JP2006063969A - 回転式真空ポンプ、真空装置およびポンプ接続構造 - Google Patents

Abstract

【課題】 排気対象装置に伝達される衝撃を低減することができる回転式真空ポンプの提供。
【解決手段】 ボルト孔１４に挿入されるブッシュ部１７ａが形成された特殊座金１７を用いることにより、ボルト１５の軸とボルト孔１４との間に隙間Ｇが形成される。その結果、吸気口フランジ１３ａに衝撃トルクが働いた場合にはボルト１５の領域Ｈ２の部分が変形し、その時の歪みエネルギーにより衝撃が吸収され、装置側フランジ１６への衝撃の伝達を抑制することができる。
【選択図】 図４

Description

本発明は、ターボ分子ポンプやモレキュラドラッグポンプ等の回転式真空ポンプ、回転式真空ポンプが取り付けられた真空装置、およびポンプ接続構造に関する。

高真空排気に用いられるターボ分子ポンプは、交互に配置された複数段の回転翼と複数段の固定翼とを備えている。各回転翼および固定翼は複数のタービンブレードから成り、回転翼はモータにより回転駆動されるロータに形成されており、固定翼はポンプのベースに固定されている。さらに、上述したタービンブレードに加えて、ドラッグポンプ段を備えたターボ分子ポンプも知られている。ドラッグポンプ段は、ロータ下部に形成された円筒部と、その円筒部と近接して配設されるネジ溝ステータとから成る。

ターボ分子ポンプでは、タービンブレードおよび円筒部が形成されたロータは数万ｒｐｍで高速回転しており、異常な外乱が作用するとロータとステータ側（例えば、ネジ溝ステータ）とが接触するおそれがあり、その場合にはステータ側に大きな衝撃が加わることになる。また、高速回転するロータには大きな遠心力が常に作用しており、ロータとステータ側が接触した場合や、設計時の想定を越える条件下で連続運転された場合には、ロータが破壊するおそれもある。そのような場合にはさらに大きな衝撃がステータ側に加わり、ポンプケーシングを装置本体に締結しているボルトに大きな剪断力が加わるという問題があった。

そのため、ボルト孔を拡開する複数の段が形成された孔とすることにより、剪断力が一カ所に集中するのを防いでボルトの破断を防止するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。
特開２００３−１４８３８８号公報

しかしながら、拡開する複数の段付き孔を形成するには加工工程が複数となり加工のコストアップが問題となる。さらに、上記従来の技術では、ボルトが段付き孔の側面に当接して塑性変形することにより衝撃力を吸収するような構造となっているが、段付き孔であるために塑性変形による効果が十分に得られていないという欠点があった。

請求項１の発明は、吸気口フランジが形成されたポンプケーシングと、回転側排気手段が設けられてポンプケーシング内で高速回転駆動されるロータと、ポンプケーシング内に設けられて回転側排気手段と共働して排気作用を発生する固定側排気手段とを備え、排気対象装置に対して前記吸気口フランジをボルトにより締結する回転式真空ポンプに適用され、吸気口フランジに形成されてボルトの径よりも大きな径を有するボルト用貫通孔と、貫通孔の吸気口フランジ合わせ面側において、ボルトと貫通孔との間に隙間を形成する隙間形成手段とを備えたことを特徴とする。
請求項２の発明は、請求項１に記載の回転式真空ポンプにおいて、隙間形成手段を、ボルトと貫通孔との間に挿入されるブッシュとしたものである。
請求項３の発明は、請求項２に記載の回転式真空ポンプにおいて、ブッシュが、吸気口フランジの径方向に形成される隙間よりも大きな隙間をロータ回転方向に形成するものである。
請求項４の発明は、請求項２または３に記載の回転式真空ポンプにおいて、ブッシュを貫通孔に固定したものである。
請求項５の発明は、請求項２〜４のいずれか一項に記載の回転式真空ポンプにおいて、ブッシュ部と、ボルト用の座金とを一体に形成したものである。
請求項６の発明は、請求項１に記載の回転式真空ポンプにおいて、隙間形成手段を、ボルトの軸のボルトヘッド近傍に形成されて、貫通孔の内径とほぼ等しい外径を有する大径部としたものである。
請求項７の発明は、請求項１〜６のいずれか一項に記載の回転式真空ポンプが取り付けられる真空チャンバを備えた真空装置に適用され、回転式真空ポンプのポンプ本体の回転軸方向端面がボルト固定されるポンプ支持部と、ポンプ支持部に形成されてボルトの径よりも大きな径を有するボルト用貫通孔と、貫通孔の端面側において、ボルトと貫通孔とに間に隙間を形成する隙間形成手段とを備えたものである。
請求項８の発明は、ステータに対してロータを高速回転することによりガスを排気する回転式真空ポンプの吸気口フランジと、その接続対象部材の接続フランジとをボルトにより接続するポンプ接続構造に適用され、吸気口フランジおよび接続フランジの一方に形成されて、ボルトの径よりも大きな径を有するボルト用貫通孔と、貫通孔の吸気口フランジ合わせ面側において、ボルトと貫通孔とに間に隙間を形成する隙間形成手段とを備えたことを特徴とする。
請求項９の発明は、ステータに対してロータを高速回転することによりガスを排気する回転式真空ポンプを、配管部材を介して真空装置に接続するポンプ接続構造に適用され、配管部材の接続フランジと真空装置の接続フランジと締結するボルトと、２つの接続フランジの一方に形成されて、ボルトの径よりも大きな径を有するボルト用貫通孔と、貫通孔のフランジ合わせ面側において、ボルトと貫通孔とに間に隙間を形成する隙間形成手段とを備えたことを特徴とする。
請求項１０の発明は、請求項８または９に記載のポンプ接続構造において、ボルトと貫通孔との間に挿入されるブッシュを隙間形成手段とした。
請求項１１の発明は、請求項１０に記載のポンプ接続構造において、ブッシュによって、吸気口フランジの径方向に形成される隙間よりも大きな隙間をロータ回転方向に形成するようにした。
請求項１２の発明は、請求項１０または１１に記載のポンプ接続構造において、ブッシュを貫通孔に固定するようにした。
請求項１３の発明は、請求項８〜１２のいずれか一項に記載のポンプ接続構造において、ブッシュ部と、ボルト用の座金とを一体に形成した。
請求項１４の発明は、請求項８または９に記載のポンプ接続構造において、隙間形成手段を、ボルトの軸のボルトヘッド近傍に形成されて、貫通孔の内径とほぼ等しい外径を有する大径部としたものである。

請求項１の発明によれば、隙間形成手段を設けたことによりボルトの変形を許容する隙間が形成され、衝撃によって吸気口フランジが排気対象装置に対して移動した際に、ボルト変形に伴う歪みエネルギー発生により吸気口フランジの移動を抑制することができるとともに、排気対象装置に伝達される衝撃を低減することができる。
請求項７〜９の発明によれば、真空チャンバ、配管部材等の接続対象部材に対する衝撃を低減することができる。

以下、図を参照して本発明を実施するための最良の形態について説明する。
−第１の実施の形態−
図１は本発明による回転式真空ポンプの第１の実施の形態を示す図であり、ターボ分子ポンプの概略構成を示す図である。図１において、（ａ）は断面図、（ｂ）はフランジ部分を示す平面図である。なお、平面図はフランジの上半分を示したものである。図１に示したターボ分子ポンプ１は磁気軸受式のポンプであり、ロータ２はベース３に設けられた磁気軸受４ａ〜４ｃによって非接触支持されている。４ａ，４ｂはラジアル磁気軸受であり、４ｃはアキシャル磁気軸受である。

ベース３には、ロータ２を回転駆動するモータ６、タッチダウンベアリング７ａ，７ｂおよびロータ２の浮上位置を検出するためのギャップセンサ５ａ，５ｂ，５ｃがそれぞれ設けられている。タッチダウンベアリング７ａ，７ｂにはメカニカルベアリングが用いられ、磁気軸受４ａ〜４ｃによるロータ２の磁気浮上がオフされたときにロータ２を支持する。

ロータ２には、回転軸方向に複数段の回転翼８が形成されている。上下に並んだ回転翼８の間には固定翼９がそれぞれ配設されている。これらの回転翼８と固定翼９とにより、ターボ分子ポンプ１のタービン翼段が構成される。各固定翼９は、スペーサ１０によって上下に挟持されるように保持されている。スペーサ１０は、固定翼９の保持機能とともに、固定翼９間のギャップを所定間隔に維持する機能を有している。

さらに、固定翼９の後段（図示下方）にはドラッグポンプ段を構成するネジステータ１１が設けられており、ネジステータ１１の内周面はロータ２の円筒部１２と所定間隔で対向している。ロータ２およびスペーサ１０によって保持された固定翼９は、吸気口フランジ１３ａが形成されたケーシング１３内に納められている。吸気口フランジ１３ａにはボルト孔１４が等間隔で８箇所形成されており、吸気口フランジ１３ａは８本のボルト１５によって装置側のフランジ１６に固定される。なお、吸気口フランジ１３ａの径の大きさによって、フランジ厚さや使用ボルト寸法およびボルト本数は規格によって定められている。

図２は図１（ａ）のＡ部拡大図であり、吸気口フランジ１３ａのボルト孔１４部分を詳細に示したものである。ボルト１５を用いて吸気口フランジ１３ａを装置側フランジに固定する際には、図３に示すような特殊座金１７を装着する。１８は通常のバネ座金である。図３において（ａ）は特殊座金１７の平面図、（ｂ）は断面図である。特殊座金１７はブッシュ部１７ａと鍔部１７ｂとを備えており、鉄系やステンレス等により形成される。ブッシュ部１７ａにはボルト１５が挿入される孔１７０が形成されている。

吸気口フランジ１３ａに形成されるボルト孔１４の内径Ｄは、後述するようにボルト１５の寸法に対応した標準のボルト孔径よりも大きく設定される。特殊座金１７のブッシュ部１７ａの外形寸法ｄは、ボルト孔１４に容易に挿入できる程度の公差寸法とすれば良く、高さ寸法をＨ１とする。そのため、図２に示すように吸気口フランジ１３ａの上面からＨ２の深さまでは、ボルト１５とボルト孔１４との間には隙間Ｇが形成される。

図４は特殊座金１７の作用を説明する図であり、ボルト孔１４部分を周方向に沿って断面したものである。ボルト１５は、軸の先端から領域Ｈ３の部分が装置側フランジ１６の雌ネジ部に螺合しており、この領域Ｈ３は装置側フランジ１６によって拘束されている。一方、フランジ１３ａ，１６の合わせ面から寸法Ｈ２の部分は、上述したようにボルト１５の軸とボルト孔１４の内壁との間に隙間Ｇが形成されて非拘束状態となっている。

図４の状態において、吸気口フランジ１３ａにロータ回転方向（図示左方向）に衝撃力Ｆが加わると、吸気口フランジ１３ａが左方向に移動することになる。このとき、ボルト１５の領域Ｈ３の部分は装置側フランジ６に拘束されており、一方、ボルト１５のブッシュ部１７ａが装着されている部分は吸気口フランジ１３ａに拘束されつつ左方向に移動する。その結果、ボルト１５の軸は非拘束状態である領域Ｈ２の部分が変形し、その変形により、衝撃力Ｆによる運動エネルギーがボルト１５の歪みエネルギーとして吸収され、ボルト１５の破断が防止される。

なお、ブッシュ部１７ａの高さＨ１は、ボルト１５の歪み領域Ｈ２が大きくなるように小さく設定した方が良い。また、ボルト１５の変形量を大きくすれば歪みによるエネルギー吸収量が大きくなるので、ブッシュ部１７ａの外径寸法ｄは大きい方が好ましい。通常、吸気口フランジ１３ａのサイズに応じて、ボルト１５のサイズ（呼び径）、ボルト本数、ボルト孔１４の内径およびボルト孔１４のピッチ円直径（Ｐ．Ｃ．Ｄ）は規格により決められている。そのため、装置側フランジ１６と整合させるために、上述したボルト孔１４の内径Ｄ以外は規格通りに設定する。

このように、本実施の形態では、ブッシュ１７ａを有する特殊座金１７を各ボルト１５に装着することにより、ボルト１５とボルト孔１４との間に隙間が形成され、ボルト１５に非拘束領域Ｈ２を形成できる。その結果、吸気口フランジ１３ａに衝撃トルクが働いた場合でも、ボルト１５に働く剪断力がボルト１５の非拘束領域Ｈ２の部分の変形により剪断力と引っ張り力の２方向に分解される。 そのため、剪断エネルギーをボルト１５の歪みエネルギーとして受け止めることができ、装置側に伝達される衝撃トルクを低減することができる。また、ボルト１５が変形することで、衝撃トルクによる剪断力を締結に用いられているボルト１５の全てで受け止めることができるため、ボルト強度を有効に活用することができ、ボルト１５の破断を防止することができる。

なお、図５（ａ）に示すように特殊座金１７に縦方向のスリット１７ｃを形成し、ブッシュ部１７ａを吸気口フランジ１３ａのボルト孔１４に圧入するようにしても良い。また、図５（ｂ）に示すようにブッシュ部１７ａの根もと部分に圧入代を考慮した大径部１７１を設け、この大径部１７１をボルト孔１４に圧入したり、焼き嵌めしたりしても良い。

このように、特殊座金１７をボルト孔１４に装着しておくことにより、ポンプ取付時の作業性が向上する。なお、特殊座金１７をボルト孔１４に装着し、脱落しないような構造としたものについては、以下に示す変形例１〜３のようなものがある。

［変形例１］
図６は特殊座金１７の変形例１を示す図であり、（ａ）は吸気口フランジ１３ａのボルト孔１４に装着された特殊座金２７を示し、（ｂ）は特殊座金２７の平面図、（ｃ）は特殊座金２７の断面図である。特殊座金２７もブッシュ部２７ａと鍔部２７ｂとを備えており、ブッシュ部２７ａを貫通するようにボルト用孔２７０が形成されている。さらに、ブッシュ部２７ａには、外周面を一周する突起部２７１が形成されている。

一方、図６（ａ）に示すように、吸気口フランジ１３ａのボルト孔１４には内周面を一周する溝１４ａが形成されている。ボルト孔１４に特殊座金２７のブッシュ部２７ａを挿入すると、突起部２７１がこの溝１４ａに係合することにより特殊座金２７がボルト孔１４に装着される。突起部２７１と溝１４ａとが係合しているので、特殊座金２７はボルト孔１４から脱落することがない。

［変形例２］
図７は特殊座金１７の変形例２を示す図であり、（ａ）は吸気口フランジ１３ａのボルト孔１４に装着された特殊座金３７を示し、（ｂ）は特殊座金３７の平面図、（ｃ）は特殊座金３７の断面図である。特殊座金３７もブッシュ部３７ａと鍔部３７ｂとを備えており、ブッシュ部３７ａを貫通するようにボルト用孔３７０が形成されている。さらに、ブッシュ部３７ａの外周面は、ホース用ニップルのように鍔部３７ｂ方向に拡がる山形凸部３７１が軸方向に３段形成されている。山形凸部３７１の段数は特に限定されず、１段や２段でもかまわない。

山形凸部３７１の外径は吸気口フランジ１３ａに形成されたボルト孔１４の内径よりも若干大きく設定され、ブッシュ部３７ａをボルト孔１４に圧入するように装着する。その結果、特殊座金３７がボルト孔１４から脱落することがない。

［変形例３］
図８は特殊座金１７の変形例３を示す図であり、（ａ）は吸気口フランジ１３ａのボルト孔１４に装着された特殊座金４７を示し、（ｂ）は特殊座金４７の平面図、（ｃ）は特殊座金４７の断面図である。特殊座金４７もブッシュ部４７ａと鍔部４７ｂとを備えており、ブッシュ部４７ａを貫通するようにボルト用孔４７０が形成されている。さらに、ブッシュ部４７ａには外周面を一周する溝４７１が形成されている。

図８（ａ）に示すように、吸気口フランジ１３ａには、側面からボルト孔１４へと貫通するネジ穴１４０が形成されている。このネジ穴１４０は、ボルト孔１４に挿入されたブッシュ部４７ａの溝４７１と対向するように形成されている。そして、このネジ穴１４０に装着された止めネジ１４１をボルト孔１４に挿入されたブッシュ部４７ａの溝４７１に押し当てることにより、特殊座金４７をボルト孔１４に係止する。特殊座金４７をボルト孔１４に取り付けられた状態にしておくことにより、特殊座金４７の脱落・紛失等を防止することができる。なお、上述した特殊座金１７〜４７はブッシュ部１７ａ〜４７ａと鍔部１７ｂ〜４７ｂとを一体としたものであったが、ブッシュ部１７ａ〜４７ａと鍔部１７ｂ〜４７ｂとを別部品として別々に設けても良い。その場合、鍔部１７ｂ〜４７ｂに変えて通常の座金を用いても良い。

［変形例４］
上述した特殊座金１７では、円形の鍔部１７ｂと円柱状のブッシュ部１７ａとを備えていたが、図９に示す特殊座金５７のように、長円形状の鍔部５７ｂと断面形状が長円形である柱状のブッシュ部５７ｂとで構成するようにしても良い。ブッシュ部５７ａにはボルト用の孔５７０が形成されている。なお、図９において、（ａ）は特殊座金５７の平面図、（ｂ）はＢ−Ｂ断面図、（ｃ）はＣ−Ｃ断面図である。

図１０は、特殊座金５７が用いられるターボ分子ポンプ１を示す図であり、（ａ）は断面図、（ｂ）はフランジ部分を示す平面図である。なお、平面図は吸気口フランジ１３ａの上半分を示したものである。なお、図１０は図１と同様の図であって、吸気口フランジ１３ａに形成されたボルト用孔の形状のみが異なっている。

すなわち、ボルト用の円形孔１４に代えて、長孔１４５を形成したものである。長孔１４５は図１のボルト孔１４と同一個数形成されており、ボルト孔ピッチ円直径（Ｐ．Ｃ．Ｄ）も等しく設定されている。長孔１４５の水平断面形状はブッシュ部５７ａの水平断面形状と同一であり、この長孔内１４５に特殊座金５７のブッシュ部５７ａが挿入される。長孔１４５の長径方向は、円周方向（すなわち、ロータ回転方向）に一致している。

図１１は長孔１４５部分を詳細に示す図であり、（ａ）は図１０（ｂ）のＥ部の拡大図、（ｂ）は図１１（ａ）のＦ−Ｆ断面図である。上述したように長孔１４５の長径方向はロータ回転方向と一致しているため、Ｆ−Ｆ断面図に示すようにロータ回転方向の隙間Ｇ１は、図２に示す隙間Ｇよりも大きく設定されている。そのため、吸気口フランジ１３ａに衝撃力Ｆが作用したときに、ボルト１５の軸が大きく変形することができる。その結果、ボルト１５の変形に伴う歪みエネルギーによる衝撃エネルギーの吸収を、より効果的に行わせることができる。

図１１（ａ）に示すように、ボルト１５と長孔１４５との間には径方向にも隙間が形成されるため、吸気口フランジ１３ａに径方向の変形があった場合にはボルト１５は径方向に変形し、径方向に関するボルト１５の破断も防止することができる。

−第２の実施の形態−
上述した第１の実施の形態ではターボ分子ポンプに適用した場合を説明したが、本実施の形態ではモレキュラドラッグポンプに適用した場合について説明する。図１２はモレキュラドラッグポンプの概略構成を示す断面図である。図１２に示すモレキュラドラッグポンプも磁気軸受式の回転式真空ポンプであって、磁気軸受部および回転駆動部は図１に示したターボ分子ポンプと同様の構造を有している。以下では、図１と構成の異なる部分を中心に説明する。

図１２に示すモレキュラドラッグポンプでは、ロータ２の外周面にはネジ溝部２０が形成されており、ロータ２の周囲にはネジ溝部２０に対向するように円筒状のステータ２１が設けられている。ネジ溝部２０とステータ２１との隙間は１ｍｍ以下に設定されており、ロータ２を高速回転させることによりポンプ作用が発生し、ガスが排気される。このような構造を有するモレキュラドラッグポンプは、ターボ分子ポンプに比べてより高い圧力領域において能力を発揮する。なお、ステータ２１側にネジ溝２０を形成し、ロータ２の外周を円筒状としても良い。

モレキュラドラッグポンプにおいても、ターボ分子ポンプと同様に数万ｒｐｍで高速回転しており、ロータ２とステータ２１とが接触したり、接触等によりロータが急停止した場合にはステータ側に大きな衝撃が加わる。特に、タービン翼を有するターボ分子ポンプと異なり、モレキュラドラッグポンプの場合にはロータの上端から下端までネジ溝部と成っているため、同一口径のターボ分子ポンプに比べてロータ重量が大きくなりやすく、その分、衝撃も大きくなる。

そのため、本実施の形態においても、モレキュラドラッグポンプの吸気口フランジ１３ａと装置側真空チャンバのフランジ１６との固定方法には、第１の実施の形態と同様の固定方法を採用している。例えば、図２に示した構造と同様に、ボルト１５に対して特殊座金１７およびバネ座金１８が用いられる。吸気口フランジ１３ａのボルト孔１４は、特殊座金１７用の穴径となっている。

また、ターボ分子ポンプやモレキュラドラッグポンプ等の回転式真空ポンプ１０３を真空チャンバに装着する場合には、図１３に示すようにゲートバルブやコントロールバルブ等のバルブを介して固定されることが多い。バルブ１０１は配管１０２を介して真空チャンバ１００に固定されている。このような構成の場合も、真空チャンバ１００への衝撃を抑制するために、バルブ１０１や配管１０２の各固定部分において第１の実施の形態と同様の固定方法が採用されている。その結果、ボルト変形に伴う歪みエネルギーによる衝撃エネルギーの吸収をより効果的に行わせることができ、ボルト１５の破断折損も防止することができる。

なお、図１３に示した例では、バルブ１０１にボルト１５用のネジ穴が形成されているので、ポンプ側の吸気口フランジ１３ａに貫通孔１４を形成して、吸気口フランジ１３ａ側に特殊座金１７を装着した。しかし、バルブ側もボルト用貫通孔が形成されたフランジ構造の場合には、特殊座金１７をポンプ側およびバルブ側のいずれのフランジに装着しても良い。このことは、バルブ１０１と配管１０２との接続部分、および配管１０２と真空チャンバ１００との接続部分に関しても同様である。

図１３の取り付け構造では、回転式真空ポンプ１０３がバルブ１０１に吊り下げられるような形態で固定されているが、図１４に示すように真空ポンプ１０３のベース３の底面を装置側フレーム１０４に固定するようにしても良い。ベース底面とフレーム１０４との固定方法にも、上述した第１の実施の形態と同様の固定方法を採用する。例えば、特殊座金１７，バネ座金１８およびボルト１５を用いて固定する。フレーム１０４には、特殊座金１７に対応したボルト孔１４が形成されている。

このように回転式真空ポンプ１０３を装置に装着する場合に、真空ポンプ１０３の吸気口フランジ１３ａを装置に固定するだけでなく、ポンプベース部分も装置に固定することにより、ポンプ急停止等の非常時におけるエネルギーをより多くのボルトの塑性変形によって吸収することができ、装置側に伝わる衝撃を低減することができる。特に、図１４に示すような構成にした場合、フレーム側へもエネルギーを逃がしているので、装置として重要な部分である真空チャンバ１００，配管１０２およびバルブ１０１へのダメージを低減することができる。また、本実施の形態の固定方法は、従来から設けられているボルト貫通穴に対してブッシュ等の隙間形成手段を装着することにより、真空装置の各接続箇所において容易に実施することができる。

なお、上述した実施の形態では、ボルト１５とボルト孔１４との間に隙間を形成する手段として特殊座金１７〜５７を用いたが、特殊座金１７〜５７を用いる代わりに、ボルト１５に代えて図１５に示すような段付きボルト６０を使用しても良い。段付きボルト６０は、長さＨ１の首下部分がボルト孔１４の内径とほぼ等しい寸法の大径部６０ａとなっている。大径部６０ａを設けたことにより隙間Ｇが形成される。６１は一般的な平座金である。

また、本発明の特徴を損なわない限り、本発明は上記実施の形態に何ら限定されるものではない。例えば、ロータ２を磁気軸受により非接触支持する磁気軸受型の回転式真空ポンプを例に説明したが、本発明は磁気軸受型に限らずメカニカルベアリングを用いた回転式真空ポンプにも適用できる。

以上説明した実施の形態と特許請求の範囲の要素との対応において、ボルト孔１４は貫通孔を、ブッシュ部１７ａ〜５７ａは隙間形成手段およびブッシュを、鍔部１７ｂ〜５７ｂは座金を、フレーム１０４はポンプ支持部を、回転翼８円筒部１２およびネジ溝部２０は回転側排気手段を、固定翼９，ネジステータ１１およびステータ２１は固定側排気手段をそれぞれ構成する。

本発明による回転式真空ポンプの第１の実施の形態を示す図であり、（ａ）はターボ分子ポンプの断面図、（ｂ）はフランジ部分を示す平面図である。 図１（ａ）のＡ部拡大図である。 （ａ）は特殊座金１７の平面図、（ｂ）は断面図である。 特殊座金１７の作用を説明する断面図である。 （ａ）は特殊座金１７にスリット１７ｃを形成した場合の平面図であり、（ｂ）はブッシュ部１７ａに大径部１７１を設けた場合の断面図である。 変形例１の特殊座金２７を示す図であり、（ａ）はボルト孔１４に装着された状態を示し、（ｂ）は特殊座金２７の平面図、（ｃ）は特殊座金２７の断面図である。 変形例２の特殊座金３７を示す図であり、（ａ）はボルト孔１４に装着された状態を示し、（ｂ）は特殊座金３７の平面図、（ｃ）は特殊座金３７の断面図である。 変形例３の特殊座金４７を示す図であり、（ａ）はボルト孔１４に装着された状態を示し、（ｂ）は特殊座金４７の平面図、（ｃ）は特殊座金４７の断面図である。 変形例４の特殊座金５７を示す図であり、（ａ）は平面図、（ｂ）はＢ−Ｂ断面図、（ｃ）はＣ−Ｃ断面図である。 特殊座金５７が用いられるターボ分子ポンプ１を示す図であり、（ａ）は断面図、（ｂ）はフランジ部分を示す平面図である。 図１０の長孔１４５部分を詳細に示す図であり、（ａ）は図１０（ｂ）のＥ部の拡大図、（ｂ）は図１１（ａ）のＦ−Ｆ断面図である。 本発明による回転式真空ポンプの第２の実施の形態を示す図であり、モレキュラドラッグポンプの概略構成を示す断面図である。 回転真空ポンプと真空チャンバとの間に設けられたバルブ１０１および配管１０２を示す図である。 装置側に設けられたフレーム１０４を説明する図である。 ボルト１５に代えて段付きボルト６０を用いた場合の断面図である。

符号の説明

１ ターボ分子ポンプ
２ ロータ
３ ベース
４ａ〜４ｃ 磁気軸受
６ モータ
８ 回転翼
９ 固定翼
１１ ネジステータ
１２ 円筒部
１３ ケーシング
１３ａ 吸気口フランジ
１４ ボルト孔
１５ ボルト
１６ 装置側フランジ
１７〜５７ 特殊座金
１７ａ〜５７ａ ブッシュ部
１７ｂ〜５７ｂ 鍔部
２０ ネジ溝部
２１ ステータ
６０ 段付きボルト
１００ 真空チャンバ
１０１ バルブ
１０２ 配管
１０３ 回転式真空ポンプ
１０４ フレーム

Claims (14)

1. 吸気口フランジが形成されたポンプケーシングと、回転側排気手段が設けられて前記ポンプケーシング内で高速回転駆動されるロータと、前記ポンプケーシング内に設けられて前記回転側排気手段と共働して排気作用を発生する固定側排気手段とを備え、排気対象装置に対して前記吸気口フランジをボルトにより締結する回転式真空ポンプにおいて、
   前記吸気口フランジに形成されて前記ボルトの径よりも大きな径を有するボルト用貫通孔と、
   前記貫通孔の前記吸気口フランジ合わせ面側において、前記ボルトと前記貫通孔とに間に隙間を形成する隙間形成手段とを備えたことを特徴とする回転式真空ポンプ。
2. 請求項１に記載の回転式真空ポンプにおいて、
   前記隙間形成手段は、前記ボルトと前記貫通孔との間に挿入されるブッシュであることを特徴とする回転式真空ポンプ。
3. 請求項２に記載の回転式真空ポンプにおいて、
   前記ブッシュは、前記吸気口フランジの径方向に形成される隙間よりも大きな隙間をロータ回転方向に形成することを特徴とする回転式真空ポンプ。
4. 請求項２または３に記載の回転式真空ポンプにおいて、
   前記ブッシュを前記貫通孔に固定したことを特徴とする回転式真空ポンプ。
5. 請求項２〜４のいずれか一項に記載の回転式真空ポンプにおいて、
   前記ブッシュ部と、前記ボルト用の座金とを一体に形成したことを特徴とする回転式真空ポンプ。
6. 請求項１に記載の回転式真空ポンプにおいて、
   前記隙間形成手段は、前記ボルトの軸のボルトヘッド近傍に形成されて、前記貫通孔の内径とほぼ等しい外径を有する大径部であることを特徴とする回転式真空ポンプ。
7. 請求項１〜６のいずれか一項に記載の回転式真空ポンプが取り付けられる真空チャンバを備えた真空装置であって、
   回転式真空ポンプのポンプ本体の回転軸方向端面がボルト固定されるポンプ支持部と、
   前記ポンプ支持部に形成されて前記ボルトの径よりも大きな径を有するボルト用貫通孔と、
   前記貫通孔の前記端面側において、前記ボルトと前記貫通孔とに間に隙間を形成する隙間形成手段とを備えたことを特徴とする真空装置。
8. ステータに対してロータを高速回転することによりガスを排気する回転式真空ポンプの吸気口フランジと、その接続対象部材の接続フランジとをボルトにより接続するポンプ接続構造において、
   前記吸気口フランジおよび接続フランジの一方に形成されて、前記ボルトの径よりも大きな径を有するボルト用貫通孔と、
   前記貫通孔の前記吸気口フランジ合わせ面側において、前記ボルトと前記貫通孔とに間に隙間を形成する隙間形成手段とを備えたことを特徴とするポンプ接続構造。
9. ステータに対してロータを高速回転することによりガスを排気する回転式真空ポンプを、配管部材を介して真空装置に接続するポンプ接続構造において、
   前記配管部材の接続フランジと前記真空装置の接続フランジと締結するボルトと、
   前記２つの接続フランジの一方に形成されて、前記ボルトの径よりも大きな径を有するボルト用貫通孔と、
   前記貫通孔のフランジ合わせ面側において、前記ボルトと前記貫通孔とに間に隙間を形成する隙間形成手段とを備えたことを特徴とするポンプ接続構造。
10. 請求項８または９に記載のポンプ接続構造において、
    前記隙間形成手段は、前記ボルトと前記貫通孔との間に挿入されるブッシュであることを特徴とするポンプ接続構造。
11. 請求項１０に記載のポンプ接続構造において、
    前記ブッシュは、前記吸気口フランジの径方向に形成される隙間よりも大きな隙間をロータ回転方向に形成することを特徴とするポンプ接続構造。
12. 請求項１０または１１に記載のポンプ接続構造において、
    前記ブッシュを前記貫通孔に固定したことを特徴とするポンプ接続構造。
13. 請求項８〜１２のいずれか一項に記載のポンプ接続構造において、
    前記ブッシュ部と、前記ボルト用の座金とを一体に形成したことを特徴とするポンプ接続構造。
14. 請求項８または９に記載のポンプ接続構造において、
    前記隙間形成手段は、前記ボルトの軸のボルトヘッド近傍に形成されて、前記貫通孔の内径とほぼ等しい外径を有する大径部であることを特徴とするポンプ接続構造。

Images