部移动。但是，作为自动平衡装置16也可以采用其它方式，只要是能起到在随盘1旋转的过程中，可以改变盘面的重心位置，从而可以补正盘的偏重心作用的自动平衡装置的话，无论任何形式都行。例如，自动平衡装置16也可以用具有偏重心的圆板状物或环状物来构成。另外，作为所述平衡部件17，也可以采用收容在中空环状部内的液体。
下面，参照图3对本实施例盘装置中，由主基座8、副基座6、及第1弹性物7所形成的第1振动系统中的从主基座8向副基座6的频率传递特性(曲线61)，和由副基座6、动态减振器10、及第2弹性物9所形成的第2振动系统中的从副基座6向动态减振器10的频率传递特性(曲线101)进行说明。
如图中曲线61所示，副基座6相对于主基座振动的第1振动系统，具有由与盘1的记录面(或副基座6的基座面)平行方向的机械振动中的第1弹性物7的形变所决定的副基座6的固有振动频率f1(平行模式的固有振动频率f1)。另外，如曲线101所示，第2振动系统，具有由与盘1的记录面(或副基座6的基座面)平行方向的机械振动中的第2弹性物9的形变所决定的动态减振器10的固有振动频率f2(平行模式的固有振动频率f2)。
另外，在各个振动系统中，与基座面平行方向的固有振动频率，在基座面内的至少两个方向上有不同的可能。但是，在本实施例中，在基座面内的各个方向的固有振动频率，实际上设定为同一频率。
在本实施例中，当把盘l的主旋转频率(在本实施例中是盘装置动作时的最大旋转频率)设为fm时，固有振动频率f1设定为旋转频率fm的 倍(约0.71倍)以下。固定振动频率f1的设定可以通过选择第1弹性物7的形状或强度等来进行。另外，固有振动频率f2设定为大于旋转频率fm，更具体地说，是设定第2弹性物9的弹簧常数，使固有振动频率f2为旋转频率fm的1.05～2倍。例如，将旋转频率fm设定为约183Hz时，副基座6对主基座8的水平方向的振动中的固有振动频率f1设定为约35Hz，动态减振器10对副基座6的水平方向的固有振动频率f2设定为约200Hz。
另外图中虽然没有表示，但还存在由与盘1的记录面(或副基座6的基座面)垂直方向的平行机械振动中的第2弹性物9的形变所决定的动态减振器10的固有振动频率f3。通过设定第2弹性物9的形状或硬度等，使该固有振动频率f3与盘1的旋转频率fm大致相同为好。
下面，在这样规定了各个固有振动频率f1及f2与盘1的旋转频率fm之间的关系的盘装置中，对使具有偏重心的盘1旋转时的动作进行说明。
图4是表示本实施例的盘装置的盘旋转频率与副基座6所产生的振动之间关系的曲线图。图4(a)表示把旋转频率设为横轴时，与副基座6的盘面平行方向的振动中的加速度G。曲线41表示本实施例副基座6的振动加速度，曲线42表示把动态减振器10完全固定在副基座上时的副基座6的振动加速度。换句话说，曲线42相当于不设动态减振器的盘装置的副基座6的振动加速度的曲线。
另外，图4(b)表示把旋转频率设为横轴时，与副基座6的盘面平行方向的振动相位α。该振动相位α表示，在旋转动作中，相对于作用在盘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迟。
在盘1的重心G1上由于存在离心力的作用，所以有周期性的不平衡力作用在副基座6上。因该不平衡力，使第1弹性物产生形变，并且使副基座6及装载在副基座6上的构成部件全体，以盘1的旋转频率fm摇摆。这时，由于取决于第1弹性物7形变的副基座6的固有振动频率f1(约35Hz)，设定为低于盘1的旋转频率fm(约183Hz)，如图4(b)所示，副基座6的位移方向，为与不平衡力的作用方向大致相反的方向(振动相位α约为-180°)。
一般，在以弹簧和质量所构成的机械振动系统中，在其固有振动频率附近、作用于质量的周期性外力的频率，与由外力引起的质量位移的频率之间开始产生相位的偏差。而且，当外力的频率是机械振动系统的固有振动频率时，相位偏移为90°，而当外力的频率远高于固有振动频率时，相位偏移就近似180°，外力的作用方向，与振动系统的位移方向相反。在本实施例中，作用于重心G1的离心力F，作为具有频率fm的周期性外力作用在副基座6上，当旋转频率fm远高于副基座6相对于主基座8进行的振动的固有振动频率f1时，作用于重心G1的离心力的方向，与副基座6的位移方向相差180°，为近似相反的方向。尤其是在本实施例中，由于把副基座6的固有振动频率f1，设定为盘的旋转频率fm的 倍(约0.71倍)以下，所以以旋转频率fm作用的外力，就是副基座6的振动衰减区域(也就是振动传递率小于1的频率范围)的外力。因此，振动振幅不会被增幅，因而可以抑制振动。
另外，像这样在不平衡力的作用方向(也就是从旋转轴P0向盘的重心G1的方向)，与副基座的位移方向(也就是从摇摆的中心P1向旋转轴P0的方向)近似相反时，自动平衡装置16就起到抵消不平衡力的作用。在这种情况下，若自动平衡装置16能完全补正盘1的偏重心的话，就不会产生振动，但由于如上所述的中空环状部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的移动受到阻碍时，就会产生残余振动。
因这种残余振动而使副基座6以旋转频率fm振动时，通过第2弹性物9而固定在该副基座6上的动态减振器10，相对于副基座6的振动以相位滞后的方式进行动作，吸收副基座6的振动。其结果，如图4(a)中的曲线41所示，在旋转频率fm的副基座6的振动加速度，与把动态减振器10固定时(曲线42)相比，大幅度减少。但要想通过动态减振器10取得振动吸收效果时，使旋转频率fm(也就是副基座6的振动频率)，比通过第2弹性物9连接在副基座6上的动态减振器10的水平方向的固有振动频率f2(也就是，由副基座6、动态减振器10及第2弹性物9所形成的振动系统的平行模式的固有振动频率)低，并且不要比固有振动频率f2低太多为好。
但是，在旋转频率fm与固有振动频率f2相差较小时，动态减振器10的振动相位与副基座6的振动相位的偏差会变得比较大。这时，副基座6的位移方向与动态减振器10的位移方向产生大的偏差，因而副基座6会受到振动的动态减振器10的反作用。其结果，如图4(b)所示，副基座6的振动相位，从反转180°的地方偏离，成为具有相位角度β的状态。特别是，当旋转频率fm与动态减振器10的固有振动频率f2近似相同时，如图4(a)所示，虽然增大了动态减振器10的振动吸收效果，但另一方面，如图4(b)所示，使副基座6的振动相位，从反转180°的相位产生了较大的偏移。
像这样通过由动态减振器10受到的反作用，而使副基座的振动相位仅偏移β时，如图5所示，摇摆的中心轴P1的位置，从动态减振器10不起作用时的位置(也就是连接旋转中心P0与重心G1的直线上的点)移动到具有相位角度β的位置。
这时，不平衡力S作用在从摇摆中心P1向盘的重心G1的方向上。另外，自动平衡装置16以摇摆的中心轴P1为中心进行摇摆，在收容在中空环状部23内的平衡部件17上，作用有连接摇摆的中心轴P1与平衡部件17的重心的方向的离心力q，和由中空环状部23的外周壁面受到的抵抗力N。通过作为这种离心力q与抵抗力N的合力的移动力R的作用，平衡部件17夹住旋转中心P0，向与摇摆中心P1大致正相反的位置集中。其结果，离心力T对自动平衡装置的重心起作用。若设该不平衡力S与离心力T之间的相位角度为γ时，平衡部件17实际上向从不平衡力S的方向仅偏离相位角度γ的位置集中。
这时，副基座6受到不平衡力S与离心力T的合力U的作用。但只有当合力U的大小小于不平衡力S的大小时，通过自动平衡装置16才可以得到抑制盘装置的振动的效果。因此，本实施例的盘装置所进行的动作，使相位角度γ处于120°～180°的范围。为了如此设定相位角度γ，必须适当地设定旋转频率fm与动态减振器的固有振动频率f2的关系。相对于旋转频率fm，若固有振动频率f2不大到一定程度的话，由于相位角度β会变得太大，所以相位角度γ就达不到120°因此，在本实施例中，将动态减振器的固有振动频率f2设定为旋转频率fm的1.05倍以上。
另外，如上所述，规定旋转频率fm与动态减振器的固有振动频率f2之间的关系，使盘装置动作在相位角度γ处于120°～180°的范围时，动态减振器10由于以与不平衡力的作用方向近似相反的相位进行振动，所以可以吸收副基座6的振动。但要想通过动态减振器10有效地吸收振动，动态减振器的固有振动频率f2不要比旋转频率fm大太多为好。因此，在本实施例中，将固有振动频率f2设定为旋转频率fm的2倍以下。若固有振动频率f2超过旋转频率fm的2倍时，如图4(a)所示，振动加速度曲线41，就类似于不设动态减振器时的振动加速度曲线42，仅仅是使结构变得复杂，却得不到所希望的振动吸收效果。
由以上原因可以得出，动态减振器10的固有振动频率f2，设定为盘1的旋转频率fm的1.05～2倍为好，设定为1.1倍左右更好。
其次，参照图4(c)对通过使与动态减振器10的盘面垂直方向的平行模式的固有振动频率f3，与盘1的旋转频率fm大致相同所得到的效果进行说明。图4(c)表示了把旋转频率作为横轴时，与副基座6的盘面垂直方向的加速度G，并且表示了表示本实施例的副基座的振动加速度的曲线44，和表示把动态减振器10固定在副基座6上时的副基座6的振动加速度的曲线45。
当使固有振动频率f3与盘1的旋转频率大致相同时，相对于与盘面的垂直方向，使动态减振器10与副基座6以不同的相位进行振动，可以降低与盘面垂直方向的振动。与盘面垂直方向的相位变化，与与盘面平行方向的相位变化不同，由于与平衡部件17的相位没有关系，所以也可以把第2弹性物9的垂直方向的固有振动频率f3，设定为使动态减振器10所起的效果最大。在这种情况下，不仅抑制了与盘面平行的面内方向的振动，而且相对于在与盘1的记录面垂直的面内方向所产生的副基座6的振动，使动态减振器10以近似相反的相位振动。因此，可以大幅度降低在与副基座6的盘面垂直方向的盘装置的振动，如图4(c)所示，可以得到稳定的振动衰减效果。
另外，由于作用在平衡部件17的力的大部分，是与盘面平行方向的成分，所以平衡部件17的移动就被限制为平面内的移动。因此，平衡部件17移动时所受到的来自中空环状部23上面及下面的摩擦影响变小，提高了自动平衡装置对不平衡力的消除效果。
通过这种方法有效地降低副基座6垂直方向的振动时，动态减振器10在相对于基座面垂直方向的平行模式的固有振动频率f3，与动态减振器10在相对于基座面的平行模式的固有振动频率f2不一样为好。这是因为希望固有振动频率f2设定为旋转频率fm的1.05～2倍，而希望固有振动频率f3设定为与旋转频率fm大致相同的原因。这种设定通过适当地选择用第2弹性物9支承动态减振器10的方式很容易实现。
如上所述，在本实施例的盘装置中，通过自动平衡装置16的作用降低具有偏重心的盘的质量不平衡，并且通过动态减振器10的作用消除自动平衡装置16没能彻底抑制的振动，可以使振动减到最小。另外，通过动态减振器10的反作用，即使自动平衡装置16的重心偏离所希望的位置时，因动态减振器10足够补充自动平衡装置16的振动抑制作用，可以有效地降低整体的振动。这样，由于可以使自动平衡装置16和动态减振器10双方有效地起作用，所以即便使具有偏重心的盘高速旋转时，也可以抑制副基座6的振动。并且，并不局限于与盘面平行的方向，在垂直方向上，动态减振器10也具有消除副基座6的振动的作用。因此，在振动受到抑制的状态下，可以进行稳定的记录动作或再现动作，可以实现高数据传送速度的盘装置。
另外，若用天然橡胶或硅系列材料(硅橡胶)形成第1弹性物7，可以使从主基座8向副基座6的振动传递率为频率f1的3倍以上。这样做的话，副基座6的振动方向会使在与残余偏重心的方向相差近似180°相位角度的位置的振动振幅增加。所谓振动振幅增加，也就是在图5中，使旋转中心P0与摇摆中心P1的间隔增大，这时，由于作用在平衡部件17上的移动力R变大，所以提高了平衡部件17的质量不平衡补正效果。另外，由于在从主基座8向副基座6的振动衰减区域的振动传递率变小，所以可以加大在旋转频率fm的振动衰减量。因此，可以提高盘装置的振动衰减效果。另外，尤其因硅橡胶材料具有良好的温度特性，即使在高温或低温下固有振动频率的变动也小。因具有这种稳定的频率特性，即使在周围温度变化时，也可以得到稳定的振动衰减性能。
另外，若用天然橡胶或硅系列材料形成第2弹性物9，可以使从副基座6向动态减振器10的振动传递率为频率f2的3倍以上。这时，由于可以增加靠近固有振动频率f2的旋转频率fm的振动振幅，所以与以上所述同样，可以提高在盘装置的振动衰减效果。
再有，通过使动态减振器10的重心10G的位置与平行于盘面的、处于厚度方向中央的面大致一致，不仅可以衰减与盘面平行方向的机械振动，还可以提高抑制与盘面垂直方向的振动产生的效果。
另外，在以上所述中，作为优选实施例，说明了与基座面平行方向的副基座6的固有振动频率f1，在基座面内的各个方位大致相同的情况。但是，在基座面内交叉的2轴方向上，固有振动频率f1也有随方向变化的情况。这时，基座面内任意方向的副基座6的固有振动频率f1，相对于旋转频率fm，，满足如上所述的关系为好。同样，在以上所述中，说明了与基座面平行方向的动态减振器10的固有振动频率f2，在基座面内的各个方位大致相同的情况，但是，基座面内任意方向的动态减振器10的固有振动频率f2，相对于旋转频率fm，，满足如上所述的关系为好。
实施例2图6表示实施例2的盘装置200的构成。该盘装置200与实施例1的盘装置100的不同点是，把自动平衡装置16与主轴马达2设计为一体这一点。自动平衡装置16还具有盘装置100中转盘18的作用。
这种盘装置200也与实施例1的盘装置100同样地进行动作。通过适当设定盘的旋转频率fm与副基座6的固有振动频率f1的关系，以及盘的旋转频率fm与动态减振器10的固有振动频率f2的关系，由自动平衡装置16及动态减振器10的作用，可以降低盘旋转时所产生的振动。
另外，在盘装置200中，与盘装置100相比，由于缩小了平衡部件17的重心与副基座6的重心之间的距离(高度差)，所以降低了力偶(转矩力)的产生。因此，降低了因在与盘面平行方向所产生的振动，而增加与盘面垂直方向的振动成分，使盘装置的振动进一步降低。
实施例3图7表示实施例2的盘装置300的构成。该盘装置300与实施例1的盘装置100的不同点是，把自动平衡装置16设在盘1的两侧，通过自动平衡装置16夹住并支承盘这一点。设在盘1的下侧的自动平衡装置16，与主轴马达2设计成为一体，也具有盘装置100中转盘18的作用。
这种盘装置300也与实施例1的盘装置100同样地进行动作。通过适当设定盘的旋转频率fm与副基座6的固有振动频率f1的关系，以及盘的旋转频率fm与动态减振器10的固有振动频率f2的关系，由自动平衡装置16及动态减振器10的作用，可以降低盘旋转时所产生的振动。
另外，在盘装置300中，通过把自动平衡装置16设在盘1的两侧，即使减小各个自动平衡装置16的尺寸，也可以实现所希望的振动抑制效果。这种结构在尺寸比较小的盘装置中，在为了设置自动平衡装置16而又很难获得较大空间的情况下特别有利。
实施例4图8(a)是表示实施例4的盘装置400的构成的剖面图。图8(b)是在盘装置400中所设置的动态减振器10的俯视图。该盘装置400与实施例1的盘装置100的不同点是，动态减振器10被设置在盘1与副基座6之间这一点。作为动态减振器10的形状，例如，可以采用如图8(b)所示的U字形状，避开与主轴马达2相碰，可以使头部的记录再现动作不受阻碍。
另外，如图8(b)所示，若采用U字型动态减振器10，可以使其重心G2与自动平衡装置16的旋转中心轴P0大致一致。如果这样做，由于会使动态减振器10的摇摆中心位置，与副基座6及固定在其上的构成部件的摇摆中心位置靠近，所以可以降低因进行这种摇摆动作的两个系统的摇摆中心，在与盘面平行的方向上产生了偏离而引起的力偶的产生。因此，可以降低在副基座6所产生的振动。
另外，在本实施例中，把动态减振器10设置在盘1与副基座6之间。这样，由于容易使动态减振器10的重心G2靠近旋转中心P0，所以可以降低因两个摇摆中心在与盘面垂直的方向上产生偏离而引起的力偶的产生，因而可以降低在副基座6所产生的振动。
实施例5图9是实施例5的盘装置500的剖面图。在盘装置500中，自动平衡装置16设置在盘1的下侧，盘1支承在固定在主轴马达2的旋转轴上的自动平衡装置16与夹紧装置53之间。
另外，主轴马达2固定在由树脂部件形成的基座56(相当于副基座6)上。基座56通过第1弹性物7固定在箱体58(相当于主基座)上。第1弹性物7的硬度及形状设定为，使从箱体58到基座56的频率传递特性的振幅为最大的固有振动频率f1，远低于主轴马达2的主旋转频率fm。例如，旋转频率fm＝183Hz(11000转/分，相当于CD48倍速)时，设定固有振动频率f1＝35Hz(2100转/分)。
其次，就本实施例的动态减振器10的构成进行说明。基座56设有多个孔状部56a、56b，在孔状部56a、56b的中央部，插入了由树脂部件组成的多个固定部件11a、11b。该孔状部56a、56b的内壁与固定部件11a、11b，通过设在它们的间隙之间的第2弹性物59相互固定。固定是通过一体树脂成型或粘接来实现的。用第2弹性物59的一体成型方法，可用公知的制造方法，例如，通过注入成型等实现。再有，动态减振器10固定并支承在固定部件11上。
对动态减振器10的支承固定方法，参照图10及图11进行说明。图10是本实施例5的动态减振器10的俯视图。图11是表示本实施例5的动态减振器10的支承固定方法的剖面图。如图10所示，动态减振器10由马蹄形状(或U字型形状)的平板形成，设置成围住主轴马达2的旋转轴的状态。把动态减振器10的重心G2作为原点，在惯性主轴方向建立坐标轴。如图10所示，由马蹄形状的对称性确定x轴及y轴两个轴。并且，设z轴的方向是由纸面垂直地向这边穿出。
在动态减振器10上设有3处孔10a、10b、10c，各个孔的坐标是(x1，y1)、(x2，y2)、(x3，y3)。设定坐标(x1，y1)、(x2，y2)、(x3，y3)，使由3处孔10a、10b、10c构成的三角形的重心，与动态减振器10的重心G2重合。也就是说，在满足下列式(1)的位置开设孔10a、10b、10c。x1+x2+x33=0]]>并且y1+y2+y33=0---(1)]]>下面，就孔10a、10b、10c与固定部件11的固定方法做一说明。如图11(a)所示，固定部件11是经弹性物59与基座56一体成型而形成，固定部件11的底面由支承台12所支承。固定部件11具有突起部11a，该突起部11a插在动态减振器10的孔10a内。
其次，从图11(a)的状态，通过把可以将突起部11a热成型为铆钉状的压模13压在突起部11a上，如图11(b)所示，形成了被压扁的、向平面方向展开的突起部11b。在此，支承台12支承固定部件11，使其不会因受到压模13的压下力，而使弹性物59产生挠曲。这样，动态减振器10通过弹性物59就被连接在基座56上。
下面，参照图12及图13对动态减振器10的振动模式和其固有振动频率的设定做一说明。图9所示的动态减振器10的振动模式有6种。首先，动态减振器10的重心沿坐标轴方向平行运动的模式有x轴、y轴、z轴各轴一种共3种。图12是表示本实施例的动态减振器10x轴方向平行模式的剖面图。在图12中，设在x轴方向的每个弹性物59的弹簧常数为k，并且动态减振器10的质量为m，其平行模式的固有振动频率fh可用下列式(2)表示。fh=12π3km---(2)]]>对于y轴方向的平行模式也可以与x轴方向同样表示。例如，主轴马达的旋转频率fm＝183Hz时，固有振动频率fh设定为只比其高数十Hz。例如，设定了固有振动频率fh＝220Hz，但究竟设定固有振动频率高出多少将在后面叙述。
另外，要想把fh设定为所希望的固有振动频率，只要通过适当地选择第2弹性物59的硬度及形状，来调节弹簧常数k即可。
另外，使z轴方向平行模式的固有振动频率，在旋转频率fm的附近或大于旋转频率fm的频率即可。
剩下的3种振动模式是，绕重心旋转运动的模式(动态减振器相对于基座产生角位移的模式)。绕x轴的模式、绕y轴的模式、绕z轴的模式共有3种。图13是表示本实施例的动态减振器10绕y轴旋转运动的剖面图。在图13中，设在z轴方向的每个弹性物59的弹簧常数为k，并且动态减振器10绕y轴的惯性转矩为Iyy。
设绕y轴的扭簧常数为Ky时，绕y轴旋转模式的固有振动频率，也就是俯仰模式的固有振动频率fp，可用下列式(3)给出。fp=12πKyIyy---(3)]]>在本实施例中，将俯仰模式的固有振动频率fp设定在旋转频率的附近。也就是，使fm＝fp＝183Hz。关于固有振动频率的设定理由将在后面叙述。另外，绕y轴的扭簧常数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，只要调节|x1|就可以调节绕y轴旋转模式的固有振动频率fp。也就是说，固有振动频率fp是，当把从动态减振器10的重心G2开始，到支承动态减振器10的弹性物59为止的支承距离|x1|、|x2|、|x3|设小时则变低，当把该支承距离设大时则变高。
另外，固有振动频率fp的调节，也可以通过在x轴方向延长或缩短动态减振器10而使惯性转矩Iyy增加或减少来进行。
另外，在以上所述中，虽然就绕y轴旋转模式的固有振动频率设定做了说明，但对于绕x轴的情况，也可以同样地通过调节支承距离|y1|、|y2|、|y3|或者调节惯性转矩Ixx来进行设定。另外，使绕z轴方向旋转模式的固有振动频率，在旋转频率fm的附近或大于旋转频率fm的频率即可。
把各种振动模式的固有振动频率的设定归纳后，可以得出下面的结果。
通过第1弹性物7，基座56相对于箱体58平行运动时的平行模式的固有振动频率f1＝35Hz(2100转/分)主轴马达2(以及盘)的主频率fm＝183Hz(11000转/分)动态减振器10俯仰模式的固有振动频率(绕x轴、y轴旋转模式的固有振动频率)fp＝183Hz平行模式的固有振动频率(在x轴、y轴方向平行模式的固有振动频率)fh＝220Hz对于z轴方向平行模式的固有振动频率和绕z轴旋转模式的固有振动频率，除了使其为旋转频率fm附近或大于旋转频率fm的频率以外，并不做特殊规定。
下面，参照图14及图15，就如上所述构成的盘装置的动作过程做一说明。
首先，用力学模型对与盘面平行方向的运动做一说明。图14是表示本发明实施例1的动态减振器10的力学模型的图。
基座6通过由弹簧常数为k1、粘性衰减系数为c1所形成的第1弹性物7，支承在箱体58上。盘1、主轴马达2及基座6的合计质量为m1。动态减振器10具有质量m2、并通过由弹簧常数k2、粘性衰减系数c2所形成的第2弹性物59，受到基座6的支承。另外，在从旋转中心P0仅离开半径a的位置，存在具有质量m3的盘1的偏重心14。在这一力学模型中，假设质量m1、m2、m3在x轴方向的位移分别为x1、x2、x3，则运动方程式如下列式(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表示主轴马达的旋转频率，单位是[弧度/秒]。另外，在式(5.1)及(5.2)中，文字上所标的点“·”表示微分。若由式(5.1)～(5.3)经拉普拉斯变换求x1的常数解时，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＝jω，j是虚数单位。在所述式(7)中|G(s)|表示基座6在x轴方向的振幅，∠(G(s))表示相对于偏重心14位移的基座6的位移的相位。
其次，参照图17对通过式(7)求得的基座6的振动与相位的关系进行说明。图17是表示本实施例的主轴马达2的旋转频率与基座6的振动之间关系的曲线图。在图17中，横轴表示主轴马达的旋转频率。图17(a)表示在x轴方向或y轴方向的振动，图17(b)表示在z主方向的振动。
在图17(a)中，曲线60是表示只有动态减振器起作用时的基座6在x轴方向产生振动的曲线，绘出了ω^2|G(s)|的值。曲线62表示基座6对偏重心的摇摆相位，作出了∠(G(s))。主轴马达的主旋转频率为fm＝183Hz，这时的摇摆相位约为-174°。若用β1表示从-180°偏移的角度时，β1＝6°。另外，平行模式的固有振动频率为fh＝220Hz时的摇摆相位约为-124°。同样地，若用β2表示从-180°偏移的角度时，β2＝56°。曲线61是表示把动态减振器和自动平衡装置组合后的基座6的振动的曲线。
如上所述，当主轴马达2的旋转频率fm比固有振动频率f1稍大时，摇摆相位虽然会靠近-180°，但随着接近固有振动频率fh又从-180°开始偏移。摇摆相位从-180°的偏移β，是因动态减振器10的作用而产生的，当旋转频率fm接近平行模式的固有振动频率fh时，相位偏移β变大。
再次参照图5，对设有动态减振器10时的自动平衡装置16的动作过程进行说明。如上所述，平衡部件17由于受到离心力q和抵抗力N的作用，向箭头R的方向移动，平衡部件17以中心P0为中心，向与摇摆中心P1大致正好相反的位置集中。由图中可以看出，若把从旋转轴P0到摇摆中心P1的距离设为摇摆半径时，合力R与摇摆半径的大小成正比。因此，如果用树脂部件来减轻基座6的话，因摇摆半径变大，其结果，合力R就容易超过由中空环状部23所受到的摩擦力，因而可以使平衡部件17移动到适当的位置。
另外，在本实施例中，也如上所述，若使盘装置动作在相位角度γ为120°～180°的范围时，合力U的大小就会小于不平衡力S。再通过动态减振器10的作用抑制基座6的振动。这样，将动态减振器10和自动平衡装置16组合后的基座6的振动表示在图8中的曲线61。对曲线61和曲线60进行比较后可知，在平行模式的固有振动频率为fh＝220Hz附近，振动的大小会颠倒过来。
在此，由图5的γ180-β＝|∠(G(s))|可以看出，相位角度γ可以通过控制∠(G(s))进行选择。使平行模式的固有振动频率fh为盘1的旋转频率fm的1.05倍以下时，基座6的振动相位相对于S方向的γ为120°以下，因而合力U会大于S。另外，使平行模式的固有振动频率fh为盘1的旋转频率fm的2倍以上时，由于动态减振器10的振动吸收效果会减小，所以曲线60与曲线61类似，就不能有效地降低振动。从以上所述可知，动态减振器10平行模式的固有振动频率fh设定为盘1的主旋转频率fm的1.05～2倍为好，设定为1.1倍左右效率最高。
其次，参照图15对本实施例的盘装置中的作用力关系进行说明。
如上所述，动态减振器10平行模式的固有振动频率fh设定为盘1的主旋转频率fm的1.05～2倍时，用自动平衡装置也没能消除的残余不平衡力U，与动态减振器10在水平方向的作用力V在近似相反方向作用，因这些力U、V相互抵消，所以可以抑制基座6的振动。
但是，由于不可能将平衡部件17设置在与盘1的同一平面内，所以作用在盘1的偏重心上的力S与作用在自动平衡装置16上的力T所作用的高度是不同的。也就是说，因力S和T会产生转矩M。在这种情况下，对于所产生的转矩M，通过动态减振器10的俯仰模式动作，使基座6受到反转矩W的作用。这时，动态减振器10的俯仰模式动作与平行运动是独立的。因此，由于不会产生基座6的摇摆相位变化，所以不会对平衡部件17的移动造成影响。因此，希望自由地设定动态减振器10的俯仰模式的固有振动频率fp，使动态减振器10所起的转矩M的抑制效果最大。
更具体地说，通过使动态减振器10的俯仰模式的固有振动频率fp与主轴马达2的主旋转频率fm大致相同，可以有效地抑制副基座6的俯仰模式的振动。就这一效果参照图17(b)做一说明。
在图17(b)中，曲线63是仅有动态减振器作用时的基座6在z轴方向所产生的振动。曲线64是使动态减振器和自动平衡装置组合时的基座6在z轴方向所产生的振动。曲线65是基座6相对于偏重心在z轴方向振动的相位。另外，在z轴方向所产生的振动由于与离开主轴马达2的距离成正比增大，所以表示了基座6的某一点上的计算结果。
由曲线65可以看出，由于动态减振器10的作用，在固有振动频率fp附近，基座6相对于偏重心的俯仰模式的相位会产生变化。但是，从平行模式的相位关系β1＝6°，平衡部件17与盘1的偏重心向大致相反的位置移动，因而可以补正因偏重心所产生的离心力。由曲线64与曲线63在固有振动频率fp附近没有产生交叉，并且每一条曲线在固有振动频率fp附近的振动极小的状况可以证明，动态减振器10没有使自动平衡装置16的补正性能降低。
这样，若通过动态减振器10有效地抑制了副基座6的角位移模式(俯仰模式)的振动后，由于妨碍平衡部件17移动的z轴方向的振动降低，所以可以得到稳定的自动平衡装置的补正效果。另外，用树脂部件构成轻量的基座6，而增加摇摆半径，也可以提高自动平衡装置的补正效果。另外，通过用树脂部件构成基座6，也可以减轻盘装置的重量。
上述效果是通过错开设定动态减振器10的俯仰模式的固有振动频率fp与平行模式的固有振动频率fh得到的。根据本实施例，固有振动频率fp，可以通过减小从动态减振器10的重心G2到支承动态减振器的弹性物59的支承距离而降低，也可以通过加大支承距离而增大。这样做，可容易地在通过调节弹性物59的弹簧常数，使动态减振器平行模式的固有振动频率fh设定到比旋转频率fm高的适当的大小的同时，使固有振动频率fp设定到旋转频率fm附近。
另外，固有振动频率fp，也可以通过适当地选择动态减振器10的形状，调节惯性转矩方便地进行设定。这样，在本实施例的盘装置中，由于可以通过各种方法来设定固有振动频率fp，所以增加了盘装置的设计自由度。
另外，如上所述，根据本实施例，通过把支承动态减振10的弹性部件59，以一体成型的方法填充粘接在基座56上设有的凹部，可以减少组装工序。再有，通过加热压扁从固定部件11伸出的突起部的压接固定来实施动态减振器10的固定，也可以减少组装工序。
实施例6下面，参照图16对实施例6的盘装置中的动态减振器10的支承固定方法做一说明。本实施例的动态减振器10的支承固定方法与实施例5的方法相比有以下不同之处。也就是，在实施例5中，如图11(b)所示，是实施了加热压扁从固定部件11伸出的突起部的压接固定，与此相对，在本实施例中，如图16所示，是通过螺钉15固定动态减振器10的。
但是，在本实施例的方法中，有时会因螺钉固定时的扭矩而造成固定部件11产生转动。这时，固定部件11因隔着弹性物59，当施加太大的扭矩时，弹性物59与基座56或固定部件11的接合有可能会分离。针对这个问题，在本实施例中，为了防止固定部件11的转动，在支承台12上设置了突起12a，并使其与开设在固定部件11上的转动防止用开槽相配合。另外，支承台12的凹部12b是为了避让螺钉15突出部而开设的。
因为如上所述构成的实施例6的盘装置的动作与实施例5相同，所以不再赘述。螺钉固定与压接固定相比，虽然零件数增加了，但有可以利用以往的组装设备的优点。
根据本发明的盘装置，通过抑制盘旋转时产生的振动，可以实现稳定的记录动作或再现动作，并且可以实现在高数据传送速度下的动作。
权利要求
1.一种盘装置，包括具有旋转部并使盘旋转的马达；与所述马达的旋转部连接并能够使重心位置变化的自动平衡装置；与所述马达相固定，通过第1弹性物与外部连接的基座；通过第2弹性物与所述基座连接的动态减振器，在通过所述马达使盘旋转时所述盘进行摇摆运动的情况下，由所述基座、所述第1弹性物及所述外部所形成的第1振动系统的、与基座面平行方向的第1固有振动频率，与所述盘的旋转频率的关系；以及由所述动态减振器、所述第2弹性物及所述基座所形成的第2振动系统的、与基座面平行方向的第2固有振动频率，与所述盘的旋转频率之间的关系，规定为使由所述摇摆的中心轴向所述盘的重心的方向，与由所述摇摆的中心轴向所述自动平衡装置的重心的方向之间的相位角度处于120°与180°之间。
2.根据权利要求1所述的盘装置，用与所述第2振动系统的、与基座面垂直方向的第3固有振动频率大致相同的频率，使所述盘旋转。
3.根据权利要求1或2所述的盘装置，所述第1固有振动频率为所述盘的旋转频率的 倍以下。
4.根据权利要求1～3中任意一项所述的盘装置，所述第2固有振动频率为所述盘的旋转频率的1.05至2倍。
5.根据权利要求1～4中任意一项所述的盘装置，所述自动平衡装置包括中空环状部件，和收存在所述中空环状部件内能够移动的移动部件。
6.根据权利要求1～5中任意一项所述的盘装置，所述自动平衡装置固定在所述马达的旋转部。
7.根据权利要求1～6中任意一项所述的盘装置，由所述外部向基座的振动传递率，超过所述第1固有振动频率的3倍。
8.根据权利要求1～6中任意一项所述的盘装置，由所述基座向所述动态减振器的振动传递率，超过所述第2固有振动频率的3倍。
9.根据权利要求1～6中任意一项所述的盘装置，所述第1弹性物由硅橡胶材料或天然橡胶材料中任意一种形成。
10.根据权利要求1～6中任意一项所述的盘装置，所述第2弹性物由硅橡胶材料或天然橡胶材料中任意一种形成。
11.根据权利要求1～6中任意一项所述的盘装置，所述自动平衡装置设置在所述盘的两侧。
12.根据权利要求1～6中任意一项所述的盘装置，所述动态减振器的重心处于与所述盘面平行、并在位于盘的厚度方向中央的面内。
13.根据权利要求1～6中任意一项所述的盘装置，所述动态减振器的重心处于决定所述盘的旋转中心轴的轴线上。
14.根据权利要求1～6中任意一项所述的盘装置，所述动态减振器设置在所述盘与所述基座之间。
15.一种盘装置，包括具有旋转部并使盘旋转的马达；与所述马达的旋转部连接并能够使重心位置变化的自动平衡装置；与所述马达相固定的基座；通过多个弹性物与所述基座连接的动态减振器，所述动态减振器相对于所述基座的基座面的平行模式的固有振动频率，与所述动态减振器相对于所述基座的基座面的角位移模式的固有振动频率是不一样的。
16.根据权利要求15所述的盘装置，所述平行模式的固有振动频率比所述盘的旋转频率高，而所述角位移模式的固有振动频率与所述盘的旋转频率大致相同。
17.根据权利要求15所述的盘装置，所述角位移模式的固有振动频率的大小，是通过调节所述动态减振器的重心，与支承所述动态减振器的所述多个弹性物之间的距离来设定的。
18.根据权利要求15所述的盘装置，所述角位移模式的固有振动频率的大小，是通过调节绕所述动态减振器重心的惯性转矩来设定的。
19.根据权利要求15所述的盘装置，各个所述多个弹性部件设置于设在所述基座的凹部的内壁，和与所述动态减振器连接并插入所述凹部的凸状固定部件之间。
20.根据权利要求19所述的盘装置，所述凸状固定部件穿过所述动态减振器，并且穿过所述动态减振器的所述固定部件一端的前端部，通过由加热压扁的压接固定方法与所述动态减振器固定。
21.根据权利要求19所述的盘装置，所述固定部件具有旋转防止用部分，所述动态减振器被螺钉紧固在固定部件上。
22.一种盘装置，包括具有旋转部并使盘旋转的马达；与所述马达的旋转部连接并能够使重心位置变化的自动平衡装置；与所述马达相固定的基座；通过弹性物与所述基座连接的动态减振器，所述动态减振器相对于所述基座的基座面的平行模式的固有振动频率，与所述动态减振器相对于所述基座的基座面的垂直方向的平行模式的固有振动频率是不一样的。
23.根据权利要求22所述的盘装置，相对于所述基座面的平行模式的固有振动频率，比所述盘的旋转频率高，而与所述基座的基座面垂直方向的平行模式的固有振动频率与所述盘的旋转频率大致相同。
全文摘要
一种盘装置，包括具有旋转部并使盘旋转的马达；与马达的旋转部连接并能够使重心位置变化的自动平衡装置；与马达相固定，通过第1弹性物与外部连接的基座；通过第2弹性物与基座连接的动态减振器。在盘旋转时使盘进行摇摆运动的情况下，由基座、第1弹性物及外部所形成的第1振动系统的、与基座面平行方向的第1固有振动频率，与盘的旋转频率的关系；以及由动态减振器、第2弹性物及基座所形成的第2振动系统的、与基座面平行方向的第2固有振动频率，与盘的旋转频率之间的关系，规定为使由摇摆的中心轴向盘的重心的方向，与由摇摆的中心轴向自动平衡装置的重心的方向之间的相位角度处于120°与180°之间。
文档编号G11B19/20GK1393019SQ01803013
公开日2003年1月22日 申请日期2001年2月27日 优先权日2000年3月1日
发明者秋丸健二, 滝泽辉之, 佐治义人, 井川喜博, 稻田真宽 申请人:松下电器产业株式会社