JPH08270599A - ねじ溝真空ポンプ - Google Patents
ねじ溝真空ポンプInfo
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- JPH08270599A JPH08270599A JP7099666A JP9966695A JPH08270599A JP H08270599 A JPH08270599 A JP H08270599A JP 7099666 A JP7099666 A JP 7099666A JP 9966695 A JP9966695 A JP 9966695A JP H08270599 A JPH08270599 A JP H08270599A
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- rotor
- vacuum pump
- shaft
- thread groove
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-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- 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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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Non-Positive Displacement Air Blowers (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【目的】 異な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、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。
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
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、核融合装置等の真空排
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。
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。
【０００２】
【従来の技術】圧縮比と排気速度で代表されるねじ溝真
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。
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。
【０００３】特に核融合装置の真空排気システムにおい
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。
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。
【０００４】又、ロータの回転により発生する遠心力に
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）。
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）。
【０００５】図５に従来のねじ溝真空ポンプの縦断面図
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。
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。
【０００６】ロータとステータ間の間隙は、遠心力によ
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。
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。
【０００７】核融合装置の真空排気システムに使用する
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。
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。
【０００８】しかるに、当該核融合装置のねじ溝真空ポ
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。
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。
【０００９】しかしながら、真空ポンプの据付け面積に
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。
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。
【００１０】従来のねじ溝真空ポンプにおける該間隙の
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。
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。
【００１１】間隙Ｃｒ＝０．５mmのときは排気口圧力Ｐ
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。
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。
【００１２】あるいは、両者同一の補助ポンプを用いる
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。
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。
【００１３】
【発明が解決しようとする課題】ねじ溝式真空ポンプ
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。
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。
【００１４】本発明は、これらの問題点を解消し、異な
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。
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。
【００１５】
【課題を解決するための手段】本発明は、上記の目的を
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。
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。
【００１６】
【作用】請求項１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。
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。
【００１７】請求項２のねじ溝真空ポンプにおいて、基
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。
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。
【００１８】請求項３のねじ溝真空ポンプにおいて、ロ
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。
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。
【００１９】請求項４のねじ溝真空ポンプにおいて、運
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。
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。
【００２０】又、請求項３の効果と組み合わせれば、ロ
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。
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。
【００２１】
【実施例】本発明の実施例を図１乃至図２により説明す
る。
る。
【００２２】図１は第１実施例のねじ溝真空ポンプの縦
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。
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。
【００２３】３はステータで、内周面にねじ溝３ａを設
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。
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。
【００２４】４が軸であり、該軸４には前記ロータ２が
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。
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。
【００２５】該アキシャルセンサーターゲット面７の中
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。
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。
【００２６】ロータ２及び軸４の材料の熱膨張率をそれ
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。
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。
【００２７】
【数３】 …（１）
【００２８】
【数４】 …（２）
【００２９】よって
【００３０】
【数５】 …（３）
【００３１】
【数６】 …（３）´
【００３２】とおくと
【００３３】
【数７】 …（３）´´
【００３４】従ってロータ２の外周の形状を下記の微分
方程式の解曲線に一致させる。
方程式の解曲線に一致させる。
【００３５】
【数８】 …（４）
【００３６】（４）式の解はＣ1 、Ｃ2 を定数として次
式で与えられる。
式で与えられる。
【００３７】Ｙ＞−β・Ｙｓの時
【００３８】
【数９】 …（５）
【００３９】Ｙ＜−β・Ｙｓの時
【００４０】
【数１０】 …（６）
【００４１】両者共Ｙ＝−β・ＹｓにてＸ＝０となる直
線となる。
線となる。
【００４２】本第１実施例では、吸気口径２５０mmの標
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＝０．５３
から、
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、
【００４３】
【数１１】 …（７）
【００４４】となり、後述する円錐２ａの頂点の位置を
原点０から１３６．７mmに決める。
原点０から１３６．７mmに決める。
【００４５】即ち、式（５）、（６）による直線を母線
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。
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。
【００４６】次に本発明の第１実施例の作用について説
明する。
明する。
【００４７】前記ロータ２及び軸４の運転時温度上昇△
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。
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。
【００４８】しかしながら△Ｔｓと△Ｔｒの比ｆ＝△Ｔ
ｓ／△Ｔｒは負荷条件の変化に対してほぼ一定である。
ｓ／△Ｔｒは負荷条件の変化に対してほぼ一定である。
【００４９】即ち、ガス負荷の増大によりロータ２の周
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。
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。
【００５０】放熱はガス負荷がある値以上になるとロー
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。
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。
【００５１】前記の熱膨張率の比αs ／αr も負荷条件
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。
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。
【００５２】従って本発明のロータ２の円錐２ａ部で
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。
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。
【００５３】ステータ３の内周は該ロータ２の円錐２ａ
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。
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。
【００５４】即ち、ロータ２の１部に本発明による円錐
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。
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。
【００５５】尚、負荷の違いによるステータ３の温度上
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。
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。
【００５６】図２は本発明の第２実施例のねじ溝真空ポ
ンプの縦断面図である。
ンプの縦断面図である。
【００５７】本実施例においては軸４に高強度で熱膨張
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。
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。
【００５８】更に、従来は軸２の温度上昇を低減させる
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。
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。
【００５９】この場合は（３）´式よりβ＝２．４８と
なり、Ｙｓを図１と同じ２５７mmとすると、円錐２ａの
頂点の位置は
なり、Ｙｓを図１と同じ２５７mmとすると、円錐２ａの
頂点の位置は
【００６０】
【数１２】 …（８）
【００６１】と負の値となる。この場合のロータ２の形
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。
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。
【００６２】次に本発明の第２実施例の作用について説
明する。
明する。
【００６３】核融合装置の排気システムに用いられるね
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。
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。
【００６４】一方、ねじ溝真空ポンプの主たる役割であ
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。
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。
【００６５】ロータ２の直径が６００mm程度の大型ねじ
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。
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。
【００６６】ロータ２の温度上昇△Ｔｒ＝１００℃のと
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。
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。
【００６７】
【数１３】 …（９）
【００６８】これに対し、本発明の第２実施例では、ロ
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。
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。
【００６９】この間隙０．５mmと０．７８mmとの差がポ
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。
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。
【００７０】
【発明の効果】このように本発明によれば、異なるガス
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、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。
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。
【図１】本発明の第１実施例のねじ溝真空ポンプの縦断
面図である。
面図である。
【図２】本発明の第２実施例のねじ溝真空ポンプの縦断
面図である。
面図である。
【図３】Ｃｒ＝０．５mmの場合のねじ溝真空ポンプの排
気性能を示すグラフである。
気性能を示すグラフである。
【図４】Ｃｒ＝０．７８mmの場合のねじ溝真空ポンプの
排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。
【図５】従来のねじ溝真空ポンプの縦断面図である。
２ ロータ 2a 円錐 ３ ステータ 3a ねじ溝 ４ 軸 ７ アキシャルセンサーターゲット面 Ｏ 基準点位置
─────────────────────────────────────────────────────
【手続補正書】
【提出日】平成８年３月２１日
【手続補正１】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】００２６
【補正方法】変更
【補正内容】
【００２６】ロータ２及び軸４の材料の熱膨張率をそれ
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。
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。
【手続補正２】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】００４２
【補正方法】変更
【補正内容】
【００４２】本第１実施例では、吸気口径２５０ｍｍの
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、
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、
【手続補正３】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】００４７
【補正方法】変更
【補正内容】
【００４７】前記軸４及びロータ２の運転時温度上昇△
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。
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。
【手続補正４】
【補正対象書類名】図面
【補正対象項目名】図１
【補正方法】変更
【補正内容】
【図１】
【手続補正５】
【補正対象書類名】図面
【補正対象項目名】図２
【補正方法】変更
【補正内容】
【図２】
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 村上 義夫 茨城県那珂郡那珂町大字向山801番地の１ 日本原子力研究所那珂研究所内 (72)発明者 中村 順一 茨城県那珂郡那珂町大字向山801番地の１ 日本原子力研究所那珂研究所内 (72)発明者 井口 昌司 大阪府大阪市中央区北浜３−２−25 株式 会社大阪真空機器製作所内
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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|---|---|---|---|
| JP09966695A JP3486000B2 (ja) | 1995-03-31 | 1995-03-31 | ねじ溝真空ポンプ |
| DE19609308A DE19609308C2 (de) | 1995-03-31 | 1996-03-09 | Vakuumpumpe mit Gewindekanal |
| US08/623,014 US5632597A (en) | 1995-03-31 | 1996-03-28 | Thread groove type vacuum pump |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP09966695A JP3486000B2 (ja) | 1995-03-31 | 1995-03-31 | ねじ溝真空ポンプ |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH08270599A true JPH08270599A (ja) | 1996-10-15 |
| JP3486000B2 JP3486000B2 (ja) | 2004-01-13 |
Family
ID=14253365
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP09966695A Expired - Fee Related JP3486000B2 (ja) | 1995-03-31 | 1995-03-31 | ねじ溝真空ポンプ |
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| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5632597A (ja) |
| JP (1) | JP3486000B2 (ja) |
| DE (1) | DE19609308C2 (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH10299688A (ja) * | 1997-04-22 | 1998-11-10 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | ターボ分子ポンプ |
| JP2008528852A (ja) * | 2005-01-22 | 2008-07-31 | エーリコン ライボルト ヴァキューム ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング | 真空側路形圧縮機 |
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|---|---|---|---|---|
| DE10056144A1 (de) * | 2000-11-13 | 2002-05-23 | Pfeiffer Vacuum Gmbh | Gasreibungspumpe |
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| DE10224604B4 (de) * | 2002-06-04 | 2014-01-30 | Oerlikon Leybold Vacuum Gmbh | Evakuierungseinrichtung |
| GB0412667D0 (en) * | 2004-06-07 | 2004-07-07 | Boc Group Plc | Vacuum pump impeller |
| DE102004047930A1 (de) * | 2004-10-01 | 2006-04-06 | Leybold Vacuum Gmbh | Reibungsvakuumpumpe |
| US8764424B2 (en) * | 2010-05-17 | 2014-07-01 | Tuthill Corporation | Screw pump with field refurbishment provisions |
| DE102013109637A1 (de) * | 2013-09-04 | 2015-03-05 | Pfeiffer Vacuum Gmbh | Vakuumpumpe sowie Anordnung mit einer Vakuumpumpe |
| DE202013010195U1 (de) * | 2013-11-12 | 2015-02-18 | Oerlikon Leybold Vacuum Gmbh | Vakuumpumpen-Rotoreinrichtung sowie Vakuumpumpe |
| TWI633055B (zh) * | 2016-11-16 | 2018-08-21 | 財團法人紡織產業綜合研究所 | 石墨烯粉體絮凝物及其製造方法 |
| CN108119404A (zh) * | 2017-12-20 | 2018-06-05 | 湖北省神珑泵业有限责任公司 | 一种新型双级双作用锥体结构真空泵 |
| GB2601313A (en) * | 2020-11-25 | 2022-06-01 | Edwards Ltd | Drag pumping mechanism for a turbomolecular pump |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US1295068A (en) * | 1918-01-04 | 1919-02-18 | Retlow Rolkerr | Compressor. |
| US1810083A (en) * | 1927-11-30 | 1931-06-16 | Norinder Ernst Harald | High vacuum molecular pump |
| US3697190A (en) * | 1970-11-03 | 1972-10-10 | Walter D Haentjens | Truncated conical drag pump |
| NL8105614A (nl) * | 1981-12-14 | 1983-07-01 | Ultra Centrifuge Nederland Nv | Hoog-vacuum moleculair pomp. |
| DE3613344A1 (de) * | 1986-04-19 | 1987-10-22 | Pfeiffer Vakuumtechnik | Turbomolekular-vakuumpumpe fuer hoeheren druck |
| JPS63154891A (ja) * | 1986-12-18 | 1988-06-28 | Osaka Shinku Kiki Seisakusho:Kk | ねじ溝式真空ポンプ |
| FR2651280A1 (fr) * | 1989-08-28 | 1991-03-01 | Cit Alcatel | Pompe a vide primaire. |
-
1995
- 1995-03-31 JP JP09966695A patent/JP3486000B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1996
- 1996-03-09 DE DE19609308A patent/DE19609308C2/de not_active Expired - Fee Related
- 1996-03-28 US US08/623,014 patent/US5632597A/en not_active Expired - Lifetime
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| JPH10299688A (ja) * | 1997-04-22 | 1998-11-10 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | ターボ分子ポンプ |
| JP2008528852A (ja) * | 2005-01-22 | 2008-07-31 | エーリコン ライボルト ヴァキューム ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング | 真空側路形圧縮機 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| DE19609308A1 (de) | 1996-10-02 |
| US5632597A (en) | 1997-05-27 |
| DE19609308C2 (de) | 2002-01-17 |
| JP3486000B2 (ja) | 2004-01-13 |
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