多级干泵 技术领域 本发明涉及容积式多级干泵。
本申请基于 2007 年 11 月 14 日于日本申请的特愿 2007-296014 号主张优先权， 在 此援用其内容。
背景技术
为了进行排气而利用干泵。干泵具备泵室， 转子被收容在泵室内的气缸内。通过 使转子在气缸内旋转， 压缩废气并使废气移动， 进行排气达到低压。特别是进行排气达到 -2 -1 -4 10 10 Pa 的程度或者 10 Pa 的程度时， 利用阶段性地对废气进行压缩并排气的多级干泵。 多级干泵从废气的吸入口到排气口串联连接有多级泵室。在多级干泵中， 从吸入口附近的 低压级泵室到排气口附近的高压级泵室， 废气被依次压缩， 压力上升。因此， 能够按顺序减 少废气的容量。泵室的排气容量与转子的厚度成比例。因此， 转子的厚度从低压级泵室到 高压级泵室逐渐变薄 ( 例如， 参考专利文献 1)。
当运转干泵时， 废气在各泵室内被压缩而发热， 气缸和转子的温度上升。据此， 具 有气缸和转子产生热膨胀导致两者发生干涉的危险。因此， 专利文献 2 中提出了通过利用 与气缸和转子的温度上升的关系来规定两者的线膨胀系数， 以防止两者发生干涉的技术。
专利文献 1 ： 特表 2006-520873 号公报
专利文献 2 ： 特开 2003-166483 号公报
但是， 在多级干泵中， 沿着转子轴的轴向配置有多级泵室。因此， 各泵室的热膨胀 量沿着转子轴的轴向累积。而且， 各泵室的转子由于厚度不同， 热膨胀量也不同。专利文 献 2 所记载的技术即使可以防止在一个泵室中转子和气缸发生干涉， 也难以防止在沿转子 轴的轴向并排配置的多个泵室中转子和气缸发生干涉。 其结果是需要在所有的泵室中将转 子与气缸的间隙设计得较大。 于是， 在该间隙中的废气的逆流量变大， 使干泵的排气能力下 降。 发明内容
因此， 本发明的一个目的在于提供一种能够减小转子与气缸的间隙的多级干泵。
(1) 本发明的一个实施方式中的多级干泵采用以下结构 ： 一种多级干泵， 其特征 在于， 具备 ： 分别包括气缸和收容在所述气缸中的转子的多个泵室 ； 作为多个所述转子的 旋转轴的第一转子轴 ； 旋转自如地支撑所述第一转子轴并限制所述第一转子轴的轴向移动 的固定轴承 ； 以及旋转自如地支撑所述第一转子轴并容许所述第一转子轴的轴向移动的自 由轴承， 所述多个泵室配置在所述固定轴承与所述自由轴承之间， 所述多个泵室之中吸气 侧的压力低的第一泵室靠近所述固定轴承配置。
由于在吸气侧的压力低的低压级泵室中， 废气的压缩热造成的转子和气缸的温度 上升量较小， 因此两者的热膨胀量之差较小。 因此， 在低压级泵室中能够将转子与气缸在轴 向上的间隙设计得极小。 此外， 从固定轴承到自由轴承多级泵室的热膨胀量累积， 但由于靠近固定轴承配置热膨胀量小的低压级泵室， 能够减少低压级泵室中的热膨胀量的累积量。 由此， 能够减小各泵室中的所述间隙。
(2) 另外， 上述多级干泵也可以如以下所示地构成 ： 上述多级干泵进一步具备 ： 隔 着所述固定轴承配置在所述自由轴承的相反侧， 对所述第一转子轴施加旋转驱动力的电动 机； 作为多个所述转子的旋转轴的第二转子轴 ； 以及配置在所述固定轴承与所述电动机之 间将旋转驱动力从所述第一转子轴传递给所述第二转子轴的定时齿轮。
在该情况下， 作为发热源的 (A) 电动机、 定时齿轮和固定轴承与 (B) 高压级泵室和 轴承隔着 (C) 低压级泵室于两侧分散配置。据此， 能够使多级干泵的温度分布均匀化， 另外 能够较低地抑制多级干泵内的最高温度。因此， 能够减小各泵室中的所述间隙。
(3) 另外， 上述多级干泵也可以如以下所示地构成 ： 在所述第一转子轴的内部配 置有传热能力高于所述第一转子轴的传热部件， 所述传热部件的端部露出于所述第一转子 轴的所述自由轴承侧的端部。
在该情况下， 转子的热经由传热部件被传递到转子轴的端部， 从转子轴的端部放 热。因此， 能够有效地进行转子的除热。
另外， 发热量大的高压级泵配置在没有作为发热源的电动机和定时齿轮的自由轴 承侧。而且高压级泵的热在自由轴承侧放热。因此， 能够有效地进行高压级泵室的除热。 (4) 另外， 上述多级干泵也可以如以下所示地构成 ： 所述多个泵室之中的压缩功 最大的所述泵室中的所述转子与所述气缸在所述轴向上的间隙大于所述多个泵室之中的 其他所述泵室中的所述转子与所述气缸在所述轴向上的间隙。
在该情况下， 由于压缩功较小的低压级泵室的所述间隙变小， 因此即使扩大压缩 功较大的高压级泵室的所述间隙， 也能够确保多级干泵整体的排气能力。 因此， 通过增大压 缩功最大的泵室的所述间隙， 能够减小压缩功最大的泵室中的压缩比来抑制发热， 从而将 多级干泵整体维持于可持续安全运转使用温度以下。
发明效果
根据本发明， 由于越是热膨胀量小的低压级泵室越靠近固定轴承配置， 从而能够 减少从固定轴承到自由轴承热膨胀量的累积量。因此， 能够减小各泵室中转子与气缸在轴 向上的间隙。
附图说明
图 1 是本发明的第一实施方式中的多级干泵的侧面剖视图 ；
图 2 是上述多级干泵的正面剖视图 ；
图 3A 是本发明的第一实施方式中的各泵室的间隙的说明图 ；
图 3B 是现有技术中的各泵室的间隙的说明图 ；
图 4 是表示多级泵的吸入侧的压力与排气速度的关系的图表 ；
图 5 是本发明的第一实施方式的变形例中的多级干泵的侧面剖视图 ；
图 6 是现有技术中的多级干泵的侧面剖视图。
符号说明
1…多级干泵
11、 12、 13、 14、 15…泵室20…转子轴 21、 22、 23、 24、 25…转子 31、 32、 33、 34、 35…气缸 52…马达 ( 电动机 ) 53…定时齿轮 54…固定轴承 56…自由轴承具体实施方式
以下， 利用附图对本发明的实施方式中的多级干泵进行说明。
( 多级干泵 )
图 1 和图 2 是第一实施方式中的多级干泵的说明图。图 1 是图 2 的 A′ -A′线中 的侧面剖视图， 图 2 是图 1 的 A-A 线中的正面剖视图。如图 1 所示， 在多级干泵 ( 以下， 有 时仅称为 “多级泵” 。)1 中， 厚度不同的多个转子 21、 22、 23、 24、 25 分别被收容在气缸 31、 32、 33、 34、 35 中。沿着转子轴 20 的轴向形成有多个泵室 11、 12、 13、 14、 15。
如图 2 所示， 多级泵 1 具备一对转子 21a、 21b、 以及一对转子轴 20a、 20b。 一对转子 21a、 21b 被配置为一个转子 21a 的凸部 29p 与另一个转子 21b 的凹部 29q 啮合。转子 21a、 21b 能够随着转子轴 20a、 20b 的旋转而在气缸 31a、 31b 的内部旋转。当使一对转子轴 20a、 20b 相互反方向旋转时， 配置在转子 21a 与 21b 的凸部 29p 之间的气体在沿着气缸 31a、 31b 的内面移动的同时被压缩。
如图 1 所示， 沿着转子轴 20 的轴向配置有多个转子 21 ～ 25。各转子 21 ～ 25 与 形成在转子轴 20 的外周面的槽部 26 相配合， 以限制周向和轴向上的移动。各转子 21 ～ 25 分别被收容在气缸 31 ～ 35 中， 构成多个泵室 11 ～ 15。各泵室 11 ～ 15 从废气的吸入口 5 到排气口 ( 未图示 ) 串联连接， 构成多级干泵 1。
从吸入口侧 ( 真空侧、 低压级 ) 的第一级泵室 11 到排气口侧 ( 大气侧、 高压级 ) 的 第五级泵室 15， 废气被压缩导致压力上升， 因此能够按顺序减少废气的容量。 泵室的排气容 量与转子的掏出容积 ( 掻き出し容積 ) 和转速成比例。转子的掏出容量 ( 掻き出し容量 ) 与转子的叶数 ( 凸部的个数 ) 和厚度成比例。因此， 从低压级泵室 11 到高压级泵室 15 转 子的厚度变薄。在本实施方式中， 从后述的固定轴承 54 到自由轴承 56 配置有第一级泵室 11 到第五级泵室 15。
各气缸 31 ～ 35 形成在中心气缸 30 的内部。在中心气缸 30 的轴向两端部紧固有 侧气缸 44、 46。一对侧气缸 44、 46 上分别固定有轴承 54、 56。固定在一个侧气缸 44 上的第 一轴承 54 是角接触轴承等轴向的游隙较小的轴承， 发挥作为限制转子轴的轴向移动的固 定轴承 54 的功能。固定在另一个侧气缸 46 上的第二轴承 56 是球轴承等轴向的游隙较大 的轴承， 发挥作为容许转子轴的轴向移动的自由轴承 56 的功能。固定轴承 54 旋转自如地 支撑转子轴 20 的长度方向中央部附近， 自由轴承 56 旋转自如地支撑转子轴 20 的长度方向 端部附近。
在侧气缸 46 上安装有盖件 48 以覆盖自由轴承 56。在盖件 48 的内侧封入有自由 轴承 56 的润滑油 58。另一方面， 在侧气缸 44 上紧固有电动机壳体 42。在电动机壳体的内侧配置有 DC 无刷电动机等电动机 52。电动机 52 仅对一对转子轴 20a、 20b( 参考图 2) 之中， 图 1 所示的 一个转子轴 20a 施加旋转驱动力。旋转驱动力经由配置在电动机 52 与固定轴承 54 之间的 定时齿轮 53 传递给另一个转子轴。
( 多级干泵的要求性能 )
接下来， 对多级泵所要求的性能进行说明。
作为多级泵的低压时的基本特性， 要求极限压力的低度。极限压力是指多级泵以 单体可以排气的最低压力。为了降低极限压力， 增大多级泵的吸气侧与排气侧的压力差即 可。为了增大压力差， 有 (1) 增加多级泵的级数、 (2) 减小转子与气缸的间隙、 (3) 增加转子 的转速等方法。
作为多级泵的中高压时的基本特性， 要求排气速度的高速度。排气速度是指多级 泵每单位时间可以输送的废气的容积。 为了在较宽的压力带内较高地维持排气速度， 有 (1) 增加最低压级泵室的掏出容积、 (2) 增加高压级泵室 / 低压级泵室的掏出容积比、 (3) 减小 转子与气缸的间隙、 (4) 增加转子的转速等方法。
对于上述任意的基本特性的提高， 减小转子与气缸的间隙 ( 以下， 有时仅称为 “间 隙” 。) 都是有效的。一方面利用转子的旋转废气从吸气口向排气口流通， 另一方面废气通 过转子与气缸的间隙逆流。因此， 通过减小间隙能够降低废气的逆流量。此外， 泵室的排气 效率 ( 能力 ) 通过从每单位时间的排气容量减去通过间隙逆流的废气流量而算出。泵室的 每单位时间的排气容量由基于转子尺寸的掏出容积与转子转速的乘积来表示。 转子与气缸的间隙考虑 (1) 转子和气缸的热膨胀量之差、 (2) 机械加工精度和机 构部 ( 例如轴承 ) 的游隙来设计。转子和气缸的热膨胀量依赖于两者的温度分布和形状、 材质。特别是转子含有铝合金， 将铝合金与铁合金组合使用时， 热膨胀量之差有时会增大。 因此， 有时将转子与气缸的间隙设计得较大。
另外， 废气在各泵室 11 ～ 15 被压缩并发热。 其发热量依赖于各泵室的压缩功。 压 缩功由各泵室的吸气侧的压力与转子的掏出容积的乘积来表示。因此， 各泵室的发热量与 各泵室的吸气侧的压力成比例。另外， 废气向转子和气缸的传热量由废气的温度和分子密 度 ( 即绝对压力 ) 决定。因此， 越是吸气侧的压力更高分子密度也更高的高压级泵室， 转子 和气缸的温度上升越多。所以， 具有越是高压级的泵室， 转子和气缸的热膨胀量之差越大， 间隙越大的倾向。
另一方面， 转子与气缸的间隙中的废气的逆流量与泵室的吸气侧和排气侧的平均 压力成比例。因此， 越是平均压力接近大气压的高压级泵室， 间隙中的废气的逆流量越多。 所以， 越是高压级泵室越是要求将间隙设计得较小。
图 6 是现有技术中的多级泵的侧面剖视图。转子轴 20 通过固定轴承 54 支撑中央 部附近， 通过自由轴承 56 支撑端部附近。在这些固定轴承 54 与自由轴承 56 之间配置有多 个泵室 11、 12、 13、 14、 15。如上所述， 具有越是高压级泵室间隙越大的倾向， 但要求将间隙 设计得较小。因此， 在现有技术中的多级泵 9 中， 越是高压级泵室越靠近固定轴承 54 配置。 即， 各泵室 11 ～ 15 被配置为从固定轴承 54 到自由轴承 56 各泵室的吸气侧的压力按顺序 降低的方式。固定轴承 54 限制转子轴 20 的轴向位移。因此， 在固定轴承 54 的附近热膨胀 量的累积较少。所以， 通过将越是高压级泵室越靠近固定轴承 54 配置， 将通常较大的高压
级泵室中的间隙尽可能设计得较小。
但是， 从上述固定轴承 54 到容许转子轴 20 的轴向位移的自由轴承 56， 累积了多级 泵室 11 ～ 15 的热膨胀量。因此， 高压级泵室的热膨胀量被累积到低压级泵室。
图 3B 是现有技术中的各泵室的间隙的说明图。由于高压级泵室的热膨胀量被累 积到低压级泵室， 因此最低压级泵室 11 的间隙 d1 比最高压级泵室 15 的较大的间隙 d5 更 大。因此， 存在作为多级泵整体的排气能力降低的问题。另外， 由于最低压级泵室 11 的间 隙 d1 较大， 存在无法降低多级泵的极限压力的问题。
图 3A 是本实施方式中的各泵室的间隙的说明图。在本实施方式中， 与现有技术相 反， 多个泵室 11 ～ 15 被配置为从固定轴承 54 到自由轴承吸气侧的压力按顺序增高。即， 越是低压级泵室越靠近固定轴承 54 配置。越是吸气侧的压力较低分子密度也较低的低压 级泵室， 由于转子和气缸的温度上升量越小， 所以热膨胀量之差较小。因此， 能够将最低压 级泵室 11 的间隙 d1 设计地极小。此外， 从固定轴承 54 到自由轴承， 多级泵室 11 ～ 15 的 热膨胀量累积， 但通过将越是热膨胀量小的低压级泵室越靠近固定轴承 54 配置， 能够减少 热膨胀量的累积量。因此， 也能够将最高压级泵室 15 的间隙 d5 设计地比较小。由此， 能够 综合地减小各泵室 11 ～ 15 的间隙， 从而能够提高作为多级泵整体的排气能力。另外， 由于 最低压级泵室 11 的间隙 d1 变小， 因此能够降低多级泵的极限压力。 图 4 是表示多级泵的吸入侧的压力与排气速度的关系的图表。在如上述构成的本 实施方式中的多级泵， 与现有技术中的多级泵相比， 各压力下的排气速度增加， 极限压力降 低。
此外， 如上所述废气在各泵室 11 ～ 15 被压缩并发热。产生的热除了与废气一起 被排出之外， 还被传递到图 1 所示的转子 21 ～ 25 和气缸 31 ～ 35。传递到气缸 31 ～ 35 的 热通过配置在气缸周围的制冷剂通路 38 排出。与此相对， 传递到转子 21 ～ 25 的热， 经由 转子轴 20 和轴承 54、 56 被传递到气缸 31 ～ 35， 通过气缸的制冷剂通路 38 排出。
这里， 当为了提高多级泵 1 的排气能力而增加转子 21 ～ 25 的转速时， 由于压缩功 增加废气的发热量也增加。但是， 由于配置在气缸 31 ～ 35 周围的制冷剂通路 38 的冷却能 力是固定的， 因此发热量将超过冷却能力。 当发热量超过冷却能力时， 有多级泵的温度超过 可持续安全运转使用温度的危险。 可持续安全运转使用温度是多级泵的构成材料作为机构 部件可以使用的温度 ( 材料组织具有可逆性且强度不降低的温度 )， 按照多级泵的用途和 使用条件来确定。
因此， 为了抑制废气的发热量， 需要设法使泵室的压缩功减少。 作为使泵室的压缩 功减少的手法， 可以考虑 (1) 减少转子的掏出容积、 (2) 扩大转子与气缸的间隙。这里， 当 减少掏出容积时， 多级泵的排气能力下降而无法满足规格。 因此， 反而采用扩大转子与气缸 的间隙的手法。特别是希望扩大发热量最大的最高压级泵室 15 的间隙。
为了实现发热量的抑制所需要的间隙将显著地大于考虑上述 (1) 转子和气缸的 热膨胀差、 (2) 机械加工精度和机构部的游隙而设定的间隙。 在图 3B 所示的现有技术中， 由 于多级泵室 11 ～ 15 的间隙都较大， 因此如果进一步扩大最高压级泵室 15 的间隙， 将难以 确保多级泵整体的排气能力。与此相对， 在图 3A 所示的本实施方式中， 由于压缩功较小的 低压级泵室的间隙变得较小， 因此即使进一步扩大压缩功较大的最高压级泵室 15 的间隙， 也能够确保多级泵整体的排气能力。因此， 通过使压缩功最大的最高压级泵室 15 的间隙大
于低压级泵室 11 ～ 14， 能够抑制最高压级泵室 15 中的发热量， 从而将多级泵整体维持于可 持续安全运转使用温度以下。此外， 能够降低最高压级泵室 15 的压缩功， 分配给低压级泵 室 11 ～ 14， 从而可以使多级泵的温度分布均匀化。进而， 通过在热膨胀量最大的最高压级 泵室 15 中扩大间隙， 能够降低转子与气缸的接触风险。
另外， 作为图 6 所示的多级泵 9 的发热原因， 除了上述废气的压缩输送以外， 还可 以举出电动机 52 的运转和机构部 ( 定时齿轮 53 和轴承 54、 56 等 ) 的滑动摩擦。为了使多 级泵整体的温度分布均匀化， 希望不使发热源集中而是分散配置。关于这点， 在图 6 所示的 现有技术中， 从纸面左侧按照电动机 52、 定时齿轮 53、 固定轴承 54、 最高压级泵室 15、 泵室 14、 13、 12、 最低压级泵室 11、 自由轴承 56 的顺序配置。在此情况下， 作为发热源的电动机 52 到最高压级泵室 15 集中配置， 因此难以使多级泵 9 的温度分布均匀化， 另外多级泵 9 内 的最高温度也较高。
与此相对， 在图 1 所示的本实施方式中， 隔着固定轴承 54 在自由轴承 56 的相反侧 配置有对转子轴 20a 施加旋转驱动力的电动机 52。另外， 在固定轴承 54 与电动机 52 之间 配置有对与转子轴 20a 成对的转子轴 20b( 参考图 2) 传递旋转驱动力的定时齿轮 53。即， 从图 1 的纸面左侧按照电动机 52、 定时齿轮 53、 固定轴承 54、 最低压级泵室 11、 泵室 12、 13、 14、 最高压级泵室 15、 自由轴承 56 的顺序配置。在此情况下， 作为发热源的 (A) 电动机 52、 定时齿轮 53 和固定轴承 54 与 (B) 最高压级泵室 15 和自由轴承 56 隔着 (C) 最低压级泵室 11 和泵室 12、 13、 14 于两侧分散配置。据此， 能够使多级泵 1 的温度分布均匀化， 另外能够 较低地抑制多级泵 1 内的最高温度。与此相伴， 能够将各泵室 11 ～ 15 的间隙设计得较小。 另外通过配置在中心气缸 30 的制冷剂通路 38， 能够可靠地进行气缸 31 ～ 35 和转子 21 ～ 25 的除热。
图 5 是本发明的实施方式的变形例中的多级干泵的侧面剖视图。在该变形例中， 在转子轴 20 的内部配置有传热能力高于转子轴 20 的的传热部件 71。例如， 转子轴 20 由 铁合金构成， 传热部件 71 由铝合金构成。此外， 作为传热部件 71 也可以采用热管。传热部 件 71 的端部露出于转子轴 20 的自由轴承 56 侧的端部。根据该结构， 转子的热经由传热部 件 71 被传递到转子轴 20 的端部， 从转子轴 20 的端部放热。因此， 能够有效地进行转子的 除热， 从而能够抑制转子 24、 25 的热膨胀。
如上所述， 发热量大的高压级泵室 14、 15 被配置在自由轴承 56 侧。而且传热部件 71 从转子轴 20 的自由轴承 56 侧的端部到高压级泵室 14、 15 的形成区域延伸设置。据此， 能够有效地进行配置在发热量大的高压级泵室 14、 15 中的转子 24、 25 的除热。其结果是能 够降低各泵室间的温度差。
此外， 本发明的技术范围并不限定于上述各实施方式， 在不脱离本发明主旨的范 围内， 包括对上述的各实施方式施加各种变更。 即， 各实施方式中所列举的具体材料和结构 等仅为一个示例， 能够适宜变更。
例如， 在实施方式的多级泵中采用三叶式罗茨型转子， 但也可以采用除此之外 ( 例如五叶式 ) 的罗茨型转子。
另外， 在实施方式中以罗茨式泵为例进行了说明， 但也可以将本发明应用于爪式 泵或螺杆式泵等其他种类的泵。
另外， 实施方式的多级泵为具备五级泵室的结构， 但也可以将本发明应用于五级以外的多级泵。
产业上的利用可能性
根据本发明， 由于越是热膨胀量小的低压级泵室越靠近固定轴承配置， 因此能够 减少从固定轴承到自由轴承热膨胀量的累积量。所以， 能够减小各泵室中转子与气缸在轴 向上的间隙。