JPH08270599A - ねじ溝真空ポンプ - Google Patents
ねじ溝真空ポンプInfo
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- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D19/00—Axial-flow pumps
- F04D19/02—Multi-stage pumps
- F04D19/04—Multi-stage pumps specially adapted to the production of a high vacuum, e.g. molecular pumps
- F04D19/044—Holweck-type pumps
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- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract
による熱膨張量が変化しても、ロータ・ステータ間の間
隙が常に一定となるような大型ねじ溝真空ポンプを提供
する。 【構成】 ねじ溝真空ポンプのロータ2の外周を円錐2
aにすると共に、該円錐2aの母線の延長上の交点の位
置が、軸4の中心線Y上にある基準点位置Oから−β・
Ysとなるように該ロータ2の円錐2aを形成した。
Description
気システムに用いられる大流量、大排気速度を有する大
型ねじ溝真空ポンプに関する。
空ポンプの排気性能は、ロータとステータ間の間隙に大
きく依存し、同間隙が小さい程排気性能が向上すること
が知られており、数十Paの中真空領域では軽いガス程
この間隙を小さくしなければ排気性能が維持できない。
ては、プラズマ燃焼時に大流量の水素及び水素同位体、
ヘリウム等の軽いガスを最大数十Paの圧力で連続的に
排気する必要があるため、同真空排気システムに使用す
るねじ溝真空ポンプの前記間隙は極力小さくする必要が
ある。同間隙は小さ過ぎるとロータとステータの接触事
故の発生する可能性が高くなるので、安全が確保できる
間隙がロータとステータ間のガス流路に沿って一定とな
るようにしている。
よるロータ外径の伸びを予め算定し、それに合わせてス
テータ内径を決める方法が知られている(実開平1−9
1096号公報)。
を示し、Aがロータ、Bがステータ、Crが該ロータと
ステータ間の間隙である。
るロータ外径の伸び以外にロータの熱膨張による外径の
伸びを考慮して決めなければならない。従来の設計法で
は、ロータとステータの接触事故を避けるために、ロー
タの温度上昇が最大となる条件に合わせて同間隙を決め
ている。
ねじ溝真空ポンプは、空気を排気する初期排気時にロー
タ温度が最大となるので、ステータ内径はこの初期排気
時に安全性が確保できるような間隙を与えるように決め
られている。
ンプの主たる役目はプラズマ燃焼中の排気であり、前記
のように排ガス中の主成分は水素同位体やヘリウムであ
るから、この様な軽いガスを排気する場合は、空気の様
なより重いガスを排気する場合に比べてロータの温度上
昇が少なく、従来のやり方では前記間隙が必要以上に大
きな値となってしまう。このため、従来の方法ではプラ
ズマ燃焼中の排気時に排気性能の低下が著しく、必要な
排気速度を確保するためにはねじ溝真空ポンプの設置台
数を増やさざるを得なかった。
は制限があるため、単機あたりの排気速度を高めた大型
ねじ溝真空ポンプが必要となるが、大排気速度を有する
ねじ溝真空ポンプはロータ直径が大きいので、温度変化
による前記間隙の変化も大きくなる。
影響の例として、図3は間隙Cr=0.5mmの大型ねじ
溝真空ポンプの水素ガスに対する性能曲線を示し、図4
は間隙Cr=0.78mmの大型ねじ溝真空ポンプの水素
ガスに対する性能曲線を示す。このロータは直径600
mm、長さ800mmで、回転数142rps のとき流量Q=
104 Pa・L/sで吸気口圧力Ps=10Paの設計
仕様である。
bが約200Pa以内で一定の吸気口圧力Psを保てる
が、間隙Cr=0.78mmのときは排気口圧力Pbが1
00Paを超えると吸気口圧力Psが上昇してしまい、
従って、ねじ溝真空ポンプの後段の補助ポンプは2倍の
排気速度が必要となる。
こととし、流量Q=104 Pa・L/sのとき、ねじ溝
真空ポンプの排気口圧力Pbが200Paになるとする
と、間隙Cr=0.5mmのときは吸気口圧力Ps=10
Paとなり、間隙Cr=0.78mmのときは吸気口圧力
Ps=20Paとなる。後述する第2実施例の項で述べ
るように温度上昇の差40℃に対応するために間隙Cr
を0.78mmにした結果、従来型のねじ溝真空ポンプの
排気速度を半分に低下させてしまうほどの影響を与え
る。
は、その排気原理より、ロータ径の大きさの大小にかか
わらず前記間隙の値そのものの大小が排気性能に直接影
響を及ぼすポンプなので、ねじ溝真空ポンプの大型化に
は、ロータの熱膨張の問題が最大の課題であった。
るガス負荷に起因してロータの温度上昇による熱膨張量
が変化しても、常に一定のロータ・ステータ間の間隙と
なるような大型ねじ溝真空ポンプを提供することを目的
とする。
達成すべく、ロータの外周面又はステータの内周面のい
ずれか一方にねじ溝を有し、僅小の間隙をもってロータ
がステータ内で回転する式のねじ溝真空ポンプにおい
て、ロータ外周の一部又は全部を1つ又は2つの円錐状
にすると共に、該円錐状の外周の母線の延長上の交点の
位置が、該ロータの軸の中心線上の下方軸受部の下端の
基準点位置から−β・Ysとなるように該円錐を形成し
たことを特徴とする。
外周の一部又は全部を1つ又は2つの円錐状に形成する
と共に、該円錐状の外周の母線の延長上の交点の位置を
中心軸の基準点位置から−β・Ysとなるようにしたの
で、ロータの熱膨張量が変化しても、ロータとステータ
間の間隙を常に一定に保つことができる。
準点位置を、磁気軸受ではアキシャルセンサーのターゲ
ット面上に、又は玉軸受ではその外輪の軸方向固定面上
にしたので、設計上基準点位置を容易に確定できる。
ータの材料の熱膨張率αr よりも中心軸の材料の熱膨張
率αs の方を大としたので、前記βの値が大となり、前
記円錐状の外周の母線の延長上の交点の位置が後方に伸
びるから、円錐の頂角が小となり、該円錐状部の長さを
長くすることができる。
転時における中心軸部とロータ部との温度上昇の割合で
あるf即ちf=△Ts/△Tr×αs /αr >1とした
ので、前記βの値が大となり、前記円錐状の外周の母線
の延長上の交点の位置が後方に伸びるから、該円錐状部
の長さを長くすることができる。
ータ外周全部を円錐状とすることができ、ロータの熱膨
張量の変化に対し、ロータ・ステータ間の間隙を常に一
定に保つことができる。
る。
断面図であり、1は吸入口、2はロータで、その外周の
一部を円錐2aとしている。
けている。又、これらロータ2とステータ3の間には狭
い間隙Crを存している。
嵌着されている。5はスピンドルハウジングで軸受9を
介して軸2を支承している。10はモータ、8はスラス
ト支承用の磁気軸受、7は該磁気軸受8用のアキシャル
センサーターゲット面、6は排気の吐出口を示す。
心を基準点位置O(0、0)とし、半径方向にX軸をと
り、軸の中心線上に吸入口1に向かってY軸をとった座
標系を考え、ロータ2の外周上のある点の座標を(X、
Y)とする。又、軸4とロータ2との結合点のY座標を
Ysとする。
ぞれαr 、αs とし、ねじ溝真空ポンプの運転時におけ
るロータ2及び軸4の常温よりの温度上昇を各々△T
s、△Trとし、温度上昇比f=△Ts/△Trとする
と、ロータ2の外周上の点の変位のX成分△X、Y成分
△Yは次式で表される。
方程式の解曲線に一致させる。
式で与えられる。
線となる。
準的大きさの磁気軸受式ねじ溝ポンプを示しており、軸
4とロータ2の結合点のY座標はYs=257mmで、ロ
ータ2の材料(アルミニウム合金)の熱膨張率はαr =
23.5×10-6、軸4の材料(高炭素鋼)の熱膨張率
はαs =10×10-6とし、又fの値は標準的なf=
1.1としている。よって(3)´式よりβ=0.53
から、
原点0から136.7mmに決める。
とする2つの円錐は図1において2a及び2bで示され
ている。この円錐2a及び2bの点線部分はスピンドル
ハウジング5その他と干渉するから、結局前記円錐2
a、2bの内ロータ2の外周を形成するのは円錐2aの
実線部分だけとなっている。
明する。
Ts、△Trは、運転時の負荷条件(ガスの流量、ガス
種、排気口圧力等)により大きく異なる。
s/△Trは負荷条件の変化に対してほぼ一定である。
囲の圧力は上昇するが、ロータ2の表面の摩擦熱の増加
分はこの圧力の上昇分に比例する。一方モータ10の消
費電力の増加分はロータ2の表面での摩擦エネルギーの
増加分に比例し、軸4のモータ回転子(図示せず)及び
その周辺での損失の増加分はモータ10の消費電力の増
加分に比例する。
タ2の表面からガス分子を介しての熱伝導によりなされ
るが、放熱量の増加分はロータ2の周囲の圧力の上昇分
に比例し、軸4からロータ2への熱伝達はロータ2と軸
4との温度差に比例する。結局前記f=△Ts/△Tr
は、ある値以上のガス負荷では一定値となる。
の変化に対しほぼ一定なので、結局前記のβの値は、当
該ねじ溝ポンプの運転中、負荷の変動があっても一定に
保たれる。
は、該ロータ2及び軸4がどの様に熱膨張をしても、ロ
ータ2の外周の変位はその接線方向(円錐2aの母線方
向)だけとなる。
と一定の間隙Crを持たせてあるから、該円錐2aと平
行であり、従って該円錐2a部の間隙Crは変化しな
い。
2aを適用すれば、該円錐2a部に対しては熱膨張によ
る外径の伸びを考慮する必要がない。
昇はロータ2に比べて小さく、かつ外部からの適当な手
段により温度制御が容易であるが、真空中で断熱されて
いるロータ2は温度制御が困難であり、本発明の効果も
ロータ2の温度変化を考慮する必要がない点にある。
ンプの縦断面図である。
率の大きな機械構造用マンガン鋼(熱膨張率αs =1
4.6×10-6)を使い、ロータ2は比強度が高く熱膨
張率の小さな6−4チタン合金(熱膨張率αr =8.4
×10-6)を用いている。
ためにモータ10の損失を減らすように工夫していたこ
とをやめ、逆に軸4の温度上昇を増大させるように軸受
9の損失を増やしたり、又は積極的にモータ10の負荷
に比例して回転子部(図示せず)の発熱量を増やすこと
により、前記の温度上昇比f=2としている。
なり、Ysを図1と同じ257mmとすると、円錐2aの
頂点の位置は
状は図2に示すように外周の全部に本発明の円錐2a部
が形成される。
明する。
じ溝真空ポンプにおいては、初期排気の際、ロータ2の
温度上昇が最も大きく、△Tr=100℃程度になる。
るプラズマ燃焼中のガスの排気の際には軽ガスを排気す
るため、△Tr=60℃程度となる。
溝真空ポンプにおいては、各部品の嵌合間隙の累積及び
磁気軸受9のロータ2の半径方向の可動量より、ロータ
2とステータ3が接触しないための安全性を確保できる
最小間隙Crは0.5mm程度である。
きに該間隙Cr=0.5mmと設定すると、プラズマ燃焼
中の同温度上昇△Tr=60℃のとき、アルミニウム合
金製の従来型のねじ溝真空ポンプの場合、間隙Cr´は
(9)式のようにCr´=0.78mmとなる。
ータ2の温度上昇△Trが変化してもロータ2の伸縮は
円錐2aに沿って行われるため、間隙Crは一定(0.
5mm)に維持される。
ンプ性能に及ぼす影響は、前記の図3、図4の説明から
も明らかである。
負荷に起因してロータの温度上昇による熱膨張量が変化
しても、ロータとステータ間の間隙を常に一定に保つこ
とができ、装置の全ての運転モードにて最高の排気性能
が得られるねじ溝真空ポンプを提供することができる効
果を有する。
面図である。
面図である。
気性能を示すグラフである。
排気性能を示すグラフである。
ぞれαr、αsとし、ねじ溝真空ポンプの運転時におけ
る軸4及びロータ2の常温よりの温度上昇を各々△T
s、△Trとし、温度上昇比f=△Ts/△Trとする
と、ロータ2の外周上の点の変位のX成分△X、Y成分
△Yは次式で表される。
標準的大きさの磁気軸受式ねじ溝ポンプを示しており、
軸4とロータ2の結合点のY座標はYs=257mm
で、ロータ2の材料(アルミニウム合金)の熱膨張率は
αr=23.5×10−6、軸4の材料(高炭素鋼)の
熱膨張率はαs=10×10−6とし、又fの値は標準
的なf=1.1としている。よって(3)′式よりβ=
−0.532から、
Ts、△Trは、運転時の負荷条件(ガスの流量、ガス
種、排気口圧力等)により大きく異なる。
Claims (4)
- 【請求項1】 ロータの外周面又はステータの内周面の
いずれか一方にねじ溝を有し、僅小の間隙をもってロー
タがステータ内で回転する式のねじ溝真空ポンプにおい
て、ロータ外周の一部又は全部を1つ又は2つの円錐状
にすると共に、該円錐状の外周の母線の延長上の交点の
位置が、該ロータの軸の中心線上の下方軸受部の下端の
基準点位置から−β・Ysとなるように該円錐を形成し
たことを特徴とするねじ溝真空ポンプ。但し、 【数1】 αs は中心軸材の熱膨張率、αr はロータ材の熱膨張
率。 【数2】 △Tsはねじ溝真空ポンプ運転時における軸の常温より
の温度上昇、△Trはねじ溝真空ポンプ運転時における
ロータの常温よりの温度上昇、Ysは軸の中心に沿って
Y座標をとり、基準点位置をY=0とした時の、軸とロ
ータとの結合点のY座標位置。 - 【請求項2】 前記基準点位置は、軸受方式が磁気軸受
の場合はアキシャルセンサーのターゲット面上にあり、
又は軸受方式が玉軸受の場合はその外輪の軸方向固定面
上にあることを特徴とする請求項1に記載のねじ溝真空
ポンプ。 - 【請求項3】 前記軸の材料の熱膨張率αs が前記ロー
タの材料の熱膨張率αr よりも大であることを特徴とす
る請求項1に記載のねじ溝真空ポンプ。 - 【請求項4】 前記△Tsと△Trが△Ts/△Tr×
αs /αr >1となることを特徴とする請求項1又は請
求項3に記載のねじ溝真空ポンプ。
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