JP2006307795A

JP2006307795A - Turbo-type vacuum pump

Info

Publication number: JP2006307795A
Application number: JP2005133726A
Authority: JP
Inventors: Hiroyuki Kawasaki; 裕之川崎; Shinichi Sekiguchi; 信一関口
Original assignee: Ebara Corp
Current assignee: Ebara Corp
Priority date: 2005-04-28
Filing date: 2005-04-28
Publication date: 2006-11-09

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a turbo-type vacuum pump rotating rotary blades at high speed, having pump exhaust performance coping with a large flow rate and a decrease in pressure without increasing a pump blade diameter, and useful for long-term use. SOLUTION: This turbo-type vacuum pump 1 is provided with a suction part 23A sucking gas in the axial direction, an exhaust part 50 in which the rotary blades 70, 24 and fixed blades 71, 28 are alternately arranged, and a rotating shaft 21 for rotating the rotary blades 70, 24. The rotary blades 70, 24 include a turbine blade 70 at one stage or more for exhausting the sucked gas to the axial direction and a centrifugal blade 24 at one stage or more positioned at the back flow side of the turbine blade 70 and further exhausting the exhausted gas by centrifugal drug action. The centrifugal blade 24 is fixed to the rotating shaft 21 penetrating the centrifugal blade 24, and the turbine blade 70 is fixed to an end face 15 in the suction part of the rotating shaft 21. COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、比較的大流量のガスを排気する用途に適するターボ型真空ポンプに関し、特にポンプ吸気口圧力が１〜１０００Ｐａの領域にて大きな排気速度を有するターボ型真空ポンプに関する。 The present invention relates to a turbo type vacuum pump suitable for use in exhausting a relatively large flow rate gas, and more particularly to a turbo type vacuum pump having a large exhaust speed in a region where a pump inlet pressure is 1 to 1000 Pa.

図１３に従来のターボ型真空ポンプ１Ｃの一例を示す。現在、半導体製造装置などの半導体プロセス用として汎用的に使用されている真空ポンプとしてターボ分子ポンプがある。 FIG. 13 shows an example of a conventional turbo vacuum pump 1C. Currently, there is a turbo molecular pump as a vacuum pump that is widely used for semiconductor processes such as semiconductor manufacturing equipment.

このターボ型真空ポンプ１Ｃは、垂直方向上下に配置された筒状のポンプケーシング１０１の内部に、ロータ（回転部）Ｒとステータ（固定部）Ｓにより翼排気部Ｌ１及び溝排気部Ｌ２からなる排気部Ｌが構成されている。ポンプケーシング１０１の下部は、ポンプ基部１０２によって覆われ、このポンプ基部１０２には、溝排気部Ｌ２の排気側に連通する排気口１２０が構成されている。吸気口１０１ａを有するポンプケーシング１０１の上部には気体を排気すべき装置や配管に接続するためのフランジ(図１３に不図示)が設けられている。ステータＳは、ポンプ基部１０２の中央に立設された固定筒状部１０３と、翼排気部Ｌ１及び溝排気部Ｌ２の固定側部分とから主に構成されている。 This turbo type vacuum pump 1C is composed of a blade exhaust part L1 and a groove exhaust part L2 by a rotor (rotating part) R and a stator (fixed part) S inside a cylindrical pump casing 101 arranged vertically above and below. An exhaust portion L is configured. A lower portion of the pump casing 101 is covered with a pump base 102, and an exhaust port 120 communicating with the exhaust side of the groove exhaust portion L2 is formed in the pump base 102. A flange (not shown in FIG. 13) is provided on the upper portion of the pump casing 101 having the intake port 101a for connection to a device or piping for exhausting gas. The stator S is mainly composed of a fixed cylindrical portion 103 erected at the center of the pump base portion 102 and fixed side portions of the blade exhaust portion L1 and the groove exhaust portion L2.

ロータＲは、固定筒状部１０３の内部に挿入された回転軸１０４と、それに取り付けられた回転筒状部１０５とから構成されている。固定筒状部１０３は回転筒状部１０５の中空部１０５ａに収納されている。回転軸１０４と固定筒状部１０３の間には駆動用モータ１０６と、その上下に上部ラジアル軸受１０７及び下部ラジアル軸受１０８が設けられている。そして回転軸１０４の下部には、回転軸１０４の下端のターゲットディスク１０９と、ステータＳ側の上下の電磁石１１０ａ、１１０ｂを有するアキシャル軸受１１１が配置されている。このような構成によって、ロータＲが５軸の能動制御を受けながら高速回転するようになっている。 The rotor R includes a rotating shaft 104 inserted into the fixed cylindrical portion 103 and a rotating cylindrical portion 105 attached thereto. The fixed cylindrical portion 103 is accommodated in the hollow portion 105 a of the rotating cylindrical portion 105. A driving motor 106 is provided between the rotating shaft 104 and the fixed cylindrical portion 103, and an upper radial bearing 107 and a lower radial bearing 108 are provided above and below the driving motor 106. An axial bearing 111 having a target disk 109 at the lower end of the rotating shaft 104 and upper and lower electromagnets 110 a and 110 b on the stator S side is disposed below the rotating shaft 104. With such a configuration, the rotor R rotates at high speed while receiving active control of five axes.

回転筒状部１０５の上下外周には、回転翼１１２が一体に設けられて羽根車を構成し、ポンプケーシングの内面には、回転翼１１２と交互に配置される固定翼１１３が設けられ、これらが高速回転すると回転翼１１２と静止している固定翼１１３との相互作用によって排気を行う翼排気部Ｌ１を構成している。固定翼１１３は、周縁部を固定翼スペーサ１１４により上下から押さえられて固定されている。 Rotor blades 112 are integrally provided on the upper and lower outer circumferences of the rotating cylindrical portion 105 to form an impeller, and fixed vanes 113 alternately disposed with the rotor blades 112 are provided on the inner surface of the pump casing. Constitutes a blade exhaust portion L1 that performs exhaust by the interaction between the rotating blade 112 and the stationary blade 113 that is stationary when rotating at high speed. The fixed wing 113 is fixed with its peripheral edge pressed from above and below by a fixed wing spacer 114.

さらに、翼排気部Ｌ１の下方には溝排気部Ｌ２が設けられている。すなわち、ステータＳには、ロータＲの外周を囲むねじ溝部スペーサ１１９が配置され、ねじ溝部スペーサ１１９にはねじ溝１１９ａが形成されている。溝排気部Ｌ２は、高速回転するロータＲに対向するねじ溝１１９ａのドラッグ作用により排気を行う(例えば、特許文献１)。 Further, a groove exhaust portion L2 is provided below the blade exhaust portion L1. That is, a thread groove spacer 119 surrounding the outer periphery of the rotor R is disposed in the stator S, and a thread groove 119a is formed in the thread groove spacer 119. The groove exhaust portion L2 exhausts by the drag action of the screw groove 119a facing the rotor R that rotates at high speed (for example, Patent Document 1).

このように翼排気部Ｌ１の下流側にはねじ溝排気部Ｌ２を有することで、広い流量範囲に対応可能な広域型ターボ型真空ポンプ１Ｃが構成されている。この例では、ねじ溝排気部Ｌ２のねじ溝をステータＳ側に形成した例を示しているが、ねじ溝をロータＲ側に形成することも行われている。 Thus, the wide-area turbo vacuum pump 1C that can handle a wide flow rate range is configured by having the thread groove exhaust section L2 on the downstream side of the blade exhaust section L1. In this example, the thread groove of the thread groove exhaust portion L2 is formed on the stator S side, but the thread groove is also formed on the rotor R side.

上述したように、回転翼を分子流流域にて効率よく気体を排気するタービン翼とし、中間流領域にて気体を効率よく排気するねじ溝を形成したロータを組み合わせた複合型のターボ型真空ポンプが主流になってきており、この複合型は比較的多量のガスが流れる用途に適している。 As described above, a composite turbo-type vacuum pump that combines a rotor blade with a turbine blade that efficiently exhausts gas in the molecular flow region and a rotor that has a thread groove that efficiently exhausts gas in the intermediate flow region. The composite type is suitable for applications in which a relatively large amount of gas flows.

特開昭６０−１２５７９５号公報Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-12595

しかし、従来のターボ型真空ポンプでは、１Ｐａ以上の高圧側にて、ポンプ吸気圧力の上昇と共に排気速度が落ち込む特性を有しいていた。このため、大流量・低圧化に対応するためには、大型化のポンプが必要であった。 However, the conventional turbo vacuum pump has a characteristic that the exhaust speed decreases as the pump intake pressure increases on the high pressure side of 1 Pa or more. For this reason, in order to cope with a large flow rate and a low pressure, a large pump is necessary.

ターボ型真空ポンプの排気性能は、回転筒状部をできるだけ高速で回転させた方がよいことは言うまでもない。しかし、一般的なターボ分子ポンプ構造は、羽根車を構成する回転筒状部が、ステータを構成する固定筒状部の外側を覆って囲むような形状に形成されている。よって、ターボ型真空ポンプの回転数は、回転筒状部の最大内径部に発生する応力により制限される。従来のターボ型真空ポンプにおいて、回転数に制限があるため、流量を比較的多くし、かつ低圧にすることが求められる場合、排気速度の大きいポンプ、すなわちタービン翼径の大きいポンプが必要であり、ポンプが大型化してしまう。 Needless to say, the exhaust performance of the turbo-type vacuum pump is better when the rotating cylindrical portion is rotated as fast as possible. However, a general turbo molecular pump structure is formed in a shape in which a rotating cylindrical part constituting an impeller covers and surrounds an outer side of a fixed cylindrical part constituting a stator. Therefore, the rotation speed of the turbo vacuum pump is limited by the stress generated in the maximum inner diameter portion of the rotating cylindrical portion. In the conventional turbo type vacuum pump, since the rotational speed is limited, when a relatively high flow rate and a low pressure are required, a pump with a high exhaust speed, that is, a pump with a large turbine blade diameter is required. The pump will become large.

また、回転筒状部が前述のように形成されているため、回転筒状部は一体構造とする必要があり、回転筒状部の一部が破損、変形、腐食等した場合、回転筒状部全体を交換しなければならない可能性が高く、長期的使用に対して不利であった。 In addition, since the rotating cylindrical portion is formed as described above, the rotating cylindrical portion needs to have an integral structure. If a portion of the rotating cylindrical portion is damaged, deformed, corroded, etc., the rotating cylindrical portion It was likely that the entire department had to be replaced, which was disadvantageous for long-term use.

そこで、本発明は、上記の点に鑑み、１〜１０００Ｐａの圧力領域にて排気効率の高い回転翼をさらに高速で回転させ、ポンプ翼径を大型化させることなく、大流量・低圧化、すなわち排気速度を大きくでき、かつ長期的使用に対し有利なターボ型真空ポンプを提供することを目的とする。 Therefore, in view of the above points, the present invention rotates a rotor blade having high exhaust efficiency at a higher speed in a pressure range of 1 to 1000 Pa, and without increasing the pump blade diameter, An object of the present invention is to provide a turbo vacuum pump that can increase the exhaust speed and is advantageous for long-term use.

上記目的を達成するため、請求項１に係る発明によるターボ型真空ポンプ１は、例えば図１に示すように、軸方向に気体を吸い込む吸気部２３Ａと、回転翼７０、２４と固定翼７１、２８とを交互に配置する排気部５０と、回転翼７０、２４を回転させる回転軸２１とを備え；回転翼７０、２４が、前記吸い込んだ気体を前記軸方向に排気する１段以上のタービン翼７０と、タービン翼７０の後流側に位置し、前記排気された気体をさらに遠心ドラッグ作用により排気する１段以上の遠心翼２４を含んで構成され；遠心翼２４が、該遠心翼２４を貫通する回転軸２１に固定され；タービン翼７０が、回転軸２１の吸気部側端面１５に固定される。 In order to achieve the above object, a turbo type vacuum pump 1 according to the invention according to claim 1 includes an intake portion 23A for sucking gas in the axial direction, rotating blades 70 and 24, a fixed blade 71, as shown in FIG. 28 and the rotating shaft 21 that rotates the rotor blades 70 and 24; the turbine blades 70 and 24 are one or more stages of turbines that exhaust the sucked gas in the axial direction. The blade 70 is located on the downstream side of the turbine blade 70 and includes one or more stages of centrifugal blades 24 for exhausting the exhausted gas by centrifugal drag action; The turbine blades 70 are fixed to the intake portion side end face 15 of the rotary shaft 21.

このように構成するので、吸気部から気体を軸方向に吸い込み、高速回転すると回転翼と静止している固定翼との相互作用によって排気を行う。また、吸い込んだ気体はタービン翼にて軸方向に排気され、さらに遠心翼にて遠心ドラッグ作用により排気される。 With this configuration, gas is sucked in from the intake portion in the axial direction, and exhausted by the interaction between the rotating blades and the stationary stationary blades when rotating at high speed. The sucked gas is exhausted in the axial direction by the turbine blade, and further exhausted by the centrifugal drag action by the centrifugal blade.

上記翼構成により、比較的低圧側で高い排気効率を有するタービン翼と、比較的高圧側で高い排気効率を有する遠心翼とを組み合わせてターボ型真空ポンプを構成するため、ポンプ全体にて排気効率を高くできる。また遠心翼は径方向にガスを排気するため、軸方向長さを長くすることなく、流路長さを長くできる。よって、タービン翼および遠心翼が取り付けられる回転軸部の長さを短くできるので、ロータ全体の固有振動数が高くなり、高速回転化が容易となる。 With the above blade configuration, a turbo type vacuum pump is configured by combining a turbine blade having high exhaust efficiency on the relatively low pressure side and a centrifugal blade having high exhaust efficiency on the relatively high pressure side. Can be high. In addition, since the centrifugal blade exhausts gas in the radial direction, the flow path length can be increased without increasing the axial length. Therefore, since the length of the rotating shaft portion to which the turbine blade and the centrifugal blade are attached can be shortened, the natural frequency of the entire rotor is increased, and high-speed rotation is facilitated.

前記遠心翼が、該遠心翼を貫通する前記回転軸に固定されるので、遠心翼のボス部の径を小さくすることができる。また半径方向の流れを生じさせることができ、流路長さを長くすることができるので、圧縮性能が向上する。また、前記タービン翼が、前記回転軸の吸気部側端面に固定されるので、タービン翼のボス部の径を小さくすることができ、タービン翼のボス部に作用する遠心力を低減でき、高速回転化が可能となる。その結果、大流量ガスを吸い込む場合でも、タービン翼の排気作用により吸気圧を低圧にすることができ、遠心翼の排気作用により高い圧力まで圧縮することが可能である。さらに、この構造によりタービン翼と遠心翼とが、別体構造となったので、回転翼の一部の破損、変形、腐食等が生じた場合に、その回転翼を交換すればよく、回転翼全体を交換する必要がないので長期的使用に対し有利なターボ型真空ポンプとすることができる。 Since the centrifugal blade is fixed to the rotating shaft passing through the centrifugal blade, the diameter of the boss portion of the centrifugal blade can be reduced. Moreover, since the flow of a radial direction can be produced and the flow path length can be lengthened, compression performance improves. In addition, since the turbine blade is fixed to the suction portion side end surface of the rotating shaft, the diameter of the boss portion of the turbine blade can be reduced, the centrifugal force acting on the boss portion of the turbine blade can be reduced, and the high speed Rotation is possible. As a result, even when a large flow rate gas is sucked in, the intake pressure can be reduced by the exhaust action of the turbine blades, and it can be compressed to a high pressure by the exhaust action of the centrifugal blades. Further, since the turbine blade and the centrifugal blade are separated from each other by this structure, when the rotor blade is partially damaged, deformed, corroded, etc., the rotor blade may be replaced. Since it is not necessary to replace the whole, a turbo type vacuum pump which is advantageous for long-term use can be obtained.

請求項２に係る発明によるターボ型真空ポンプ１-１は、請求項１に記載のターボ型真空ポンプにおいて、例えば図１０に示すように、遠心翼２４のうち１段以上が円周流翼８８である。このように構成すると、高い圧縮性能を有するターボ型真空ポンプとすることができ、高背圧化されたターボ型真空ポンとすることができる。特に高圧領域において遠心翼を円周流翼にするとより効果的である。 The turbo type vacuum pump 1-1 according to the second aspect of the invention is the turbo type vacuum pump according to the first aspect, wherein one or more stages of the centrifugal blades 24 are circumferential flow blades 88 as shown in FIG. . If comprised in this way, it can be set as the turbo-type vacuum pump which has high compression performance, and can be set as the turbo-type vacuum pump made into high back pressure. In particular, it is more effective if the centrifugal blade is a circumferential flow blade in a high pressure region.

請求項３に係る発明によるターボ型真空ポンプ１は、請求項１または請求項２に記載のターボ型真空ポンプにおいて、例えば図１に示すように、最下段に位置するタービン翼７０の位置が、吸気部側端面１５より軸方向前記吸気部側にある。 The turbo type vacuum pump 1 according to the invention of claim 3 is the turbo type vacuum pump according to claim 1 or 2, wherein, for example, as shown in FIG. It is on the intake section side in the axial direction from the intake section side end face 15.

このように構成すると、全ての段のタービン翼のボス部の径を小さくすることができ、全ての段のタービン翼のボス部に作用する遠心力を低減でき、高速回転化をより効果的に行うことができる。最下段に位置するタービン翼の位置が、吸気部側端面より軸方向吸気部側にあるとは、最下段のタービン翼の反吸気側面が吸気部側端面と軸方向同じ位置にある場合を含むもとのとする。なお、最下段に位置しているタービン翼は、吸気部から最も遠くに位置する。 With this configuration, it is possible to reduce the diameter of the bosses of the turbine blades of all stages, reduce the centrifugal force acting on the bosses of the turbine blades of all stages, and more effectively increase the rotation speed. It can be carried out. The position of the turbine blade located at the lowermost stage is closer to the axial intake section side than the end face on the intake section side includes the case where the anti-intake side of the lowermost turbine blade is at the same position in the axial direction as the end face on the intake section side. The original. In addition, the turbine blade located in the lowest stage is located farthest from the intake portion.

請求項４に係る発明によるターボ型真空ポンプ１は、請求項１乃至請求項３のいずれか１項に記載のターボ型真空ポンプにおいて、例えば図２に示すように、軸方向位置が吸気部側端面１５より前記吸気部側にあるタービン翼７０の最小外径Ｄtminが、遠心翼２４の最大外径Ｄgmaxより大きく形成されている。 A turbo type vacuum pump 1 according to a fourth aspect of the present invention is the turbo type vacuum pump according to any one of the first to third aspects, wherein, for example, as shown in FIG. The minimum outer diameter Dtmin of the turbine blade 70 located on the intake portion side from the end face 15 is formed larger than the maximum outer diameter Dgmax of the centrifugal blade 24.

このように構成すると、最小外径を有するタービン翼の排気性能を向上させることができ、高い排気性能を有するターボ型真空ポンプとすることができる。 If comprised in this way, the exhaust performance of the turbine blade which has the minimum outer diameter can be improved, and it can be set as the turbo type vacuum pump which has high exhaust performance.

請求項５に係る発明によるターボ型真空ポンプ１は、請求項１乃至請求項４のいずれか１項に記載のターボ型真空ポンプにおいて、例えば図１に示すように、タービン翼部７３が、中空部１２と該中空部１２の底部１２Ｂに形成された貫通孔５８とを有し；貫通孔５８に挿入されたネジ部材７８により吸気部側端面１５に固定され；中空部１２の内径寸法が、回転軸２１の外形寸法より小さく形成されている。 The turbo type vacuum pump 1 according to the invention according to claim 5 is the turbo type vacuum pump according to any one of claims 1 to 4, wherein, for example, as shown in FIG. Part 12 and a through hole 58 formed in the bottom part 12B of the hollow part 12; fixed to the intake part side end face 15 by a screw member 78 inserted into the through hole 58; It is formed smaller than the outer dimension of the rotating shaft 21.

このように構成すると、簡易な構成によりタービン翼部を確実に吸気部側端面に取り付けることができる。また前記タービン翼部の中空部の内径寸法が、前記回転軸の外形寸法より小さく形成されているので、中空部の内径部に発生する応力を低減することができ、中空部に過大な応力が発生することがない構造とすることができるので、高速回転化が可能となる。 If comprised in this way, a turbine blade part can be reliably attached to an intake-part side end surface with a simple structure. Further, since the inner diameter dimension of the hollow portion of the turbine blade portion is smaller than the outer dimension of the rotating shaft, the stress generated in the inner diameter portion of the hollow portion can be reduced, and an excessive stress is applied to the hollow portion. Since it can be set as the structure which does not generate | occur | produce, high-speed rotation is attained.

請求項６に係る発明によるターボ型真空ポンプ１は、請求項１乃至請求項４のいずれか１項に記載のターボ型真空ポンプにおいて、例えば図８に示すように、タービン翼部７３が、吸気部側端面１５と接触する反吸気部側端面１１Ｂと、該反吸気部側端面１１Ｂに、ネジが形成された凸部８５とを有し；回転軸２１が、吸気部側端面１５に、凸部８５と螺合する凹部８４を有する。 A turbo type vacuum pump 1 according to an invention according to claim 6 is the turbo type vacuum pump according to any one of claims 1 to 4, wherein, for example, as shown in FIG. An anti-intake portion side end surface 11B that contacts the portion-side end surface 15 and a convex portion 85 that is threaded on the anti-intake portion-side end surface 11B; the rotary shaft 21 is convex to the intake portion-side end surface 15 A recess 84 is screwed with the portion 85.

このように構成すると、タービン翼部を回転軸の吸気部側端面に取り付けるための貫通孔を形成する必要がなく、タービン翼部のボス部に発生する応力を低減することができ、さらに高速回転化が可能である。 With this configuration, it is not necessary to form a through-hole for attaching the turbine blade to the intake portion side end surface of the rotating shaft, the stress generated in the boss portion of the turbine blade can be reduced, and high-speed rotation is achieved. Is possible.

請求項７に係る発明によるターボ型真空ポンプは、請求項１乃至請求項４または請求項６のいずれか１項に記載のターボ型真空ポンプにおいて、例えば図８に示すように、タービン翼部７３が、中実構造である。このように構成すると、タービン翼部のボス部に発生する応力を低減することができ、さらに高速回転化が可能となる。 A turbo type vacuum pump according to a seventh aspect of the present invention is the turbo type vacuum pump according to any one of the first to fourth aspects or the sixth aspect, wherein, for example, as shown in FIG. Is a solid structure. If comprised in this way, the stress which generate | occur | produces in the boss | hub part of a turbine blade part can be reduced, and also high-speed rotation is attained.

請求項８に係る発明によるターボ型真空ポンプ１は、請求項１乃至請求項７のいずれか１項に記載のターボ型真空ポンプにおいて、例えば図７に示すように、タービン翼部７３が、反吸気部側端面１１Ｂに、回転軸２１が係合する円環状凸部８３を有する。 A turbo type vacuum pump 1 according to an eighth aspect of the present invention is the turbo type vacuum pump according to any one of the first to seventh aspects, wherein, for example, as shown in FIG. An annular convex portion 83 with which the rotary shaft 21 engages is provided on the intake portion side end surface 11B.

このように構成すると、この円環状凸部により、タービン翼部の回転軸に対する同心出しが容易となり、タービン翼部を中心軸を一致させ傾きを生じることなく取り付けることができるので、高速回転中にアンバランスが増大することを防ぎ、高速回転時の安定性を得ることができる。 With this configuration, the annular convex portion facilitates concentric alignment with the rotation axis of the turbine blade portion, and the turbine blade portion can be attached without causing an inclination with the center axis aligned, so during high-speed rotation An increase in imbalance can be prevented, and stability during high-speed rotation can be obtained.

本発明は、上記翼構成により、比較的低圧側で高い排気効率を有するタービン翼と、比較的高圧側で高い排気効率を有する遠心翼とを組み合わせてターボ型真空ポンプを構成するため、ポンプ全体にて排気効率を高くできる。また遠心翼は径方向にガスを排気するため、軸方向長さを長くすることなく、流路長さを長くできる。よって、タービン翼および遠心翼が取り付けられる回転軸部の長さを短くできるので、ロータ全体の固有振動数が高くなり、高速回転化が容易となる。また、遠心翼が、該遠心翼を貫通する前記回転軸に固定されるので、遠心翼のボス部の径を小さくすることができる。また半径方向の流れを生じさせることができ、流路長さを長くすることができるので、圧縮性能が向上する。また、タービン翼が、回転軸の吸気部側端面に固定されるので、タービン翼のボス部の径を小さくすることができ、タービン翼のボス部に作用する遠心力を低減でき、高速回転化が可能となる。その結果、大流量ガスをタービン翼の排気作用により低圧にすることができ、遠心翼の排気作用により高い圧力まで圧縮することが可能となった。さらに、この構造によりタービン翼と遠心翼とが、別体構造となったので、回転翼の一部の破損、変形、腐食等が生じた場合に、その回転翼を交換すればよく、回転翼全体を交換する必要がないので長期的使用に対し有利なターボ型真空ポンプとすることができる。 According to the present invention, a turbo type vacuum pump is configured by combining a turbine blade having a high exhaust efficiency on a relatively low pressure side and a centrifugal blade having a high exhaust efficiency on a relatively high pressure side. Can increase the exhaust efficiency. In addition, since the centrifugal blade exhausts gas in the radial direction, the flow path length can be increased without increasing the axial length. Therefore, since the length of the rotating shaft portion to which the turbine blade and the centrifugal blade are attached can be shortened, the natural frequency of the entire rotor is increased, and high-speed rotation is facilitated. Moreover, since the centrifugal blade is fixed to the rotating shaft that penetrates the centrifugal blade, the diameter of the boss portion of the centrifugal blade can be reduced. Moreover, since the flow of a radial direction can be produced and the flow path length can be lengthened, compression performance improves. In addition, since the turbine blade is fixed to the end surface on the intake portion side of the rotating shaft, the diameter of the boss portion of the turbine blade can be reduced, the centrifugal force acting on the boss portion of the turbine blade can be reduced, and high-speed rotation can be achieved. Is possible. As a result, a large flow rate gas can be reduced to a low pressure by the exhaust action of the turbine blades, and can be compressed to a high pressure by the exhaust action of the centrifugal blades. Further, since the turbine blade and the centrifugal blade are separated from each other by this structure, when the rotor blade is partially damaged, deformed, corroded, etc., the rotor blade may be replaced. Since it is not necessary to replace the whole, a turbo type vacuum pump which is advantageous for long-term use can be obtained.

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照して説明する。なお、各図において互いに同一あるいは相当する部材には同一符号を付し、重複した説明は省略する。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. In addition, in each figure, the same code | symbol is attached | subjected to the mutually same or equivalent member, and the overlapping description is abbreviate | omitted.

図１は、本発明の第１の実施の形態に係るターボ型真空ポンプ１の構成を示す正面断面図である。以下、図を参照して説明する。ターボ型真空ポンプ１(以下、適宜ポンプ１という)は、縦型であり、排気部５０と、運動制御部５１と、回転軸２１と、排気部５０と運動制御部５１と回転軸２１とを収納するケーシング５３とを備える。回転軸２１は鉛直方向上下に配置され、排気部５０側の排気部側部２１Ａと、運動制御部５１側の運動制御部側部２１Ｂと、排気部側部２１Ａと運動制御部側部２１Ｂの間の円板形状の大径部５４とを有する。 FIG. 1 is a front sectional view showing a configuration of a turbo vacuum pump 1 according to a first embodiment of the present invention. Hereinafter, a description will be given with reference to the drawings. The turbo vacuum pump 1 (hereinafter referred to as “pump 1” as appropriate) is a vertical type, and includes an exhaust unit 50, a motion control unit 51, a rotary shaft 21, an exhaust unit 50, a motion control unit 51, and a rotary shaft 21. And a casing 53 for housing. The rotating shaft 21 is disposed vertically above and below the exhaust part side 21A on the exhaust part 50 side, the motion control part side part 21B on the motion control part 51 side, the exhaust part side part 21A, and the motion control part side part 21B. And a disk-shaped large-diameter portion 54 therebetween.

ケーシング５３は、上ハウジング(ポンプステータ)２３と、上ハウジング２３の鉛直方向（ポンプ１の軸方向）下方側に配置された下ハウジング３７と、上ハウジング２３と下ハウジング３７との間に配置されたサブケーシング４０を備える。上ハウジング２３は、最上部に形成された吸気部としての吸気ノズル２３Ａを有し、サブケーシング４０は、側面に形成された排気部としての排気ノズル２３Ｂを有する。上ハウジング２３は、排気部５０と回転軸２１の排気部５０側の排気部側部２１Ａとを収納する。吸気ノズル２３Ａには吸気開口部５５Ａが形成され、排気ノズル２３Ｂには排気開口部５５Ｂが形成されている。吸気ノズル２３Ａは、流体としてのガス(例えば、腐食性プロセスガス、または反応生成物を含むガス)を吸気開口部５５Ａから鉛直方向下方に吸気し、排気ノズル２３Ｂは排気開口部５５Ｂから吸気されたガスを水平方向に排気する。 The casing 53 is disposed between the upper housing 23 (pump stator) 23, the lower housing 37 disposed below the upper housing 23 in the vertical direction (the axial direction of the pump 1), and the upper housing 23 and the lower housing 37. A sub-casing 40 is provided. The upper housing 23 has an intake nozzle 23A as an intake portion formed at the uppermost portion, and the sub casing 40 has an exhaust nozzle 23B as an exhaust portion formed on a side surface. The upper housing 23 accommodates the exhaust part 50 and the exhaust part side part 21 A on the exhaust part 50 side of the rotary shaft 21. An intake opening 55A is formed in the intake nozzle 23A, and an exhaust opening 55B is formed in the exhaust nozzle 23B. The intake nozzle 23A sucks gas as a fluid (for example, corrosive process gas or gas containing a reaction product) vertically downward from the intake opening 55A, and the exhaust nozzle 23B is sucked from the exhaust opening 55B. Exhaust gas horizontally.

排気部５０は、複数段(五段)からなる固定翼７１、２８と、複数段(三段)からなる回転翼としてのタービン翼７０を有するタービン翼部７３と、複数段(三段)からなる回転翼としての遠心翼(遠心ドラッグ翼)２４とを含んで構成される。固定翼７１は、三段からなりタービン翼７０の直後流側に配置され、固定翼２８は、二段からなり一段目及び二段目の遠心翼２４の直後流側に配置されている。 The exhaust part 50 includes a plurality of stages (five stages) of fixed blades 71 and 28, a plurality of stages (three stages) of turbine blades 73 having turbine blades 70 as rotating blades, and a plurality of stages (three stages). And a centrifugal blade (centrifugal drag blade) 24 as a rotating blade. The fixed vane 71 has three stages and is arranged on the immediately downstream side of the turbine blade 70, and the fixed vane 28 has two stages and is arranged on the immediately downstream side of the first and second stage centrifugal vanes 24.

排気部５０は、三段のタービン翼７０を有するタービン翼部７３を備える。タービン翼部７３のボス部７４には中空部１２が形成され、中空部１２の底部１２Ｂには貫通孔５８が形成されている。中空部１２の内径は、貫通孔５８の内径より大きく形成されている。貫通孔５８の内径は、回転軸２１の外径より小さく形成されている。タービン翼部７３の下部の端面(反吸気側部端面)１１Ｂは、端面１１Ｂから突出する段付部１４が形成されている。貫通孔５８は、段付部１４をも貫通している。 The exhaust part 50 includes a turbine blade part 73 having three stages of turbine blades 70. A hollow portion 12 is formed in the boss portion 74 of the turbine blade portion 73, and a through hole 58 is formed in the bottom portion 12 B of the hollow portion 12. The inner diameter of the hollow portion 12 is formed larger than the inner diameter of the through hole 58. The inner diameter of the through hole 58 is smaller than the outer diameter of the rotating shaft 21. A stepped portion 14 that protrudes from the end surface 11B is formed on the lower end surface (the end surface on the side opposite to the intake side) 11B of the turbine blade portion 73. The through hole 58 also penetrates the stepped portion 14.

回転軸２１の上部の吸気部側端面１５には、凹部１３が形成され、凹部１３の底部にはネジ穴１８が形成されている。吸気部側端面１５には、タービン翼部７３がネジ部材としての六角ボルト７８により固定して取り付けられ、回転軸２１の凹部１３にはタービン翼部７３の段付部１４が係合している。この段付部１４が凹部１３へ係合する構造により、タービン翼部７３の回転軸２１に対する同心出しが容易となり、タービン翼部７３を中心軸を一致させ傾きを生じることなく取り付けることができるので、高速回転中にアンバランスが増大することを防ぎ、高速回転時の安定性を得ることができる。六角ボルト７８は、貫通孔５８を貫通し、ねじ穴１８に挿入されている。中空部１２の内径は、六角ボルト７８の頭部の外径よりわずかに大きく形成し、六角ボルトの挿入、ねじ込みに適した値とする。
遠心翼２４の中心部には、嵌合孔２５が形成されている。遠心翼２４は、回転軸２１が嵌合孔２５を貫通し、回転軸２１に嵌合により固定して取り付けられ、順々に積層されている。
一段目の遠心翼２４は、回転軸２１の吸気部側端面１５から離れた位置に配置されている。図中、六角ボルト７８の本数は一本であるが、軸心から等距離に等配された複数本であってもよい。 A concave portion 13 is formed in the intake portion side end surface 15 at the top of the rotating shaft 21, and a screw hole 18 is formed in the bottom portion of the concave portion 13. A turbine blade portion 73 is fixedly attached to the intake portion side end surface 15 with a hexagonal bolt 78 as a screw member, and the stepped portion 14 of the turbine blade portion 73 is engaged with the concave portion 13 of the rotating shaft 21. . The structure in which the stepped portion 14 is engaged with the concave portion 13 facilitates concentric alignment of the turbine blade portion 73 with respect to the rotating shaft 21, and allows the turbine blade portion 73 to be attached without causing an inclination with the center axis aligned. It is possible to prevent an increase in imbalance during high-speed rotation and to obtain stability during high-speed rotation. The hexagonal bolt 78 passes through the through hole 58 and is inserted into the screw hole 18. The inner diameter of the hollow portion 12 is formed to be slightly larger than the outer diameter of the head of the hexagon bolt 78, and is set to a value suitable for insertion and screwing of the hexagon bolt.
A fitting hole 25 is formed at the center of the centrifugal blade 24. The centrifugal blade 24 has a rotating shaft 21 that passes through the fitting hole 25 and is fixedly attached to the rotating shaft 21 by fitting.
The first-stage centrifugal blade 24 is disposed at a position away from the intake portion side end face 15 of the rotating shaft 21. In the figure, the number of hexagon bolts 78 is one, but a plurality of hexagon bolts 78 may be equally spaced from the axis.

下ハウジング３７は、運動制御部５１と、回転軸２１の運動制御部５１側の運動制御部側部２１Ｂとを収納する。運動制御部５１は、上保護ベアリング３５と、上ラジアル磁気軸受３１と、回転軸２１を回転駆動するモータ３２と、下ラジアル磁気軸受３３と、下保護ベアリング３６と、アキシャル磁気軸受３４とを、鉛直方向上方から下方にこの順序で含んで構成される。上ラジアル磁気軸受３１と、下ラジアル磁気軸受３３とは、回転軸２１を回転自在に支持する。アキシャル磁気軸受３４は、図中下方向にかかる回転体の自重による力、図中上下にかかるスラスト力を支持する。 The lower housing 37 houses the motion control unit 51 and the motion control unit side portion 21B on the motion control unit 51 side of the rotating shaft 21. The motion control unit 51 includes an upper protective bearing 35, an upper radial magnetic bearing 31, a motor 32 that rotationally drives the rotary shaft 21, a lower radial magnetic bearing 33, a lower protective bearing 36, and an axial magnetic bearing 34. It is configured to include in this order from the top to the bottom in the vertical direction. The upper radial magnetic bearing 31 and the lower radial magnetic bearing 33 support the rotary shaft 21 in a freely rotatable manner. The axial magnetic bearing 34 supports a force due to the weight of the rotating body in the downward direction in the figure and a thrust force in the vertical direction in the figure.

各磁気軸受３１、３３、３４は、いずれも能動磁気軸受である。磁気軸受３１、３３、３４のいずれかに異常が発生したときには、上保護ベアリング３５は、上ラジアル磁気軸受３１の代わりに回転軸２１を回転軸２１の径方向に支持し、下保護ベアリング３６は、下ラジアル磁気軸受３３およびアキシャル磁気軸受３４の代わりに、回転軸２１を回転軸２１の径方向および軸方向に支持する。 Each of the magnetic bearings 31, 33, 34 is an active magnetic bearing. When an abnormality occurs in any of the magnetic bearings 31, 33, 34, the upper protective bearing 35 supports the rotary shaft 21 in the radial direction of the rotary shaft 21 instead of the upper radial magnetic bearing 31, and the lower protective bearing 36 Instead of the lower radial magnetic bearing 33 and the axial magnetic bearing 34, the rotary shaft 21 is supported in the radial direction and the axial direction of the rotary shaft 21.

図２を参照して、タービン翼７０及び遠心翼２４の外径寸法について説明する。
二段目及び三段目のタービン翼７０の外径は等しく、一段目のタービン翼７０の外径より小さい。また、タービン翼７０は全て回転軸２１の吸気部側端面１５より吸気部側(吸気ノズル２３Ａ側)に位置し、タービン翼７０のうち最下段(最も排気ノズル２３Ｂ側の段)、すなわち三段目のタービン翼７０は、回転軸２１の吸気部側端面１５より吸気部側に位置している。図に示す三段目のタービン翼７０の外径Ｄtminは、軸方向位置が吸気部側端面１５より吸気部側にあるタービン翼７０の外径のうち最小外径であるといえる。一般的にタービン翼の外径は、最下段の外径が、タービン翼の外径のうち最小外径に等しい。 The outer diameter dimensions of the turbine blade 70 and the centrifugal blade 24 will be described with reference to FIG.
The outer diameters of the second stage and third stage turbine blades 70 are equal and smaller than the outer diameter of the first stage turbine blades 70. Further, all the turbine blades 70 are located closer to the intake portion side (intake nozzle 23A side) than the intake portion side end face 15 of the rotary shaft 21, and the lowermost stage (stage closest to the exhaust nozzle 23B) of the turbine blades 70, that is, three stages. The turbine blade 70 of the eye is located closer to the intake portion than the intake portion side end face 15 of the rotating shaft 21. It can be said that the outer diameter Dtmin of the third stage turbine blade 70 shown in the figure is the minimum outer diameter of the outer diameters of the turbine blade 70 whose axial position is closer to the intake portion side than the intake portion side end face 15. Generally, the outer diameter of the turbine blade is equal to the smallest outer diameter of the turbine blades.

一段目から三段目の遠心翼２４は、外径が等しく形成されている。図に示す一段目(最上段)の遠心翼２４の外径Ｄgmaxは、遠心翼２４の外径のうち最大外径であるとする。すなわち、全ての遠心翼の外径が等しい場合は、その外径を最大外径とする。一般的に多段の遠心翼の外径は、最上段の遠心翼の外径が、最大値となるように形成されている。 The first-stage to third-stage centrifugal blades 24 are formed to have the same outer diameter. The outer diameter Dgmax of the first stage (uppermost stage) centrifugal blade 24 shown in the figure is assumed to be the maximum outer diameter among the outer diameters of the centrifugal blade 24. That is, when the outer diameters of all the centrifugal blades are equal, the outer diameter is set as the maximum outer diameter. In general, the outer diameter of the multistage centrifugal blade is formed such that the outer diameter of the uppermost centrifugal blade has a maximum value.

図に示すように、軸方向位置が吸気部側端面１５より吸気部側にあるタービン翼７０の最小外径Ｄtminが、遠心翼２４の最大外径Ｄgmaxより大きく形成されている。 As shown in the figure, the minimum outer diameter Dtmin of the turbine blade 70 whose axial position is closer to the intake portion side than the intake portion side end face 15 is formed larger than the maximum outer diameter Dgmax of the centrifugal blade 24.

図３(ａ)、(ｂ)を参照して、タービン翼部７３(図１)の構成を説明する。図３(ａ)は、タービン翼部７３を吸気ノズル２３Ａ（図１）側から見た平面図であり、タービン翼部７３については一段目のタービン翼７０のみを図示し、六角ボルト７８（図１）を省略した図である。図３(ｂ)は、一段目のタービン翼７０を放射状に中心に向かって見た図を平面上に部分的に展開した図である。 With reference to FIGS. 3A and 3B, the configuration of the turbine blade 73 (FIG. 1) will be described. FIG. 3A is a plan view of the turbine blade portion 73 as viewed from the intake nozzle 23A (FIG. 1) side. As for the turbine blade portion 73, only the first-stage turbine blade 70 is illustrated, and a hexagon bolt 78 (FIG. It is the figure which abbreviate | omitted 1). FIG. 3B is a diagram in which a view of the first stage turbine blade 70 seen radially toward the center is partially developed on a plane.

タービン翼部７３は、ボス部７４と、タービン翼７０とを有し、タービン翼７０はボス部７４の外周部に放射状に取り付けられた板状の複数の羽根７５を備える。ボス部７４には、中空部１２及び貫通孔５８が形成されている。羽根７５は、回転軸２１の中心軸線からβ１（例えば、１０〜４０度）だけねじれた捩れ角をもって取り付けられている。二段目、三段目のタービン翼７０の構成（図３(ａ)、(ｂ)に不図示）は、一段目のタービン翼７０の構成と同じであるが、羽根７５の枚数、羽根７５の取付角度β１、ボス部７４の羽根７５を取り付けた部分の外径、羽根７５の長さは、適宜変えてもよい。 The turbine blade portion 73 includes a boss portion 74 and a turbine blade 70, and the turbine blade 70 includes a plurality of plate-like blades 75 attached radially to the outer peripheral portion of the boss portion 74. The boss portion 74 is formed with a hollow portion 12 and a through hole 58. The blade 75 is attached with a twist angle twisted by β1 (for example, 10 to 40 degrees) from the central axis of the rotating shaft 21. The configuration of the second-stage and third-stage turbine blades 70 (not shown in FIGS. 3A and 3B) is the same as the configuration of the first-stage turbine blade 70, but the number of blades 75 and the number of blades 75 are the same. , The outer diameter of the portion of the boss portion 74 to which the blade 75 is attached, and the length of the blade 75 may be appropriately changed.

図４(ａ)、(ｂ)、(ｃ)を参照して、一段目の固定翼７１の構成を説明する。図４(ａ)は、一段目の固定翼７１を吸気ノズル２３Ａ（図１）側から見た平面図である。図４(ｂ)は、一段目の固定翼７１を放射状に中心に向かって見た図を平面上に部分的に展開した図であり、図４(ｃ)は図４(ａ)のＸ−Ｘ断面図である。 With reference to FIGS. 4A, 4 B, and 4 C, the configuration of the first stage fixed blade 71 will be described. FIG. 4A is a plan view of the first stage fixed blade 71 as viewed from the intake nozzle 23A (FIG. 1) side. FIG. 4B is a diagram in which a diagram of the first stage fixed wing 71 seen radially toward the center is partially developed on a plane, and FIG. 4C is a cross-sectional view of FIG. It is X sectional drawing.

固定翼７１は、円環状の円環部７６と、円環部７６の外周部に放射状に取り付けられた板状の羽根７７とを備える。円環部７６の内周部は軸孔６０を形成し、軸孔６０を回転軸２１（図１）が貫通している。羽根７７は、回転軸２１の中心軸線からβ２（例えば、１０〜４０度）だけねじれた捩れ角をもって取り付けられている。二段目、三段目の固定翼７１の構成（図４(ａ)、(ｂ)、(ｃ)に不図示）は、一段目の固定翼７１の構成と同じであるが、羽根７７の枚数、羽根７７の取付角度β２、円環部７６の外径、羽根７７の長さは、適宜変えてもよい。 The fixed wing 71 includes an annular ring part 76 and plate-like blades 77 attached radially to the outer periphery of the annular part 76. An inner peripheral portion of the annular portion 76 forms a shaft hole 60, and the rotation shaft 21 (FIG. 1) passes through the shaft hole 60. The blades 77 are attached with a twist angle twisted by β2 (for example, 10 to 40 degrees) from the central axis of the rotating shaft 21. The configuration of the second and third stage fixed wings 71 (not shown in FIGS. 4A, 4B, and 4C) is the same as the configuration of the first stage fixed wing 71, but the blade 77 The number, the mounting angle β2 of the blade 77, the outer diameter of the annular portion 76, and the length of the blade 77 may be changed as appropriate.

図５(ａ)、(ｂ)を参照して遠心翼２４の構成を説明する。図５(ａ)は、一段目の遠心翼２４を吸気ノズル２３Ａ(図１)側から見た平面図であり、図５(ｂ)は、正面断面図である。一段目の遠心翼２４は、ボス部６１を有する略円板状の基部２７と、基部２７の一方の面である表面２７Ａ上に固定される渦巻状羽根２６とを備える。遠心翼２４の回転方向は、図５(ａ)中時計方向である。 The configuration of the centrifugal blade 24 will be described with reference to FIGS. 5 (a) and 5 (b). 5A is a plan view of the first-stage centrifugal blade 24 viewed from the intake nozzle 23A (FIG. 1) side, and FIG. 5B is a front sectional view. The first-stage centrifugal blade 24 includes a substantially disk-shaped base portion 27 having a boss portion 61, and a spiral blade 26 fixed on a surface 27 A that is one surface of the base portion 27. The direction of rotation of the centrifugal blade 24 is the clockwise direction in FIG.

渦巻状羽根２６は、図５(ａ)に示すような渦巻き形状の複数(６枚)の羽根からなる。渦巻状羽根２６は、回転方向に対して後ろ向き(回転方向とは反対向き)にガス流れ方向に延びる構造である。吸気側の前端面２６Ａを有する渦巻状羽根２６は、ボス部６１の外周面６１Ａから基部２７の外周部２７Ｃまで達している。表面２７Ａの反対側の他方の面は裏面２７Ｂであり、表面２７Ａおよび裏面２７Ｂは、回転軸２１(図１)の中心軸線に対して例えば、垂直である。なお、前述の嵌合孔２５は、ボス部６１に形成されている。二段目、三段目の遠心翼２４の構成（図５(ａ)、(ｂ)に不図示）は、一段目の遠心翼２４の構成と同じであるが、渦巻状羽根２６の枚数、形状、ボス部６１の外径は、渦巻状羽根２６により形成される流路の長さは、適宜変えてもよい。 The spiral blade 26 is composed of a plurality (six) of spiral blades as shown in FIG. The spiral blade 26 has a structure extending in the gas flow direction backward (opposite to the rotation direction) with respect to the rotation direction. The spiral blade 26 having the front end surface 26 A on the intake side extends from the outer peripheral surface 61 A of the boss portion 61 to the outer peripheral portion 27 C of the base portion 27. The other surface on the opposite side of the surface 27A is a back surface 27B, and the surface 27A and the back surface 27B are, for example, perpendicular to the central axis of the rotating shaft 21 (FIG. 1). The aforementioned fitting hole 25 is formed in the boss portion 61. The configuration of the second-stage and third-stage centrifugal blades 24 (not shown in FIGS. 5A and 5B) is the same as the configuration of the first-stage centrifugal blade 24, but the number of spiral blades 26, The shape and the outer diameter of the boss portion 61 may be appropriately changed in the length of the flow path formed by the spiral blade 26.

遠心翼２４を製作するには、円板形状の素材(不図示)からエンドミル加工等の機械加工により、基部２７から突出する凸形状を有する渦巻状羽根２６を形成する方法が、翼寸法精度の向上や高比強度材料(例えば、アルミ合金、チタン合金、セラミックス等)使用の観点から、高速回転(例えば、周速３００〜６００ｍ／ｓ)を行う回転翼として最も一般的な方法である。 In order to manufacture the centrifugal blade 24, a method of forming the spiral blade 26 having a convex shape protruding from the base 27 by machining such as end milling from a disk-shaped material (not shown) has a blade dimensional accuracy. From the viewpoint of improvement and the use of high specific strength materials (for example, aluminum alloys, titanium alloys, ceramics, etc.), this is the most common method for rotating blades that perform high-speed rotation (for example, a peripheral speed of 300 to 600 m / s).

図６(ａ)、(ｂ)を参照して一段目の固定翼２８の構成を説明する。図６(ａ)は、固定翼２８を吸気ノズル２３Ａ(図１)側から見た平面図である。図６(ｂ)は、正面断面図である。固定翼２８は、外周壁６２と側壁６３とを有する固定翼本体３０と、側壁６３の片方の表面６３Ａから突出し、断面が凸形状である渦巻状ガイド２９とを備える。遠心翼２４(図１)の回転方向は、図６(ａ)中時計方向である。 The configuration of the first stage fixed wing 28 will be described with reference to FIGS. FIG. 6A is a plan view of the fixed blade 28 viewed from the intake nozzle 23A (FIG. 1) side. FIG. 6B is a front sectional view. The fixed wing 28 includes a fixed wing body 30 having an outer peripheral wall 62 and a side wall 63, and a spiral guide 29 protruding from one surface 63A of the side wall 63 and having a convex cross section. The rotating direction of the centrifugal blade 24 (FIG. 1) is the clockwise direction in FIG. 6 (a).

渦巻状ガイド２９は、図６(ａ)に示すような渦巻き形状の複数(６枚)のガイドからなる。渦巻状ガイド２９は、回転方向に対して前向き(回転方向と同じ向き)にガス流れ方向に延びる構造である。渦巻状ガイド２９は、固定翼２８の外周壁６２の内周部６２Ａから側壁６３の内周部６３Ｃまで達している。回転軸２１の中心軸線に直角な平面上にある、渦巻状ガイド２９の端面２９Ａは、滑らかな面である。側壁６３の、渦巻状ガイド２９とは反対側に位置する裏面６３Ｂは、平らで滑らかな面である。したがって、遠心翼２４（図５）の渦巻状羽根２６に直接面する固定翼２８の裏面６３Ｂは、遠心翼２４の渦巻状羽根２６の間に形成された方向６５（図５（ａ））に沿う流路を流れるガスの流れを乱すことはない。二段目の固定翼２８の構成（図６(ａ)、(ｂ)に不図示）は、一段目の固定翼２８の構成と同じであるが、渦巻状ガイド２９の枚数、形状は、適宜変えてもよい。 The spiral guide 29 is composed of a plurality (six) of spiral guides as shown in FIG. The spiral guide 29 has a structure extending in the gas flow direction forward (same direction as the rotation direction) with respect to the rotation direction. The spiral guide 29 extends from the inner peripheral portion 62 A of the outer peripheral wall 62 of the fixed wing 28 to the inner peripheral portion 63 C of the side wall 63. An end surface 29A of the spiral guide 29 on a plane perpendicular to the central axis of the rotation shaft 21 is a smooth surface. A back surface 63B of the side wall 63 located on the opposite side of the spiral guide 29 is a flat and smooth surface. Accordingly, the back surface 63B of the fixed blade 28 that directly faces the spiral blade 26 of the centrifugal blade 24 (FIG. 5) is in the direction 65 (FIG. 5A) formed between the spiral blades 26 of the centrifugal blade 24. It does not disturb the flow of gas flowing along the flow path. The configuration of the second stage fixed wing 28 (not shown in FIGS. 6A and 6B) is the same as the configuration of the first stage fixed wing 28, but the number and shape of the spiral guides 29 are appropriately determined. You may change it.

次に、図１〜図６を適宜参照してターボ型真空ポンプ１の作用を説明する。 Next, the operation of the turbo vacuum pump 1 will be described with reference to FIGS.

一段目のタービン翼７０が回転することによって、ポンプ１の吸気ノズル２３Ａから図１中、軸方向にガスが導入される。タービン翼７０を使用することにより排気速度を大きくすることができ、比較的多量の気体を排気することができる。導入されたガスは固定翼７１により減速され圧力が上昇する。同様に二段目及び三段目のタービン翼７０及び固定翼７１により軸方向に排気され、圧力が上昇する。 As the first stage turbine blade 70 rotates, gas is introduced from the intake nozzle 23A of the pump 1 in the axial direction in FIG. By using the turbine blade 70, the exhaust speed can be increased, and a relatively large amount of gas can be exhausted. The introduced gas is decelerated by the fixed wing 71 and the pressure rises. Similarly, the second stage and third stage turbine blades 70 and fixed blades 71 exhaust in the axial direction, and the pressure rises.

次に、一段目の遠心翼２４が回転することによって、軸方向にガスが導入される。一段目の遠心翼２４に導入されたガスは、一段目の遠心翼２４と一段目の固定翼２８との相互作用、すなわち当該ガスの粘性によるドラッグ作用、さらに遠心翼２４の回転による遠心作用により、一段目の遠心翼２４の基部２７の表面２７Ａに沿い、一段目の遠心翼２４の外径側へ向かわせるガスの圧縮、排気が行われる。 Next, the gas is introduced in the axial direction by the rotation of the first stage centrifugal blade 24. The gas introduced into the first-stage centrifugal blade 24 is caused by the interaction between the first-stage centrifugal blade 24 and the first-stage fixed blade 28, that is, the drag action due to the viscosity of the gas, and the centrifugal action caused by the rotation of the centrifugal blade 24. The gas is compressed and exhausted along the surface 27A of the base 27 of the first stage centrifugal blade 24 toward the outer diameter side of the first stage centrifugal blade 24.

すなわち、一段目の遠心翼２４に導入されたガスは、当該遠心翼２４に対して図５(ｂ)中、略軸方向６４に導入され、一段目の遠心翼２４の渦巻状羽根２６の間に形成された流路６８を通り外径側に向かう方向に流れ、圧縮され、排気される。このガスの流れの方向は、図５(ａ)、(ｂ)に示す方向６５であり、この方向は、一段目の遠心翼２４に対するガスの流れ方向である。 That is, the gas introduced into the first stage centrifugal blade 24 is introduced in the substantially axial direction 64 in FIG. 5B with respect to the centrifugal blade 24 and between the spiral blades 26 of the first stage centrifugal blade 24. Flows in the direction toward the outer diameter side through the flow path 68 formed in, and is compressed and exhausted. The direction of this gas flow is the direction 65 shown in FIGS. 5A and 5B, and this direction is the gas flow direction with respect to the first stage centrifugal blade 24.

一段目の遠心翼２４によって外径側へ向かって圧縮されたガスは、次に一段目の固定翼２８に流れ込み、外周壁６２の内周部６２Ａによって、図６(ｂ)中、略軸方向６６に方向を変え、渦巻状ガイド２９が設けられた空間へ流れ込む。一段目の遠心翼２４が回転することによって、固定翼２８の渦巻状ガイド２９の端面２９Aと、一段目の遠心翼２４の基部２７の裏面２７Ｂとのガスの粘性によるドラッグ作用によって、一段目の固定翼２８の側壁６３の表面６３Ａ(側壁６３の渦巻状ガイド２９がり付けられている方の面)に沿い、一段目の固定翼２８の内径側へ向かわせるガスの圧縮、排気が行われる。一段目の固定翼２８の内径側に達したガスは、一段目の遠心翼２４のボス部６１の外周面６１Ａによって、図５(ｂ)中、略軸方向６４に方向が変わり、二段目の遠心翼２４に導入される。同様の圧縮、排気が行われ、三段目の遠心翼２４を経て、排気ノズル２３Ｂから排出される。吸気圧は、１〜１０００Ｐａの低圧領域であり、排気圧は、１００Ｐａ〜大気圧の高圧領域である。 The gas compressed toward the outer diameter side by the first-stage centrifugal blade 24 flows into the first-stage fixed blade 28, and is substantially axial in FIG. 6B by the inner peripheral portion 62A of the outer peripheral wall 62. The direction is changed to 66 and flows into the space in which the spiral guide 29 is provided. As the first stage centrifugal blade 24 rotates, the drag action caused by the gas viscosity between the end surface 29A of the spiral guide 29 of the fixed blade 28 and the back surface 27B of the base 27 of the first stage centrifugal blade 24 causes the first stage centrifugal blade 24 to rotate. The gas is compressed and exhausted along the surface 63A of the side wall 63 of the fixed wing 28 (the surface on which the spiral guide 29 of the side wall 63 is attached) toward the inner diameter side of the first stage fixed wing 28. The gas that has reached the inner diameter side of the first stage stationary blade 28 is changed in the direction of the substantially axial direction 64 in FIG. 5B by the outer peripheral surface 61A of the boss portion 61 of the first stage centrifugal blade 24, and the second stage. The centrifugal blade 24 is introduced. The same compression and exhaust are performed, and the gas is discharged from the exhaust nozzle 23B through the third stage centrifugal blade 24. The intake pressure is a low pressure region of 1 to 1000 Pa, and the exhaust pressure is a high pressure region of 100 Pa to atmospheric pressure.

回転軸２１に取り付けられる回転翼(遠心翼２４、後述の円周流翼８８)の回転軸２１の外径部への嵌合は、締まり嵌めでも、隙間嵌めでもよい。隙間嵌めの場合の優位点としては、(1)遠心翼２４の回転軸２１への組立が容易である。(2)遠心翼２４を回転軸２１に組み立てた後でも、任意の遠心翼を取り外すことが可能である。よって、例えば、オーバーホールにおいて、破損、変形、腐食等が生じた場合に、破損等の大きい翼要素のみを、交換することができる。締まり嵌めの場合の優位点としては、(1)締まり嵌め効果による回転体(ロータ)の剛性上昇により回転体全体の固有振動数が上昇し、回転数制御の余裕度が増す。 The rotor blades attached to the rotating shaft 21 (centrifugal blade 24, circumferential flow blade 88 described later) may be fitted to the outer diameter portion of the rotating shaft 21 by interference fitting or clearance fitting. As advantages in the case of clearance fitting, (1) assembly of the centrifugal blade 24 to the rotating shaft 21 is easy. (2) Even after the centrifugal blade 24 is assembled to the rotary shaft 21, any centrifugal blade can be removed. Thus, for example, when breakage, deformation, corrosion, or the like occurs in the overhaul, only the wing element that is severely damaged can be replaced. Advantages in the case of interference fitting are as follows: (1) The natural frequency of the entire rotating body increases due to the increase in rigidity of the rotating body (rotor) due to the interference fitting effect, and the margin of rotational speed control increases.

本実施の形態のポンプ１によれば、タービン翼部７３は一体材料から形成することができ、回転軸２１の吸気部側端面１５に固定する構造とした。すなわち、回転軸１０４を収納するステータＳと、中空部１０５ａを有するロータＲとを備える従来のポンプ１Ｃであって、中空部１０５ａにステータＳを収納し、すなわちステータＳの外側にロータＲを配置するポンプ１Ｃ（図１３）とは相違する構造のポンプとしている。従来のポンプ１Ｃでは、中空部１０５ａの内径部に発生する遠心応力により、回転数が制限されていた。しかし、本実施の形態のポンプ１では、タービン翼部７３の貫通孔５８の内径寸法は六角ボルト７８を貫通させるに十分大きい値とすればよく、また貫通孔５８の内径寸法は、回転軸２１の外形寸法より小さく形成される。タービン翼部７３の中空部１２の内径も、貫通孔５８の内径よりわずかに大きい値であり、回転軸２１の外形寸法より小さく形成される。よって、貫通孔５８の内径、中空部１２の内径を共に、上記の中空部１０５ａ（図１３）の内径より大幅に小さくすることができ、発生する遠心応力を大幅に低減することができるので、高速回転化が可能である。 According to the pump 1 of the present embodiment, the turbine blade portion 73 can be formed from an integral material, and is configured to be fixed to the intake portion side end surface 15 of the rotating shaft 21. That is, the conventional pump 1C includes a stator S that accommodates the rotating shaft 104 and a rotor R having a hollow portion 105a. The stator S is accommodated in the hollow portion 105a, that is, the rotor R is disposed outside the stator S. The pump has a structure different from that of the pump 1C (FIG. 13). In the conventional pump 1C, the rotation speed is limited by the centrifugal stress generated in the inner diameter portion of the hollow portion 105a. However, in the pump 1 of the present embodiment, the inner diameter dimension of the through hole 58 of the turbine blade portion 73 may be set to a value that is sufficiently large to allow the hexagon bolt 78 to pass therethrough. It is formed smaller than the outer dimensions of The inner diameter of the hollow portion 12 of the turbine blade 73 is also slightly larger than the inner diameter of the through hole 58 and is smaller than the outer dimension of the rotating shaft 21. Therefore, both the inner diameter of the through hole 58 and the inner diameter of the hollow portion 12 can be made significantly smaller than the inner diameter of the hollow portion 105a (FIG. 13), and the generated centrifugal stress can be greatly reduced. High speed rotation is possible.

遠心翼２４は、中心部に形成された嵌合孔２５に回転軸２１を貫通させて、回転軸２１上に積層させて取り付ける構造としたので、嵌合孔２５の内径を上記の中空部１０５ａ(図１３)の内径より大幅に小さくすることができ、タービン翼７０と同様に、嵌合孔２５の内径に発生する遠心応力を大幅に低減することができるので、高速回転化が可能となった。また、このような構造としたことにより、軸方向に導入し外径方向に方向６５に沿う流路に沿って流れる構造とすることができ、流路長さを大幅に長くすることができるので、排気性能、特に圧縮性能を向上させることができる。また、固定翼２８で内径方向に流路に流れる構造とすることができ、固定翼２８で排気する気体を長い流路６７にそって流し流速を減速させる構造とすることができるので、排気、圧縮性能を向上させることができる。 Since the centrifugal blade 24 has a structure in which the rotary shaft 21 passes through the fitting hole 25 formed in the center and is laminated on the rotary shaft 21, the inner diameter of the fitting hole 25 is set to the hollow portion 105a. Since the centrifugal stress generated in the inner diameter of the fitting hole 25 can be significantly reduced similarly to the turbine blade 70, the rotation speed can be increased. It was. Further, by adopting such a structure, it is possible to make a structure that flows in the axial direction and flows along the flow path along the direction 65 in the outer diameter direction, and the flow path length can be greatly increased. The exhaust performance, particularly the compression performance can be improved. Further, the fixed blade 28 can be configured to flow in the flow path in the inner diameter direction, and the gas exhausted by the fixed blade 28 can be flowed along the long flow channel 67 to reduce the flow velocity. Compression performance can be improved.

軸方向位置が吸気部側端面１５より吸気部側にあるタービン翼７０の最小外径Ｄtminが、遠心翼２４の最大外径Ｄgmaxより大きく形成されているので、最小外径を有するタービン翼７０の排気性能を向上させることができ、高い排気性能を有するポンプ１とすることができる。上記のタービン翼７０の最小外径Ｄtminと、上記の遠心翼２４の最大外径Ｄgmaxの比を、好ましくは１．２以上とするとよい。このようにすると、最小外径を有するタービン翼７０の排気性能をさらに向上させることができる。 Since the minimum outer diameter Dtmin of the turbine blade 70 whose axial position is closer to the intake portion side than the intake portion side end face 15 is formed larger than the maximum outer diameter Dgmax of the centrifugal blade 24, the turbine blade 70 having the minimum outer diameter is provided. Exhaust performance can be improved, and the pump 1 having high exhaust performance can be obtained. The ratio of the minimum outer diameter Dtmin of the turbine blade 70 and the maximum outer diameter Dgmax of the centrifugal blade 24 is preferably 1.2 or more. In this way, the exhaust performance of the turbine blade 70 having the minimum outer diameter can be further improved.

遠心翼２４及び固定翼２８が多段構造であり、各遠心翼２４の渦巻状羽根２６、表面２７Ａ、及び各固定翼２８の渦巻状ガイド２９、表面６３Ａ、外周壁６２の内周部６２Ａに軸方向からアクセスすることができるので、遠心翼２４及び固定翼２８の加工が容易になり、製作費を低減することができる。 The centrifugal blade 24 and the fixed blade 28 have a multi-stage structure, and the spiral blade 26 and the surface 27A of each centrifugal blade 24 and the spiral guide 29, the surface 63A of each fixed blade 28, and the inner peripheral portion 62A of the outer peripheral wall 62 are pivoted. Since it can be accessed from the direction, the processing of the centrifugal blade 24 and the fixed blade 28 is facilitated, and the manufacturing cost can be reduced.

タービン翼部７３を回転軸２１の吸気部側端面１５に取り付ける構造としたので、回転翼であるタービン翼７０と遠心翼２４とが別体構造となり、タービン翼７０と遠心翼２４のいずれか一方に破損、変形、腐食等が生じた場合に、その破損等が生じた回転翼を交換すればよく、ロータ全体を交換する必要がないので長期的使用に対し有利なポンプとすることができる。また、遠心翼２４を多段構造とし、各遠心翼２４を別体構造としたので、いずれかの遠心翼２４に破損、腐食等が生じた場合に、その破損、腐食等が生じた遠心翼２４を交換すればよく、ロータ全体を交換する必要がないので長期的使用に対し有利なポンプとすることができる。 Since the turbine blade portion 73 is structured to be attached to the intake portion side end face 15 of the rotary shaft 21, the turbine blade 70 and the centrifugal blade 24 which are the rotary blades have a separate structure, and either the turbine blade 70 or the centrifugal blade 24 is provided. If the rotor is damaged, deformed, corroded, or the like, the rotor blade that has been damaged may be replaced, and the entire rotor need not be replaced. Therefore, the pump can be advantageous for long-term use. Further, since the centrifugal blades 24 have a multi-stage structure and each centrifugal blade 24 has a separate structure, when any one of the centrifugal blades 24 is damaged or corroded, the centrifugal blade 24 that has been damaged, corroded, or the like is generated. Since it is not necessary to replace the entire rotor, the pump can be advantageous for long-term use.

また、回転翼を上記のように複数の要素に分解して別体に構成したので、万一の回転翼破壊時に、回転翼全てが同時に破壊することは確率上極めて低いため、ポンプのケーシング側に作用する衝撃を小さくすることができ、ポンプのケーシングが破壊される可能性を極力抑え、またポンプに直接的、間接的に結合される周辺装置への衝撃力を小さくすることができ、安全なポンプとすることができる。 In addition, since the rotor blade is disassembled into a plurality of components as described above, it is extremely unlikely that all rotor blades will be destroyed at the same time in the event of a rotor blade failure. The impact acting on the pump can be reduced, the possibility of the pump casing being destroyed is minimized, and the impact force on peripheral devices that are directly or indirectly coupled to the pump can be reduced. Pump.

タービン翼部７３の貫通孔５８の内径寸法が、回転軸２１の外形寸法より小さく形成されているので、貫通孔５８の内径部に発生する応力を低減することができ、高速回転化が可能である。回転軸２１の外径は、回転体全体の固有振動数をできるだけ高くするため、遠心翼２４または後述の円周流翼８８(図１０)の内径応力が許す限り、太く設計することが望ましい。タービン翼部７３を回転軸２１の吸気部側端面１５に固定する構造としたため、この構造により回転体の固有振動数が低減しても、固有振動数が運転回転数範囲に対して十分離れているように回転軸２１の外径を決定する。このため、タービン翼部７３を六角ボルト７８により回転軸２１の吸気部側端面１５に取り付けるため形成された貫通孔５８の内径は、回転軸２１の外径より小さく形成される。 Since the inner diameter dimension of the through hole 58 of the turbine blade 73 is smaller than the outer dimension of the rotating shaft 21, the stress generated in the inner diameter section of the through hole 58 can be reduced, and high speed rotation is possible. is there. The outer diameter of the rotating shaft 21 is desirably designed to be as thick as the inner diameter stress of the centrifugal blade 24 or the circumferential flow blade 88 (FIG. 10) described later permits, in order to make the natural frequency of the entire rotating body as high as possible. Since the turbine blade portion 73 is fixed to the intake portion side end face 15 of the rotary shaft 21, even if the natural frequency of the rotating body is reduced by this structure, the natural frequency is sufficiently separated from the operating rotational speed range. The outer diameter of the rotating shaft 21 is determined so as to be. For this reason, the inner diameter of the through hole 58 formed for attaching the turbine blade 73 to the intake portion side end surface 15 of the rotating shaft 21 by the hexagon bolt 78 is formed smaller than the outer diameter of the rotating shaft 21.

低圧側で高い排気効率を有するタービン翼７０と、高圧側で高い排気効率を有する遠心翼２４とを上述のように組み合わせてターボ型真空ポンプ１を構成するため、ポンプ全体にて排気効率を高くできる。また遠心翼２４は径方向にガスを排気するため、軸方向長さを長くすることなく、流路長さを長くできる。よって、タービン翼７０および遠心翼２４が取り付けられる回転軸部の長さを短くできるので、ロータ全体の固有振動数が高くなり、高速回転化が容易となる。 Since the turbo type vacuum pump 1 is configured by combining the turbine blade 70 having high exhaust efficiency on the low pressure side and the centrifugal blade 24 having high exhaust efficiency on the high pressure side as described above, the exhaust efficiency of the entire pump is increased. it can. Further, since the centrifugal blade 24 exhausts gas in the radial direction, the flow path length can be increased without increasing the axial length. Therefore, since the length of the rotating shaft portion to which the turbine blade 70 and the centrifugal blade 24 are attached can be shortened, the natural frequency of the entire rotor is increased, and high-speed rotation is facilitated.

本第１の実施の形態のポンプ１によれば、遠心翼２４が、遠心翼２４を貫通する回転軸２１に固定されるので、遠心翼２４のボス部６１の径を小さくすることができる。また遠心翼２４で半径方向の流れを生じさせることができ、流路長さを長くすることができるので、圧縮性能が向上する。また、タービン翼７０を有するタービン翼部７３が、回転軸２１の吸気部側端面１５に固定されるので、タービン翼部７３のボス部７４の径を小さくすることができ、タービン翼部７３のボス部７４に作用する遠心力を低減でき、高速回転化が可能となる。その結果、大流量ガスを吸い込む場合でも、タービン翼の排気作用により吸気圧を低圧にすることができ、遠心翼の排気作用により高い圧力まで圧縮することが可能である。さらに、この構造によりタービン翼７０と遠心翼２４とが、別体構造となったので、回転翼の一部の破損、変形、腐食等が生じた場合に、その回転翼を交換すればよく、回転翼全体を交換する必要がないので長期的使用に対し有利なポンプ１とすることができる。 According to the pump 1 of the first embodiment, since the centrifugal blade 24 is fixed to the rotating shaft 21 that penetrates the centrifugal blade 24, the diameter of the boss portion 61 of the centrifugal blade 24 can be reduced. Moreover, since the radial flow can be generated by the centrifugal blade 24 and the flow path length can be increased, the compression performance is improved. Further, since the turbine blade portion 73 having the turbine blade 70 is fixed to the intake portion side end face 15 of the rotating shaft 21, the diameter of the boss portion 74 of the turbine blade portion 73 can be reduced. Centrifugal force acting on the boss 74 can be reduced, and high-speed rotation can be achieved. As a result, even when a large flow rate gas is sucked in, the intake pressure can be reduced by the exhaust action of the turbine blades, and it can be compressed to a high pressure by the exhaust action of the centrifugal blades. Furthermore, since the turbine blade 70 and the centrifugal blade 24 are separated from each other by this structure, when the rotor blade is partially damaged, deformed, corroded, etc., the rotor blade may be replaced. Since it is not necessary to replace the entire rotor blade, the pump 1 can be advantageous for long-term use.

図７に示すように、ポンプ１のタービン翼部７３は、タービン翼部７３の下部の端面(反吸気側部端面)１１Ｂに、回転軸２１が係合する円環状凸部８３を有するようにしてもよい。円環状凸部８３の内径は、回転軸２１の外径に等しく形成する。この円環状凸部８３により、タービン翼部７３の回転軸２１に対する同心出しが容易となり、タービン翼部７３を中心軸を一致させ傾きを生じることなく取り付けることができるので、高速回転中にアンバランスが増大することを防ぎ、高速回転時の安定性を得ることができる。 As shown in FIG. 7, the turbine blade portion 73 of the pump 1 has an annular convex portion 83 with which the rotary shaft 21 is engaged with the lower end surface (anti-intake side end surface) 11 B of the turbine blade portion 73. May be. The inner diameter of the annular convex portion 83 is formed to be equal to the outer diameter of the rotating shaft 21. The annular convex portion 83 facilitates concentric alignment of the turbine blade portion 73 with respect to the rotating shaft 21 and allows the turbine blade portion 73 to be attached without causing an inclination with the center axis aligned, so that unbalanced during high-speed rotation. Can be prevented, and stability during high-speed rotation can be obtained.

図８に示すように、ポンプ１のタービン翼部７３は、タービン翼部７３の下部の端面(反吸気側部端面)１１Ｂにオネジが形成された凸部８５を有し、回転軸２１は、吸気部側端面１５に、凸部８５と螺合する、メネジが形成された凹部８４を有するようにしてもよい。このように構成すると、タービン翼部７３を中実構造とすることができ、タービン翼部７３を回転軸２１の吸気部側端面１５に取り付けるための貫通孔を形成する必要がなく、タービン翼部７３のボス部７４(図３)に発生する応力を低減することができ、さらに高速回転化が可能である。 As shown in FIG. 8, the turbine blade portion 73 of the pump 1 has a convex portion 85 in which a male screw is formed on the lower end surface (anti-intake side end surface) 11 B of the turbine blade portion 73. You may make it have the recessed part 84 in which the internal thread 15 was formed in the air intake part side end surface 15 by screwing with the convex part 85. As shown in FIG. If comprised in this way, the turbine blade part 73 can be made into a solid structure, it is not necessary to form the through-hole for attaching the turbine blade part 73 to the intake-part side end surface 15 of the rotating shaft 21, and a turbine blade part The stress generated in the boss portion 74 (FIG. 3) 73 can be reduced, and further high speed rotation is possible.

図９に示すように、ポンプ１は、遠心翼２４を半径方向軸中心側に押さえ付ける保持リング８６Ａ、Ｂ、Ｃを設けるように構成してもよい。遠心翼２４のボス部６１(図５)の吸気部側に前段付部８７Ａを形成し、排気部側に後段付部８７Ａを形成する。一段目の遠心翼２４の前段付部８７Ａを保持リング８６Ａによって、一段目の遠心翼２４の後段付部８７Ｂと二段目の遠心翼２４の前段付部８７Ａとを保持リング８６Ｂによって、二段目の遠心翼２４の後段付部８７Ｂと三段目の遠心翼２４の前段付部８７Ａとを保持リング８６Ｂによって、三段目の遠心翼２４の後段付部８７Ｂを保持リング８６Ｃによって、軸中心側に押さえ付ける構造とし、さらに保持リング８６Ｂによって遠心翼２４の間隔を決める構造とする。このようにすると、遠心翼２４を回転軸２１に強固に固定できる構造とすることができ、高速回転中に回転体のアンバランスが急速に増大することを抑えることができ、高速回転化に対処することができる。 As shown in FIG. 9, the pump 1 may be configured to include holding rings 86 A, B, and C that press the centrifugal blade 24 toward the radial axis center side. A front stepped portion 87A is formed on the suction portion side of the boss portion 61 (FIG. 5) of the centrifugal blade 24, and a rear stepped portion 87A is formed on the exhaust portion side. The front stepped portion 87A of the first stage centrifugal blade 24 is held by the holding ring 86A, and the rear stepped portion 87B of the first stage centrifugal blade 24 and the front stepped portion 87A of the second stage centrifugal blade 24 are moved by the holding ring 86B. The rear stepped portion 87B of the third centrifugal blade 24 and the front stepped portion 87A of the third stage centrifugal blade 24 are held by the holding ring 86B, and the rear stepped portion 87B of the third stage centrifugal blade 24 is held by the holding ring 86C. The structure is such that it is pressed to the side, and the distance between the centrifugal blades 24 is determined by the holding ring 86B. If it does in this way, it can be set as the structure which can fix the centrifugal blade 24 firmly to the rotating shaft 21, can suppress that the imbalance of a rotary body increases rapidly during high speed rotation, and copes with high-speed rotation. can do.

図１０は、本発明の第２の実施の形態に係る、遠心翼の替わりに二段の円周流翼８８を用いたターボ型真空ポンプ１-１の構成を示す正面断面図である。以下、上述の図１の第１の実施の形態に係るターボ型遠心ポンプ１に関する説明との相違点を述べる。 FIG. 10 is a front cross-sectional view showing a configuration of a turbo vacuum pump 1-1 using a two-stage circumferential flow blade 88 in place of the centrifugal blade according to the second embodiment of the present invention. Hereinafter, differences from the description related to the turbo centrifugal pump 1 according to the first embodiment shown in FIG. 1 will be described.

排気部５０-１は、複数段(三段)からなる固定翼７１と、複数段(三段)からなる回転翼としてのタービン翼７０を有するタービン翼部７３と、複数段(二段)からなる回転翼としての円周流翼８８とを含んで構成される。固定翼７１は、タービン翼７０の直下流側にのみ設けられている。円周流翼８８の前後には隔壁８９がそれぞれ設けられている。 The exhaust section 50-1 includes a fixed blade 71 having a plurality of stages (three stages), a turbine blade section 73 having a turbine blade 70 as a rotating blade having a plurality of stages (three stages), and a plurality of stages (two stages). And a circumferential flow blade 88 as a rotating blade. The fixed blade 71 is provided only on the downstream side of the turbine blade 70. Septums 89 are respectively provided before and after the circumferential flow blade 88.

図１１に示すように、円周流翼８８は、回転軸２１(図１０)が貫通する軸孔９３が形成されたボス部９１と、ボス部９１の外側に形成された円板部９２と、円板部９２の外周部に放射状に取り付けられた羽根９０を有する。 As shown in FIG. 11, the circumferential flow vane 88 includes a boss portion 91 formed with a shaft hole 93 through which the rotary shaft 21 (FIG. 10) passes, a disc portion 92 formed outside the boss portion 91, and a circular shape. It has the blade | wing 90 attached to the outer peripheral part of the board part 92 radially.

図１２に示すように、隔壁８９は、円周流翼８８から排気される気体を吸入する吸入口９４と、隔壁８９の内部に形成され、吸入口９４から吸入された気体を円周方向に導く流路９６と、流路９６に導かれた気体を下流側の円周流翼８８に排出する排出口９５とを有する。 As shown in FIG. 12, the partition wall 89 is formed in the partition wall 89 for sucking the gas exhausted from the circumferential flow blade 88, and is a flow that guides the gas sucked from the suction port 94 in the circumferential direction. A path 96 and a discharge port 95 for discharging the gas guided to the flow path 96 to the circumferential flow blade 88 on the downstream side are provided.

本実施の形態のポンプ１-１は、円周流翼８８を備えるので、高い排気性能を有するポンプ１-１とすることができ、高背圧化されたターボ型真空ポンプとすることができる。 Since the pump 1-1 of the present embodiment includes the circumferential flow blade 88, the pump 1-1 having high exhaust performance can be obtained, and a turbo-type vacuum pump with high back pressure can be obtained.

本発明の第１の実施の形態に係るターボ型真空ポンプの正面断面図である。It is front sectional drawing of the turbo type vacuum pump which concerns on the 1st Embodiment of this invention. 図１のターボ型真空ポンプのタービン翼の最小外径、遠心翼の最大外径を説明する図である。It is a figure explaining the minimum outer diameter of the turbine blade of the turbo type vacuum pump of FIG. 1, and the maximum outer diameter of a centrifugal blade. (ａ)は、図１のターボ型真空ポンプのタービン翼部の平面図、(ｂ)は、タービン翼を放射状に中心に向かって見た図を平面上に部分的に展開した図である。1A is a plan view of a turbine blade portion of the turbo type vacuum pump of FIG. 1, and FIG. 2B is a partially developed view of the turbine blade viewed radially toward the center. (ａ)は、図１のターボ型真空ポンプのタービン翼用の固定翼の平面図、(ｂ)は、同正面図であり、（ｃ）は（ａ）のＸ−Ｘ断面図である。(a) is a top view of the stationary blade | wing for turbine blades of the turbo type vacuum pump of FIG. 1, (b) is the same front view, (c) is XX sectional drawing of (a). (ａ)は、図１のターボ型真空ポンプの遠心翼の平面図、(ｂ)は、同正面断面図である。(a) is a top view of the centrifugal blade of the turbo type vacuum pump of FIG. 1, (b) is a front sectional view of the same. (ａ)は、図１のターボ型真空ポンプの遠心翼用の固定翼の平面図、(ｂ)は、同正面断面図である。(a) is a top view of the stationary blade for centrifugal blades of the turbo type vacuum pump of FIG. 1, and (b) is a front sectional view of the same. 図１のターボ型真空ポンプのタービン翼部の反吸気部側端面に円環状凸部を設けた場合の図である。It is a figure at the time of providing a cyclic | annular convex part in the anti-intake part side end surface of the turbine blade part of the turbo type vacuum pump of FIG. 図１のターボ型真空ポンプのタービン翼部の反吸気部側端面にネジ状凸部を設けた場合の図である。It is a figure at the time of providing a screw-shaped convex part in the anti-intake-part side end surface of the turbine blade part of the turbo type vacuum pump of FIG. 図１のターボ型真空ポンプに遠心翼を押さえ付ける保持リングを設けた場合の図である。It is a figure at the time of providing the holding ring which presses down a centrifugal blade in the turbo type vacuum pump of FIG. 本発明の第２の実施の形態に係るターボ型真空ポンプの正面断面図である。It is front sectional drawing of the turbo type vacuum pump which concerns on the 2nd Embodiment of this invention. (ａ)は、図１０のターボ型真空ポンプの円周流翼の平面図、(ｂ)は、同正面断面図である。(a) is a top view of the circumferential flow blade of the turbo type vacuum pump of FIG. 10, and (b) is a front sectional view of the same. 図１０のターボ型真空ポンプの隔壁の部分的平面図である。It is a partial top view of the partition of the turbo type vacuum pump of FIG. 従来のターボ型真空ポンプの正面断面図である。It is front sectional drawing of the conventional turbo type vacuum pump.

符号の説明Explanation of symbols

１、１-１ターボ型真空ポンプ
１１Ｂ端面
１５吸気部側端面
２１回転軸
２３吸気ノズル
２４遠心翼
５８貫通孔
７０タービン翼
７３タービン翼部
７８六角ボルト
８３円環状凸部
８４凹部
８５凸部
８８円周流翼 1, 1-1 Turbo type vacuum pump 11B End face 15 Intake part side end face 21 Rotating shaft 23 Intake nozzle 24 Centrifugal blade 58 Through hole 70 Turbine blade 73 Turbine blade part 78 Hexagon bolt 83 Toroidal convex part 84 Concave part 85 Convex part 88 yen Circumferential wing

Claims

軸方向に気体を吸い込む吸気部と、回転翼と固定翼とを交互に配置する排気部と、前記回転翼を回転させる回転軸とを備え；
前記回転翼が、前記吸い込んだ気体を前記軸方向に排気する１段以上のタービン翼と、前記タービン翼の後流側に位置し、前記排気された気体をさらに遠心ドラッグ作用により排気する１段以上の遠心翼を含んで構成され；
前記遠心翼が、該遠心翼を貫通する前記回転軸に固定され；
前記タービン翼が、前記回転軸の吸気部側端面に固定された；
ターボ型真空ポンプ。 An intake section for sucking gas in the axial direction; an exhaust section in which rotating blades and fixed blades are alternately arranged; and a rotating shaft for rotating the rotating blades;
One or more stages of turbine blades for exhausting the sucked gas in the axial direction, and one stage for exhausting the exhausted gas further by centrifugal drag action Comprising the above centrifugal blades;
The centrifugal blade is fixed to the rotating shaft passing through the centrifugal blade;
The turbine blades are fixed to the end surface of the rotary shaft on the intake side;
Turbo vacuum pump.

前記遠心翼のうち１段以上が円周流翼である；
請求項１に記載のターボ型真空ポンプ。 One or more stages of the centrifugal blades are circumferential flow blades;
The turbo type vacuum pump according to claim 1.

最下段に位置する前記タービン翼の位置が、前記吸気部側端面より軸方向前記吸気部側にある；
請求項１または請求項２に記載のターボ型真空ポンプ。 The position of the turbine blade located at the lowermost stage is located on the intake portion side in the axial direction from the end surface on the intake portion side;
The turbo type vacuum pump according to claim 1 or 2.

軸方向位置が前記吸気部側端面より前記吸気部側にある前記タービン翼の最小外径が、前記遠心翼の最大外径より大きく形成された；
請求項１乃至請求項３のいずれか１項に記載のターボ型真空ポンプ。 The minimum outer diameter of the turbine blade whose axial position is closer to the intake portion side than the end surface on the intake portion side is formed larger than the maximum outer diameter of the centrifugal blade;
The turbo vacuum pump according to any one of claims 1 to 3.

前記タービン翼部が、中空部と該中空部の底部に形成された貫通孔とを有し；
前記貫通孔に挿入されたネジ部材により前記吸気部側端面に固定され；
前記中空部の内径寸法が、前記回転軸の外形寸法より小さく形成されている；
請求項１乃至請求項４のいずれか１項に記載のターボ型真空ポンプ。 The turbine blade portion includes a hollow portion and a through hole formed in a bottom portion of the hollow portion;
Fixed to the end surface on the intake portion side by a screw member inserted into the through hole;
An inner diameter dimension of the hollow portion is smaller than an outer dimension of the rotating shaft;
The turbo type vacuum pump according to any one of claims 1 to 4.

前記タービン翼部が、前記吸気部側端面と接触する反吸気部側端面と、該反吸気部側端面に、ネジが形成された凸部とを有し；
前記回転軸が、前記吸気部側端面に、前記凸部と螺合する凹部を有する；
請求項１乃至請求項４のいずれか１項に記載のターボ型真空ポンプ。 The turbine blade portion includes an anti-intake portion side end surface in contact with the intake portion side end surface, and a convex portion having a screw formed on the anti-intake portion side end surface;
The rotating shaft has a concave portion screwed with the convex portion on an end surface of the intake portion;
The turbo type vacuum pump according to any one of claims 1 to 4.

前記タービン翼部が、中実構造である；
請求項１乃至請求項４または請求項６のいずれか１項に記載のターボ型真空ポンプ。 The turbine blade has a solid structure;
The turbo type vacuum pump according to any one of claims 1 to 4 or claim 6.

前記タービン翼部が、前記吸気部側端面に、前記回転軸が係合する円環状凸部を有する；
請求項１乃至請求項７のいずれか１項に記載のターボ型真空ポンプ。 The turbine blade portion has an annular convex portion that engages with the rotating shaft on the end surface on the intake portion side;
The turbo vacuum pump according to any one of claims 1 to 7.