JP6025458B2

JP6025458B2 - Vacuum pump

Info

Publication number: JP6025458B2
Application number: JP2012189403A
Authority: JP
Inventors: 智成田中; 敏生鈴木
Original assignee: Ulvac Inc
Current assignee: Ulvac Inc
Priority date: 2012-08-30
Filing date: 2012-08-30
Publication date: 2016-11-16
Anticipated expiration: 2032-08-30
Also published as: JP2014047653A

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 Patent Document 1, a pump chamber having an intake port and an exhaust port is formed in a casing. A pair of rotors are arranged in the pump chamber. As each rotor rotates while maintaining a slight gap, gas is sucked into the pump chamber from the intake port side. The sucked gas is confined in a space between the casing and the rotor, and is exhausted to the exhaust port side while being compressed as the rotor rotates (see, for example, paragraph [0014] of FIG. 1 of Patent Document 1 and FIG. 1). .

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 Patent Document 2, a plurality of pump chambers are connected in series along the axial direction of the rotor shaft. One pair of rotors is arranged in each pump chamber. As the plurality of rotors rotate, the gas is compressed and moved stepwise from the suction-side pump chamber to the discharge-side pump chamber. For this reason, it is possible to exhaust to a low pressure. (For example, refer to paragraphs [0014] and [0015] in FIG. 1 of Patent Document 2 and the like).

特開２０００−１７９４８２号公報JP 2000-179482 A 再表２００９−０６３８９０号公報No. 2009-063890

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.

図１は、本発明の第１の実施形態に係る真空ポンプを示す概略的な断面図である。FIG. 1 is a schematic cross-sectional view showing a vacuum pump according to a first embodiment of the present invention. 図２は、本発明の第１の実施形態に係る真空ポンプを示す概略的な断面図である。FIG. 2 is a schematic cross-sectional view showing a vacuum pump according to the first embodiment of the present invention. 図３は、本発明の第１の実施形態に係る真空ポンプの運転中の状態を示す概略的な断面図である。FIG. 3 is a schematic cross-sectional view showing a state during operation of the vacuum pump according to the first embodiment of the present invention. 図４は、比較例に係る真空ポンプを示す概略的な断面図である。FIG. 4 is a schematic cross-sectional view showing a vacuum pump according to a comparative example. 図５は、比較例に係る真空ポンプの運転中の状態を示す概略的な断面図である。FIG. 5 is a schematic cross-sectional view showing a state during operation of the vacuum pump according to the comparative example. 図６は、本発明の第２の実施形態に係る真空ポンプを示す概略的な断面図である。FIG. 6 is a schematic cross-sectional view showing a vacuum pump according to the second embodiment of the present invention. 図７は、本発明の第２の実施形態に係る真空ポンプを示す概略的な断面図である。FIG. 7 is a schematic cross-sectional view showing a vacuum pump according to the second embodiment of the present invention. 図８は、本発明の第２の実施形態に係る真空ポンプの運転中の状態を示す概略的な断面図である。FIG. 8 is a schematic cross-sectional view showing a state during operation of the vacuum pump according to the second embodiment of the present invention. 図９は、真空ポンプの運転中のロータの形状を示す断面図である。FIG. 9 is a cross-sectional view showing the shape of the rotor during operation of the vacuum pump. 図１０は、本発明の第３の実施形態に係る真空ポンプを示す概略的な断面図である。FIG. 10 is a schematic cross-sectional view showing a vacuum pump according to the third embodiment of the present invention. 図１１は、本発明の第４の実施形態に係る真空ポンプを示す概略的な断面図である。FIG. 11 is a schematic cross-sectional view showing a vacuum pump according to the fourth embodiment of the present invention. 図１２は、本発明の第５の実施形態に係る真空ポンプを示す概略的な断面図である。FIG. 12 is a schematic cross-sectional view showing a vacuum pump according to the fifth embodiment of the present invention. 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。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.

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 vacuum pump 100 according to the first embodiment of the present invention. 2 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 1, and FIG. 1 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG.
The vacuum pump 100 is a Roots-type pump, and is used, for example, for evacuating a load lock chamber in a vacuum process in the field of manufacturing semiconductor devices and FPDs (Flat Panel Displays).

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 vacuum pump 100 includes a pair of rotors 30 and 30 and a cylinder 10.

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 rotor 30 has substantially the same structure, only one rotor 30 will be described unless it is necessary to distinguish between the two rotors 30. The rotor 30 has a main body 3 accommodated in the cylinder 10 and a rotor shaft 33 fixed to the main body 3.

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 rotor 30 is a so-called saddle-shaped rotor. As shown in FIG. 2, when viewed in the cross-sectional shape of each rotor 30, the rotor 30 is shifted by an angle of 90 degrees from each other, and between the main bodies 3 is minute. Are arranged so that a simple gap is formed. In each drawing, minute gaps formed between the members are exaggerated for easy understanding. As shown in FIG. 1, the main body 3 includes a first end face 31 facing the axial direction of the rotor shaft 33 and a second end face provided on the opposite side of the first end face 31 in the axial direction of the rotor shaft 33. 32.

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 cylinder 10 includes a cylinder body 1 having a first end 1a and a second end 1b opposite to the first end 1a, a first cover 11 connected to the ends 1a and 1b of the cylinder body 1, and And a second cover 12. As shown in FIG. 2, the cylinder body 1 has an inner peripheral surface 101 whose cross-sectional shape viewed in the axial direction of the rotor shaft 33 is an oval shape, and is formed in a cylindrical shape.

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 cylinder 10 has an intake chamber 21 and an exhaust chamber 22 formed therein by a pair of rotors 30 and 30, and an inner surface 2 that forms the intake chamber 21 and the exhaust chamber 22. Have The inner surface 2 includes an inner peripheral surface 101 of the cylinder body 1. As shown in FIG. 2, the main body 1 of the cylinder 10 is provided with an intake port 2 a communicating with the intake chamber 21 and an exhaust port 2 b communicating with the exhaust chamber 22.

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 first cover 11 and the second cover 12 have a function of rotatably supporting the two rotor shafts 33 and 33, respectively. For example, the first cover 11 is equipped with bearings 131 and 131 that allow the rotor shaft 33 to move in the axial direction. The second cover 12 is provided with bearings 132 and 132 for restricting movement of the rotor shaft 33 in the axial direction.

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 bearings 131 and 131 are bearings with a large play in the axial direction such as a ball bearing. Moreover, the bearings 132 and 132 are bearings with a small axial play, such as an angular bearing, for example. Alternatively, the types of the bearings 131 and 132 are the same, and the first cover 11 and the second cover 12 have a degree of freedom in the axial direction of the bearing by a bearing holder (not shown) that holds the bearings 131 and 132. An adjusted structure may be provided.

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 rotor shaft 33 supported by the first cover 11 becomes a free end 33a (the back side in FIG. 2), and one end on the opposite side of the rotor shaft 33 supported by the second cover 12. Is the restricting end 33b (front side in FIG. 2). The restriction end 33b of one rotor shaft 33 is connected to a drive source (not shown). Further, a timing gear (not shown) is connected to the restriction end 33 b of one rotor shaft 33 and the restriction end 33 b of the other rotor shaft 33, and the timing gear is connected from one rotor shaft 33 to the other rotor shaft 33. Rotational driving force is transmitted through.

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 first cover 11 and the second cover 12 are formed in a plate shape. The first cover 11 has a facing surface 110 (first surface) as a surface facing the first end surface 31 of the rotor 30 in the inner surface 2 of the cylinder 10. The second cover 12 has a facing surface 120 (second surface) as a surface facing the second end surface 32 of the rotor 30 in the inner surface 2 of the cylinder 10.

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 inner surface 2 of the cylinder 10 and the main bodies 3 and 3 of the rotors 30 and 30. As shown in FIG. 1, between the facing surface 110 of the first cover 11 and the first end surface 31 of the rotor 30, and between the facing surface 120 of the second cover 12 and the second end surface 32 of the rotor 30, Between these, axial gaps G1 (first and second gaps) are respectively formed. A radial gap G 2 is formed between the inner peripheral surface 101 of the cylinder body 1 and the outer peripheral surface of the main body 3. As shown in FIG. 2, the radial gap G 2 is formed between the locus 3 a, 3 a of the part farthest from the rotor shaft 33 on the outer peripheral surface of the main bodies 3, 3 and the inner peripheral surface 101. The size of the radial gap G2 may be the same as or different from the gap between the main bodies 3. The presence of these axial gap G1 and radial gap G2 can prevent seizing between the cylinder 10 and the rotors 30 and 30.

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 concave portion 11 a is formed on the opposed surface 110 of the inner surface 2 of the cylinder 10 on the intake chamber 21 side from the center of the rotor shaft 33. Further, a recess 12 a is formed on the facing surface 120 of the inner surface 2 on the intake chamber 21 side from the center of the rotor shaft 33. The recesses 11a and 12a are formed, for example, by processing such as cutting the first cover 11 and the second cover 12, and are formed to a depth of 1 mm or less. In the present embodiment, as shown in FIG. 2, the entire half of the facing surface 110 on the side of the intake chamber 21 is formed as a recess 11a.

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 1 differs between the intake chamber 21 and the exhaust chamber 22. Due to the presence of the recess 11a on the opposed surface 110 on the intake chamber 21 side, the gap d1 formed in the intake chamber 21 in the axial gap G1 is larger than the gap d2 formed in the exhaust chamber 22. Further, since the concave portion 12a is provided on the facing surface 120 on the side of the intake chamber 21, the gap d3 formed in the intake chamber 21 in the axial gap G1 is larger than the gap d4 formed in the exhaust chamber 22. .

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 rotors 30 and 30 and the cylinder 10. These thermal expansion amounts depend on the temperature distribution, shape, and material. The axial gap G1 and the radial gap G2 are designed to be as small as possible so that a predetermined gap can be secured even when the rotors 30, 30 and the cylinder 10 are thermally expanded during operation of the vacuum pump 100. Is desirable. Here, by providing the concave portion 11a, the axial gap G1 can be designed to have different sizes in advance between the intake chamber 21 side and the exhaust chamber 22 side as d1> d2. Similarly, by providing the recess 12a, the axial gap G1 can be designed to have different sizes in advance between the intake chamber 21 side and the exhaust chamber 22 side, as d3> d4.

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 vacuum pump 100 configured as described above will be described.

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) rotor shaft 33 rotates. The other (driven side) rotor shaft 33 is given a rotational driving force by a timing gear (not shown), and rotates in the opposite direction in synchronization with the driving side rotor shaft 33 (see arrow r in FIG. 2). As a result, the main bodies 3 and 3 of the rotors 30 and 30 rotate in the cylinder 10 while maintaining a minute gap between them, so that the gas that has entered the intake chamber 21 from the intake port 2a is moved to the exhaust chamber 22, and the exhaust port It can be discharged through 2b.

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 vacuum pump 100, the gas inside the exhaust chamber 22 is compressed by the rotors 30 and 30 and pushed out to the exhaust port 2b until reaching the ultimate pressure. As a result, compression heat is generated, and the temperature of the exhaust chamber 22 rises. Due to this temperature rise, each member of the vacuum pump 100 is thermally expanded and deformed as shown in FIG.

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 vacuum pump 100. In addition, in FIG. 3, the state which each member deform | transformed is shown extremely.

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 exhaust chamber 22 rises, the temperature of the main body 3 of the rotor 30 rises. Even if the gas sucked into the intake chamber 21 from the intake port 2a is about the same as the room temperature, the main body 3 is in a vacuum insulation state and maintained at a high temperature because the intake chamber 21 has a low pressure. Even in a steady state after reaching the ultimate pressure, the main body 3 is in a vacuum heat insulating state, and thus becomes hotter than the cylinder 10.

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 cylinder 10 rises due to the temperature rise of the exhaust chamber 22. The exhaust chamber 22 side of the cylinder 10 is hot. On the other hand, the intake chamber 21 side of the cylinder 10 does not have a heat generation source like the exhaust chamber 22, so that the amount of temperature rise is small compared to the exhaust chamber 22 side. For this reason, the intake chamber 21 side of the cylinder 10 becomes relatively low temperature. In the steady state after reaching the ultimate pressure, the cylinder 10 is often cooled from the outside or dissipates heat, so the temperature does not increase as much as the rotor 30 in many cases. Therefore, in a state where the vacuum pump 100 is in operation, the temperature increases in the order of the rotor 30, the exhaust chamber 22 side of the cylinder 10, and the intake chamber 21 side of the cylinder 10.

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 rotor 30 and the cylinder 10 are thermally expanded according to their linear expansion coefficients and temperatures. The cylinder 10 has a different amount of thermal expansion at each location due to a temperature difference between the intake chamber 21 side and the exhaust chamber 22 side. As a result, as shown in FIG. 3, the cylinder body 1 of the cylinder 10 has a larger elongation amount on the exhaust chamber 22 side than the intake chamber 21 side, and is in a state of being thermally expanded unevenly and extending in the axial direction. Become. Further, the main body 3 of the rotor 30 is also thermally expanded and extends in the axial direction.

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 vacuum pump 100, the size of the axial gap G1 varies. In FIG. 3, the state in which the sizes of the gaps d1 to d4 in FIG. 1 are changed is shown as d1 'to d4'. In the present embodiment, the axial gap G1 is designed to be larger in the intake chamber 21 than in the exhaust chamber 22 in the initial state (d1> d2, d3> d4). As shown in FIG. 3, since the axial extension of the cylinder 10 is larger on the exhaust chamber 22 side than on the intake chamber 21 side, the gaps d2 ′ and d4 ′ formed in the exhaust chamber 22 The size is close to each of the gaps d1 ′ and d3 ′ formed at 21. Thus, due to the thermal expansion of the rotors 30, 30 and the cylinder 10, the size of the axial gap G 1 formed in the intake chamber 21 and the exhaust chamber 22 becomes equal or nearly equal.

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 vacuum pump 100 is in operation, when the intake chamber 21 side and the exhaust chamber 22 side of the cylinder 10 thermally expand unevenly, the axial gap G1 between the cylinder 10 and the rotor 30 does not become uneven. Therefore, according to the vacuum pump 100 according to the present embodiment, even if each member thermally expands unevenly due to a partial temperature rise that occurs during operation, the influence on the gap between the members is reduced and the exhaust efficiency is improved. Can be maintained.

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 vacuum pump 900 according to a comparative example. The vacuum pump 900 includes a pair of rotors 30 and 30 and a cylinder 90 (only one of the rotors 30 is shown in FIGS. 4 and 5). The rotor 30 is configured in the same manner as the rotor 30 (see FIG. 1 and the like) in the vacuum pump 100 according to the first embodiment, and includes a main body 3 and a rotor shaft 33. The cylinder 90 has an intake chamber 901 and an exhaust chamber 902 formed inside the cylinder 90 by the pair of rotors 30 and 30 being partitioned. A bearing 91 that allows movement of the rotor shaft 33 in the axial direction and a bearing 92 that restricts movement of the rotor shaft 33 in the axial direction are mounted on the cylinder 90, and the rotor shaft 33 is rotatably supported. One end of the rotor shaft 33 supported by the bearing 91 is a free end 33a, and the other end supported by the bearing 92 is a regulating end 33b. In the vacuum pump 900 shown in FIG. 4, a predetermined axial gap G is formed between the cylinder 90 and the main body 3 of the rotor 30.

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 vacuum pump 900 during operation. As described above, since compression heat is generated in the exhaust chamber 902 during operation, the exhaust chamber 902 side of the cylinder 90 expands more thermally than the intake chamber 901 side. During operation, the rotor 30 also becomes hot and thermally expands. Therefore, if the axial gap G between the rotor 30 and the cylinder 90 is too small, the rotor 30 and the cylinder 90 may interfere with each other in the intake chamber 901. .

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 intake chamber 901 side can be secured even during operation of the vacuum pump 900 (FIG. 4). It is conceivable to prevent interference between the rotor 30 and the cylinder 90. However, since the exhaust chamber 902 side of the cylinder 90 is more thermally expanded than the intake chamber 901 side, the gap d ′ formed in the exhaust chamber 902 in the axial gap G is the gap d formed in the intake chamber 901. Thus, the difference in thermal expansion amount increases. For this reason, when the difference in thermal expansion is large, for example, when the displacement (pump capacity) of the vacuum pump 900 is large and the axial lengths of the rotor 30 and the cylinder 90 are large, they are formed in the exhaust chamber 902. The gap d ′ is excessively large. As a result, the reverse flow rate of the gas that flows back to the intake chamber 901 through the gap formed in the exhaust chamber 902 increases, which may cause a decrease in exhaust efficiency. With such measures, when the axial length of the rotor and cylinder is increased with the increase in size of the vacuum pump, the axial gap formed between the two becomes larger, and the exhaust efficiency is maintained well. Difficult to do.

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 vacuum pump 100 according to the first embodiment, as shown in FIG. 3, the concave surface 11 a is provided on the facing surface 110 of the cylinder 10. It is possible to prevent the axial gap G1 between them from becoming uneven. That is, while the vacuum pump 100 is in operation, the gap d2 ′ formed in the exhaust chamber 22 can be reduced while the gap d1 ′ formed in the intake chamber 21 is secured. The exhaust efficiency can be improved.

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 vacuum pump 100 is used for evacuation of a load lock chamber that repeatedly changes pressure between vacuum and atmospheric pressure, the temperature is frequently changed because the evacuation is frequently performed in a short time. When exhaust is performed, in the intake chamber 21, a relatively low temperature gas is sucked from the intake port 2a. On the other hand, in the exhaust chamber 22, since the gas is compressed in a short time, the heat of compression increases. For this reason, the temperature difference between the intake chamber 21 side and the exhaust chamber 22 side of the cylinder 10 increases, and the difference in thermal expansion increases.

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 vacuum pump 100 is applied is increased, the rotor 30 and the cylinder 10 are formed with long dimensions in the axial direction. In addition, since a large roots type pump exhausts more gas more quickly, compression heat increases. For this reason, as the vacuum pump 100 increases in size, the difference in thermal expansion between the intake chamber 21 side and the exhaust chamber 22 side of the cylinder 10 increases.

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 vacuum pump 100 according to the first embodiment, the gaps between the members are designed to have different sizes in the intake chamber 21 and the exhaust chamber 22 in advance. Even if the difference in the amount of thermal expansion between the 21 side and the exhaust chamber 22 side increases, the gap between the members during operation can be reduced. Therefore, even when the vacuum pump is increased in size or used under conditions where the temperature changes drastically, the clearance between the members can be reduced to maintain good exhaust efficiency.

[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 vacuum pump 200 according to the second embodiment of the present invention. 7 is a cross-sectional view taken along line A′-A ′ in FIG. 6, and FIG. 6 is a cross-sectional view taken along line B′-B ′ in FIG. 7.
In the following description, the same members, functions, and the like included in the vacuum pump 100 according to the embodiment shown in FIG. 1 and the like will be simplified or omitted, and different points will be mainly described.

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 first cover 13 that faces the first end surface 31 of the rotor 30 among the inner surface 2 of the cylinder 20 according to the present embodiment. A recess 13 a is formed in a groove shape on the side of the intake chamber 21 from the center of 33. Similarly, a recess 14a is formed in a groove shape on the side of the intake chamber 21 from the center of the rotor shaft 33 of the facing surface 140 (second surface) of the second cover 14 facing the second end surface 32 of the rotor 30. Is formed. Due to the presence of the recess 13a (14a), the axial gap G1 formed between the opposed surface 130 (140) of the cylinder 20 and the first end surface 31 (second end surface 32) of the rotor 30 is different from that of the intake air. A part of the chamber 21 is designed to be larger than the exhaust chamber 22 (d1> d2, d3> d4).

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 surface 130 of the first cover 13 are shaped along the trajectories 3 b and 3 b of the tip 31 a farthest from the rotor shaft 33 of the first end surface 31 of each rotor 30 and 30. Is formed as a recess 13a. The recess 13a has a shape in which two arc-shaped grooves formed along a portion of each of the trajectories 3b and 3b on the intake chamber 21 side are connected to each other. In the present embodiment, the recesses 13 a and 14 a may be formed by performing groove processing on the first cover 13 and the second cover 14.

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 vacuum pump 200, the gas inside the exhaust chamber 22 is compressed by the rotors 30 and 30 and the temperature of the exhaust chamber 22 rises, so that each member is thermally expanded and deformed as shown in FIG. To do. FIG. 8 is a schematic cross-sectional view showing a state during operation of the vacuum pump 200. In FIG. 8, the deformed state of each member is shown extremely. In the present embodiment, since the axial gap G1 between the rotor 30 and the cylinder 20 is designed to be larger than the exhaust chamber 22 at the concave portions 13a and 14a of the intake chamber 21 (d1> d2, d3> d4) During the operation of the vacuum pump 200, the gaps d2 ′ and d4 ′ formed in the exhaust chamber 22 can be reduced while ensuring the gaps d1 ′ and d3 ′ formed in the intake chamber 21. .

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 vacuum pump 200, the main body 3 of the rotor 30 is in a vacuum insulation state and becomes high temperature. However, the rotor shaft 33 fixed to the main body 3 is cooled from the outside or dissipates heat. Compared to 3, the temperature is often low. In this case, due to heat radiation from the rotor shaft 33, the main body 3 of the rotor 30 becomes relatively low in the vicinity of the rotor shaft 33. For this reason, the main body 3 of the rotor 30 is deformed by thermal expansion unevenly as shown in FIGS.

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 rotor 30 during operation of the vacuum pump. As shown in FIG. 9, the amount of thermal expansion of the main body 3 of the rotor 30 increases as the distance from the rotor shaft 33 increases, for example. In this case, the rotor 30 has the largest portion of the outer peripheral surface of the main body 3 that is farthest from the rotor shaft 33 and extends in the axial direction (see length l in FIG. 9). For this reason, the thermal expansion on the free end 33 a side in the axial direction of the rotor shaft 33 is greatest at the tip 31 a farthest from the rotor shaft 33 of the first end surface 31 of the rotor 30. The same applies to the second end face 32.

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 recess 13 a in the present embodiment, the thermal expansion of the tip 31 a farthest from the rotor shaft 33 of the first end face 31 of the rotor 30 is increased during the operation of the vacuum pump 200. In order to correspond, it has a shape along the locus 3b (see FIG. 7) of the tip 31a. Therefore, even when the thermal expansion of the tip 31a farthest from the rotor shaft 33 of the first end surface 31 of the rotor 30 is large, the influence of the thermal expansion on the gap can be reduced. The same applies to the second end face 32.

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 vacuum pump 200 according to the present embodiment, since the recesses 13a and 14a are formed in a groove shape corresponding to the thermal expansion of the main body 3 of the rotor 30 unevenly, the areas of the recesses 13a and 14a are increased. Therefore, it can be formed small, and the cost for the groove processing can be suppressed. In the present embodiment, even if the area of the recesses 13a and 14a for providing gaps between members with different sizes in advance in the intake chamber 21 and the exhaust chamber 22 is reduced, the same effect as in the first embodiment is achieved. Can be obtained.

[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 vacuum pump 300 according to the third embodiment of the present invention. The cylinder 40 in the vacuum pump 300 includes an upper member 41 (first member) that forms the intake chamber 21 together with the rotor 30, and a lower member 42 (second member) that forms the exhaust chamber 22 together with the rotor 30. . As shown in FIG. 10, the cylinder 40 is formed with an upper member 41 at a half on the intake chamber 21 side from the center of the rotor shaft 33 and a lower member 42 at a half on the exhaust chamber 22 side. Of the inner surface 4 of the cylinder 40, a facing surface 151 (first surface) facing the first end surface 31 of the rotor 30 is composed of a facing surface 151 a of the upper member 41 and a facing surface 151 b of the lower member 42. Similarly, the facing surface 152 (second surface) facing the second end surface 32 of the rotor 30 includes a facing surface 152 a of the upper member 41 and a facing surface 152 b of the lower member 42.

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 intake chamber 21 in the axial gap G1 is between the opposing surface 151a (152a) of the upper member 41 and the first end surface 31 (second end surface 32). The gap d1 (d3) is formed. Of the axial gap G1, a gap formed in the exhaust chamber 22 is a gap d2 (d4) formed between the facing surface 151b (152b) of the lower member 42 and the first end surface 31 (second end surface 32). ). Here, in the case of the cylinder 40 according to the present embodiment, the inner surface 4 of the upper member 41 is formed to be larger in the axial direction than the inner surface 4 of the lower member 42. As a result, as in the first and second embodiments, it is possible to provide a larger axial gap G1 in the intake chamber 21 than in the exhaust chamber 22 (d1> d2, d3> d4).

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 cylinder 40 has a structure divided into the upper member 41 on the intake chamber 21 side and the lower member 42 on the exhaust chamber 22 side, these upper member 41 and lower member 42. The axial gap G1 formed by the above can be designed to have different sizes. By providing a larger axial gap G 1 in the intake chamber 21 than in the exhaust chamber 22, it is possible to obtain the same operational effects as in the first embodiment.

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 Patent Document 2, in the cylinder on the intake side (low pressure side, vacuum side), the effect of cooling by the gas introduced from the intake port is large, and the intake side of the cylinder The variation in the axial clearance between the rotor and the hot rotor is large. Even in such a multi-stage vacuum pump, the configuration of the vacuum pump 300 according to the present embodiment can be applied. Therefore, the effect of fluctuations in the axial gap is reduced and the exhaust efficiency is maintained well. Can do. The configuration of the vacuum pump 300 according to the present embodiment may be applied to some or all of the cylinders of the multistage vacuum pump. In particular, when this configuration is applied to the intake side stage closest to the vacuum, the effect is great, and the ultimate pressure of the multistage vacuum pump can be lowered. Here, the multistage vacuum pump refers to a pump in which a plurality of pump chambers are provided in the rotor axial direction in one cylinder.

[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 vacuum pump 400 according to the fourth embodiment of the present invention. The cylinder 10a of the vacuum pump 400 includes a first cover 11 configured in the same manner as in the first embodiment (see FIG. 1 and the like). That is, the first cover 11 supports the free end 33a as a free end side cover that allows movement of the rotor shaft 33 in the axial direction, and the recess 11a is formed on the opposing surface 110 (first surface) on the intake chamber 21 side. Have. Moreover, the cylinder 10a has the 2nd cover 16 which supports the control end 33b as a control end side cover which controls the movement of the rotor shaft 33 in the axial direction. In the case of the vacuum pump 400 according to the present embodiment, the cylinder 10a, the main body 3 of the rotor 30, and the rotor shaft 33 are made of, for example, an iron alloy or the like, and are all formed of the same material or have linear expansion coefficients. It is made of a close material.

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 cylinder 10 a in the vacuum pump 400, the opposing surface 160 of the second cover 16 that opposes the second end surface 32 of the rotor 30 is as in the first and second embodiments. No concave portion is provided. Thus, in the present embodiment, only the gap on the free end 33a side (first gap) of the axial gap G1 is designed so that the gap d1 on the intake chamber 21 side is larger than the gap d2 on the exhaust chamber 22 side. Is done.

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 vacuum pump 400, for example, when the rotor shaft 33 and the main body 3 are made of the same material, as the rotor shaft 33 expands by thermal expansion toward the free end 33a, the axial direction of the main body 3 is increased. The amount of elongation is also larger on the first cover 11 side than on the second cover 16 side. Since the cylinder 10a also restricts the movement of the rotor shaft 33 in the axial direction by the second cover 16, the cylinder 10a thermally expands on the first cover 11 side and extends unevenly. As a result, the axial gap G1 varies on the first cover 11 side, that is, on the free end 33a side. On the other hand, the variation in the axial gap G1 is less on the second cover 16 side, that is, on the regulation end 33b side than on the free end 33a side. According to the present embodiment, during the operation of the vacuum pump 400, the axial clearance between the first cover 11 and the rotor 30 in the intake chamber 21 on the free end 33 a side where the influence of thermal expansion is greater than the restriction end 33 b side. G1 is adjusted.

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 vacuum pump 400, the effect of reducing the influence on the gap between the members can be achieved by designing the axial gap G1 on the free end 33a side to be larger than the exhaust chamber 22 in the intake chamber 21. Is obtained. For this reason, each axial gap G1 formed during the operation of the vacuum pump 400 can be reduced, and the exhaust efficiency can be maintained well.

[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 vacuum pump 500 according to the fifth embodiment of the present invention. Similarly to the vacuum pump 400 shown in FIG. 11, the vacuum pump 500 also uses the gap d1 on the intake chamber 21 side as the exhaust chamber 22 for only the gap (first gap) on the free end 33a side of the axial gap G1. It is designed to be larger than the gap d2 on the side. Also in the present embodiment, as in the fourth embodiment, the cylinder 40a, the main body 3 of the rotor 30, and the rotor shaft 33 are all formed of the same material, or are formed of materials having linear expansion coefficients close to each other. Has been. Here, as shown in FIG. 12, the cylinder 40a is divided into an upper member 41a (first member) on the intake chamber 21 side and a lower member 42 (second member) on the exhaust chamber 22 side. In this case, if the axial length of the internal space formed on the inner surface 4 of the upper member 41a is widened to the free end 33a side, the same effects as those of the fourth embodiment can be obtained.

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 vacuum pump 900 according to the comparative example shown in FIG. 4, and the cylinder 90, the main body 3 of the rotor 30, and the rotor shaft 33 are all made of cast iron. Assume that the pump is in operation. In FIG. 13, the axial length of the cylinder shown in (6) (for example, the length L in FIG. 4) is changed, and the temperature distribution of (3) to (5) occurs during operation. The amount of fluctuation of the gap is calculated. Due to thermal expansion during operation, each part of the rotor and the cylinder extends in the axial direction toward the free end 33a with reference to the position of the bearing 92 on the regulating end 33b side shown in FIG. In (7) to (12) of FIG. 13, the amount of thermal expansion of each part on the free end side of the vacuum pump is shown.

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 intake chamber 21 is designed to be larger than the gap d2 formed in the exhaust chamber 22 by the amount shown in (12). The influence of the fluctuation of the gap can be reduced.

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 concave portion 11a of the vacuum pump 400 shown in FIG. 11 is formed by machining, it is effective to set the depth of the concave portion 11a to the size shown in FIG. Here, for example, assuming that the depth of the recess formed by machining is 0.2 mm at the minimum, the embodiment shown in FIG. 11 has the axial length of the cylinder 10a (see (6) in FIG. 13). ) Is effective when it is 200 mm or more.

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 main body 3 of the rotor 30 and the rotor shaft 33 are the same is illustrated. However, in another embodiment, for example, the main body 3 is made of an aluminum alloy, and the rotor The shaft 33 may be made of a different material such as an iron alloy such as stainless steel. At this time, since the linear expansion coefficient of the main body 3 is larger than the linear expansion coefficient of the rotor shaft 33, the main body 3 is thermally expanded so as to extend to both ends in the axial direction during operation of the vacuum pump. In that case, as shown in the first to third embodiments, the axial gap G1 (first gap) on the free end 33a side and the axial gap G1 (second gap) on the regulating end 33b side are provided. Both may be designed larger on the intake chamber 21 side than on the exhaust chamber 22 side (d1> d2, d3> d4). As a result, as shown in FIG. 3 (or FIG. 8), even if the cylinder 10 is thermally expanded so that the exhaust chamber 22 side of the cylinder 10 and the main body 3 of the rotor 30 extend to both ends, the intake air of the cylinder 10 having a small thermal expansion amount. The fluctuation of the gap between the chamber 21 side and the main body 3 can be adjusted on both the free end 33a side and the regulating end 33b side.

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 free end 33a side and the regulating end 33b side, for example, the shape and depth of the recess 11a and recess 12a of the embodiment shown in FIG. . For example, the range in which the concave portions 11a and 12a are formed may be the entire half of the facing surfaces 110 and 120 on the intake chamber 21 side, or may be a part thereof. Further, the size and depth of the range formed in the recess 11a and the recess 12a may be the same or different. Further, in conjunction with the above embodiments, for example, the inner peripheral surface 101 of the cylinder body 1 is taken into consideration in the radial direction out of the deformation due to thermal expansion of the body 3 of the rotor 30 shown in FIG. You may design. For example, the rotor 30 that is operating the cylinder is configured such that the radial gap G2 in a part of the cylinder on the side of the intake chamber 21 is increased corresponding to the variation amount of the radial gap G2 as well as the axial gap G1. You may match with the shape.

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 vertical rotors 30 and 30 was illustrated as a vacuum pump. However, any of the configurations of the above embodiments may be applied to a single-stage vacuum pump or a multi-stage vacuum pump. Instead of the saddle type rotors 30, 30, for example, a three-leaf type, five-leaf type root type rotor may be adopted. Further, the number of rotors is not limited to two. For example, a Roots type pump having three rotors may be used. Furthermore, in the said embodiment, although the form applied to a Roots type pump was shown, it is not restricted to this, You may apply to a claw pump or even if applied to the vane pump provided with one vane rotor. Good.

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 SYMBOLS 1 ... Cylinder main body 1a, 1b ... End part 2, 4 ... Inner surface 3 ... Main body 10, 10a, 20, 40, 40a ... Cylinder 11, 13 ... 1st cover 11a, 12a, 13a, 14a ... Recessed part 12, 14, DESCRIPTION OF SYMBOLS 16 ... 2nd cover 21 ... Intake chamber 22 ... Exhaust chamber 30 ... Rotor 31 ... 1st end surface 31a ... Tip 32 ... 2nd end surface 33 ... Rotor shaft 41, 41a ... Upper member 42 ... Lower member 100, 200, 300, 400, 500 ... Vacuum pump 110, 120, 130, 140, 151, 152, 160 ... Opposing surface G1 ... Axial gap d1, d2, d3, d4 ... Gap

Claims

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. And a cylinder formed to be larger than a gap formed in the exhaust chamber ,
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 first cover having the first surface, connected to the first end of the cylinder body, and rotatably supporting the rotor shaft;
On the side of the intake chamber from the center of the rotor shaft of the first surface of the first cover, a recess that forms a gap formed in the intake chamber is formed,
The vacuum pump in which the groove | channel of the shape along the locus | trajectory of the tip furthest from the said rotor shaft of the said 1st end surface is formed in the said 1st surface as the said recessed part .

The vacuum pump according to claim 1 ,
The cylinder further includes a second cover connected to the second end of the cylinder body and rotatably supporting the rotor shaft.

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. And a cylinder formed to be larger than a gap formed in the exhaust chamber ,
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 first cover having the first surface, connected to the first end of the cylinder body, and rotatably supporting the rotor shaft;
A second cover connected to the second end of the cylinder body and rotatably supporting the rotor shaft;
The first cover supports the rotor shaft as a free end side cover that allows the axial movement of the rotor shaft;
The second cover is a vacuum pump that supports the rotor shaft as a restriction end side cover that restricts movement of the rotor shaft in the axial direction .

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. And a cylinder formed to be larger than a gap formed in the exhaust chamber ,
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 formed is larger than a gap formed in the exhaust chamber .

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. And a cylinder formed to be larger than a gap formed in the exhaust chamber ,
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;
A vacuum pump that forms the exhaust chamber together with the rotor and has a second member that forms a gap formed in the exhaust chamber of the first gap with the first end surface of the rotor. .

A vacuum pump according to any one of claims 1 to 5 ,
The vacuum pump is a Roots type pump.