JP5073754B2 - 多段式ドライポンプ - Google Patents

Description

本発明は、容積移送型の多段式ドライポンプに関する。
本願は、２００７年１１月１４日に、日本に出願された特願２００７−２９６０１４号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。

排気を行うためドライポンプが利用されている。ドライポンプは、ポンプ室を備え、ロータがポンプ室内のシリンダ内に収容されている。シリンダ内でロータを回転させることにより、排気ガスを圧縮して移動させ、低圧まで排気を行う。特に１０^−２〜１０^−１Ｐａ程度または１０⁻⁴Ｐａ程度まで排気を行なう場合には、排気ガスを段階的に圧縮して排気する多段式ドライポンプが利用されている。多段式ドライポンプは、排気ガスの吸込み口から吐出し口にかけて複数段のポンプ室を直列に接続したものである。多段式ドライポンプでは、吸込み口付近の低圧段ポンプ室から吐出し口付近の高圧段ポンプ室にかけて、排気ガスが順次圧縮され、圧力が上昇する。このため、排気ガスの容量を順に小さくすることが可能である。ポンプ室の排気容量はロータの厚さに比例する。このため、低圧段ポンプ室から高圧段ポンプ室にかけてロータの厚さは次第に薄くなっている（例えば、特許文献１参照）。

ドライポンプを運転すると、排気ガスが各ポンプ室で圧縮されて発熱し、シリンダおよびロータの温度が上昇する。これにより、シリンダおよびロータが熱膨張して両者が干渉するおそれがある。そこで特許文献２には、シリンダおよびロータの温度上昇との関係で両者の線膨張率を規定することにより、両者の干渉を防止する技術が提案されている。
特表２００６−５２０８７３号公報 特開２００３−１６６４８３号公報

しかしながら、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配置される。このため、各ポンプ室の熱膨張量がロータシャフトの軸方向に沿って累積される。しかも、各ポンプ室のロータは厚さが異なるため、熱膨張量も異なる。特許文献２に記載された技術は、１個のポンプ室においてロータおよびシリンダの干渉を防止することはできても、ロータシャフトの軸方向に並んで配置された複数のポンプ室においてロータおよびシリンダの干渉を防止することは困難である。その結果、すべてのポンプ室でロータとシリンダとの隙間を大きく設計する必要がある。そして、その隙間における排気ガスの逆流量が大きくなって、ドライポンプの排気能力を低下させる。
そこで本発明は、ロータとシリンダとの隙間を小さくすることが可能な多段式ドライポンプの提供を一つの目的とする。

（１）本発明の一態様に係る多段式ドライポンプは以下の構成を採用した：多段式ドライポンプであって：それぞれがシリンダと前記シリンダに収容されたロータとを含む複数のポンプ室と；複数の前記ロータの回転軸となる第１のロータシャフトと；前記第１のロータシャフトを回転自在に支持し、前記第１のロータシャフトの軸方向の移動を規制する固定ベアリングと；前記第１のロータシャフトを回転自在に支持し、前記第１のロータシャフトの軸方向の移動を許容する自由ベアリングと；を備え、前記複数のポンプ室は、前記固定ベアリングと前記自由ベアリングとの間に配置され；前記複数のポンプ室のうち、吸気側の圧力が低い低圧段のポンプ室が、前記固定ベアリング寄りに配置され；排気側の圧力が高い高圧段のポンプ室が、前記自由ベアリング寄りに配置され；前記低圧段のポンプ室のローターとシリンダの間の前記第１のロータシャフト軸方向の隙間が、前記高圧段のポンプ室のローターとシリンダの間の前記第１のロータシャフト軸方向の隙間よりも小さい；ことを特徴とする多段式ドライポンプ。
吸気側の圧力が低い低圧段ポンプ室では、排気ガスの圧縮熱によるロータおよびシリンダの温度上昇量が小さいので、両者の熱膨張量の差が小さくなる。そのため、低圧段ポンプ室においてロータとシリンダとの軸方向における隙間を極めて小さく設計することができる。なお、固定ベアリングから自由ベアリングにかけて複数段のポンプ室の熱膨張量が累積されるが、熱膨張量の小さい低圧段ポンプ室を固定ベアリング寄りに配置したので、低圧段ポンプ室における熱膨張量の累積量を小さくすることができる。これにより、各ポンプ室における前記隙間を小さくすることができる。

（２）また、上記多段式ドライポンプは、以下のように構成されてもよい：上記多段式ドライポンプは：前記固定ベアリングを挟んで前記自由ベアリングの反対側に配置され、前記第１のロータシャフトに回転駆動力を付与する電動機と；複数の前記ロータの回転軸となる第２のロータシャフトと；前記固定ベアリングと前記電動機との間に配置され、前記第１のロータシャフトから前記第２のロータシャフトに回転駆動力を伝達するタイミングギアと；を更に備える。
この場合、発熱源である（Ａ）電動機、タイミングギアおよび固定ベアリングと、（Ｂ）高圧段ポンプ室およびベアリングとが、（Ｃ）低圧段ポンプ室を挟んで両側に分散配置される。これにより、多段式ドライポンプの温度分布を均一化することが可能になり、また多段式ドライポンプ内の最高温度を低く抑えることができる。したがって、各ポンプ室における前記隙間を小さくすることができる。

（３）また、上記多段式ドライポンプは、以下のように構成されてもよい：前記第１のロータシャフトの内部に、前記第１のロータシャフトより伝熱能力の高い伝熱部材が配置され、前記伝熱部材の端部は、前記第１のロータシャフトの前記自由ベアリング側の端部に露出している。
この場合、ロータの熱が伝熱部材を介してロータシャフトの端部に伝達され、ロータシャフトの端部から放熱される。このため、ロータの除熱を効率的に行うことができる。
また、発熱量の大きい高圧段ポンプが、発熱源である電動機やタイミングギアのない自由ベアリング側に配置されている。そして高圧段ポンプの熱が自由ベアリング側に放熱される。このため、高圧段ポンプ室の除熱を効率的に行うことができる。

（４）また、上記多段式ドライポンプは、以下のように構成されてもよい：前記複数のポンプ室のうち圧縮仕事量が最大となる前記ポンプ室においての前記ロータと前記シリンダとの前記軸方向における隙間は、前記複数のポンプ室のうち他の前記ポンプ室においての前記ロータと前記シリンダとの前記軸方向における隙間より、大きい。
この場合、圧縮仕事量が小さい低圧段ポンプ室の前記隙間が小さくなっているので、圧縮仕事量が大きい高圧段ポンプ室の前記隙間を拡大しても、多段式ドライポンプ全体の排気能力を確保することが可能である。そこで、圧縮仕事量が最大となるポンプ室の前記隙間を大きくすることにより、圧縮仕事量が最大となるポンプ室における圧縮比を小さくし発熱を抑制して、多段式ドライポンプ全体を安全運転持続可能使用温度以下に維持することができる。

本発明によれば、熱膨張量の小さい低圧段ポンプ室ほど固定ベアリング寄りに配置したので、固定ベアリングから自由ベアリングにかけて熱膨張量の累積量を小さくすることが可能になる。したがって、各ポンプ室においてロータとシリンダとの軸方向における隙間を小さくすることができる。

図１は、本発明の第１実施形態に係る多段式ドライポンプの側面断面図である。 図２は、上記多段式ドライポンプの正面断面図である。 図３Ａは、本発明の第１実施形態における各ポンプ室の隙間の説明図である。 図３Ｂは、従来技術における各ポンプ室の隙間の説明図である。 図４は、多段式ポンプの吸込み側の圧力と排気速度との関係を示すグラフである。 図５は、本発明の第１実施形態の変形例に係る多段式ドライポンプの側面断面図である。 図６は、従来技術に係る多段式ドライポンプの側面断面図である。

符号の説明

１…多段式ドライポンプ １１，１２，１３，１４，１５…ポンプ室 ２０…ロータシャフト ２１，２２，２３，２４，２５…ロータ ３１，３２，３３，３４，３５…シリンダ ５２…モータ（電動機） ５３…タイミングギア ５４…固定ベアリング ５６…自由ベアリング

以下、本発明の実施形態に係る多段式ドライポンプにつき、図面を用いて説明する。
（多段式ドライポンプ）
図１および図２は第１実施形態に係る多段式ドライポンプの説明図である。図１は図２のＡ´−Ａ´線における側面断面図であり、図２は図１のＡ−Ａ線における正面断面図である。図１に示すように、多段式ドライポンプ（以下、単に「多段式ポンプ」という場合がある。）１では、厚さの異なる複数のロータ２１，２２，２３，２４，２５が、それぞれシリンダ３１，３２，３３，３４，３５に収容されている。ロータシャフト２０の軸方向に沿って複数のポンプ室１１，１２，１３，１４，１５が形成されている。

図２に示すように、多段式ポンプ１は、一対のロータ２１ａ，２１ｂと、一対のロータシャフト２０ａ，２０ｂとを備えている。一対のロータ２１ａ，２１ｂは、一方のロータ２１ａの凸部２９ｐと他方のロータ２１ｂの凹部２９ｑとが噛み合うように配置されている。ロータ２１ａ，２１ｂは、ロータシャフト２０ａ，２０ｂの回転に伴って、シリンダ３１ａ，３１ｂの内部を回転しうる。一対のロータシャフト２０ａ，２０ｂを相互に逆方向に回転させると、ロータ２１ａと，２１ｂの凸部２９ｐとの間に配置されたガスが、シリンダ３１ａ，３１ｂの内面に沿って移動しつつ圧縮される。

図１に示すように、ロータシャフト２０の軸方向に沿って、複数のロータ２１〜２５が配置されている。各ロータ２１〜２５は、ロータシャフト２０の外周面に形成された溝部２６に係合して、周方向および軸方向への移動が規制されている。各ロータ２１〜２５が、それぞれシリンダ３１〜３５に収容されて、複数のポンプ室１１〜１５が構成されている。各ポンプ室１１〜１５は、排気ガスの吸込み口５から吐出し口（不図示）にかけて直列に接続され、多段式ドライポンプ１が構成されている。

吸込み口側（真空側、低圧段）の第１段ポンプ室１１から吐出し口側（大気側、高圧段）の第５段ポンプ室１５にかけて、排気ガスが圧縮されて圧力が上昇するので、排気ガスの容量を順に小さくすることが可能である。ポンプ室の排気容量はロータの掻き出し容積および回転数に比例する。ロータの掻き出し容量はロータの葉数（凸部の個数）および厚さに比例する。このため、低圧段ポンプ室１１から高圧段ポンプ室１５にかけてロータの厚さが薄くなっている。本実施形態では、次述する固定ベアリング５４から自由ベアリング５６にかけて、第１段ポンプ室１１から第５段ポンプ室１５が配置されている。

各シリンダ３１〜３５は、センターシリンダ３０の内部に形成されている。センターシリンダ３０の軸方向両端部には、サイドシリンダ４４，４６が固着されている。一対のサイドシリンダ４４，４６には、それぞれベアリング５４，５６が固定されている。一方のサイドシリンダ４４に固定された第１ベアリング５４は、アンギュラ軸受け等の軸方向のあそびが小さいベアリングであり、ロータシャフトの軸方向の移動を規制する固定ベアリング５４として機能する。他方のサイドシリンダ４６に固定された第２ベアリング５６は、玉軸受け等の軸方向のあそびが大きいベアリングであり、ロータシャフトの軸方向の移動を許容する自由ベアリング５６として機能する。固定ベアリング５４はロータシャフト２０の長手方向中央部付近を回転自在に支持し、自由ベアリング５６はロータシャフト２０の長手方向端部付近を回転自在に支持している。

自由ベアリング５６を覆うように、サイドシリンダ４６にキャップ４８が装着されている。キャップ４８の内側には、自由ベアリング５６の潤滑油５８が封入されている。
一方、サイドシリンダ４４にはモータハウジング４２が固着されている。モータハウジングの内側には、ＤＣブラシレスモータ等のモータ５２が配置されている。モータ５２は、一対のロータシャフト２０ａ，２０ｂ（図２参照）のうち、図１に示す一方のロータシャフト２０ａのみに回転駆動力を付与する。他方のロータシャフトには、モータ５２と固定ベアリング５４との間に配置されたタイミングギア５３を介して、回転駆動力が伝達される。

（多段式ドライポンプの要求性能）
次に、多段式ポンプに要求される性能について説明する。
多段式ポンプの低圧時の基本特性として、到達圧力の低さが要求される。到達圧力とは、多段式ポンプが単体で排気できる最低圧力のことである。到達圧力を低くするためには、多段式ポンプの吸気側と排気側との圧力差を大きくすればよい。圧力差を大きくするためには、（１）多段式ポンプの段数を増加させる、（２）ロータとシリンダとの隙間を小さくする、（３）ロータの回転数を増加させる、などの方法がある。

多段式ポンプの中高圧時の基本特性として、排気速度の高さが要求される。排気速度とは、多段式ポンプが単位時間当たりに輸送できる排気ガスの容積のことである。広い圧力帯で排気速度を高く維持するには、（１）最低圧段ポンプ室の掻き出し容積を増加させる、（２）高圧段ポンプ室／低圧段ポンプ室の掻き出し容積比を増加させる、（３）ロータとシリンダとの隙間を小さくする、（４）ロータの回転数を増加させる、などの方法がある。

上記のいずれの基本特性の向上に対しても、ロータとシリンダとの隙間（以下、単に「隙間」という場合がある。）を小さくすることが有効である。ロータの回転により吸気口から排気口に向かって排気ガスが流通する一方で、ロータとシリンダとの隙間を通って排気ガスが逆流する。このため、隙間を小さくすることで排気ガスの逆流量を低減できる。なおポンプ室の排気効率（能力）は、単位時間当たりの排気容量から、隙間を逆流する排気ガス流量を減算することで算出される。ポンプ室の単位時間当たりの排気容量は、ロータの寸法に基づく掻き出し容積と、ロータ回転数との積で表される。

ロータとシリンダとの隙間は、（１）ロータおよびシリンダの熱膨張量の差、（２）機械加工精度および機構部（例えばベアリング）のあそび、を考慮して設計される。ロータおよびシリンダの熱膨張量は、両者の温度分布や形状、材質に依存する。特にロータがアルミニウム合金を含み、アルミニウム合金と鉄合金を組み合わせて使用する場合には、熱膨張量の差が大きくなる場合がある。そのため、ロータとシリンダとの隙間を大きく設計する場合がある。

ところで、排気ガスは各ポンプ室１１〜１５で圧縮されて発熱する。その発熱量は、各ポンプ室の圧縮仕事量に依存する。圧縮仕事量は各ポンプ室の吸気側の圧力とロータの掻き出し容積との積で表される。このため、各ポンプ室の発熱量は各ポンプ室の吸気側の圧力に比例する。また排気ガスからロータおよびシリンダへの伝熱量は、排気ガスの温度および分子密度（すなわち絶対圧力）によって決まる。そのため、吸気側の圧力がより高く分子密度もより高い高圧段ポンプ室ほど、ロータおよびシリンダの温度がより上昇する。したがって、より高圧段のポンプ室ほど、ロータおよびシリンダの熱膨張量の差がより大きくなり、隙間がより大きくなる傾向にある。
一方で、ロータとシリンダとの隙間における排気ガスの逆流量は、ポンプ室の吸気側および排気側の平均圧力に比例する。そのため、平均圧力が大気圧に近い高圧段ポンプ室ほど、隙間における排気ガスの逆流量が多くなる。そこで、高圧段ポンプ室ほど隙間をより小さく設計することが求められる。

図６は、従来技術に係る多段式ポンプの側面断面図である。ロータシャフト２０は、中央部付近を固定ベアリング５４により支持され、端部付近を自由ベアリング５６により支持されている。これら固定ベアリング５４と自由ベアリング５６との間に、複数のポンプ室１１，１２，１３，１４，１５が配置されている。上述したように、高圧段ポンプ室ほど隙間が大きくなる傾向にあるが、隙間を小さく設計することが求められる。そこで従来技術に係る多段式ポンプ９では、高圧段ポンプ室ほど固定ベアリング５４寄りに配置されている。すなわち、固定ベアリング５４から自由ベアリング５６にかけて、各ポンプ室の吸気側の圧力が順に低くなるように、各ポンプ室１１〜１５が配置されている。固定ベアリング５４はロータシャフト２０の軸方向の変位を規制している。このため、固定ベアリング５４の近傍では熱膨張量の累積が小さくなる。そこで高圧段ポンプ室ほど固定ベアリング５４寄りに配置することにより、大きくなりがちである高圧段ポンプ室における隙間を、できるだけ小さく設計している。

しかしながら、上述した固定ベアリング５４からロータシャフト２０の軸方向の変位を許容する自由ベアリング５６にかけて、複数段のポンプ室１１〜１５の熱膨張量が累積される。そのため、高圧段ポンプ室の熱膨張量は低圧段ポンプ室に累積される。
図３Ｂは従来技術における各ポンプ室の隙間の説明図である。高圧段ポンプ室の熱膨張量が低圧段ポンプ室に累積されるので、最低圧段ポンプ室１１の隙間ｄ１は、最高圧段ポンプ室１５の大きな隙間ｄ５より大きくなる。そのため、多段式ポンプ全体としての排気能力が低くなるという問題がある。また最低圧段ポンプ室１１の隙間ｄ１が大きくなるため、多段式ポンプの到達圧力を低くすることができないという問題がある。

図３Ａは本実施形態における各ポンプ室の隙間の説明図である。本実施形態では、従来技術とは逆に、固定ベアリング５４から自由ベアリングにかけて、吸気側の圧力が順に高くなるように、複数のポンプ室１１〜１５が配置されている。すなわち、低圧段ポンプ室ほど固定ベアリング５４寄りに配置されている。吸気側の圧力が低く分子密度も低い低圧段ポンプ室ほど、ロータおよびシリンダの温度上昇量が小さいので、熱膨張量の差は小さくなる。そのため、最低圧段ポンプ室１１の隙間ｄ１を極めて小さく設計することができる。なお、固定ベアリング５４から自由ベアリングにかけて、複数段のポンプ室１１〜１５の熱膨張量が累積されるが、熱膨張量の小さい低圧段ポンプ室ほど固定ベアリング５４寄りに配置することにより、熱膨張量の累積量を小さくすることができる。そのため、最高圧段ポンプ室１５の隙間ｄ５も比較的小さく設計することができる。これにより、各ポンプ室１１〜１５の隙間を総合的に小さくすることが可能になり、多段式ポンプ全体としての排気能力を向上させることができる。また最低圧段ポンプ室１１の隙間ｄ１が小さくなるので、多段式ポンプの到達圧力を低くすることができる。
図４は、多段式ポンプの吸込み側の圧力と排気速度との関係を示すグラフである。上記のように構成した本実施形態に係る多段式ポンプでは、従来技術に係る多段式ポンプに比べて、各圧力における排気速度が増加し、到達圧力が低くなっている。

ところで、上述したように排気ガスは各ポンプ室１１〜１５で圧縮されて発熱する。発生した熱は、排気ガスとともに排出されるほか、図１に示すロータ２１〜２５およびシリンダ３１〜３５に伝達される。シリンダ３１〜３５に伝達された熱は、シリンダの周囲に配置された冷媒通路３８を通って排出される。これに対してロータ２１〜２５に伝達された熱は、ロータシャフト２０およびベアリング５４，５６を介してシリンダ３１〜３５に伝達され、シリンダの冷媒通路３８を通って排出される。

ここで、多段式ポンプ１の排気能力を向上させるべくロータ２１〜２５の回転数を増加させると、圧縮仕事量が増加するため排気ガスの発熱量も増加する。しかしながら、シリンダ３１〜３５の周囲に配置された冷媒通路３８の冷却能力は一定のままであるから、発熱量が冷却能力を上回る。発熱量が冷却能力を上回ると、多段式ポンプの温度が安全運転持続可能使用温度を上回るおそれがある。安全運転持続可能使用温度は、多段式ポンプの構成材料が機構部品として使用できる温度（材料組織が可逆性を有し強度が低下しない温度）であり、多段式ポンプの用途や使用条件に応じて取り決められている。

そこで、排気ガスの発熱量を抑制するため、ポンプ室の圧縮仕事量を減少させる工夫が必要になる。ポンプ室の圧縮仕事量を減少させる手法として、（１）ロータの掻き出し容積を小さくすること、（２）ロータとシリンダとの隙間を拡大することが考えられる。ここで掻き出し容積を小さくすると、多段式ポンプの排気能力が低下して仕様を満足することができなくなる。そこで、ロータとシリンダとの隙間をあえて拡大する手法を採用する。特に、発熱量が最大となる最高圧段ポンプ室１５の隙間を拡大することが望ましい。

発熱量の抑制を実現するために必要な隙間は、上述した（１）ロータおよびシリンダの熱膨張差、（２）機械加工精度および機構部のあそび、を考慮して設定される隙間より、格段に大きくなる。図３Ｂに示す従来技術では、複数段のポンプ室１１〜１５の隙間がいずれも大きくなっているので、最高圧段ポンプ室１５の隙間をさらに拡大すると、多段式ポンプ全体の排気能力を確保することが困難になる。これに対して、図３Ａに示す本実施形態では、圧縮仕事量が小さい低圧段ポンプ室の隙間が小さくなっているので、圧縮仕事量が大きい最高圧段ポンプ室１５の隙間をさらに拡大しても、多段式ポンプ全体の排気能力を確保することが可能である。そこで、圧縮仕事量が最大となる最高圧段ポンプ室１５の隙間を低圧段ポンプ室１１〜１４より大きくすることにより、最高圧段ポンプ室１５における発熱量を抑制して、多段式ポンプ全体を安全運転持続可能使用温度以下に維持することができる。また、最高圧段ポンプ室１５の圧縮仕事量を低減して、低圧段ポンプ室１１〜１４に振り分けることが可能になり、多段式ポンプの温度分布を均一化することができる。さらに、熱膨張量が最大となる最高圧段ポンプ室１５において隙間を拡大することで、ロータとシリンダとの接触リスクを低減することができる。

ところで、図６に示す多段式ポンプ９の発熱原因として、上述した排気ガスの圧縮輸送によるもののほか、モータ５２の運転によるものおよび機構部（タイミングギア５３やベアリング５４，５６等）の摺動摩擦によるものが挙げられる。多段式ポンプ全体の温度分布を均一化するためには、発熱源を集中させることなく分散させて配置することが望ましい。この点、図６に示す従来技術では、紙面左側からモータ５２、タイミングギア５３、固定ベアリング５４、最高圧段ポンプ室１５、ポンプ室１４，１３，１２、最低圧段ポンプ室１１、自由ベアリング５６の順に配置されている。この場合、発熱源であるモータ５２から最高圧段ポンプ室１５までが集中して配置されているので、多段式ポンプ９の温度分布を均一化することは困難であり、また多段式ポンプ９内の最高温度も高くなる。

これに対して、図１に示す本実施形態では、固定ベアリング５４を挟んで自由ベアリング５６の反対側に、ロータシャフト２０ａに回転駆動力を付与するモータ５２が配置されている。また、固定ベアリング５４とモータ５２との間に、ロータシャフト２０ａと対をなすロータシャフト２０ｂ（図２参照）に回転駆動力を伝達するタイミングギア５３が配置されている。すなわち、図１の紙面左側からモータ５２、タイミングギア５３、固定ベアリング５４、最低圧段ポンプ室１１、ポンプ室１２，１３，１４、最高圧段ポンプ室１５、自由ベアリング５６の順に配置されている。この場合、発熱源である（Ａ）モータ５２、タイミングギア５３および固定ベアリング５４と、（Ｂ）最高圧段ポンプ室１５および自由ベアリング５６とが、（Ｃ）最低圧段ポンプ室１１およびポンプ室１２，１３，１４を挟んで両側に分散配置される。これにより、多段式ポンプ１の温度分布を均一化することが可能になり、また多段式ポンプ１内の最高温度を低く抑えることができる。これに伴って、各ポンプ室１１〜１５の隙間を小さく設計することができる。またセンターシリンダ３０に配置された冷媒通路３８により、シリンダ３１〜３５およびロータ２１〜２５の除熱を確実に行うことができる。

図５は、本発明の実施形態の変形例に係る多段式ドライポンプの側面断面図である。この変形例では、ロータシャフト２０の内部に、ロータシャフト２０より伝熱能力の高い伝熱部材７１が配置されている。例えば、ロータシャフト２０は鉄合金からなり、伝熱部材７１はアルミニウム合金からなっている。なお伝熱部材７１として、ヒートパイプを採用することも可能である。伝熱部材７１の端部は、ロータシャフト２０の自由ベアリング５６側の端部に露出している。この構成によれば、ロータの熱が伝熱部材７１を介してロータシャフト２０の端部に伝達され、ロータシャフト２０の端部から放熱される。したがって、ロータの除熱を効率的に行うことが可能になり、ロータ２４，２５の熱膨張を抑制することができる。

上述したように、発熱量の大きい高圧段ポンプ室１４，１５は、自由ベアリング５６側に配置されている。そして伝熱部材７１は、ロータシャフト２０の自由ベアリング５６側の端部から、高圧段ポンプ室１４，１５の形成領域にかけて延設されている。これにより、発熱量の大きい高圧段ポンプ室１４，１５に配置されたロータ２４，２５の除熱を効率的に行なうことが可能になる。その結果、各ポンプ室間の温度差を低減することができる。

なお、本発明の技術範囲は、上述した各実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において、上述した各実施形態に種々の変更を加えたものを含む。すなわち、各実施形態で挙げた具体的な材料や構成などはほんの一例に過ぎず、適宜変更が可能である。
例えば、実施形態の多段式ポンプでは三葉式のルーツ型ロータを採用したが、これ以外（例えば五葉式）のルーツ型ロータを採用することも可能である。
また、実施形態ではルーツ形ポンプを例にして説明したが、クロー形ポンプやスクリュー形ポンプ等の他種類のポンプに本発明を適用することも可能である。
また、実施形態の多段式ポンプは５段のポンプ室を備える構成としたが、５段以外の多段式ポンプに本発明を適用することも可能である。

本発明によれば、熱膨張量の小さい低圧段ポンプ室ほど固定ベアリング寄りに配置したので、固定ベアリングから自由ベアリングにかけて熱膨張量の累積量を小さくすることが可能になる。したがって、各ポンプ室においてロータとシリンダとの軸方向における隙間を小さくすることができる。

Claims (3)

1. 多段式ドライポンプであって：
   それぞれがシリンダと前記シリンダに収容されたロータとを含む複数のポンプ室と；
   複数の前記ロータの回転軸となる第１のロータシャフトと；
   前記第１のロータシャフトを回転自在に支持し、前記第１のロータシャフトの軸方向の移動を規制する固定ベアリングと；
   前記第１のロータシャフトを回転自在に支持し、前記第１のロータシャフトの軸方向の移動を許容する自由ベアリングと；を備え、
   前記複数のポンプ室は、前記固定ベアリングと前記自由ベアリングとの間に配置され；
   前記複数のポンプ室のうち、吸気側の圧力が低い低圧段のポンプ室が、前記固定ベアリング寄りに配置され；
   排気側の圧力が高い高圧段のポンプ室が、前記自由ベアリング寄りに配置され；
   前記低圧段のポンプ室のローターとシリンダの間の前記第１のロータシャフト軸方向の隙間が、前記高圧段のポンプ室のローターとシリンダの間の前記第１のロータシャフト軸方向の隙間よりも小さい；ことを特徴とする多段式ドライポンプ。
2. 前記固定ベアリングを挟んで前記自由ベアリングの反対側に配置され、前記第１のロータシャフトに回転駆動力を付与する電動機と；
   複数の前記ロータの回転軸となる第２のロータシャフトと；
   前記固定ベアリングと前記電動機との間に配置され、前記第１のロータシャフトから前記第２のロータシャフトに回転駆動力を伝達するタイミングギアと；を更に備えることを特徴とする請求項１に記載の多段式ドライポンプ。
3. 前記第１のロータシャフトの内部に、前記第１のロータシャフトより伝熱能力の高い伝熱部材が配置され、
   前記伝熱部材の端部は、前記第１のロータシャフトの前記自由ベアリング側の端部に露出していることを特徴とする請求項１に記載の多段式ドライポンプ。

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