JP2007162704A - Screw fluid machine and screw gear - Google Patents
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Abstract
Description
本発明はスクリュー流体機械、つまりスクリュー式の真空ポンプ、圧縮ポンプ、モータ等に係り、特に大気圧から10-4Torrレベルの低・中真空領域に好適なスクリュー真空ポンプに関するものである。また、本発明はそれらスクリューポンプ等に適したねじ歯車自体にも関する。 The present invention relates to a screw fluid machine, that is, a screw-type vacuum pump, a compression pump, a motor, and the like, and more particularly to a screw vacuum pump suitable for a low / medium vacuum region from atmospheric pressure to 10 −4 Torr level. The present invention also relates to a screw gear itself suitable for the screw pump or the like.
従来より、低・中真空領域では油回転ポンプ、ルーツポンプ、拡散ポンプなど種々形式の真空ポンプが用いられてきた。例えば、半導体の製造分野では、真空状態にした容器内にウエハを収納して所定の処理が行われるが、この処理では、容器内にN2ガス等の不活性ガスを供給しつつ真空ポンプで吸引し、容器内の不純物(O2、CO2等)を除去し、数Torrから10-4Torrレベルの真空状態としている。このような半導体製造工程において使用される真空ポンプとしては、油回転ポンプ、ルーツ式のメカニカルブースタポンプ等が用いられている。 Conventionally, various types of vacuum pumps such as an oil rotary pump, a roots pump, and a diffusion pump have been used in low and medium vacuum regions. For example, in the semiconductor manufacturing field, a predetermined process is performed by storing a wafer in a vacuumed container. In this process, a vacuum pump is used while supplying an inert gas such as N 2 gas into the container. Suction is performed to remove impurities (O 2 , CO 2, etc.) in the container, and a vacuum state of several Torr to 10 −4 Torr level is obtained. As a vacuum pump used in such a semiconductor manufacturing process, an oil rotary pump, a roots type mechanical booster pump, or the like is used.
しかし、油回転ポンプでは、使用している潤滑用油が半導体製造過程で用いる各種ガス(例えば、ヒ素、ガリウム、塩素、Poly−Si、フッ素等)と接触して、潤滑油としての寿命を短くするという問題があり、また油分子が半導体製造容器内を汚染して半導体製造工程上好ましくないという問題があった。 However, in the oil rotary pump, the lubricating oil used is in contact with various gases (for example, arsenic, gallium, chlorine, Poly-Si, fluorine, etc.) used in the semiconductor manufacturing process, and the life as a lubricating oil is shortened. In addition, there is a problem that oil molecules are contaminated in the semiconductor manufacturing container and are not preferable in the semiconductor manufacturing process.
また、上記ポンプでは、正常動作する圧力範囲が狭いため、所定圧力に到達するまでに数種のポンプを切換えて使用しなければならず、大気圧から10-4Torrレベルまで一台の真空ポンプで排気することができないという問題があった。 In addition, since the above-mentioned pump has a narrow pressure range for normal operation, several types of pumps must be switched before reaching a predetermined pressure. One vacuum pump from atmospheric pressure to 10 −4 Torr level. There was a problem that the exhaust could not be exhausted.
これら問題を解決するものとして、特開昭60−216089号公報に示されるオイルフリースクリュー真空ポンプが既に提案されている。
前記公報に示されたスクリュー真空ポンプは無潤滑式で、上記圧力範囲を一台でカバーできるスクリュー真空ポンプである。
In order to solve these problems, an oil-free screw vacuum pump disclosed in JP-A-60-216089 has already been proposed.
The screw vacuum pump disclosed in the above publication is a non-lubricated screw vacuum pump that can cover the pressure range with a single unit.
このスクリュー式真空ポンプの概略を図1、2に基づいて説明する。図に示すように、雄ロータ10と雌ロータ11は主ケーシング12と吸入ケーシング13内の軸受14、15、16、17により回転自在に支えられている。
前記雄ロータ10と雌ロータ11はねじ歯車からなり、この歯車は歯すじねじれ角は常に一定の角度であって、回転軸方向ピッチ及び軸直角面ピッチも一定であって、前記ロータ10、11の回転角の変化に伴って変化はするものではない。
The outline of this screw type vacuum pump is demonstrated based on FIG. As shown in the figure, the
The
また、ロータの吸入側10aは10-4Torrレベルの低圧であり吐出側10bは大気圧になるため、ロータに作用するラジアル荷重は吸入側の方がはるかに小さい。そのため、吸入側の軸受14、15には深みぞ玉受軸を用いてラジアル荷重とスラスト荷重を支え、吐出側の軸受16、17には円筒ころ軸受を用いてラジアル荷重のみを支えている。
前記ロータの軸端にはタイミングギヤ18、19が取り付けられ、雄、雌ロータ10、11が互いに接触しないよう両ロータ間の隙間が調整される。
また軸受け14、15の潤滑は飛沫給油により行い、吸入カバー20内に溜った潤滑油21をタイミングギヤによって跳ねかけるようになされている。
Further, since the
The
一方軸受16、17の潤滑のため雄ロータ軸には円盤22が取り付けられ、吐出カバー23内の潤滑油24を円板22により跳ねかけるようになされている。
また、シャフトシール25、26、27、28は軸受やタイミングギヤの潤滑油が作動室内へ侵入するのを防いでいる。
On the other hand, a
The shaft seals 25, 26, 27, and 28 prevent the lubricating oil from the bearings and timing gear from entering the working chamber.
ロータの吐出側作動室10bと吐出カバー23内はほぼ大気圧になるので吐出側のシャフトシール27、28に作用する差圧は比較的小さいが、吸入側作動室10aは10-4Torrレベルの圧力となるため吸入カバー20内を大気に開放すると吸入側シャフトシール25、26に作用する差圧が大きくなりシールが難しくなる。
そのため、吸入カバー20内を排圧管29、30によって低圧の作動室10cと連通させ、吸入カバー20内の圧力を下げてシャフトシール25、26に作用する差圧を小さくしてシール効果を高めている。
Since the pressure in the discharge side working chamber 10b and the
Therefore, the inside of the
前記吸入カバー20内は油の飛沫が充満しているので、この油の排圧管29、30を通って作動室へ入るのを防ぐため、吸入カバーには飛沫分離室31が設けられ、また排圧管にはオイルトラップ32が取り付けられている。
また万一排圧管を通って油が作動室へ入った場合でも、この油が吸入ポート33側へ逆流しないようにするため、主ケーシング12の排圧口34はロータの作動室10cが吸入口33から完全に閉じられた後の位置に開口されている。
Since the inside of the
Even if oil enters the working chamber through the exhaust pressure pipe, the
雄ロータ10の作動室10cは、この作動室が吸入口33を通過後吐出口35と連通するまでの間に雌ロータ11と2ケ所の噛み合い部36、37を有し、同様に雌ロータの作動室11cは雄ロータと2ケ所の噛み合い部38、37を有する。
ロータの回転に伴い気体は吸入口33からロータ歯溝とケーシングによって形成される作動室に吸い込まれ、吐出口35から吐出される。
作動室10c、11cはロータの回転に伴い容積一定のまま気体を移送するが、さらにロータが回転した位置にある作動室39、40はロータの回転に伴いその容積を減少させ気体を圧縮する。
The
Along with the rotation of the rotor, the gas is sucked into the working chamber formed by the rotor tooth groove and the casing from the
The working
更に、雄ロータ10と雌ロータ11が噛み合っている状態をロータの周方向に展開した模式図である図3に基づいて説明する。
図に示すように、ロータを覆うケーシング12はその軸方向の一端が気体の吸入口33として大きく開口しており、反対側には吐出口35が設けられている。
この両口以外ではケーシング12は微少な隙間をもってロータ10、11を覆い、ロータとケーシングによりV字形の作動室が形成されている。
Furthermore, the state in which the
As shown in the figure, the
Except for these two ports, the
ロータが回転すると両ロータの噛み合い部は吸入口33から吐出口35へ向かって移動するが、この際作動室41はその容積を減少させ作動室内の気体を圧縮する。
一方、作動室42は容積一定であるので気体の圧縮作用はなく、移送作用をなす。
When the rotor rotates, the meshing portion of both rotors moves from the
On the other hand, since the volume of the
即ち、前記雄ロータ10と雌ロータ11は、歯すじねじれ角は常に一定の角度であって、回転軸方向ピッチ及び軸直角面ピッチも一定のねじ歯車で構成されるため、ロータとケーシングにより形成されるV字形の作動室42の容積は一定である。
しかし、ロータが回転し、両ロータの噛み合い部は吸入口33から吐出口35へ向かって移動すると、ケーシング12の端板12aによって作動室41の容積は減少する。
したがって、作動室41は容積を減少させ作動室内の気体を圧縮移送するように作用し、一方作動室42は容積が一定であるので気体の圧縮作用はなく、単に移送をなすように作用する。
That is, the
However, when the rotor rotates and the meshing portion of both rotors moves from the
Therefore, the working
尚、図中、作動室43は吐出口35を通して気体の吐出中であり、また吸入口33と連通している各作動室は、ロータの回転とともにその容積を増大させ気体の吸入作用をなしている。また、上述したようなスクリュー流体機構は、圧縮ポンプとしても利用されており、更に、モータとしても利用できるものである。
以上、詳述したように真空ポンプとして利用される従来のスクリュー流体機械は、作動室の容積を減少させ流体を圧縮する作動室と、作動室の容積を一定とし、流体に圧縮作用を及ぼすことなく、単に移送作用をなす作動室とを有している。 As described above, the conventional screw fluid machine used as a vacuum pump reduces the volume of the working chamber and compresses the fluid, and makes the volume of the working chamber constant and exerts a compressive action on the fluid. And a working chamber that simply performs a transfer action.
そのため、従来のスクリュー真空ポンプでは局部的(圧縮作用がなされる部分)な圧力上昇に起因して、真空ポンプのロータ及びケーシングの一部が異常に温度上昇する。即ち、図8の点線に示すように、作動室の容積を減少させ気体を圧縮する作動室が位置する吐出側の温度が異常に高くなるという傾向にあった。その結果、局部的温度上昇によって、スクリュー真空ポンプを構成する部材の熱膨張が不均一となり、ケーシングとロータ、雄ロータと、雌ロータのかみ合い間の寸法精度等を良好なものにすることができない等の技術的課題があった。 For this reason, in the conventional screw vacuum pump, the temperature of a part of the rotor and casing of the vacuum pump abnormally rises due to a local (a portion where compression action is performed) pressure rise. That is, as shown by the dotted line in FIG. 8, there is a tendency that the temperature on the discharge side where the working chamber for compressing the gas is reduced and the volume of the working chamber is decreased becomes abnormally high. As a result, due to the local temperature rise, the thermal expansion of the members constituting the screw vacuum pump becomes non-uniform, and the dimensional accuracy between the engagement of the casing and the rotor, the male rotor, and the female rotor cannot be improved. There were technical issues such as.
本発明の第1の目的はこのような課題を解決するためになされたものであり、真空ポンプや圧縮ポンプ等とし用いた場合に局部的な異常温度上昇のないスクリュー流体機械を提供せんとするものである。また、そのようなスクリュー流体機械の当該スクリュー等に適したねじ歯車を提供せんとするものである。 The first object of the present invention is to solve such problems, and it is intended to provide a screw fluid machine that does not cause a local abnormal temperature rise when used as a vacuum pump or a compression pump. Is. The present invention also provides a screw gear suitable for the screw of such a screw fluid machine.
また、上述した従来のスクリュー真空ポンプの排気速度の特性を示すと、図13の点線に示すようになる。
この図から明らかなように、この従来のスクリュー真空ポンプは10-4Torrのレベルの到達圧力を得ることができるが、10-2Torrから高真空側で排気速度が減少する。
したがって、この従来のスクリュー真空ポンプを用いて10-4Torrの到達圧力を得るためには、かなりの時間を要するという技術的問題があり、この時間を短縮する必要があった。
The characteristics of the exhaust speed of the conventional screw vacuum pump described above are shown by the dotted line in FIG.
As is apparent from this figure, this conventional screw vacuum pump can achieve an ultimate pressure of 10 −4 Torr, but the exhaust speed decreases from 10 −2 Torr on the high vacuum side.
Therefore, in order to obtain the ultimate pressure of 10 −4 Torr using this conventional screw vacuum pump, there is a technical problem that it takes a considerable time, and it is necessary to shorten this time.
本発明の第2の目的は上記課題を解決するためになされたものであり、例えば真空ポンプとして用いた場合に大気圧(760Torr)から10-4Torrの作動範囲において、安定した排気速度を得ることができるスクリュー流体機械を提供せんとするものである。 The second object of the present invention is to solve the above-mentioned problems. For example, when used as a vacuum pump, a stable exhaust speed is obtained in an operating range from atmospheric pressure (760 Torr) to 10 −4 Torr. It is intended to provide a screw fluid machine that can.
また、真空ポンプとして用いられている従来のスクリュー流体機械は、1つのモータによりまず雄ロータを回転駆動し、タイミングギヤを介して雌ロータを回転させている。
したがって、雌ロータを回転させるための負荷がタイミングギヤに加わることとなる。その結果、ロータを高速回転させた場合等において、タイミングギヤの噛み合いによる騒音が発生し、労働環境を悪化させるという技術的課題があった。
Further, in a conventional screw fluid machine used as a vacuum pump, a male rotor is first rotationally driven by a single motor, and a female rotor is rotated via a timing gear.
Therefore, a load for rotating the female rotor is applied to the timing gear. As a result, when the rotor is rotated at a high speed, there is a technical problem that noise due to the engagement of the timing gear is generated and the working environment is deteriorated.
本発明の第3の目的はこのような課題を解決するためになされたものであり、高速回転させても騒音の小さなスクリュー流体機械を提供せんとするものである。 The third object of the present invention is to solve such a problem, and is intended to provide a screw fluid machine with low noise even when rotated at high speed.
また、別の従来のスクリュー真空ポンプにあっては、吸入圧力が大気圧近傍の状態での運転に際し、作動室の過剰な圧力上昇を防いで真空ポンプの温度の異常上昇を防ぐ等のため、図4に示すように、圧力調整装置27がケーシング12の下面に、しかもロータの軸方向に設けている。
この圧力調整装置27は、図5に示すようにケーシング12の下部に形成された排出口52と、前記排出口52を開閉する弁棒53と、前記弁棒53の自重を支えるばね54と、前記弁棒53とばね54とを収納する弁ボックス55と、前記弁ボックス55に形成される排出口52から吐出した気体を外部に放出する大気開放口56とから構成されている。なお、弁棒53にはOリング57が取り付けられている。しかし、そのような位置に設けられた圧力調整装置50は、図5に示すように作動室51aと隣の作動室51bとが排出口52を介して連通することがある。図中矢印は、この時の気体の流れを示したものである。
すなわち、ロータの歯先58は十分な幅を有さないため、排出口52は作動室51aと隣の作動室51bとに跨がる状態が生ずる。
その結果、圧力の高い作動室51aから圧 力の低い作動室51bに気体が洩れ、吸気側が所定真空度になるまでに余分な時間を要するという問題があった。
In another conventional screw vacuum pump, when operating in a state where the suction pressure is close to atmospheric pressure, an excessive increase in the pressure in the working chamber is prevented to prevent an abnormal increase in the temperature of the vacuum pump. As shown in FIG. 4, a
As shown in FIG. 5, the
That is, since the
As a result, there is a problem that gas is leaked from the high-pressure working chamber 51a to the low-pressure working chamber 51b, and extra time is required until the suction side reaches a predetermined degree of vacuum.
本発明の第4の目的はこのような技術的課題を解決するためになされたものであり、必要以上の圧縮による軸トルクの増大を防ぐとともに、異常な温度上昇を防止し、さらには、吸気側の圧力を短時間で所定真空度とするようになしたスクリュー真空ポンプを提供せんとするものである。 The fourth object of the present invention is to solve such a technical problem, and prevents an increase in shaft torque due to excessive compression, prevents an abnormal temperature rise, A screw vacuum pump in which the pressure on the side is set to a predetermined degree of vacuum in a short time is provided.
上記第1の目的を達成するために本発明にかかるスクリュー流体機械は、互に噛み合う雄ロータ及び雌ロータと、両ロータを収納するケーシングと、雄雌ロータとケーシングとにより形成される流体作動室と、該作動室の一端部および他端部に連通しうるようケーシングに設けられた流体の流入口および流出口とを備えたスクリュー流体機械において、前記雄雌ロータを構成するねじ歯車のねじれ角が、当該ねじれの進行に伴って連続的に変化するように構成したことを基本的構成としている。 In order to achieve the first object, a screw fluid machine according to the present invention includes a male rotor and a female rotor that mesh with each other, a casing that houses both rotors, and a fluid working chamber formed by the male and female rotors and the casing. And a screw fluid machine comprising a fluid inlet and outlet provided in the casing so as to communicate with one end and the other end of the working chamber. However, the basic configuration is that it is configured to continuously change as the twisting proceeds.
このように構成された流体機械を真空ポンプ又は圧縮ポンプとして使用する場合においては、前記雄ロータと雌ロータの歯すじねじれ角がねじれの進行に伴って変化しているため、ロータとケーシングにより形成されるV字形の作動室の容積は、流入口から流出口に進行するにつれて連続的に減少する。
したがって、前記雄雌ロータとケーシングとにより形成される作動室は、吸入、連続圧縮移送、吐出作用を有し、作動室の容積を一定とした単なる移送作用を有さないため、局部的な圧力上昇による異常な温度上昇を防止することができる。
また、このようなスクリュー流体機械の当該ねじ歯車としては、ねじ歯車のピッチ円筒径上での歯すじ転がり曲線の展開図においてねじれ進行方向に対するピッチ円筒の転がり周長が実質的に単調増加関数で表されることを特徴とする本発明にかかるねじ歯車を用いることができ、その結果、回転軸直角シール性が高くなり流体作動室の気密性を良好とすることができる。
また、このような本発明にかかるねじ歯車は、通常の伝動歯車として使用できることはもちろんのこと、回転に伴いねじれ角が時間的に変わるため、軸方向の時間的変動を伴う負荷を効果的に処理することができる。
When the fluid machine configured as described above is used as a vacuum pump or a compression pump, the tooth helix angle of the male rotor and the female rotor changes as the torsion progresses. The volume of the V-shaped working chamber is continuously reduced as it proceeds from the inlet to the outlet.
Therefore, the working chamber formed by the male and female rotors and the casing has suction, continuous compression transfer, and discharge actions, and does not have a simple transfer action with a constant volume of the working chamber. Abnormal temperature rise due to the rise can be prevented.
Further, as the screw gear of such a screw fluid machine, the rolling circumference of the pitch cylinder with respect to the torsional traveling direction is a substantially monotonically increasing function in the development diagram of the tooth rolling curve on the pitch cylinder diameter of the screw gear. The screw gear according to the present invention can be used, and as a result, the sealing property at right angles to the rotation axis is improved, and the air tightness of the fluid working chamber can be improved.
In addition, since the screw gear according to the present invention can be used as a normal transmission gear, the torsion angle changes with time as it rotates, so that a load with temporal fluctuation in the axial direction can be effectively applied. Can be processed.
また、上記第2の目的を達成するため、本発明にかかるスクリュー流体機械は、互に噛み合う雄ロータ及び雌ロータと、両ロータを収納するケーシングと、雄雌ロータとケーシングとにより形成される流体作動室と、該作動室の一端部および他端部に連通しうるようケーシングに設けられた流体の流入口および流出口とを備えたスクリュー流体機械において、前記雄雌ロータにはねじ歯車部及びその各ねじ歯車部の少なくともいずれか一端部にルーツ部が形成されていることを特徴とする。
上記のように構成されたスクリュー流体機械は、例えば真空ポンプとして用いた場合には、雄雌ロータの回転によりスクリュー部によるポンプ作用に加え、スクリュー部の少なくとも一端側に設けられるルーツ部によってもポンプ作用が行われるため、10-2Torrから10-4Torrの範囲で排気速度が減少することなく、大気圧(760Torr)から10-4Torrの作動範囲において、安定した排気速度を得ることができる。また、圧縮機として使用した場合には、高い吐出圧力を得ることができる。
In order to achieve the second object, a screw fluid machine according to the present invention includes a male rotor and a female rotor that mesh with each other, a casing that houses both rotors, and a fluid formed by the male and female rotors and the casing. A screw fluid machine comprising a working chamber and a fluid inlet and outlet provided in the casing so as to communicate with one end and the other end of the working chamber. A root portion is formed at one end of at least one of the screw gear portions.
When the screw fluid machine configured as described above is used as a vacuum pump, for example, in addition to the pumping action by the screw part due to the rotation of the male and female rotors, the screw fluid machine is also pumped by the root part provided at least on one end side of the screw part Since the operation is performed, a stable exhaust speed can be obtained in the operating range from atmospheric pressure (760 Torr) to 10 −4 Torr without reducing the exhaust speed in the range of 10 −2 Torr to 10 −4 Torr. . Further, when used as a compressor, a high discharge pressure can be obtained.
また、上記第3の目的を達成するため、本発明にかかるスクリュー流体機械は、互に噛み合う雄ねじロータ及び雌ねじロータと、両ロータを収納するケーシングと、雄雌ロータとケーシングとにより形成される流体作動室と、該作動室の一端部および他端部に連通しうるようケーシングに設けられた流体の流入口および流出口とを備えたスクリュー流体機械において、前記雄ロータ及び雌ロータを駆動するためにそれぞれのロータに設けられたモータと、前記夫々のモータに駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号を送出するインバータと、前記インバータを周波数制御するコントロール信号を送出するコントローラとを備え、前記雄ロータと雌ロータの回転数を制御することを特徴としている。 In order to achieve the third object, a screw fluid machine according to the present invention includes a male screw rotor and a female screw rotor that mesh with each other, a casing that houses both rotors, and a fluid formed by the male and female rotors and the casing. In a screw fluid machine comprising a working chamber and a fluid inlet and outlet provided in the casing so as to communicate with one end and the other end of the working chamber, for driving the male and female rotors Each of the rotors, an inverter for sending a driving AC signal or a driving pulse signal to each of the motors, and a controller for sending a control signal for controlling the frequency of the inverter. And the number of rotations of the female rotor is controlled.
上記のように構成されたスクリュー流体機械は、コントローラから所定回転数に応じたコントロール信号、即ち、インバータの周波数を制御するコントロール信号がインバータに送出されると、前記コントロール信号に応じて前記インバータからは所定の周波数(基準周波数)を有する駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号が送出され、前記駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号に応じてモータM1、M2は所定回転数で駆動される。
したがって、モータM1、M2により雄雌ロータが同期して回転駆動されているため、雄雌ロータを高速回転してもモータの回転数変動が小さく、タイミングギヤに加わる負荷は小さいため、タイミングギヤの噛み合いによる騒音を抑えることができる。
In the screw fluid machine configured as described above, when a control signal corresponding to a predetermined number of revolutions, that is, a control signal for controlling the frequency of the inverter is sent from the controller to the inverter, the inverter receives the control signal in response to the control signal. A driving AC signal or a driving pulse signal having a predetermined frequency (reference frequency) is transmitted, and the motors M 1 and M 2 are driven at a predetermined number of revolutions according to the driving AC signal or the driving pulse signal. .
Therefore, since the male and female rotors are driven to rotate synchronously by the motors M 1 and M 2 , even if the male and female rotors are rotated at a high speed, fluctuations in the rotational speed of the motor are small and the load applied to the timing gear is small. Noise due to gear meshing can be suppressed.
また、上記第4の目的を達成するため、本発明にかかるスクリュー流体機械は、互に噛み合う雄ねじロータ及び雌ねじロータと、両ロータを収納するケーシングとにより作動室を形成し、前記作動室に閉じ込められた吸入気体を前記ロータの回転に伴って、吐出口から圧出するとともに、作動室内圧力が大気圧より上昇しないように、圧力を制限する圧力調整装置を設けたスクリュー流体機械において、前記圧力調整装置は、前記ケーシングの一部を構成するスクリュー端面プレートに形成された排出口と、前記排出口の外側に設けられ前記作動室内圧力が大気圧近傍を超えたときに開放される排出弁と、前記排出口を開閉するロータの歯端面とを含み、前記ロータの回転にしたがってロータの歯端面が前記排出口に位置する状態で、ロータの歯端面が前記排出口の内側を閉塞するように構成されている。 In order to achieve the fourth object, a screw fluid machine according to the present invention forms a working chamber by a male screw rotor and a female screw rotor that mesh with each other, and a casing that houses both rotors, and is confined in the working chamber. In the screw fluid machine provided with a pressure adjusting device for discharging the generated suction gas from the discharge port with rotation of the rotor and limiting the pressure so that the pressure in the working chamber does not rise above atmospheric pressure, The adjusting device includes: a discharge port formed in a screw end face plate that constitutes a part of the casing; and a discharge valve that is provided outside the discharge port and is opened when the working chamber pressure exceeds the vicinity of atmospheric pressure. A rotor tooth end surface that opens and closes the discharge port, and the rotor tooth end surface is positioned at the discharge port in accordance with the rotation of the rotor. Tooth end face is configured so as to close the inside of the discharge port.
上記のように構成されたスクリュー流体機械は、吸入気体の圧力が低く、作動室の圧力が大気圧近傍より低い場合には、圧力調整装置の排出弁は排出口の外側を塞いでいる。
この時、排出口の内側はロータを構成するねじ歯車の歯端面で閉塞するように構成されているため、ロータが回転しても作動室が隣接する作動室と連通することはなく、圧力の高い作動室から圧力の低い作動室に気体が洩れて吸気側が所定真空度になるまで余分な時間を要することもない。
また吸入気体の圧力が高く、作動室の圧力が大気圧近傍より高い場合には、圧力調整装置の排出弁が解放され、作動室内の気体は排出口より外部へと放出される。
そして、吸入圧力が低下し、作動室が吐出口に連通する直前において当該作動室内圧力が大気圧に達することがなくなると、圧力調整装置の排出口はすべて塞がれ、作動室内の気体は前記圧力調整装置から外部に吐出されることなく、吐出口より圧出される。
In the screw fluid machine configured as described above, when the pressure of the suction gas is low and the pressure of the working chamber is lower than the vicinity of the atmospheric pressure, the discharge valve of the pressure adjusting device closes the outside of the discharge port.
At this time, since the inside of the discharge port is configured to be closed by the tooth end surface of the screw gear constituting the rotor, even if the rotor rotates, the working chamber does not communicate with the adjacent working chamber, There is no need for extra time until gas leaks from the high working chamber to the low working chamber and the suction side reaches a predetermined degree of vacuum.
When the pressure of the suction gas is high and the pressure in the working chamber is higher than the vicinity of the atmospheric pressure, the discharge valve of the pressure regulator is released, and the gas in the working chamber is released to the outside through the discharge port.
When the suction pressure decreases and the working chamber pressure does not reach atmospheric pressure immediately before the working chamber communicates with the discharge port, all the discharge ports of the pressure regulator are closed, and the gas in the working chamber is Without being discharged from the pressure adjusting device to the outside, it is discharged from the discharge port.
以上の説明から明らかなように、本発明にかかるスクリュー流体機械によれば雄ロータと雌ロータの歯すじねじれ角をそのねじれの進行にしたがって変化させているため、ロータとケーシングにより形成されるV字形の各流体作動室の容積をロータの回転にしたがって連続的に増加又は減少させることができる。
その結果、局部的に温度が異常に上昇するのを抑えることができ、ケーシングとロータ、雄ローーと、雌ロータのかみ合い間の寸法精度等を良好なものにすることができる等の効果を奏するものである。
また、このようなスクリュー流体機械の当該ねじれ歯車としては、ねじ歯車のピッチ円筒径上での歯すじ転がり曲線の展開図においてねじれ進行方向に対するピッチ円筒の転がり周長が実質的に単調増加関数で表されることを特徴とする本発明にかかるねじ歯車を用いることができ、その結果、回転軸直角シール性が高くなり流体作動室の気密性を良好とすることができる。
また、このような本発明にかかるねじ歯車は、通常の伝動歯車として使用できることはもちろんのこと、回転に伴いねじれ角が時間的に変わるため、軸方向の時間的変動を伴う負荷を効果的に処理することができる。
As is clear from the above description, according to the screw fluid machine according to the present invention, the tooth helix angle of the male rotor and the female rotor is changed according to the progress of the torsion, and therefore the V formed by the rotor and the casing. The volume of each fluid working chamber in the shape of a letter can be continuously increased or decreased as the rotor rotates.
As a result, it is possible to suppress an abnormal rise in temperature locally, and there is an effect that the dimensional accuracy between the engagement of the casing and the rotor, the male row, and the female rotor can be improved. Is.
In addition, as the torsional gear of such a screw fluid machine, the rolling circumference of the pitch cylinder with respect to the direction of twisting in the development of the tooth rolling curve on the pitch cylinder diameter of the screw gear is substantially a monotonically increasing function. The screw gear according to the present invention can be used, and as a result, the sealing property at right angles to the rotation axis is improved, and the air tightness of the fluid working chamber can be improved.
In addition, since the screw gear according to the present invention can be used as a normal transmission gear, the torsion angle changes with time as it rotates, so that a load with temporal fluctuation in the axial direction can be effectively applied. Can be processed.
また、本発明にかかる流体機械によれば、雄雌ロータのスクリュー部の少なくとも一端側にルーツ部を設けているため例えば真空ポンプとして用いた場合には排気速度が大幅に改善され、1台の真空ポンプで効率良く大気圧から10-4Torrの中真空領域まで、安定した排気速度を得ることができ、また、圧縮ポンプとして用いた場合には高い吐出圧を得ることができるという効果を奏する。 Further, according to the fluid machine according to the present invention, since the root portion is provided on at least one end side of the screw portion of the male and female rotors, for example, when used as a vacuum pump, the exhaust speed is greatly improved, and A vacuum pump can efficiently obtain a stable exhaust speed from atmospheric pressure to a medium vacuum region of 10 −4 Torr, and can provide a high discharge pressure when used as a compression pump. .
また、本発明にかかる流体機械によれば、雄雌ロータを同期駆動しているのでロータを高速回転させた場合であっても、タイミングギヤの噛み合いによる騒音を抑えることができるという効果を奏する。 Further, according to the fluid machine of the present invention, since the male and female rotors are driven synchronously, there is an effect that noise due to the engagement of the timing gear can be suppressed even when the rotor is rotated at a high speed.
更に本発明にかかる流体機械によれば、ロータの回転にしたがってロータの歯端面が排出口に位置する状態で、ロータの歯端面によって排出口の内側を閉塞するように構成されているため、排出口によって一の作動室と隣接する他の作動室とが連通することがない。
その結果、所定の圧力の高い一の作動室から圧力の低い他の作動室に気体が洩れることなく、吸気側が所定真空度になるまでに余分な時間を要しないという効果を奏するものである。
Furthermore, the fluid machine according to the present invention is configured such that the inside of the discharge port is closed by the tooth end surface of the rotor while the tooth end surface of the rotor is positioned at the discharge port according to the rotation of the rotor. There is no communication between one working chamber and another adjacent working chamber by the outlet.
As a result, there is an effect that gas does not leak from one working chamber having a high predetermined pressure to another working chamber having a low pressure, and no extra time is required until the suction side reaches a predetermined degree of vacuum.
また作動室内の圧力をほぼ大気圧以下に抑えられるため、吸入圧力が大気圧近傍の状態での運転に際しても、必要以上の圧縮による軸トルクの増大を防ぐことができ、消費電力を抑えることができ、また必要以上の圧縮がないため、スクリュー真空ポンプの温度が異常に上昇することはなく、ケーシングとロータ、雄ロータと雌ロータのかみ合い間の寸法精度等を良好なものとすることができるという効果を奏するものである。 In addition, since the pressure in the working chamber can be suppressed to almost the atmospheric pressure or less, even when the operation is performed in a state where the suction pressure is close to the atmospheric pressure, an increase in shaft torque due to excessive compression can be prevented, and power consumption can be suppressed. In addition, since there is no compression more than necessary, the temperature of the screw vacuum pump does not rise abnormally, and the dimensional accuracy between the engagement of the casing and the rotor, the male rotor and the female rotor, etc. can be improved. This is an effect.
先ず、本発明にかかるスクリュー流体機械においてスクリューに連続的に変化するねじれ角を持たせる場合における真空ポンプとしての一実施例を本発明にかかるねじ歯車(スクリュー)の実施例の説明も兼ねて図6乃至図7に基づいて説明する。
本発明者らは、吸引した気体に圧縮作用を及ぼすことなく、単に移送作用をなす容積一定の作動室を廃し、すべての作動室の容積を連続的に減少させ、気体を圧縮する作動室とすることに着目した。
そして、作動室の容積を連続的に減少させるために、スクリュー真空ポンプの雄ロータと雌ロータを構成する歯車の歯すじねじれ角をロータの回転角にしたがって変化させ、ロータとケーシングにより形成されるV字形の作動室容積を変化させようとしたものである。
したがって、ここでの重要点は雄ロータと雌ロータを構成するねじ歯車の形状にあるため、以下に説明する一実施例ではスクリュー真空ポンプのねじ歯車の形状について説明することとし、スクリュー真空ポンプの他の構造は従来と同様でもあり説明を省略する。
First, in the screw fluid machine according to the present invention, one example of a vacuum pump in the case where the screw has a continuously changing helix angle is also illustrated in conjunction with the description of the embodiment of the screw gear (screw) according to the present invention. This will be described with reference to FIGS.
The present inventors have eliminated working chambers with a constant volume that merely perform a transfer action without exerting a compressing action on the sucked gas, and continuously reducing the volumes of all working chambers, Focused on doing.
Then, in order to continuously reduce the volume of the working chamber, the tooth helix angle of the gear constituting the male rotor and female rotor of the screw vacuum pump is changed according to the rotation angle of the rotor, and is formed by the rotor and the casing. The V-shaped working chamber volume is to be changed.
Therefore, since the important point here is the shape of the screw gears constituting the male rotor and the female rotor, in one embodiment described below, the shape of the screw gears of the screw vacuum pump will be described. Other structures are the same as those in the prior art, and a description thereof will be omitted.
本実施例にかかるスクリュー真空ポンプに用いられるねじ歯車を図6及び図7に基づいて説明する。
ここで、図6はねじ歯車の平面図であり、図7は横軸にピッチ円筒上の雄雌歯車の転がり周長xM及びxFを、縦軸に回転軸方向の進行量yをとり、このxM−y面に雄歯車、xF−y面上に雌歯車の歯すじ転がり曲線の展開図を示す。
尚、この図の左側半分は雌歯車についてのものでxはxFを表し、右側半分は雄歯車についてのものでxはxMを表す。xの符号は、正の方向に歯車の歯すじをたどった時に歯すじが吸入側から吐出側に移動するものとする。即ち、雄歯車では右方向に正の向き、雌歯車では、左方向に正の向きとする。雄歯車は雄ロータに用いられる歯車であり、雌歯車は雌ロータに用いられる歯車である。
図7ではロータの吸入口の位置y=0とし、吐出口の位置をy=Lとする。又雄雌ロータは、吸引口(y=0)でピッチ円筒上の雄雌の歯すじが一致しているものとし、その点をxM=xF=0とする。またここで歯すじ転がり曲線とは、一般的にはつる巻線とも呼ばれているものである。
A screw gear used in the screw vacuum pump according to the present embodiment will be described with reference to FIGS.
Here, FIG. 6 is a plan view of the screw gear, and FIG. 7 shows the rolling circumferences x M and x F of the male and female gears on the pitch cylinder on the horizontal axis and the travel amount y in the rotational axis on the vertical axis. shows the development of the tooth-trace rolling curve of the female gear male gear, x F -y plane in the x M -y plane.
In this x in those for the left half of the female gear figure represent x F, x in that for the right half of the male gear represents x M. The sign of x is assumed to move from the suction side to the discharge side when the tooth trace of the gear is traced in the positive direction. That is, the male gear has a positive direction in the right direction, and the female gear has a positive direction in the left direction. The male gear is a gear used for the male rotor, and the female gear is a gear used for the female rotor.
In FIG. 7, the position y of the suction port of the rotor is set to 0, and the position of the discharge port is set to y = L. In the male and female rotors, the male and female teeth on the pitch cylinder coincide with each other at the suction port (y = 0), and the point is x M = x F = 0. Here, the tooth rolling curve is generally also called a helical winding.
又、図7のx,yの有効な範囲については、制限はない。即ち、xについては、
xM≧0、xF≧0
が有効な範囲であり、yについては、ロータの長さLで決まり、yの範囲は
0≦y≦L
で与えられる。
Moreover, there is no restriction | limiting about the effective range of x of FIG. That is, for x,
x M ≧ 0, x F ≧ 0
Is an effective range, and y is determined by the length L of the rotor, and the range of y is 0 ≦ y ≦ L
Given in.
吸入口(y=0)において、ピッチ円筒上で雄雌ロータが接触一致している点(すなわちxM=0及びxF=0)から伸びている雄雌ロータの歯すじ転がり曲線の展開図は、図7において原点から発し、共にxの増加に伴ってyも増加する。即ち、雄ロータについては、yはxMの単調増加関数であり、雌ロータについては、yはxFの単調増加関数である。
このことは、xとyを交換してyを独立変数とみなし、xがyの関数であると考えても変わらない。即ち、
雄ロータについては
xM=FM(y) …(1)
はyの単調増加関数であり、
雌ロータについては
xF=FF(y) …(2)
はyの単調増加関数である。
また、共に原点を通るので、
FM(0)=FF(0)=0 …(3)
である。
Development view of the tooth rolling curve of the male and female rotors extending from the point where the male and female rotors are in contact with each other on the pitch cylinder (ie, x M = 0 and x F = 0) at the suction port (y = 0). 7 originates from the origin in FIG. 7, and both y increase as x increases. That is, for the male rotor, y is a monotonically increasing function of x M, the female rotor, y is a monotonically increasing function of x F.
This does not change even if x and y are exchanged and y is regarded as an independent variable and x is a function of y. That is,
For male rotor: x M = F M (y) (1)
Is a monotonically increasing function of y,
For female rotors x F = F F (y) (2)
Is a monotonically increasing function of y.
Also, since both pass through the origin,
F M (0) = F F (0) = 0 (3)
It is.
ここで、βMg、βFg、θM、θFによって
βMg;ピッチ円筒上での雄ロータのねじれ角
βFg;ピッチ円筒上での雌ロータのねじれ角
θM;雄ロータ回転角
θF;雌ロータ回転角
を表すことにする。ねじれ角βMg、βFgは図7に示す角度である。又、回転角θM、θFは雄雌のピッチ円筒の半径をRM、RFとすれば、
θM=xM/RM …(4)
θF=xF/RF …(5)
で表される。
Here, β Mg , β Fg , θ M , θ F by β Mg ; twist angle of male rotor on pitch cylinder β Fg ; twist angle of female rotor on pitch cylinder θ M ; male rotor rotation angle θ F Representing the rotation angle of the female rotor. The twist angles β Mg and β Fg are angles shown in FIG. Also, if the rotation angles θ M and θ F are the radius of the male and female pitch cylinders R M and R F ,
θ M = x M / R M (4)
θ F = x F / R F (5)
It is represented by
(1)、(2)式を用いれば、雄雌ロータのねじれ角βMg、βFgは
tanβMg=dxM/dy=dFM/dy …(6)
tanβFg=dxF/dy=dFF/dy …(7)
で与えられる。
Using the equations (1) and (2), the torsion angles β Mg and β Fg of the male and female rotors are tan β Mg = dx M / dy = dF M / dy (6)
tan β Fg = dx F / dy = dF F / dy (7)
Given in.
雄雌ねじロータのねじの噛み合いにより画成される各流体作動室が、それらロータの回転に伴い、容積を連続的に減少しつつ真空ポンプ吐出方向に移動するよう、ロータねじれ角を連続的に増加させる。このことは、(6)、(7)式からdFM/dy、dFF/dyを連続的に増加させることと、等価である。即ち、(1)、(2)式で与えられるFM(y)、FF(y)は、共に原点を通り、yに関して単調増加関数であり、かつそれらの微分係数も単調増加関数である。即ち、関数FM(y)、FF(y)は、yの変域0≦y≦Lにおいて、
FM(0)=0、FF(0)=0 …(8)
dFM(y)/dy>0、dFF(y)/dy>0 …(9)
d2FM(y)/dy2>0、d2FF(y)/dy2>0 …(10)
を満足しなければならない。即ち(8)、(9)、(10)式を満足する任意の関数
xM=FM(y)、xF=FF(y)
は、雄雌のロータ歯すじ転がり曲線の展開図として採用することができる。
The rotor helix angle is continuously increased so that each fluid working chamber defined by the engagement of the male and female screw rotors moves in the vacuum pump discharge direction while continuously reducing the volume as the rotor rotates. Let This is equivalent to continuously increasing dF M / dy and dF F / dy from the equations (6) and (7). That is, F M (y) and F F (y) given by equations (1) and (2) both pass through the origin, are monotonically increasing functions with respect to y, and their differential coefficients are also monotonically increasing functions. . That is, the functions F M (y) and F F (y) are in the domain 0 ≦ y ≦ L of y,
F M (0) = 0, F F (0) = 0 (8)
dF M (y) / dy> 0, dF F (y) / dy> 0 (9)
d 2 F M (y) / dy 2 > 0, d 2 F F (y) / dy 2 > 0 (10)
Must be satisfied. That is, an arbitrary function satisfying the expressions (8), (9), and (10): x M = F M (y), x F = F F (y)
Can be adopted as a developed view of the male and female rotor tooth rolling curve.
雄雌ロータの噛み合いの条件として、ピッチ円筒上における雄歯ねじれ角と雌歯ねじれ角は大きさ等しく、逆向きでなければならない。しかし、これまでの解析では、ピッチ円筒上での雄雌ロータの転がり周長xM、xFの正の方向は互いに逆向きであるから、雄雌ロータの噛み合いの条件は全てのyの値で、
βMg=βFg …(11)
を満たさなければならない。この条件から、
tanβMg=tanβFg …(12)
即ち、(6)、(7)式から、変域内の全てのyの値で
dxM/dy=dxF/dy …(13)
の条件が得られる。
As a condition for the engagement of the male and female rotors, the male tooth twist angle and the female tooth twist angle on the pitch cylinder must be equal in size and in opposite directions. However, in the analysis so far, since the positive directions of the rolling circumferences x M and x F of the male and female rotors on the pitch cylinder are opposite to each other, the meshing conditions of the male and female rotors are all y values. so,
β Mg = β Fg (11)
Must be met. From this condition,
tan β Mg = tan β Fg (12)
That is, from the expressions (6) and (7), dx M / dy = dx F / dy (13) for all y values in the domain.
The following conditions are obtained.
(12)、(13)式から、xM=FM(y)とxF=FF(y)の関数は、全く同一のものであることが結論される。即ち、図7において示されている曲線は、y軸に対して左右対称であることが結論される。即ち、ねじれ角変化型ロータの設計に当たっては、
F(0)=0、dF/dy>0、d2F/dy2>0 …(14)
を満たす任意の関数、F(y)を選択し、これによって
xM=FM(y)、xF=FF(y) …(15)
とする。
From the expressions (12) and (13), it is concluded that the functions of x M = F M (y) and x F = F F (y) are exactly the same. That is, it is concluded that the curve shown in FIG. 7 is symmetrical with respect to the y-axis. In other words, in designing the torsional angle change type rotor,
F (0) = 0, dF / dy> 0, d 2 F / dy 2 > 0 (14)
An arbitrary function F (y) that satisfies the following is selected, so that x M = F M (y), x F = F F (y) (15)
And
ピッチ円筒上の軸直角面ピッチTは等しく、雄歯車の歯数をNM、雌歯車の歯数をNFとすれば、
T=2πRM/NM=2πRF/NF …(16)
で与えられるが、他の歯型に対応するロータの歯すじ転がり曲線の展開図は、x=F(y)をx軸方向にmTだけ並行移動したものである。ただし、mは正又は負の整数である。図7にはこれらの曲線を点線で示してある。
Equal axial plane perpendicular pitch T on the pitch cylinder, if the number of teeth of the male gear N M, the number of teeth of the female gear and N F,
T = 2πR M / N M = 2πR F / N F (16)
The development diagram of the tooth rolling curve of the rotor corresponding to another tooth type is obtained by translating x = F (y) by mT in the x-axis direction. However, m is a positive or negative integer. In FIG. 7, these curves are indicated by dotted lines.
最も簡単な例として、F(y)として次のような二次関数、
F(y)=Ay2+By(A>0、B>0) …(17)
を選択することができる。図7に示した曲線はこのような二次曲線の例である。
As the simplest example, the following quadratic function as F (y):
F (y) = Ay 2 + By (A> 0, B> 0) (17)
Can be selected. The curve shown in FIG. 7 is an example of such a quadratic curve.
以上のように特定されたねじれ角変化型歯車にあっては、ピッチ円筒上での歯すじ転がり曲線の展開図が、前記(14)式を満たす任意の関数で与えられるものとして、この曲線の勾配変化を基礎として、ピッチ円筒上での歯すじねじれ角を歯車の回転に対応して変化させると共に、これを基準として歯形形状部を既知のはすば歯車やねじ歯車の歯すじねじれ角の基礎的な考え方に基づき、回転軸直角平面上の軸直角ピッチTをピッチ円筒上で一致させることでかみ合いを実施し、回転軸方向ピッチtsが、回転角の変化に伴い刻々変化しつつも回転軸直角平面上のかみ合い状態、歯形状況が保持されつつ、ねじれが回転軸方向(y方向)に進んでいく。 In the torsional angle change type gear specified as described above, it is assumed that the developed view of the tooth rolling curve on the pitch cylinder is given by an arbitrary function satisfying the equation (14). Based on the gradient change, the tooth helix torsion angle on the pitch cylinder is changed corresponding to the rotation of the gear, and on the basis of this, the tooth profile is changed to the helical helix angle of a known helical gear or screw gear. Based on the basic idea, meshing is performed by matching the axis perpendicular pitch T on the plane perpendicular to the rotation axis on the pitch cylinder, and the rotation axis direction pitch t s changes every moment as the rotation angle changes. The twist advances in the direction of the rotation axis (y direction) while maintaining the meshing state and the tooth profile on the plane perpendicular to the rotation axis.
即ち、ピッチ円筒上での転がり周長とねじれ進行方向量は、雄雌ロータで等しいことから、雄雌ロータのピッチ円筒上でのつる巻線の長さも等しい。即ち任意のyの変域[yi、yj]において、 That is, since the rolling circumference on the pitch cylinder and the amount of twisting direction are the same for the male and female rotors, the length of the winding on the pitch cylinder of the male and female rotors is also equal. That is, in any domain of y [y i , y j ],
より、両方の歯車の噛み合いに対応して、変域[yi、yj]のピッチ円筒上でのつる巻線の長さは等しい。
また、歯すじ転がり曲線は回転角の関数としても表され、回転角と歯すじ転がり量は比例関係にある。雄雌歯形形状部のピッチ円径以外の径、RM'、RF'におけるつる巻線の長さは、(4)、(5)式を用い、(A)式におけるxM、xFは
x'M=xMRM'/RM x'F=xFRF'/RF
で置き換えることによって得られる。したがって、(A)に対応する式は、ピッチ円筒以外の径の接触部では成り立たず、滑りによって調整が取られている。即ち、
Thus, corresponding to the meshing of both gears, the lengths of the windings on the pitch cylinder in the domain [y i , y j ] are equal.
The tooth rolling curve is also expressed as a function of the rotation angle, and the rotation angle and the amount of tooth rolling are in a proportional relationship. The diameters of the male and female tooth-shaped portions other than the pitch circle diameter, the lengths of the helical windings at R M ′ and R F ′ are calculated using the equations (4) and (5), and x M and x F in the equation (A). X ' M = x M R M ' / R M x ' F = x F R F ' / R F
Is obtained by replacing with Therefore, the equation corresponding to (A) does not hold for contact portions having a diameter other than the pitch cylinder, and is adjusted by slipping. That is,
雄雌ロータの噛み合いが行われるためには、回転角θM、θFの間には
θMNF=θFNM …(18)
の関係が必要である。ここでNM、NFはそれぞれ雄、雌ロータの歯数である。またピッチ円筒の半径RM、RFは、ピッチ円筒の性質上
RMNF=RFNM …(19)
の関係がある。(18)式を保ちつつθM、θFが変化すれば、常に
yM(θM)=yF(θF) …(20)
が成り立つ。
In order to engage the male and female rotors, θ M N F = θ F N M (18) between the rotation angles θ M and θ F.
Is necessary. Here, N M and N F are the numbers of teeth of the male and female rotors, respectively. Further, the radii R M and R F of the pitch cylinder are R M N F = R F N M (19) due to the nature of the pitch cylinder.
There is a relationship. If θ M and θ F change while maintaining the equation (18), y M (θ M ) = y F (θ F ) (20)
Holds.
また、雄雌歯すじの軸方向進行量yM(θM)、yF(θF)から、回転軸方向ピッチtsをθ(θは(20)式から、θMでもθFでも構わない)の関数として与えることができる。tsはθの増加とともに変化するが、y(θ)の位置の前後のピッチtV-、tV+は、
tV-=yM(θM)−yM(θM−2π/NM)
=yF(θF)−yF(θF−2π/NF)
tV+=yM(θM+2π/NM)−yM(θM)
=yF(θF+2π/NF)−yF(θF) …(21)
で与えられる。
Further, the axial progression of Omesuha streaks y M (theta M), may from y F (theta F), is the rotation axis direction pitch t s theta (theta from (20), even theta M even theta F Not as a function). Although t s changes as θ increases, pitches t V− and t V + around the position of y (θ) are
t V − = y M (θ M ) −y M (θ M −2π / N M )
= Y F (θ F ) −y F (θ F −2π / N F )
t V + = y M (θ M + 2π / N M ) −y M (θ M )
= Y F (θ F + 2π / N F ) −y F (θ F ) (21)
Given in.
従って図7におけるピッチtsg、ts(=tsg)は両ロータの噛み合い部におけるピッチを示すもので、tsg(n、n+1)、ts(n、n+1)は
tsg(n、n+1)=yM{2π(n+1)/NM}−yM(2πn/NM)
ts(n、n+1)=yF{2π(n+1)/NF}−yF(2πn/NF)
…(22)
である。y(θ)の増加率dy/dθは
dy/dθ=Rdy/dx=R/(dx/dy)=R/(dF/dy)
であるから、y(θ)の増加率はdF/dyに反比例、即ち、yの増加とともに次第に増加率は減少していく。このことは、回転軸方向ピッチはyの増加と共に、次第に減少し、ts(n−1、n)>ts(n、n+1)、tsg(n−1、n)>tsg(n、n+1)と変化する。一方軸直角面ピッチは変化しないため、回転に伴っては、常に同一の歯形が現れる。
即ち、雄歯車の歯形と雌歯車の歯形で密閉状態にある容積は、回転に伴う移動に伴って時間的に縮小することができる。
Therefore, the pitches t sg and t s (= t sg ) in FIG. 7 indicate the pitches at the meshing portions of both rotors, and t sg (n, n + 1) and t s (n, n + 1) are t sg (n, n + 1). ) = Y M {2π (n + 1) / N M } −y M (2πn / N M )
t s (n, n + 1) = y F {2π (n + 1) / N F } −y F (2πn / N F )
... (22)
It is. The increase rate dy / dθ of y (θ) is dy / dθ = Rdy / dx = R / (dx / dy) = R / (dF / dy)
Therefore, the increase rate of y (θ) is inversely proportional to dF / dy, that is, the increase rate gradually decreases as y increases. This means that the pitch in the rotation axis direction gradually decreases as y increases, so that t s (n−1, n)> t s (n, n + 1), t sg (n−1, n)> t sg (n , N + 1). On the other hand, since the axis perpendicular plane pitch does not change, the same tooth profile always appears with rotation.
That is, the volume in a sealed state between the tooth profile of the male gear and the tooth profile of the female gear can be reduced in time with the movement accompanying the rotation.
以上のように特定されたねじれ角可変型歯車にあっては、かみ合いピッチ円筒上での歯すじ転がり曲線が、単調にその勾配を変えかつ単調増加関数的に変化し、この歯すじねじれ曲線の勾配変化を基礎として、ピッチ円筒上での可変歯すじねじれ角を定め、これを基準として歯型形状部を既知のはすば歯車や、ねじ歯車の歯すじねじれ角の基礎的な考え方に基ずき、ねじれ進行方向の回転軸直角平面上の軸直角面ピッチTを一致させることでかみあいを実施し、回転軸方向ピッチtsgが、回転角の変化に伴い刻々変化しつつも回転軸直角平面上のかみ合い状態、歯型形状が保持されつつねじれが回転軸方向Y(閘)に進んで行くため、回転角と歯すじ転がり量は一定の関係を持ち、雄雌一対の歯車の歯型形状を回転軸方向の直角平面上で一致させることができ、回転軸方向の回転に伴い逐次現れる回転軸直角空間平面n(nM又はnF)番目に回転当初と同一歯が現れる。
即ち、この歯車によれば、通常の歯車としての特徴を有するばかりでなく、回転軸直角平面上のシール性の高いねじとしての特徴も併せ持つものである。
In the variable torsion angle gear specified above, the tooth rolling curve on the meshing pitch cylinder monotonously changes its slope and changes monotonically as an increasing function. Based on the gradient change, the variable tooth helix torsion angle on the pitch cylinder is defined, and based on this, the tooth profile is determined based on the basic concept of the helical gear and the tooth helix helix angle of the screw gear. Engagement is carried out by matching the axis perpendicular plane pitch T on the plane perpendicular to the rotational axis in the direction of rotation and twisting, and the rotational axis perpendicular pitch t sg changes with the change in rotational angle. Since the torsion proceeds in the rotation axis direction Y (閘) while maintaining the meshing state on the plane and the tooth shape, the rotation angle and the amount of rolling of the tooth trace have a fixed relationship, and the tooth shape of a pair of male and female gears Match the shape on the plane perpendicular to the axis of rotation So it can be, the rotation axis perpendicular spatial plane n (n M or n F) of sequentially appearing with rotation of the rotary axis-th rotation initially identical teeth appear in.
That is, according to this gear, not only has a characteristic as a normal gear, but also has a characteristic as a screw having high sealing performance on a plane perpendicular to the rotation axis.
また、回転軸方向ピッチを周期的かつ連続的に変化させることが可能である。
したがって、この歯車を用いて雄雌ロータを構成すれば、前記雄ロータと雌ロータの歯すじねじれ角はロータの回転角にしたがって変化し、その結果ロータとケーシングにより形成されるV字形の作動室容積を連続的に変化させることができる。
即ち、すべての作動室をその容積が減少する作動室とすることができる。
It is also possible to change the rotation axis direction pitch periodically and continuously.
Therefore, if a male-female rotor is constructed using this gear, the helical twisting angle of the male and female rotors changes according to the rotation angle of the rotor, and as a result, a V-shaped working chamber formed by the rotor and the casing. The volume can be changed continuously.
That is, all the working chambers can be working chambers whose volumes are reduced.
以上のように、上記歯車を用いてスクリュー真空ポンプや圧縮ポンプを構成すれば、図8の実線で示されるように作動室の容積は連続的に変化して連続圧縮し、移送を行うため、それらポンプの温度状態は、吸入側から吐出側に向けて徐々に温度が上昇し、局部的に温度が上昇することはない。
また、作動室は吸入ポートと連通した状態で気体を吸入する吸入作用、作動室内の気体を連続圧縮移送する連続圧縮移送作用、吐出ポートと連通した状態で気体を吐出する吐出作用を行い、単なる移送作用を有さないため、効率的に駆動することができる。
As described above, if the screw vacuum pump or the compression pump is configured using the gear, the volume of the working chamber is continuously changed and continuously compressed and transferred as shown by the solid line in FIG. The temperature of these pumps gradually increases from the suction side toward the discharge side, and does not increase locally.
In addition, the working chamber performs a suction action of sucking gas in a state where it is in communication with the suction port, a continuous compression transfer action of continuously compressing and transferring the gas in the working chamber, and a discharge action of discharging gas in a state of being connected to the discharge port. Since there is no transfer action, it can be driven efficiently.
更に、回転軸方向ピッチが変化するため、等ピッチの従来のスクリュー流体機械と比べて、ロータの全長を短くすることができ、スクリュー流体機械の小型化を図ることができるという効果を奏する。 Furthermore, since the pitch in the direction of the rotation axis changes, the overall length of the rotor can be shortened compared with a conventional screw fluid machine having an equal pitch, and the screw fluid machine can be reduced in size.
次に、本発明に係る流体機械において、雄雌ロータの各スクリュー部の少なくとも一端側にルーツ部を設ける場合の真空ポンプとしての一実施例について、図9乃至図12に基づいて説明する。
尚、図9は本実施例に用いられる雄雌ロータの斜視図であり、図10は雄雌ロータの平面図である。また図11は図9、10に図示した雄雌ロータを用いたスリュー真空ポンプの断面図であって、図12は図11のA−A断面図である。
Next, in the fluid machine according to the present invention, an embodiment as a vacuum pump in the case where a root portion is provided on at least one end side of each screw portion of the male and female rotors will be described with reference to FIGS.
FIG. 9 is a perspective view of the male and female rotors used in this embodiment, and FIG. 10 is a plan view of the male and female rotors. 11 is a cross-sectional view of a slew vacuum pump using the male and female rotors shown in FIGS. 9 and 10, and FIG. 12 is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
まず、本実施例の特徴について説明すると、従来雄雌ロータにはいわゆる単一のねじ歯車が形成されていたのに対し、本実施例は雄雌ロータに前記ねじ歯車とルーツとを形成した点に特徴がある。
即ち、図9及び図10に示すように、雄雌ロータ101、102はねじ歯車部101a、102aと雄側ルーツ部103、105、雌側ルーツ部104、106とにより構成され、前記雄側ルーツ部103、105、雌側ルーツ部104、106は前記ねじ歯車部101a、102aの両端に形成されている。
First, the characteristics of the present embodiment will be described. The conventional male and female rotors have been formed with a so-called single screw gear, whereas the present embodiment has the male and female rotors formed with the screw gear and roots. There is a feature.
That is, as shown in FIGS. 9 and 10, the male and
また、雄雌ロータ101、102のねじ歯車部101a、102aとケーシングによって形成される作動室101b、102bと、雄側ルーツ部103、雌側ルーツ部104とケーシングとによって形成される作動室103a、104aとは連通し、同様に作動室101b、102b、雄側ルーツ部105、雌側ルーツ部106とケーシングとによって形成される作動室105a、106aとは連通している。
尚、前記雄雌ロータ101、102の一端部には回転軸107、108が形成されている。
Also, working
Note that
次に、この雄雌ロ−タ101、102をケーシングに配置した状態を図11、図12に基づいて説明する。
図に示すように、雄ロータ101と雌ロータ102は、主ケーシング109に収納され、前記主ケーシング109の一端面を密封する端板110に取りつけられた軸受111、112と副ケーシング117に取りつけられた軸受118、119とにより回転自在に支持されている。
前記主ケーシング109の端板110側には雄雌ロータ101、102で圧縮された気体を外部に吐出する吐出口109bが設けられている。また各軸受け111、112にはシール材113、114が取りつけられ、前記シール材113、114によって後述するタイミングギヤ115、116による潤滑油が作動室内へ侵入するのを防いでいる。
Next, a state in which the male and
As shown in the figure, the
On the
前記雄雌ロータ101、102の回転軸107、108には、副ケーシング117内に収納されたタイミングギヤ115、116が取付られ、雄、雌ロータが互いに接触しないように両ロータ間を調整している。
そして軸受111、112の潤滑は飛まつ給油より行ない、副ケーシング117内に溜った潤滑油(図示せず)をタイミングギヤ115、116によって跳ねかけるように成されている。
尚、前記主ケーシング109の他端側には副ケーシング120が取り付けられている。また前記主ケーシング109の他端側には吸入口109aが設けられている。
Timing gears 115 and 116 housed in the
The
A
このように構成されたスクリュー真空ポンプは、雄、雌ロータ101、102の回転に伴い気体が吸入口109aから雄側ルーツ部105、雌側ルーツ部106とケーシングとによって形成される作動室103a、104aに吸い込まれる。この吸引時にルーツ部103、104の作動室103a、104aによって、吸引した気体は圧縮される。
そして、前記作動室103a、104aと連通しているねじ歯車部101a、102aとケーシングによって形成される作動室101b、102bに移送される。前記作動室101b、102bはロータ101、102の回転に伴い当初容積一定のまま気体を移送するが、さらにロータが回転するとその容積を減少させ気体を圧縮する。
更に、圧縮された気体は作動室101b、102bと連通している雄側ル−ツ部105、雌側ル−ツ部106の作動室105a、106aに移送され、圧縮されながら吐出口109bから吐出される。
The screw vacuum pump configured as described above has a working chamber 103a in which gas is formed by the
Then, it is transferred to working
Further, the compressed gas is transferred to the working chambers 105a and 106a of the
尚、主ケーシング109の外側には気体の圧縮により温度が上昇するため、冷却ジャケット121を設け、このジャケット内に冷却水を通しケーシング109や圧縮気体を冷却するように成されている。
Since the temperature rises due to gas compression outside the
以上のように、本実施例によればスクリューポンプとルーツポンプの機能を兼ね備えるため、図13の実線に示すようにスクリュー真空空ポンプの排気速度が大幅に改善され、1台の真空ポンプで効率良く、大気圧(760Torr)から10-4Torrの中真空領域まで、略安定した排気速度を得ることができ、広い作動範囲をカバーすることができる。また、上記実施例のポンプを圧縮機として使用した場合には高い吐出圧を得ることができる。
尚、上記実施例において、ルーツ部はねじ歯車部の両端、つまり吸入口側及び吐出口側の両方形成したが、必要に応じていずれか一方のみに形成しても良い。
また、上記実施例において、ねじ歯車のねじれ角は、図6、7で説明したように連続的に変化するものであっても、従来の図1、2のように一定のものであってもよい。
As described above, according to the present embodiment, the functions of the screw pump and the roots pump are combined, so that the exhaust speed of the screw vacuum air pump is greatly improved as shown by the solid line in FIG. It is possible to obtain a substantially stable exhaust speed from the atmospheric pressure (760 Torr) to the middle vacuum region of 10 −4 Torr and cover a wide operating range. Moreover, when the pump of the said Example is used as a compressor, a high discharge pressure can be obtained.
In the above embodiment, the roots are formed on both ends of the screw gear, that is, on both the suction port side and the discharge port side, but may be formed on only one of them if necessary.
In the above embodiment, the torsion angle of the screw gear may be continuously changed as described in FIGS. 6 and 7, or may be constant as in FIGS. Good.
次に本発明にかかる流体機械において雄雌ロータの同期回転制御を行う場合における真空ポンプとしての実施例について、図14乃至図16に基づいて説明する。
この実施例にかかるスクリュー真空ポンプは、雄雌ロータ201、202にルーツ部が設けられていない点および雄雌ロータ201、202の回転軸207、208にモータM1、M2が取り付けられている点を除き基本的には図11、12に示した真空ポンプと同様の構造を有している。
前記モータM1、M2の制御回路は図16に示すように、駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号を送出するインバータ202、203に接続され、前記インバータ202、203は周波数制御を行うコントロール信号を送出するコントローラ204に接続されている。
即ち、コントローラ204から所定回転数に応じたコントロール信号がインバ−タ202、203に送出されると、そのコントロール信号に対応した基準周波数を有する駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号をインバータ202、203から送出し、モ−タM1、M2が所定回転数で駆動されるようになされている。
Next, an embodiment as a vacuum pump when performing synchronous rotation control of the male and female rotors in the fluid machine according to the present invention will be described with reference to FIGS.
In the screw vacuum pump according to this embodiment, the roots are not provided in the male and
As shown in FIG. 16, the control circuits for the motors M 1 and M 2 are connected to
That is, when a control signal corresponding to a predetermined number of revolutions is sent from the
このように構成されたスクリュー真空ポンプの動作について説明すると、前述のようにコントローラ204から所定回転数に応じたコントロール信号、即ちインバータ202、203の周波数を制御するコントロール信号がインバータ202、203ヘ送出される。
このコントロール信号を受けて、前記インバータ202、203からは前記コントロール信号に対応した所定の周波数(基準周波数)を有する駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号がモータM1、M2に送出される。
そして、前記駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号を受けてモータM1、M2は所定回転数で駆動される。
The operation of the screw vacuum pump configured as described above will be described. As described above, a control signal corresponding to a predetermined number of revolutions, that is, a control signal for controlling the frequency of the
In response to this control signal, the
In response to the driving AC signal or driving pulse signal, the motors M 1 and M 2 are driven at a predetermined rotational speed.
ここで、前記雄雌ロータ101、102のインバータ202、203から送出される駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号に誤差はなく、所定の周波数(基準周波数)をもって送出されているのであれば、雄雌ロータ101、102の回転は同期し、雄雌ロータ101、102は同一の回転数で駆動され、タイミングギヤ115、116には負荷が加わることはない。
その結果、高速で雄雌ロータ101、102を回転駆動しても、タイミングギヤ115、116には負荷が加わらないため、タイミングギヤの噛み合いによる騒音を抑えることができる。
Here, there is no error in the driving AC signal or driving pulse signal sent from the
As a result, even if the male and
尚、通常インバータの周波数誤差は0.2〜0.3%ある。このインバータの周波数誤差により、雄雌ロータ101、102の回転の同期が取れなくなり、タイミングギヤ115、116には雄雌ロータ101、102を回転させるための負荷が加わることになるが、従来の場合に比べてその負荷は小さいため、前記タイミングギヤ115、116から発せられる騒音を従来より抑えることができる。また、タイミングギヤの歯面圧は従来に比し小さくなるため、ポンプの高速運転が可能となり、ポンプ排気速度の向上あるいはポンプの小型化を図ることができる。
In general, the frequency error of the inverter is 0.2 to 0.3%. The frequency error of the inverter makes it impossible to synchronize the rotation of the male and
次にモータの制御系については、他の例を図15に示す。
尚、図14に示した部材と同一部材は同一符号を付する。
この図15に示す場合も図14に示す場合と同様に、前記モータM1、M2は、駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号を送出するインバータ202、203に接続され、前記インバータ202、203はインバータ202、203の周波数制御を行うコントロール信号送出するコントローラ204に接続されている。またこのモータの制御系にあっては、インバータ202、203から送出された駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号を取り込むフィードバック205、206回路が設けられ、前記フィードバック回路205、206からインバータ202、203に制御信号が送出される。
Next, another example of the motor control system is shown in FIG.
The same members as those shown in FIG.
Also in the case shown in FIG. 15, the motors M 1 and M 2 are connected to
即ち、コントローラ204から所定回転数に応じたコントロール信号がインバータ202、203に送出されると、前記インバータ202、203からは所定の周波数(基準周波数)を有する駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号がモータM1、M2に送出される。
ここで、インバータ202、203から送出される駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号がこのインバータ202、203の周波数誤差等により基準周波数からずれた場合、雄雌ロータ101、102の回転の同期が取れなくなる。
しかし、インバータ202、203から送出される駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号がフィードバック回路205、206に取り込まれ、フィードバック回路205、206からインバータ202、203の周波数誤差を補正し、基準周波数に一致させる制御信号をインバータ202、203に送出する。
その結果、インバータ202、203から送出される駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号は徐々に基準周波数に近づき、雄雌ロータ101、102の回転が同期するようになる。
That is, when a control signal corresponding to a predetermined number of revolutions is sent from the
Here, when the driving AC signal or driving pulse signal sent from the
However, the driving AC signal or driving pulse signal sent from the
As a result, the driving AC signal or driving pulse signal sent from the
以上のように、インバータ202、203の周波数誤差等があっても、フィードバック回路205、206を設け、その誤差を小さくするように、制御信号をフィードバック回路205、206からインバータ202、203に送出するように構成されているため、雄雌ロータ101、102の回転は同期するようになり、タイミングギヤ115、116の負荷が徐々に減少し、タイミングギヤ115、116の噛み合いによる騒音を抑えることができる。
As described above, even if there is a frequency error of the
尚、上記実施例においても、ねじ歯車のねじれ角は連続的に変化するものであっても変化しないものであってもよく、また、ロータにルーツ部が設けられたものであってもよい。 In the above-described embodiment, the twist angle of the screw gear may be continuously changed or may not be changed, or the rotor may be provided with a root portion.
また、第18、19図は前述した図14、15に示す真空ポンプの発展的実施例を示すものであり、雄雌ロータ211、212の回転軸線上に左から右へ順次、ルーツ部213、214、スクリュー部215、216、ルーツ部217、218、スクリュー部219、220、ルーツ部221、222を設け、上述したのと同様の制御がなされるモータM1、M2を左右に位置するよう回転軸223、224の一方側に取りつけたものを示す。
このようにモータM1、M2を配置することにより、モータM1、M2の径が大きくてもこれを容易に回転軸223、224に取り付けることができる。なお、図18、19において、吸気口225から吸引された気体は左右に分かれて吐出口226、227から排気されるよう同一軸線上にある左右対のスクリュー215、216、219、220は、そのねじれ方向が逆になっている。
その他の構成は、図14、15と同様な構成を有しているため、図中、図14、15の符号と同一符号を付することによって、その説明を省略する。
FIGS. 18 and 19 show an advanced embodiment of the vacuum pump shown in FIGS. 14 and 15 described above. The
By arranging the motors M 1 and M 2 in this way, the motors M 1 and M 2 can be easily attached to the
Since other configurations have the same configurations as those in FIGS. 14 and 15, the same reference numerals as those in FIGS.
次に、本発明にかかる真空ポンプにおいて圧力調整弁を設ける場合における実施例について、図20乃至図22に基づいて説明する。
尚、図20は本実施例にかかるスクリュー真空ポンプにおけるケーシングの吐出側端面プレート部(内壁面部)をロータ側からみた概略図であって、(a)は雄ロータ側の排 出口に雄ロータの歯端面が位置しない状態を示す図である。また(b)は雄ロータが回転し、排出口に雄ロータの歯端面が位置する状態を示す図である。また、図21は本実施例にかかるスクリュー真空ポンプをロータの周方向を開いて、模式的に表した図である。更に、図22は排出口の要部拡大図である。
Next, an embodiment in which a pressure adjusting valve is provided in the vacuum pump according to the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 20 is a schematic view of the discharge side end face plate portion (inner wall surface portion) of the casing in the screw vacuum pump according to the present embodiment as viewed from the rotor side. FIG. 20 (a) shows the male rotor at the outlet on the male rotor side. It is a figure which shows the state in which a tooth end surface is not located. Further, (b) is a view showing a state in which the male rotor rotates and the tooth end surface of the male rotor is located at the discharge port. FIG. 21 is a diagram schematically showing the screw vacuum pump according to the present embodiment with the circumferential direction of the rotor opened. Further, FIG. 22 is an enlarged view of a main part of the discharge port.
図に示すように、301は雄ロータであって、前記雄ロータ301と噛み合う雌ロータ302が、従来のスクリュー真空ポンプ同様、ケーシング303内に収納されている。
そして、前記ケーシング303の吐出側には、雄ロータ端面プレート303a、雌ロータ端面プレート303b(図21)が形成され、この端面プレート303a、端面プレート303bと雄ロータ301の歯端面、雌ロータ302の歯端面とは接触せず、微少の間隔を持っている。
したがって、雄ロータ端面プレート303a、雌ロータ端面プレート303bと雄ロータ301の歯端面301b、雌ロータ302の歯端面302bとによって、作動室301a、302aの気密性が保たれる。
As shown in the figure,
A male rotor
Therefore, the air tightness of the working
また、前記雄ロータ301の端面プレート303aには排出口304a、304b、304c、304dが形成され、同様に雌ロータの端面プレート303bにも、排出口305a、305b、305c、305d、305eが形成されている。
そして端面プレート303aと端面プレート303bとの上部には、端面プレート303aと端面プレート303bに跨がって、1つの吐出口306が形成されている。
Further,
A
前記雄ロータ側端面プレート303aに形成された排出口304は、雄ロータ歯数(この実施例にあっては、歯数は5)より1つ少ない4つ設けられ、4つの排出口304a〜304dは、雄ロータ301を構成するねじ歯車の歯ピッチの間隔と同一間隔をもって、前記ねじ歯車のピッチ円上に配置されている。
尚、排出口は、雄ロータ301を構成するねじ歯車の歯ピッチの間隔と同一間隔をもって形成されるため、雄ロータ側端面プレート303aには、5つの排出口を設けることができるが、5つ目の排出口は吐出口306となるように構成されている。
したがって、前記排出口304a〜304dは吐出口306からの角度で示せば、72°、144°、216°、288°の位置に形成されている。
Four
Since the discharge ports are formed at the same interval as the tooth pitch of the screw gear constituting the
Accordingly, the discharge ports 304a to 304d are formed at positions of 72 °, 144 °, 216 °, and 288 ° as shown by the angle from the
また前記雌ロータ側端面プレート303bに形成された排出口305は、前述の雄ロータ側端面プレート303aと同様に、雌ロータ歯数(この実施例にあっては、歯数は6)より1つ少ない5つ設けられ、5つの排出口305a〜305eは、雌ロータ302を構成するねじ歯車の歯ピッチの間隔と同一間隔をもって、前記ねじ歯車のピッチ円上に配置されている。
尚、排出口は、雌ロータ302を構成するねじ歯車の歯ピッチの間隔と同一間隔をもって形成されるため、雌ロータ側端面プレート303bには、6つの排出口を設けることができるが、6つ目の排出口は吐出口306となるように構成されている。
したがって、前記排出口305a〜305eは吐出口306からの角度で示せば、60°、120°、180°、240°、300°の位置に形成されている。
Further, the
Since the discharge ports are formed at the same interval as the tooth pitch of the screw gears constituting the
Accordingly, the discharge ports 305a to 305e are formed at positions of 60 °, 120 °, 180 °, 240 °, and 300 °, as shown by the angle from the
以上のような位置関係をもって、排出口304a〜304d及び排出口305a〜305eが形成されているため、図20(a)に示すように前記雄ロータ301のねじ歯車の端面301bが排出口304a〜304dを閉塞しない状態(雌ロータ2のねじ歯車の端面302bが排出口305a〜305eを閉塞する状態)にあっては、排出口304a〜304dの内側は開放状態にあり、排出口305a〜305eは閉塞状態にある。
そして、ロータが回転することにより、前記状態から図20(b)に示すような前記雄ロータ301のねじ歯車の端面301bが排出口304a〜304dを閉塞する状態(雌ロータ2のねじ歯車の端面302bが排出口305a〜305eを閉塞しない状態)に移行するが、いずれの状態にあっても作動室が排出口304、305を介して、連通することはない。
Since the discharge ports 304a to 304d and the discharge ports 305a to 305e are formed with the positional relationship as described above, the
Then, when the rotor rotates, the screw
次に、排出口の外側に配される排出弁について図22に基づいて説明する。
尚、この排出弁は基本的構成は従来の排出弁と同様であるため、図5に示された部材と同一の部材については同一符号を付する。
図において、圧力調整装置307は前記排出口を開閉する弁棒53と、前記弁棒53の反対面に一体に形成され、排出口304、305に挿入される突出部53aと、前記弁棒53を排出口304、305を閉塞する方向に附勢するばね54と、前記弁棒53とばね54とを収納する弁ボックス55と、前記弁ボックス55に形成され、前記排出口304、305から吐出した気体を外部に放出する大気開放口56とから構成されている。
ここで、前記ばね54の附勢力は、スクリューポンプを鉛直かつ吐出口306が下方に位置するよう配置した場合に、大気圧以上に作動室内の圧力が上昇すると弁棒53が排出口304、305を開くように、つまり弁棒53の自重を支持する程度の附勢力に調整されている。
したがって、ポンプを横置きに配置した場合には、作動室内の圧力が大気圧とばね54の附勢力との和(この値は、ばね54の附勢力が小さいのでほぼ大気圧といえる)以上になった時に排出口304、305が開く。
Next, a discharge valve disposed outside the discharge port will be described with reference to FIG.
Since the basic structure of this discharge valve is the same as that of the conventional discharge valve, the same members as those shown in FIG.
In the figure, a
Here, when the screw pump is arranged vertically and the
Therefore, when the pump is placed horizontally, the pressure in the working chamber is higher than the sum of the atmospheric pressure and the urging force of the spring 54 (this value can be said to be almost atmospheric pressure because the urging force of the
上記のように構成された一実施例の動作作用を吐出口を下方に位置させた場合について説明する。
まず吸入気体の圧力が低く、作動室301aの圧力が大気圧より低い場合には、弁ボックス55内の弁棒53は、ばね54によって附勢され、排出口304、305を塞いでいる。尚、このとき、突出部53aは排出口304、305に挿入されているため、排出口304、305にわずかな空隙しか形成されていない。そのため、作動室301a、302aが排出口304、305に位置し連通した際、作動室301a、302aの圧力は排出口304、305の空隙の圧力の影響を受けることはない。
したがって、吸入口より吸入された気体は、雄ロータ301、雌ロータ302及びケーシング303によって形成される作動室301a、302a内に入り、両ロータの回転により圧縮されて、前記圧力調整装置から外部に吐出されることなく、吐出口306より吐出される。
このとき、図22に示すように排出口304、305の内側はロータを構成するねじ歯車の歯端面301bまたは歯端面302bで閉塞するように構成されているため、作動室が隣接する作動室と連通することはなく、圧力の高い作動室から圧力の低い作動室に気体が洩れ、吸気側が所定真空度になるまでに余分な時間を要することもない。
The operation and effect of the embodiment configured as described above will be described in the case where the discharge port is positioned downward.
First, when the pressure of the suction gas is low and the pressure of the working
Therefore, the gas sucked from the suction port enters the working
At this time, as shown in FIG. 22, since the inside of the
これに対し、吸入気体の圧力が高く、作動室の圧力が大気圧より高い場合には、弁棒53は下方に押し下げられ、作動室51内の気体は排出口304、305より弁ボックス55内のすきまを通り、大気開放口56より外部へと放出される。
そして、吸入圧力が低下し、作動室が吐出口に連通する直前において当該作動室内圧力が大気圧に達することがなくなると、圧力調整装置の排出口304、305はすべて塞がれ、作動室内の気体は前記圧力調整装置307から外部に吐出されることなく、吐出口306より圧出される。
On the other hand, when the pressure of the suction gas is high and the pressure of the working chamber is higher than the atmospheric pressure, the
When the suction pressure decreases and the working chamber pressure does not reach atmospheric pressure immediately before the working chamber communicates with the discharge port, the
以上のように、本実施例にかかるスクリュー真空ポンプにあっては、スクリュー真空ポンプのロータの回転にしたがってロータの歯端面 が排出口に位置する状態で、ロータの歯端面によって排出口の内側を閉塞するように構成されているため、排出口によって一の作動室と隣接する他の作動室と連通することがなく、圧力の高い一の作動室から圧力の低い他の作動室に気体が洩れないため、吸気側が所定真空度になるまでに余分な時間を要することがない。
また作動室内の圧力を常にほぼ大気圧以下に抑えられるため、吸入圧力が大気圧近傍の状態での運転に際しても、必要以上の圧縮が行われないため、軸トルクの増大を防ぐことができ、消費電力を抑えることができる。
更に、必要以上の圧縮が行われないため、スクリュー真空ポンプの温度が異常に上昇することはなく、ケーシングとロータ、雄ロータと雌ロータのかみ合い間の寸法精度等を良好なものとすることができる。
As described above, in the screw vacuum pump according to the present embodiment, the rotor tooth end surface is located at the discharge port in accordance with the rotation of the rotor of the screw vacuum pump, and the rotor tooth end surface covers the inside of the discharge port. Since it is configured to be closed, gas does not leak from one working chamber adjacent to one working chamber to another working chamber under low pressure without communicating with one working chamber adjacent to the other working chamber. Therefore, no extra time is required until the intake side reaches a predetermined degree of vacuum.
In addition, since the pressure in the working chamber can always be suppressed to almost the atmospheric pressure or less, even when the operation is performed in the state where the suction pressure is close to the atmospheric pressure, the compression is not performed more than necessary. Power consumption can be reduced.
In addition, since the compression is not performed more than necessary, the temperature of the screw vacuum pump does not rise abnormally, and the dimensional accuracy between the engagement between the casing and the rotor, the male rotor and the female rotor, etc., should be improved. it can.
尚、上記実施例にあっては、排出口を4個あるいは5個設けたものについて説明したが、特にこれに限定されるものではなく、スクリュー真空ポンプの使用範囲、性能等を考慮の上適宜選択される。
また排出口をロータを構成するねじ歯車のピッチ円に相当する位置に形成したが、特にこの位置に限定されるものではなく、ねじ歯車の歯端面で閉塞できる位置に形成されれば良い。
更に、上記実施例では、ばねの附勢力を弁棒53の自重を支持する程度のものとして説明したが、特にこれに限定されるものではなく、スクリュー真空ポンプの使用範囲、性能等を考慮の上ばねの附勢力を変えてもよい。
また、本実施例においても、ねじ歯車のねじれ角は連続的に変化するものであっても、あるいは変化しないものであってもよく、また図11、12に示すと同様にロータのスクリュー部の吐出側にルーツ部(その吐出側端面が上述した歯端面に該当することになる)を設けたものであってもよい。
In the above embodiment, the case where four or five discharge ports are provided has been described. However, the present invention is not particularly limited to this, and it is appropriately determined in consideration of the use range, performance, etc. of the screw vacuum pump. Selected.
Further, the discharge port is formed at a position corresponding to the pitch circle of the screw gear constituting the rotor, but is not particularly limited to this position, and may be formed at a position that can be closed by the tooth end face of the screw gear.
Furthermore, in the above embodiment, the spring biasing force has been described as supporting the weight of the
Also in this embodiment, the torsion angle of the screw gear may be changed continuously or may not be changed. Also, as shown in FIGS. A root portion (the discharge side end face corresponding to the above-described tooth end face) may be provided on the discharge side.
1 雄歯車(雄ロータ)
2 雌歯車(雌ロータ)
3 雄かみ合いピッチ円筒
4 雌かみ合いピッチ円筒
5 雄歯型形状
6 雌歯型形状
7 雄回転軸
8 雌回転軸
101 雄ロータ
101a ねじ歯車部
102 雌ロータ
102a ねじ歯車部
103 ルーツ部
104 ルーツ部
105 ルーツ部
106 ルーツ部
109 ケーシング
109a 吸入口(流入口)
109b 吐出口(流出口)
202 インバータ
203 インバータ
204 コントローラ
205 フィードバック回路
206 フィードバック回路
M1 モータ
M2 モータ
301 雄ロ−タ
301a 作動室
301b 歯端面
302 雌ロータ
302a 作動室
302b 歯端面
303 ケーシング
303a 雄ロータ側端面プレート
303b 雌ロータ側端面プレート
304a〜304d 排出口
305a〜305e 排出口
306 吐出口
307 排出弁
1 Male gear (male rotor)
2 Female gear (female rotor)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 3 Male
109b Discharge port (outlet)
202
Claims (10)
前記雄雌ロータを構成するねじ歯車のねじれ角が、当該ねじれの進行に伴って連続的に変化していることを特徴とするスクリュー流体機械。 A male rotor and a female rotor that mesh with each other, a casing that houses both rotors, a fluid working chamber formed by the male and female rotors and the casing, and one end and the other end of the working chamber can communicate with each other. In a screw fluid machine comprising a fluid inlet and outlet provided in a casing,
A screw fluid machine characterized in that a twist angle of a screw gear constituting the male and female rotors continuously changes as the twist progresses.
前記雄雌ロータにはねじ歯車部及びその各ねじ歯車部の少なくともいずれか一端部にルーツ部が形成されていることを特徴とするスクリュー流体機械。 A male rotor and a female rotor that mesh with each other, a casing that houses both rotors, a fluid working chamber formed by the male and female rotors and the casing, and a casing that can communicate with one end and the other end of the working chamber. In a screw fluid machine with a fluid inlet and outlet provided,
A screw fluid machine, wherein a root portion is formed at one end of at least one of a screw gear portion and each screw gear portion in the male and female rotors.
前記雄ロータ及び雌ロータを駆動するためにそれぞれのロータに設けられたモータと、前記夫々のモータに駆動用交流信号あるいは駆動用パルス信号を送出するインバータと、前記インバータを周波数制御するコントロール信号を送出するコントローラとを備え、
前記雄ロータと雌ロータの回転数を制御することを特徴とするスクリュー流体機械。 A male screw rotor and a female screw rotor that mesh with each other, a casing that houses both rotors, a fluid working chamber formed by the male and female rotors and the casing, and a casing that can communicate with one end and the other end of the working chamber. In a screw fluid machine with a fluid inlet and outlet provided,
A motor provided in each rotor for driving the male rotor and the female rotor, an inverter for sending a driving AC signal or a driving pulse signal to the respective motors, and a control signal for controlling the frequency of the inverter. A controller for sending out,
A screw fluid machine that controls the number of rotations of the male rotor and the female rotor.
前記圧力調整装置は、前記ケーシングの一部を構成するスクリュー端面プレートに形成された排出口と、前記排出口の外側に設けられ前記作動室内圧力が大気圧近傍を越えたときに開放される排出弁と、前記排出口の内側を開閉するロータの歯端面とを含み、
前記ロータの回転にしたがってロータの歯端面が前記排出口に位置する状態で、ロータの歯端面が前記排出口の内側を閉塞するようになしたことを特徴とする特徴とするスクリュー流体機械。 A working chamber is formed by a male screw rotor and a female screw rotor that mesh with each other, and a casing that houses both rotors, and the suction gas confined in the working chamber is discharged from the discharge port as the rotor rotates, In the screw fluid machine provided with the pressure adjusting device for limiting the pressure so that the pressure in the working chamber does not increase from the vicinity of the atmospheric pressure,
The pressure adjusting device includes a discharge port formed in a screw end face plate constituting a part of the casing, and a discharge that is provided outside the discharge port and is opened when the pressure in the working chamber exceeds the vicinity of atmospheric pressure. A valve and a tooth end face of the rotor that opens and closes the inside of the discharge port,
A screw fluid machine characterized in that the tooth end surface of the rotor closes the inside of the discharge port in a state where the tooth end surface of the rotor is positioned at the discharge port in accordance with the rotation of the rotor.
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