JP2014047653A - Vacuum pump - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、容積移送式の真空ポンプに関する。 The present invention relates to a positive displacement vacuum pump.
特許文献1に記載のルーツポンプでは、ケーシング内に吸気口及び排気口を備えたポンプ室が構成されている。ポンプ室内には1対のロータが配置されている。各ロータが互いに僅かな間隙を保持しつつ回転することで、吸気口側からポンプ室内に気体を吸引する。吸引された気体はケーシングとロータとの間の空間に閉じ込められ、ロータの回転に伴い圧縮されながら排気口側に排出される(例えば、特許文献1の明細書段落[0014]、図1参照)。
In the roots pump described in
特許文献2に記載の多段式ドライポンプでは、ロータシャフトの軸方向に沿って複数段のポンプ室が直列に接続している。各ポンプ室内に1対ずつロータが配置されている。複数のロータが回転することにより、吸込み口側のポンプ室から吐出し口側のポンプ室にかけて、気体を段階的に圧縮して移動させる。このため、低圧まで排気を行うことが可能である。(例えば、特許文献2の明細書段落[0014]、[0015]、図1等参照)。
In the multistage dry pump described in
ところで、容積移送式の真空ポンプを運転すると、気体がポンプ室で圧縮されて発熱し、ポンプ室を構成するシリンダ及びロータの温度が上昇する。このとき、ロータ及びシリンダは、それぞれの線膨張係数と温度とに応じて熱膨張する。これにより、ロータとロータとの間や、ロータとシリンダとの間にできる隙間の大きさが変動する。 By the way, when a positive displacement vacuum pump is operated, gas is compressed in the pump chamber and generates heat, and the temperature of the cylinder and rotor constituting the pump chamber rises. At this time, the rotor and the cylinder thermally expand according to the respective linear expansion coefficients and temperatures. As a result, the size of the gap formed between the rotor and the rotor or between the rotor and the cylinder varies.
圧縮熱は主にポンプ室の排気側で生じる。このため、シリンダは吸気側よりも排気側で高温となる。真空ポンプの運転中、ロータは真空断熱され高温であるため、熱膨張により回転軸方向へ伸びている。一方、シリンダの熱膨張による回転軸方向への伸びは、シリンダの吸気側で小さく、シリンダの排気側で大きい。このように、回転軸方向におけるシリンダとロータとの間の隙間が、吸気側と排気側とで不均等になると、ポンプの排気効率の低下を招くという問題があった。 The compression heat is generated mainly on the exhaust side of the pump chamber. For this reason, the cylinder is hotter on the exhaust side than on the intake side. During the operation of the vacuum pump, the rotor is insulated from the vacuum and is at a high temperature, and thus extends in the direction of the rotation axis due to thermal expansion. On the other hand, the elongation in the rotation axis direction due to the thermal expansion of the cylinder is small on the intake side of the cylinder and large on the exhaust side of the cylinder. As described above, when the gap between the cylinder and the rotor in the direction of the rotation axis becomes uneven between the intake side and the exhaust side, there is a problem in that the exhaust efficiency of the pump is reduced.
以上のような事情に鑑み、本発明の目的は、ポンプの運転中に生じる部分的な温度上昇により各部材が不均等に熱膨張しても、部材間の隙間への影響を低減し排気効率を良好に維持することができる真空ポンプを提供することにある。 In view of the circumstances as described above, an object of the present invention is to reduce the influence on the gap between members even if each member thermally expands unevenly due to a partial temperature rise that occurs during the operation of the pump, thereby reducing the exhaust efficiency. It is an object of the present invention to provide a vacuum pump that can maintain a good temperature.
上記目的を達成するため、本発明の一形態に係る真空ポンプは、ロータと、シリンダとを具備する。
前記ロータは、ロータ軸と、前記ロータ軸方向に向く第1の端面を含む本体とを有する。
前記シリンダは、吸気室と、排気室と、前記吸気室及び排気室を形成する内面とを有する。また、前記シリンダは、前記吸気室及び排気室を区画するように、かつ、前記内面のうち前記ロータの前記第1の端面に対向する第1の面と、前記第1の端面との間に隙間が形成されるように、前記ロータの前記本体を収容する。さらに、前記シリンダは、前記第1の隙間のうち前記吸気室に形成される隙間が、前記排気室に形成される隙間よりも大きくなるように形成されている。
In order to achieve the above object, a vacuum pump according to an embodiment of the present invention includes a rotor and a cylinder.
The rotor includes a rotor shaft and a main body including a first end surface facing the rotor shaft direction.
The cylinder has an intake chamber, an exhaust chamber, and an inner surface that forms the intake chamber and the exhaust chamber. In addition, the cylinder may be defined between the first end surface and the first end surface of the inner surface facing the first end surface of the rotor so as to partition the intake chamber and the exhaust chamber. The main body of the rotor is accommodated so that a gap is formed. Further, the cylinder is formed such that a gap formed in the intake chamber of the first gap is larger than a gap formed in the exhaust chamber.
一形態に係る真空ポンプは、ロータと、シリンダとを具備する。
前記ロータは、ロータ軸と、前記ロータ軸方向に向く第1の端面を含む本体とを有する。
前記シリンダは、吸気室と、排気室と、前記吸気室及び排気室を形成する内面とを有する。また、前記シリンダは、前記吸気室及び排気室を区画するように、かつ、前記内面のうち前記ロータの前記第1の端面に対向する第1の面と、前記第1の端面との間に第1の隙間が形成されるように、前記ロータの前記本体を収容する。さらに、前記シリンダは、前記第1の隙間のうち前記吸気室に形成される隙間が、前記排気室に形成される隙間よりも大きくなるように形成されている。
The vacuum pump which concerns on one form comprises a rotor and a cylinder.
The rotor includes a rotor shaft and a main body including a first end surface facing the rotor shaft direction.
The cylinder has an intake chamber, an exhaust chamber, and an inner surface that forms the intake chamber and the exhaust chamber. In addition, the cylinder may be defined between the first end surface and the first end surface of the inner surface facing the first end surface of the rotor so as to partition the intake chamber and the exhaust chamber. The main body of the rotor is accommodated so that a first gap is formed. Further, the cylinder is formed such that a gap formed in the intake chamber of the first gap is larger than a gap formed in the exhaust chamber.
ロータとシリンダとの間の軸方向隙間が吸気室で排気室より大きくなるように、シリンダが形成されているので、真空ポンプの運転中、ロータ及びシリンダの熱膨張によって、吸気室に形成される隙間及び排気室により形成される隙間が、均等または均等に近くなる。したがって、ポンプの運転中に生じる部分的な温度上昇により各部材が不均等に熱膨張しても、部材間の隙間への影響を低減し排気効率を良好に維持することができる。 Since the cylinder is formed so that the axial clearance between the rotor and the cylinder is larger in the intake chamber than in the exhaust chamber, it is formed in the intake chamber due to thermal expansion of the rotor and cylinder during operation of the vacuum pump. The gap and the gap formed by the exhaust chamber become uniform or close to equal. Therefore, even if each member thermally expands unevenly due to a partial temperature rise that occurs during operation of the pump, the influence on the gap between the members can be reduced and the exhaust efficiency can be maintained well.
前記シリンダは、シリンダ本体と、第1のカバーとを有してもよい。その場合、前記シリンダ本体は、第1の端部と、前記ロータ軸方向で前記第1の端部とは反対側に設けられた第2の端部とを有する。また、前記第1のカバーは、前記第1の面を有し、前記シリンダ本体の前記第1の端部に接続され、前記ロータ軸を回転可能に支持する。 The cylinder may include a cylinder body and a first cover. In this case, the cylinder main body has a first end and a second end provided on the opposite side of the first end in the axial direction of the rotor. The first cover has the first surface, is connected to the first end of the cylinder body, and rotatably supports the rotor shaft.
前記第1のカバーの前記第1の面の、前記ロータ軸の中心より前記吸気室側には、前記吸気室に形成される隙間を形成する凹部が形成されていてもよい。シリンダの第1のカバーにこのような凹部を形成すれば、シリンダとロータとを組み付けたとき、吸気室に形成される隙間が排気室に形成される隙間よりも大きくなる。 A recess for forming a gap formed in the intake chamber may be formed on the first surface of the first cover on the intake chamber side from the center of the rotor shaft. If such a recess is formed in the first cover of the cylinder, when the cylinder and the rotor are assembled, the gap formed in the intake chamber is larger than the gap formed in the exhaust chamber.
前記第1の面には、前記第1の端面の前記ロータ軸から最も遠い先端の軌跡に沿った形状の溝が前記凹部として形成されていてもよい。このような構成により、ポンプの運転中、ロータの第1の端面のロータ軸から最も遠い先端の熱膨張が大きい場合でも、その熱膨張による隙間への影響を低減することができる。 On the first surface, a groove having a shape along the locus of the tip farthest from the rotor shaft of the first end surface may be formed as the concave portion. With such a configuration, even when the thermal expansion of the tip farthest from the rotor shaft on the first end surface of the rotor is large during operation of the pump, the influence on the gap due to the thermal expansion can be reduced.
前記シリンダは、前記シリンダ本体の前記第2の端部に接続された、前記ロータ軸を回転可能に支持する第2のカバーをさらに有してもよい。 The cylinder may further include a second cover that is connected to the second end of the cylinder body and rotatably supports the rotor shaft.
前記第1のカバーは、前記ロータ軸の軸方向の移動を許容する自由端側カバーとして前記ロータ軸を支持し、前記第2のカバーは、前記ロータ軸の軸方向の移動を規制する規制端側カバーとして前記ロータ軸を支持していてもよい。これにより、例えば、ロータ軸と本体とが同一の材質であるとき、ロータ軸が自由端側へ向かい熱膨張して伸びるのに伴い、ロータ本体の軸方向における伸びの量も第2のカバー側より第1のカバー側で大きくなり、隙間の大きさの変動は第1のカバー側で大きくなる。したがって、ポンプの運転中に熱膨張の影響が特に大きくなる自由端側の吸気室において、第1のカバーとロータとの間の軸方向隙間が調整されるので、部材間の隙間の変動の影響を低減し排気効率を良好に維持することができる。 The first cover supports the rotor shaft as a free end side cover that allows movement of the rotor shaft in the axial direction, and the second cover is a restriction end that restricts movement of the rotor shaft in the axial direction. The rotor shaft may be supported as a side cover. Thus, for example, when the rotor shaft and the main body are made of the same material, the amount of elongation in the axial direction of the rotor main body also increases as the rotor shaft expands by thermal expansion toward the free end side. Further, the first cover side becomes larger, and the variation in the size of the gap becomes larger on the first cover side. Accordingly, since the axial clearance between the first cover and the rotor is adjusted in the intake chamber on the free end side where the influence of thermal expansion becomes particularly large during the operation of the pump, the influence of the variation in the clearance between the members is affected. And the exhaust efficiency can be maintained satisfactorily.
前記ロータの前記本体は、前記第1の端面とは前記ロータ軸方向で反対側に設けられた第2の端面を有し、前記内面のうち前記ロータの前記第2の端面に対向する第2の面と、前記第2の端面との間に第2の隙間が形成され、前記第2の隙間のうち前記吸気室に形成される隙間が、前記排気室に形成される隙間よりも大きくなるように前記シリンダが形成されていてもよい。これにより、ポンプの運転中にシリンダの排気側が軸方向へ熱膨張し、ロータ本体が軸方向において両端へ伸びるよう熱膨張するとき、熱膨張量の小さいシリンダの吸気側とロータとの間の隙間の変動を、両端側で調整することができる。 The main body of the rotor has a second end surface provided on the opposite side to the first end surface in the rotor axial direction, and a second of the inner surfaces is opposed to the second end surface of the rotor. A second gap is formed between the first end face and the second end face, and a gap formed in the intake chamber of the second gap is larger than a gap formed in the exhaust chamber. The cylinder may be formed as described above. As a result, when the exhaust side of the cylinder is thermally expanded in the axial direction during the operation of the pump and the rotor body is thermally expanded so as to extend to both ends in the axial direction, the clearance between the intake side of the cylinder having a small thermal expansion amount and the rotor. Can be adjusted at both ends.
あるいは、前記シリンダは、第1の部材と、第2の部材とを有してもよい。その場合、第1の部材は、前記ロータとともに前記吸気室を形成し、前記第1の隙間のうち前記吸気室に形成される隙間を、前記ロータの前記第1の端面との間に形成する。また、第2の部材は、前記ロータとともに前記排気室を形成し、前記第1の隙間のうち前記排気室に形成される隙間を、前記ロータの前記第1の端面との間に形成する。このような構成によれば、シリンダが吸気側の第1の部材と排気側の第2の部材とに分割されるので、ロータとの間に吸気側と排気側とで異なる大きさの軸方向隙間を設けるためには、例えば、第1の部材が第2の部材よりも軸方向に大きく形成されていればよい。 Alternatively, the cylinder may include a first member and a second member. In that case, the first member forms the intake chamber together with the rotor, and forms a gap formed in the intake chamber of the first gap with the first end surface of the rotor. . The second member forms the exhaust chamber together with the rotor, and forms a gap formed in the exhaust chamber of the first gap with the first end surface of the rotor. According to such a configuration, since the cylinder is divided into the first member on the intake side and the second member on the exhaust side, axial directions of different sizes between the rotor and the intake side and the exhaust side are provided. In order to provide the gap, for example, the first member may be formed larger in the axial direction than the second member.
前記真空ポンプは、ルーツ型ポンプであってもよい。ルーツ型ポンプでは、例えば、ポンプの大型化を図る場合、軸方向に長い寸法で作られることが多い。また、より多くの気体をより早く排気するので、圧縮熱が大きくなり、シリンダの吸気側と排気側とで温度差が大きくなり、熱膨張量の差が大きくなる。このため、ルーツ型ポンプが大型であればあるほど、ロータとシリンダとの間の軸方向隙間の変動量が、吸気側と排気側とで大きく異なる。したがって、ルーツ型ポンプにこのような構成を採用し、ポンプの運転中における部材間の隙間の差を低減することによって、大型のルーツ型ポンプであっても隙間を小さくして排気効率を良好に維持することができる。 The vacuum pump may be a roots type pump. Roots type pumps are often made with long dimensions in the axial direction, for example, in order to increase the size of the pump. Further, since more gas is exhausted earlier, the heat of compression increases, the temperature difference between the intake side and the exhaust side of the cylinder increases, and the difference in thermal expansion increases. For this reason, the larger the Roots-type pump, the greater the amount of variation in the axial clearance between the rotor and the cylinder between the intake side and the exhaust side. Therefore, by adopting such a configuration for the Roots-type pump and reducing the difference in the gap between the members during the operation of the pump, even a large Roots-type pump can reduce the gap and improve the exhaust efficiency. Can be maintained.
以下、図面を参照しながら、本発明の実施形態を説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[第1の実施形態]
図1は、本発明の第1の実施形態に係る真空ポンプ100を示す概略的な断面図である。図2は、図1におけるA−A線断面図であり、図1は、図2におけるB−B線断面図である。
真空ポンプ100は、ルーツ型ポンプであり、例えば半導体デバイスやFPD(Flat Panel Display)の製造分野における真空プロセスで、ロードロック室の真空排気に用いられる。
[First embodiment]
FIG. 1 is a schematic cross-sectional view showing a
The
図2に示すように、この真空ポンプ100は、一対のロータ30、30と、シリンダ10とを備えている。
As shown in FIG. 2, the
各ロータ30は、実質的にそれぞれ同一の構造を有しているため、2つのロータ30を区別して説明する必要がない限り、1つのロータ30について説明する。ロータ30は、シリンダ10内に収容された本体3と、本体3に固定されたロータ軸33とを有する。
Since each
このロータ30は、いわゆる繭形ロータであり、図2で示すように、各ロータ30の断面形状で見ると、互いに90度の角度分ずれるように、かつ、それらの本体3同士の間に微小な隙間が形成されるように、それぞれ配置されている。なお、各図において、説明を分かりやすくするため、各部材の間に形成される微小な隙間については誇張して示している。図1に示すように、本体3は、ロータ軸33の軸方向に向く第1の端面31、及び第1の端面31とはロータ軸33の軸方向で反対側に設けられた第2の端面32を有する。
The
シリンダ10は、第1の端部1aとそれとは反対側の第2の端部1bとを有するシリンダ本体1と、シリンダ本体1の端部1a、1bにそれぞれ接続される第1のカバー11及び第2のカバー12とを有する。シリンダ本体1は、図2に示すように、ロータ軸33の軸方向で見た断面形状が長円形状である内周面101を有し、筒状に形成されている。
The
シリンダ10は、その内部に、一対のロータ30、30によって、シリンダ10の内部が区画されて形成された吸気室21及び排気室22と、これら吸気室21及び排気室22を形成する内面2とを有する。内面2は、シリンダ本体1の内周面101を含む。図2に示すように、シリンダ10の本体1には、吸気室21に連通した吸気口2a及び排気室22に連通した排気口2bが設けられている。
The
第1のカバー11と第2のカバー12とは、2本のロータ軸33、33をそれぞれ回転可能に支持する機能を有する。例えば、第1のカバー11には、ロータ軸33の軸方向の移動を許容するベアリング131及び131が装着されている。また、第2のカバー12には、ロータ軸33の軸方向の移動を規制するベアリング132及び132が装着されている。
The
これらベアリング131、131は、例えばボールベアリング等の軸方向のあそびが大きいベアリングである。また、ベアリング132、132は、例えばアンギュラベアリング等の軸方向のあそびが小さいベアリングである。あるいは、ベアリング131、132の種類は同じであり、これら第1のカバー11及び第2のカバー12は、これらのベアリング131、132を保持する図示しないベアリングホルダにより、ベアリングの軸方向の自由度が調整された構造を備えていてもよい。
These
このような構成により、第1のカバー11に支持されるロータ軸33の一端は自由端33aとなり(図2紙面奥側)、第2のカバー12に支持されるロータ軸33の反対側の一端は規制端33bとなる(図2紙面手前側)。一方のロータ軸33の規制端33bは、図示しない駆動源に接続されている。また、一方のロータ軸33の規制端33b及び他方のロータ軸33の規制端33bには、それぞれ図示しないタイミングギヤが接続されており、一方のロータ軸33から他方のロータ軸33にタイミングギヤを介して回転駆動力が伝達される。
With this configuration, one end of the
図1に示すように、第1のカバー11と第2のカバー12とは、ともに板状に形成されている。第1のカバー11は、シリンダ10の内面2のうち、ロータ30の第1の端面31に対向する面として対向面110(第1の面)を有する。第2のカバー12は、シリンダ10の内面2のうち、ロータ30の第2の端面32に対向する面として対向面120(第2の面)を有する。
As shown in FIG. 1, both the
シリンダ10の内面2と、ロータ30、30の本体3、3との間には、微小な隙間が形成される。図1に示すように、第1のカバー11の対向面110とロータ30の第1の端面31との間、及び、第2のカバー12の対向面120とロータ30の第2の端面32との間に、それぞれ軸方向隙間G1(第1及び第2の隙間)が形成されている。また、シリンダ本体1の内周面101と本体3の外周面との間に径方向隙間G2が形成される。なお、図2に示すように、径方向隙間G2は、本体3、3の外周面のロータ軸33から最も遠い部位の軌跡3a、3aと内周面101との間に形成される。径方向隙間G2の大きさは、本体3同士の間の隙間と同じであってもよいし、異なっていてもよい。これらの軸方向隙間G1、径方向隙間G2があることにより、シリンダ10とロータ30、30との間で焼き付きが発生することを防止することができる。
A minute gap is formed between the
シリンダ10の内面2のうち対向面110の、ロータ軸33の中心より吸気室21側には、凹部11aが形成されている。また、内面2のうち対向面120の、ロータ軸33の中心より吸気室21側には、凹部12aが形成されている。凹部11a、12aは、例えば、第1のカバー11、第2のカバー12を削る等の加工によって形成され、深さ1mm以下に形成されている。本実施形態では、図2で示すように、対向面110の吸気室21側の半分全体が凹部11aとして形成されている。
A
図1に示すように、軸方向隙間G1の大きさは、それぞれ吸気室21と排気室22とで異なっている。対向面110の吸気室21側に凹部11aがあることにより、軸方向隙間G1のうち吸気室21に形成される隙間d1が、排気室22に形成される隙間d2よりも大きくなっている。また、対向面120の吸気室21側に凹部12aがあることにより、軸方向隙間G1のうち吸気室21に形成される隙間d3が、排気室22に形成される隙間d4よりも大きくなっている。
As shown in FIG. 1, the size of the axial gap G <b> 1 differs between the
軸方向隙間G1及び径方向隙間G2の大きさは、ロータ30、30及びシリンダ10の熱膨張量の差を考慮して設計される。これらの熱膨張量は、温度分布や形状、材質に依存する。軸方向隙間G1及び径方向隙間G2は、真空ポンプ100の運転中、ロータ30、30及びシリンダ10が熱膨張した状態であっても所定の隙間を確保できる程度に、できるだけ小さく設計されているのが望ましい。ここで、凹部11aを設けることにより、軸方向隙間G1を、吸気室21側と排気室22側とで予め異なる大きさに、d1>d2として設計することができる。同様に、凹部12aを設けることにより、軸方向隙間G1を、吸気室21側と排気室22側とで予め異なる大きさに、d3>d4として設計することができる。
The sizes of the axial gap G1 and the radial gap G2 are designed in consideration of the difference in thermal expansion between the
以上のように構成された真空ポンプ100の作用を説明する。
The operation of the
図示しない駆動源から回転駆動力を付与されて一方の(駆動側の)ロータ軸33が回転する。他方の(従動側の)ロータ軸33は、図示しないタイミングギヤによって回転駆動力を付与され、駆動側のロータ軸33と同期して反対方向に回転する(図2中の矢印r参照)。これにより、シリンダ10内でロータ30、30の本体3、3が互いに微小な隙間を保持しつつ回転するため、吸気口2aから吸気室21に入った気体を排気室22に移動させ、排気口2bを通して排出することができる。
A rotational drive force is applied from a drive source (not shown), and one (drive side)
真空ポンプ100の運転中、到達圧力に至るまでの間、排気室22の内部の気体は、ロータ30、30によって圧縮されて排気口2bへ押し出される。これにより圧縮熱が生じるので、排気室22の温度が上昇する。この温度上昇により、真空ポンプ100の各部材は、図3に示すように熱膨張して変形する。
During the operation of the
図3は、真空ポンプ100の運転中の状態を示す概略的な断面図である。なお、図3では、各部材の変形した状態を極端に示している。
FIG. 3 is a schematic cross-sectional view showing a state during operation of the
排気室22の温度上昇により、ロータ30の本体3の温度が上昇する。吸気口2aから吸気室21に吸入される気体が室温と同程度であっても、吸気室21が低圧であるため、本体3は真空断熱状態にあり、高温に維持される。到達圧力に達した後の定常状態においても、本体3は真空断熱状態にあるため、シリンダ10より高温となる。
As the temperature of the
また、排気室22の温度上昇により、シリンダ10の温度が上昇する。シリンダ10の排気室22側は高温となる。一方、シリンダ10の吸気室21側は、排気室22のような熱の発生源を持たないので、排気室22側に比べると温度上昇量が小さい。このため、シリンダ10の吸気室21側が、相対的に低温となる。なお、到達圧力に達した後の定常状態において、シリンダ10は、外部から冷却されるか、あるいは放熱するため、ロータ30ほど温度が上がらないことが多い。したがって、真空ポンプ100の運転中の状態において、ロータ30、シリンダ10の排気室22側、シリンダ10の吸気室21側、の順に温度が高くなっている。
Further, the temperature of the
ロータ30及びシリンダ10は、それぞれの線膨張係数と温度とに応じて熱膨張する。シリンダ10は、吸気室21側と排気室22側とに生じる温度差により、それぞれの箇所での熱膨張量が異なる。その結果、図3に示すように、シリンダ10のシリンダ本体1は、吸気室21側よりも排気室22側の方が大きな伸び量で、不均等に熱膨張して軸方向に伸びた状態となる。また、ロータ30の本体3も、熱膨張して軸方向に伸びた状態となる。
The
このため、真空ポンプ100の運転中、軸方向隙間G1の大きさがそれぞれ変動する。図3では、図1中の各隙間d1〜d4の大きさが変化した状態をd1’〜d4’として示している。本実施形態では、軸方向隙間G1は、初期状態で吸気室21において排気室22よりも大きくなるようにそれぞれ設計されている(d1>d2、d3>d4)。図3に示すように、シリンダ10の軸方向の伸び量が吸気室21側に対して排気室22側で大きくなるため、排気室22に形成される各隙間d2’、d4’は、吸気室21に形成される各隙間d1’、d3’に近い大きさとなる。このように、ロータ30,30及びシリンダ10の熱膨張によって、吸気室21及び排気室22に形成される軸方向隙間G1の大きさが均等または均等に近くなる。
For this reason, during the operation of the
すなわち、真空ポンプ100の運転中、シリンダ10の吸気室21側と排気室22側とが不均等に熱膨張したとき、シリンダ10とロータ30との間の軸方向隙間G1が不均等にならない。したがって、本実施形態に係る真空ポンプ100によると、運転中に生じる部分的な温度上昇により各部材が不均等に熱膨張しても、部材間の隙間への影響を低減し排気効率を良好に維持することができる。
In other words, when the
ところで、一般に、真空ポンプの排気効率の向上には、ロータとシリンダとの隙間を小さくすることが有効と考えられる。ロータの回転により吸気口から排気口に向かって気体が流通する一方で、ロータとシリンダとの隙間を通って気体が逆流するからである。このため、なるべく隙間を小さくすることで、気体の逆流量を低減することが提案される。 By the way, in general, it is considered effective to reduce the gap between the rotor and the cylinder in order to improve the exhaust efficiency of the vacuum pump. This is because the gas flows from the intake port to the exhaust port by the rotation of the rotor, while the gas flows backward through the gap between the rotor and the cylinder. For this reason, it is proposed to reduce the back flow rate of the gas by reducing the gap as much as possible.
ここで、図4及び図5を参照して、比較例における部材間の隙間について説明する。図4は、比較例に係る真空ポンプ900を示す概略的な断面図である。真空ポンプ900は、一対のロータ30、30と、シリンダ90とを備えたものである(図4及び図5にロータ30は片方のみ図示している)。ロータ30は、第1の実施形態に係る真空ポンプ100におけるロータ30(図1等参照)と同一に構成されており、本体3及びロータ軸33を有する。シリンダ90は、その内部に、一対のロータ30、30によって、シリンダ90の内部が区画されて形成された吸気室901及び排気室902を有する。シリンダ90にはロータ軸33の軸方向の移動を許容するベアリング91及びロータ軸33の軸方向の移動を規制するベアリング92が装着されており、ロータ軸33を回転可能に支持している。ロータ軸33の、ベアリング91によって支持される一端が自由端33aであり、ベアリング92によって支持される反対側の一端が規制端33bである。図4に示す真空ポンプ900では、シリンダ90とロータ30の本体3との間に所定の軸方向隙間Gが形成される。
Here, with reference to FIG.4 and FIG.5, the clearance gap between the members in a comparative example is demonstrated. FIG. 4 is a schematic cross-sectional view showing a
図5は、この真空ポンプ900の運転中の状態を示す概略的な断面図である。上述したように、運転中には排気室902で圧縮熱が発生するので、シリンダ90の排気室902側が吸気室901側よりも大きく熱膨張する。運転中にはロータ30も高温となり熱膨張するので、ロータ30とシリンダ90との間の軸方向隙間Gが小さすぎると、吸気室901においてロータ30とシリンダ90とが干渉してしまうおそれがある。
FIG. 5 is a schematic cross-sectional view showing the
そこで、図5に示すように、例えば、真空ポンプ900の運転中であっても吸気室901側に形成される隙間dが確保できるように、軸方向隙間Gを予め大きく設けておき(図4参照)、ロータ30とシリンダ90との干渉を防止することが考えられる。しかし、シリンダ90の排気室902側は吸気室901側よりも大きく熱膨張するため、軸方向隙間Gのうち、排気室902に形成される隙間d’は、吸気室901に形成される隙間dより、熱膨張量の差分だけ大きくなる。このため、熱膨張量の差が大きい場合、例えば、この真空ポンプ900の排気量(ポンプ容量)が大きく、ロータ30及びシリンダ90の軸方向の長さが大きい場合には、排気室902に形成される隙間d’が過大となってしまう。その結果、排気室902に形成される隙間を通って吸気室901に逆流する気体の逆流量が大きくなり、排気効率の低下を招くおそれがある。このような対策では、真空ポンプの大型化に伴いロータ及びシリンダの軸方向の長さを大きくしようとすると、両者の間に形成される軸方向隙間が大きくなってしまい、排気効率を良好に維持することが困難である。
Therefore, as shown in FIG. 5, for example, a large axial gap G is provided in advance so that the gap d formed on the
これに対して、第1の実施形態に係る真空ポンプ100では、図3に示すように、シリンダ10の対向面110に凹部11aが設けられているので、運転中のロータ30とシリンダ10との間の軸方向隙間G1が不均等となることを防ぐことができる。すなわち、真空ポンプ100の運転中に、吸気室21に形成される隙間d1’を確保しつつ、排気室22に形成される隙間d2’を小さくすることができるので、部材間の隙間を小さくして排気効率を向上させることができる。
On the other hand, in the
特に、真空ポンプ100が、真空及び大気圧間での圧力変動を繰り返すロードロック室の真空排気に利用されるものである場合、短時間で頻繁に排気を行うため、温度変化が頻繁に起こる。排気を行う際、吸気室21では、吸気口2aから比較的低温の気体が吸入される。一方、排気室22では、気体が短時間で圧縮されるので、圧縮熱が大きくなる。このため、シリンダ10の吸気室21側と排気室22側とで温度差が大きくなり、熱膨張量の差が大きくなる。
In particular, when the
また、FPDまたはソーラーパネル用の基板の大型化に伴い、その製造装置におけるロードロック室の容積も大きくなっており、真空ポンプにも大型化が求められている。ここで、真空ポンプ100の構成が適用されるルーツ型ポンプの大型化を図る場合、ロータ30及びシリンダ10を軸方向に長い寸法で作ることになる。また、大型のルーツ型ポンプではより多くの気体をより早く排気するため、圧縮熱が大きくなる。このため、真空ポンプ100の大型化に伴い、シリンダ10の吸気室21側と排気室22側との熱膨張量の差は大きくなる。
Further, along with the increase in size of the substrate for FPD or solar panel, the volume of the load lock chamber in the manufacturing apparatus has increased, and the vacuum pump is also required to be increased in size. Here, when the size of the roots type pump to which the configuration of the
ここで、上述したように、第1の実施形態に係る真空ポンプ100では、吸気室21と排気室22とに予め異なる大きさで部材間の隙間を設計しているため、シリンダ10の吸気室21側と排気室22側とで熱膨張量の差が大きくなるとしても、運転中における部材間の隙間を小さくすることができる。したがって、真空ポンプを大型化する場合や、温度変化の激しい条件で使用する場合であっても、部材間の隙間を小さくして排気効率を良好に維持することができる。
Here, as described above, in the
[第2の実施形態]
図6は、本発明の第2の実施形態に係る真空ポンプ200を示す概略的な断面図である。図7は、図6におけるA’−A’線断面図であり、図6は、図7におけるB’−B’線断面図である。
これ以降の説明では、図1等に示した実施形態に係る真空ポンプ100が含む部材や機能等について同様のものは説明を簡略化または省略し、異なる点を中心に説明する。
[Second Embodiment]
FIG. 6 is a schematic cross-sectional view showing a
In the following description, the same members, functions, and the like included in the
図6に示すように、本実施形態に係るシリンダ20の内面2のうち、ロータ30の第1の端面31に対向する第1のカバー13の対向面130(第1の面)の、ロータ軸33の中心より吸気室21側には、凹部13aが溝状に形成されている。同様に、ロータ30の第2の端面32に対向する第2のカバー14の対向面140(第2の面)の、ロータ軸33の中心より吸気室21側には、凹部14aが溝状に形成されている。凹部13a(14a)があることにより、シリンダ20の対向面130(140)とロータ30の第1の端面31(第2の端面32)との間にそれぞれ形成される軸方向隙間G1は、吸気室21の一部において排気室22よりも大きくなるように設計される(d1>d2、d3>d4)。
As shown in FIG. 6, the rotor shaft of the facing surface 130 (first surface) of the
図7に示すように、第1のカバー13の対向面130には、各ロータ30、30の第1の端面31のロータ軸33から最も遠い先端31aの軌跡3b、3bに沿った形状の溝が凹部13aとして形成されている。凹部13aは、各軌跡3b、3bの吸気室21側の一部分に沿ってそれぞれ形成される2つの円弧状の溝を、互いに繋げた形状である。本実施形態では、第1のカバー13及び第2のカバー14に溝加工を施すことによって凹部13a、14aを形成してもよい。
As shown in FIG. 7, grooves on the facing
このような真空ポンプ200の運転中、ロータ30、30により排気室22の内部の気体が圧縮されて排気室22の温度が上昇するため、図8に示すように各部材が熱膨張して変形する。図8は、真空ポンプ200の運転中の状態を示す概略的な断面図である。図8では、各部材の変形した状態を極端に示している。本実施形態では、ロータ30とシリンダ20との間の軸方向隙間G1が、吸気室21の凹部13a、14aの箇所において排気室22よりも大きくなるように設計されているので(d1>d2、d3>d4)、真空ポンプ200の運転中に、吸気室21に形成される隙間d1’、d3’を確保しつつ、排気室22に形成される隙間d2’、d4’を小さくすることができる。
During the operation of the
ここで、真空ポンプ200の運転中、ロータ30の本体3は真空断熱状態にあり高温となるが、本体3に固定されたロータ軸33は、外部から冷却されるか、あるいは放熱するため、本体3に比べると低温であることが多い。この場合、ロータ軸33からの放熱により、ロータ30の本体3は、ロータ軸33付近で相対的に低温となる。このため、ロータ30の本体3は、図8及び図9に示すように不均等に熱膨張して変形する。
Here, during operation of the
図9は、真空ポンプの運転中におけるロータ30の形状を示す断面図である。図9に示すように、ロータ30の本体3の熱膨張量は、例えば、ロータ軸33から離れるにつれて大きくなる。この場合、ロータ30は、本体3の外周面のロータ軸33から最も遠い部位が最も大きく、軸方向に伸びた状態となる(図9中の長さl参照)。このため、ロータ軸33の軸方向の自由端33a側における熱膨張は、ロータ30の第1の端面31の、ロータ軸33から最も遠い先端31aで最も大きい。第2の端面32についても、これと同様である。
FIG. 9 is a cross-sectional view showing the shape of the
ここで、図8に示すように、本実施形態における凹部13aは、真空ポンプ200の運転中、ロータ30の第1の端面31のロータ軸33から最も遠い先端31aの熱膨張が大きくなることに対応するように、先端31aの軌跡3b(図7参照)に沿った形状となっている。したがって、ロータ30の第1の端面31のロータ軸33から最も遠い先端31aの熱膨張が大きい場合でも、その熱膨張による隙間への影響を低減することができる。第2の端面32についても、これと同様である。
Here, as shown in FIG. 8, in the
また、本実施形態に係る真空ポンプ200によれば、ロータ30の本体3が不均等に熱膨張することに対応させて凹部13a、14aを溝状としているので、凹部13a、14aの面積を大きくする必要がなく、これを小さく形成することができ、溝加工にかかるコストを抑えることができる。本実施形態では、吸気室21と排気室22とに予め異なる大きさで部材間の隙間を設けるための凹部13a、14aの面積を小さくしても、上記第1の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。
In addition, according to the
[第3の実施形態]
図10は、本発明の第3の実施形態に係る真空ポンプ300を示す概略的な断面図である。この真空ポンプ300におけるシリンダ40は、ロータ30とともに吸気室21を形成する上部部材41(第1の部材)と、ロータ30とともに排気室22を形成する下部部材42(第2の部材)とを有する。図10に示すように、シリンダ40は、ロータ軸33の中心より吸気室21側の半分を上部部材41で形成され、排気室22側の半分を下部部材42で形成されている。シリンダ40の内面4のうち、ロータ30の第1の端面31に対向する対向面151(第1の面)は、上部部材41の対向面151aと下部部材42の対向面151bとからなる。同様に、ロータ30の第2の端面32に対向する対向面152(第2の面)は、上部部材41の対向面152aと下部部材42の対向面152bとからなる。
[Third embodiment]
FIG. 10 is a schematic cross-sectional view showing a
図10に示すように、軸方向隙間G1のうち吸気室21に形成される隙間は、上部部材41の対向面151a(152a)と第1の端面31(第2の端面32)との間に形成される隙間d1(d3)である。軸方向隙間G1のうち排気室22に形成される隙間は、下部部材42の対向面151b(152b)と第1の端面31(第2の端面32)との間に形成される隙間d2(d4)である。ここで、本実施形態に係るシリンダ40の場合、上部部材41の内面4が下部部材42の内面4よりも軸方向に大きくなるように形成されている。これにより、上記第1及び第2の実施形態と同様、吸気室21において排気室22よりも大きな軸方向隙間G1を設けることができる(d1>d2、d3>d4)。
As shown in FIG. 10, the gap formed in the
以上のように、本実施形態によれば、シリンダ40が吸気室21側の上部部材41と排気室22側の下部部材42とに分割された構造を有する場合、これら上部部材41及び下部部材42により形成される軸方向隙間G1を互いに異なる大きさに設計することができる。吸気室21において排気室22よりも大きな軸方向隙間G1を設けることにより、上記第1の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。
As described above, according to the present embodiment, when the
特に、特許文献2に記載のような多段の真空ポンプの場合、吸気側(低圧側、真空側)の段のシリンダにおいて、吸気口から導入される気体による冷却の影響が大きく、シリンダの吸気側と高温のロータとの間の軸方向隙間の変動が大きい。このような多段の真空ポンプであっても、本実施形態に係る真空ポンプ300の構成を適用することができるので、この軸方向隙間の変動の影響を低減して排気効率を良好に維持することができる。なお、本実施形態に係る真空ポンプ300の構成は、多段の真空ポンプのシリンダのうち、一部の段に適用してもよいし、あるいは全ての段に適用してもよい。特に、最も真空に近い吸気側の段にこの構成を適用した場合にその効果が大きく、多段の真空ポンプの到達圧力を低くすることができる。なお、ここでは、多段の真空ポンプとは、1つのシリンダ内にロータ軸方向に複数のポンプ室が設けられたポンプをいう。
In particular, in the case of a multistage vacuum pump as described in
[第4の実施形態]
図11は、本発明の第4の実施形態に係る真空ポンプ400を示す概略的な断面図である。この真空ポンプ400のシリンダ10aは、上記第1の実施形態と同一に構成された第1のカバー11を有する(図1等参照)。すなわち、第1のカバー11は、ロータ軸33の軸方向の移動を許容する自由端側カバーとして自由端33aを支持し、対向面110(第1の面)の吸気室21側に凹部11aを有する。また、シリンダ10aは、ロータ軸33の軸方向の移動を規制する規制端側カバーとして規制端33bを支持する、第2のカバー16を有する。本実施形態に係る真空ポンプ400の場合、シリンダ10a、ロータ30の本体3、及びロータ軸33は、例えば鉄合金等からなり、全て同一の材質で形成されているか、あるいは、互いに線膨張係数の近い材質で形成されている。
[Fourth Embodiment]
FIG. 11 is a schematic cross-sectional view showing a
図11に示すように、この真空ポンプ400におけるシリンダ10aの場合、ロータ30の第2の端面32に対向する第2のカバー16の対向面160に、上記第1及び第2の実施形態のような凹部が設けられていない。このように、本実施形態においては、軸方向隙間G1のうち自由端33a側の隙間(第1の隙間)のみについて、吸気室21側の隙間d1が排気室22側の隙間d2よりも大きく設計される。
As shown in FIG. 11, in the case of the
この真空ポンプ400の運転中、例えば、ロータ軸33と本体3とが同一の材質であるとき、ロータ軸33が自由端33a側へ向かい熱膨張して伸びるのに伴い、本体3の軸方向の伸びの量も第2のカバー16側より第1のカバー11側で大きくなる。シリンダ10aも、第2のカバー16によってロータ軸33の軸方向の移動を規制しているため、第1のカバー11側で熱膨張して不均等に伸びる。これにより、第1のカバー11側、つまり自由端33a側で、軸方向隙間G1が変動する。一方、第2のカバー16側、つまり規制端33b側では、自由端33a側より軸方向隙間G1の変動が少ない。本実施形態によると、真空ポンプ400の運転中、熱膨張の影響が規制端33b側より大きくなる自由端33a側の吸気室21において、第1のカバー11とロータ30との間の軸方向隙間G1が調整される。
During operation of the
したがって、真空ポンプ400の各部材の材質等によっては、自由端33a側の軸方向隙間G1を吸気室21において排気室22よりも大きく設計することで、部材間の隙間への影響を低減する効果が得られる。このため、真空ポンプ400の運転中に形成される各軸方向隙間G1を小さくし、排気効率を良好に維持することができる。
Therefore, depending on the material or the like of each member of the
[第5の実施形態]
図12は、本発明の第5の実施形態に係る真空ポンプ500を示す概略的な断面図である。この真空ポンプ500も、図11に示した真空ポンプ400と同様に、軸方向隙間G1のうち自由端33a側の隙間(第1の隙間)のみについて、吸気室21側の隙間d1を排気室22側の隙間d2よりも大きく設計されたものである。また、本実施形態においても、第4の実施形態同様、シリンダ40a、ロータ30の本体3、及びロータ軸33が全て同一の材質で形成されているか、あるいは、互いに線膨張係数の近い材質で形成されている。ここで、図12に示すように、シリンダ40aが吸気室21側の上部部材41a(第1の部材)と排気室22側の下部部材42(第2の部材)とに分割された構造を有する場合、上部部材41aの内面4に形成される内部空間の軸方向長さを自由端33a側へ広げて形成すれば、上記第4の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。
[Fifth Embodiment]
FIG. 12 is a schematic cross-sectional view showing a
以下、図13を用いて、真空ポンプの吸気室側と排気室側とに形成される軸方向隙間の変動の大きさについて、具体的な例を示す。図13は、真空ポンプのシリンダの軸方向長さに対する、各部におけるロータとシリンダとの熱膨張量の差の例を示す表である。 Hereinafter, with reference to FIG. 13, a specific example of the magnitude of fluctuation of the axial gap formed on the intake chamber side and the exhaust chamber side of the vacuum pump will be described. FIG. 13 is a table showing an example of the difference in the amount of thermal expansion between the rotor and the cylinder in each part with respect to the axial length of the cylinder of the vacuum pump.
図13に示す表は、例えば、図4に示した比較例に係る真空ポンプ900の形状で形成され、かつ、シリンダ90、ロータ30の本体3、及びロータ軸33が全て鋳鉄で形成された真空ポンプの、運転中の状態を想定している。図13では、(6)に示すシリンダの軸方向長さ(例えば、図4中の長さL)の大きさを変え、運転中に(3)〜(5)の温度分布が生じた場合の隙間の変動量を算出している。運転中の熱膨張により、ロータ及びシリンダの各部は、図4に示す規制端33b側のベアリング92の位置を基準として、自由端33a側へ向かって軸方向にそれぞれ伸びる。図13の(7)〜(12)では、真空ポンプの自由端側における各部の熱膨張量等について示している。
The table shown in FIG. 13 is formed, for example, in the shape of the
図13に示す(10)、(11)は、吸気側及び排気側におけるロータとシリンダとの熱膨張量の差である。(7)に示すロータの熱膨張量が(8)及び(9)に示すシリンダの各部の熱膨張量よりも大きいため、ロータとシリンダとの間に形成された軸方向隙間の大きさは、吸気側及び排気側において、(10)及び(11)の大きさだけそれぞれ変動する。図13の(12)に示した(10)と(11)との差は、吸気側における軸方向隙間の変動量と排気側における軸方向隙間の変動量との差に相当する。初期状態の軸方向隙間(図4中の軸方向隙間G参照)を均一な大きさとしていた場合、真空ポンプの運転中、吸気側の隙間dよりも排気側の隙間d’の方が、図13に示す(12)の分だけ大きくなる(図5参照)。 (10) and (11) shown in FIG. 13 are differences in thermal expansion amounts between the rotor and the cylinder on the intake side and the exhaust side. Since the amount of thermal expansion of the rotor shown in (7) is larger than the amount of thermal expansion of each part of the cylinder shown in (8) and (9), the size of the axial clearance formed between the rotor and the cylinder is On the intake side and the exhaust side, the magnitudes of (10) and (11) vary. The difference between (10) and (11) shown in (12) of FIG. 13 corresponds to the difference between the fluctuation amount of the axial clearance on the intake side and the fluctuation amount of the axial clearance on the exhaust side. When the axial gap in the initial state (see the axial gap G in FIG. 4) has a uniform size, the exhaust-side gap d ′ is larger than the intake-side gap d during the operation of the vacuum pump. 13 is increased by (12) (see FIG. 5).
図13の表に示すように、(6)に示すシリンダの軸方向長さを大きくすると、(10)に示す吸気側におけるロータとシリンダとの間の熱膨張量の差が大きくなるため、両者の間の軸方向隙間を大きく設計する必要がある。公知の構成による真空ポンプの場合、ロータとシリンダとの間の軸方向隙間が吸気側及び排気側で(12)の分だけ異なる大きさで変動するため、排気室に形成される隙間が(12)よりも大きくなってしまう。そこで、例えば、上記実施形態(図1等参照)において、吸気室21に形成される隙間d1を排気室22に形成される隙間d2よりも(12)に示した分だけ大きく設計することで、隙間の変動の影響を低減することができる。
As shown in the table of FIG. 13, when the axial length of the cylinder shown in (6) is increased, the difference in thermal expansion between the rotor and the cylinder on the intake side shown in (10) increases. It is necessary to design a large axial clearance between the two. In the case of a vacuum pump having a known configuration, the axial gap between the rotor and the cylinder fluctuates by a size that differs by (12) on the intake side and the exhaust side, so the gap formed in the exhaust chamber is (12 ) Will be larger. Therefore, for example, in the above embodiment (see FIG. 1 and the like), the gap d1 formed in the
例えば、図11に示した真空ポンプ400の凹部11aを機械加工により形成する場合、凹部11aの深さを図13の(12)に示す大きさとすると効果的である。ここで、例えば、機械加工により形成される凹部の深さが最小で0.2mmであるとすると、図11に示した実施形態は、シリンダ10aの軸方向長さ(図13の(6)参照)が200mm以上の場合に有効となる。
For example, when the
図13に示すように、真空ポンプが大型であればあるほど、吸気室に形成される隙間と排気室に形成される隙間との変動量の差が大きくなるので、真空ポンプの運転中にこれらの隙間を小さくできる上記実施形態のメリットは大きい。また、吸気室及び排気室に形成される隙間の大きさを予め変える加工さえできれば、いかなる大きさの真空ポンプであっても上記実施形態の効果が得られる。例えば、上記実施形態を、大型のポンプに適用する場合に限られず、小型の真空ポンプに適用することにより、部材間の隙間をより小さくし、排気効率を高めるようにしてもよい。 As shown in FIG. 13, the larger the vacuum pump, the larger the difference in variation between the gap formed in the intake chamber and the gap formed in the exhaust chamber. The advantage of the above embodiment that can reduce the gap is great. The effect of the above embodiment can be obtained with any size vacuum pump as long as the size of the gap formed in the intake chamber and the exhaust chamber can be changed in advance. For example, the above embodiment is not limited to the case of applying to a large pump, but by applying to a small vacuum pump, the gap between members may be made smaller and the exhaust efficiency may be improved.
[その他の実施形態]
本発明に係る実施形態は、以上説明した実施形態に限定されず、他の種々の実施形態が実現される。
[Other embodiments]
The embodiment according to the present invention is not limited to the embodiment described above, and other various embodiments are realized.
上記第4および第5の実施形態においては、ロータ30の本体3とロータ軸33との材質を同一とした場合を例示したが、他の実施形態において、例えば、本体3をアルミニウム合金とし、ロータ軸33をステンレス等の鉄合金とする等、異なる材質としてもよい。このとき、本体3の線膨張係数がロータ軸33の線膨張係数よりも大きいので、真空ポンプの運転中に本体3が軸方向において両端へ伸びるように熱膨張する。その場合は、上記第1〜第3の実施形態に示したように、自由端33a側の軸方向隙間G1(第1の隙間)及び規制端33b側の軸方向隙間G1(第2の隙間)の両方を、吸気室21側において排気室22側よりも大きく設計すればよい(d1>d2、d3>d4)。これにより、上記図3(または図8)に示すように、シリンダ10の排気室22側及びロータ30の本体3が両端へ伸びるように熱膨張しても、熱膨張量の小さいシリンダ10の吸気室21側と本体3との間の隙間の変動を、自由端33a側と規制端33b側との両方で調整することができる。
In the fourth and fifth embodiments, the case where the material of the
自由端33a側と規制端33b側との軸方向隙間G1の変動量に応じて、例えば、上記図1等に示した実施形態の凹部11a及び凹部12aの形状や深さを変更してもよい。例えば、各凹部11a、12aが形成される範囲は、対向面110、120の吸気室21側の半分全体であってもよいし、一部であってもよい。また、凹部11aと凹部12aとに形成される範囲の大きさや深さが互いに同じであってもよいし、異なっていてもよい。さらに、上記各実施形態に併せて、例えば、図8等に示したロータ30の本体3の熱膨張による変形のうち、径方向への伸びを考慮して、シリンダ本体1の内周面101を設計してもよい。例えば、軸方向隙間G1のみでなく径方向隙間G2の変動量にも対応させて、シリンダの吸気室21側の一部における径方向隙間G2を大きくする等、シリンダの形状を運転中のロータ30の形状に合わせてもよい。
Depending on the amount of change in the axial gap G1 between the
上記実施形態では、真空ポンプとして一対の繭型ロータ30、30を備えた単段のルーツ型ポンプを例示した。しかし、上記実施形態の構成はいずれも、単段の真空ポンプに適用されてもよく、多段の真空ポンプに適用されてもよい。繭型ロータ30、30に代えて、例えば3葉式、5葉式のルーツ型ロータを採用してもよい。また、ロータの数は2個に限られず、例えば、3個のロータを備えたルーツ型ポンプであってもよい。さらに、上記実施形態においては、ルーツ型ポンプに適用される形態を示したが、これに限られず、クローポンプに適用されてもよく、あるいは、1個のベーンロータを備えたベーンポンプに適用されてもよい。
In the said embodiment, the single stage Roots type pump provided with a pair of
1…シリンダ本体
1a、1b…端部
2、4…内面
3…本体
10、10a、20、40、40a…シリンダ
11、13…第1のカバー
11a、12a、13a、14a…凹部
12、14、16…第2のカバー
21…吸気室
22…排気室
30…ロータ
31…第1の端面
31a…先端
32…第2の端面
33…ロータ軸
41、41a…上部部材
42…下部部材
100、200、300、400、500…真空ポンプ
110、120、130、140、151、152、160…対向面
G1…軸方向隙間
d1、d2、d3、d4…隙間
DESCRIPTION OF
Claims (9)
吸気室と、排気室と、前記吸気室及び排気室を形成する内面とを有し、前記吸気室及び排気室を区画するように、かつ、前記内面のうち前記ロータの前記第1の端面に対向する第1の面と、前記第1の端面との間に第1の隙間が形成されるように、前記ロータの前記本体を収容し、前記第1の隙間のうち前記吸気室に形成される隙間が、前記排気室に形成される隙間よりも大きくなるように形成されたシリンダと
を具備する真空ポンプ。 A rotor having a rotor shaft and a main body including a first end face facing in the rotor axial direction;
An intake chamber, an exhaust chamber, and an inner surface that forms the intake chamber and the exhaust chamber, and defines the intake chamber and the exhaust chamber, and is formed on the first end surface of the rotor of the inner surface. The main body of the rotor is accommodated so that a first gap is formed between the first surface facing the first surface and the first end face, and the main body is formed in the intake chamber of the first gap. A vacuum pump comprising: a cylinder formed so that a gap between the two and the exhaust chamber is larger than a gap formed in the exhaust chamber.
前記シリンダは、
第1の端部と、前記ロータ軸方向で前記第1の端部とは反対側に設けられた第2の端部とを有するシリンダ本体と、
前記第1の面を有し、前記シリンダ本体の前記第1の端部に接続され、前記ロータ軸を回転可能に支持する第1のカバーとを有する
真空ポンプ。 The vacuum pump according to claim 1,
The cylinder is
A cylinder body having a first end portion and a second end portion provided on the opposite side of the first end portion in the rotor axial direction;
A vacuum pump comprising: a first cover having the first surface, connected to the first end of the cylinder body, and rotatably supporting the rotor shaft.
前記第1のカバーの前記第1の面の、前記ロータ軸の中心より前記吸気室側には、前記吸気室に形成される隙間を形成する凹部が形成されている
真空ポンプ。 The vacuum pump according to claim 2,
A vacuum pump in which a recess is formed on the first surface of the first cover from the center of the rotor shaft to the intake chamber side to form a gap formed in the intake chamber.
前記第1の面には、前記第1の端面の前記ロータ軸から最も遠い先端の軌跡に沿った形状の溝が前記凹部として形成されている
真空ポンプ。 The vacuum pump according to claim 3,
In the first surface, a groove having a shape along the locus of the tip farthest from the rotor shaft of the first end surface is formed as the recess. Vacuum pump.
前記シリンダは、前記シリンダ本体の前記第2の端部に接続された、前記ロータ軸を回転可能に支持する第2のカバーをさらに有する
真空ポンプ。 The vacuum pump according to any one of claims 2 to 4,
The cylinder further includes a second cover connected to the second end of the cylinder body and rotatably supporting the rotor shaft.
前記第1のカバーは、前記ロータ軸の軸方向の移動を許容する自由端側カバーとして前記ロータ軸を支持し、
前記第2のカバーは、前記ロータ軸の軸方向の移動を規制する規制端側カバーとして前記ロータ軸を支持する
真空ポンプ。 The vacuum pump according to claim 5,
The first cover supports the rotor shaft as a free end side cover that allows the axial movement of the rotor shaft;
The said 2nd cover is a vacuum pump which supports the said rotor shaft as a control end side cover which controls the movement of the axial direction of the said rotor shaft.
前記ロータの前記本体は、前記第1の端面とは前記ロータ軸方向で反対側に設けられた第2の端面を有し、
前記内面のうち前記ロータの前記第2の端面に対向する第2の面と、前記第2の端面との間に第2の隙間が形成され、前記第2の隙間のうち前記吸気室に形成される隙間が、前記排気室に形成される隙間よりも大きくなるように前記シリンダが形成されている
真空ポンプ。 The vacuum pump according to any one of claims 1 to 6,
The main body of the rotor has a second end surface provided on the opposite side to the first end surface in the rotor axial direction,
A second gap is formed between the second end face of the inner surface facing the second end face of the rotor and the second end face, and the second gap is formed in the intake chamber. A vacuum pump in which the cylinder is formed such that a gap to be formed is larger than a gap formed in the exhaust chamber.
前記シリンダは、
前記ロータとともに前記吸気室を形成し、前記第1の隙間のうち前記吸気室に形成される隙間を、前記ロータの前記第1の端面との間に形成する第1の部材と、
前記ロータとともに前記排気室を形成し、前記第1の隙間のうち前記排気室に形成される隙間を、前記ロータの前記第1の端面との間に形成する第2の部材と、を有する
真空ポンプ。 The vacuum pump according to claim 1,
The cylinder is
A first member that forms the intake chamber together with the rotor, and that forms a gap formed in the intake chamber of the first gap with the first end surface of the rotor;
The exhaust chamber is formed together with the rotor, and a second member that forms a gap formed in the exhaust chamber of the first gap with the first end surface of the rotor is provided. pump.
前記真空ポンプは、ルーツ型ポンプである
真空ポンプ。 A vacuum pump according to any one of claims 1 to 8,
The vacuum pump is a Roots type pump.
Priority Applications (1)
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---|---|---|---|
JP2012189403A JP6025458B2 (en) | 2012-08-30 | 2012-08-30 | Vacuum pump |
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Publications (2)
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JP2014047653A true JP2014047653A (en) | 2014-03-17 |
JP6025458B2 JP6025458B2 (en) | 2016-11-16 |
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ID=50607602
Family Applications (1)
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Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JP6025458B2 (en) |
Citations (2)
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---|---|---|---|---|
JPH06159273A (en) * | 1992-11-19 | 1994-06-07 | Shimadzu Corp | Vacuum pump |
JP2004263690A (en) * | 2003-02-13 | 2004-09-24 | Aisan Ind Co Ltd | Vane type vacuum pump |
-
2012
- 2012-08-30 JP JP2012189403A patent/JP6025458B2/en active Active
Patent Citations (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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JPH06159273A (en) * | 1992-11-19 | 1994-06-07 | Shimadzu Corp | Vacuum pump |
JP2004263690A (en) * | 2003-02-13 | 2004-09-24 | Aisan Ind Co Ltd | Vane type vacuum pump |
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