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JPWO2005124154A1 - Screw pump and screw gear - Google Patents

Screw pump and screw gear Download PDF

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JPWO2005124154A1
JPWO2005124154A1 JP2006514739A JP2006514739A JPWO2005124154A1 JP WO2005124154 A1 JPWO2005124154 A1 JP WO2005124154A1 JP 2006514739 A JP2006514739 A JP 2006514739A JP 2006514739 A JP2006514739 A JP 2006514739A JP WO2005124154 A1 JPWO2005124154 A1 JP WO2005124154A1
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真也 山本
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覚 藏本
越坂　亮介
亮介 越坂
英之 伊藤
英之 伊藤
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Abstract

スクリュ式ポンプは、流体移送体として機能する一対のスクリュロータを備えている。各スクリュロータの軸線周りでの回転角度ｘに関して、螺旋条の始端に対応する回転角度ｘである巻き始め角０から、螺旋条の終端に対応する回転角度ｘである巻き終わり角Ｅに至るまでの間におけるリード角θの変化は、リード角変化関数θ（ｘ）として表すことができる。このリード角変化関数θ（ｘ）は、変化態様の異なる複数の変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）の組み合わせにより構成される。複数の変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）の組み合わせ方次第で、リード角θの変化態様を任意に設定できる。そのため、ポンプの流体圧縮特性を、スクリュロータの軸方向長さＬとの関係において任意に設定することが可能となる。The screw-type pump includes a pair of screw rotors that function as fluid transfer bodies. Regarding the rotation angle x about the axis of each screw rotor, from the winding start angle 0 which is the rotation angle x corresponding to the start end of the spiral strip to the winding end angle E which is the rotation angle x corresponding to the end of the spiral strip The change in the lead angle θ between the two can be expressed as a lead angle change function θ (x). The lead angle change function θ (x) is configured by a combination of a plurality of change functions θ1 (x) and θ2 (x) having different change modes. The change mode of the lead angle θ can be arbitrarily set depending on the combination of the plurality of change functions θ1 (x) and θ2 (x). Therefore, the fluid compression characteristic of the pump can be arbitrarily set in relation to the axial length L of the screw rotor.

Description

本発明は、例えば半導体製造プロセスにおいて使用されるスクリュ式ポンプ及び当該スクリュ式ポンプに適用するのに好適なねじ歯車に関する。   The present invention relates to a screw-type pump used in, for example, a semiconductor manufacturing process and a screw gear suitable for application to the screw-type pump.

一般に、半導体製造プロセスでは、真空環境を作り出すために、スクリュ式ポンプが真空ポンプとして用いられる。即ち、半導体製造プロセスでは、真空環境下でウエハに各種の処理を行うため、ウエハが収納された容器内に流体であるＦ２ガス等の不活性ガスを供給する一方、当該ガスを容器内に残留する不純物（Ｏ２，ＣＯ２等）と共に真空ポンプで吸引し、容器内に清浄な真空環境を作り出すようにしている。このような真空ポンプとして、従来から、例えば特許文献１に記載されるようなスクリュ式ポンプが知られている。Generally, in a semiconductor manufacturing process, a screw type pump is used as a vacuum pump in order to create a vacuum environment. That is, in the semiconductor manufacturing process, in order to perform various processes on the wafer in a vacuum environment, an inert gas such as F 2 gas that is a fluid is supplied into the container in which the wafer is stored, while the gas is put into the container The remaining impurities (O 2 , CO 2, etc.) are sucked with a vacuum pump to create a clean vacuum environment in the container. As such a vacuum pump, a screw type pump as described in Patent Document 1 has been conventionally known.

この特許文献１のスクリュ式ポンプでは、螺旋状に噛み合う一対のねじ歯車、即ち一対のスクリュロータが、流体移送体（ガス移送体）として機能するように構成されている。各ねじ歯車は、駆動源によって回転させられる回転軸に対して一体回転するように連結されている。各ねじ歯車のリード角（ねじれ角）は、当該ねじ歯車の螺旋条（つるまき線）を辿るのに従い連続的に変化する、具体的には、リード角は、ねじ歯車における低圧（吸入）側の軸方向端部から高圧（排出）側の軸方向端部へ向かって単調に増加する。なお、リード角は、ねじ歯車の軸線に対する螺旋条の傾き角として定義される。前記回転軸の回転に伴い両ねじ歯車が回転した場合には、不活性ガスが外部からポンプ室内に吸引され、当該ポンプ室内において両ねじ歯車により圧縮されながら排出側へ移送された後、ポンプ室内から外部へ排出されるようになっている。   In the screw-type pump of Patent Document 1, a pair of screw gears that mesh with each other, that is, a pair of screw rotors, is configured to function as a fluid transfer body (gas transfer body). Each screw gear is connected so as to rotate integrally with a rotation shaft rotated by a drive source. The lead angle (twist angle) of each screw gear continuously changes as the spiral gear (spiral line) of the screw gear is traced. Specifically, the lead angle is the low pressure (suction) side of the screw gear. It increases monotonically from the axial end of the tube toward the axial end of the high pressure (discharge) side. The lead angle is defined as the inclination angle of the spiral line with respect to the axis of the screw gear. When the double screw gear rotates with the rotation of the rotary shaft, the inert gas is sucked into the pump chamber from the outside and is transferred to the discharge side while being compressed by the double screw gear in the pump chamber. Are discharged to the outside.

図４（ａ）は、特許文献１のねじ歯車におけるリード角θの変化態様を示すグラフである。図４（ａ）は、ねじ歯車の螺旋条（つるまき線）の始端（吸入側端部）から終端（排出側端部）に至るまでの間におけるリード角θの変化を、ねじ歯車の軸線周りでの回転角度ｘを横軸として示している。図４（ａ）に示すように、吸入側端部から排出側端部に至るまでの螺旋条におけるリード角θの変化は、ねじ歯車の軸線周りでの回転角度ｘの関数θ（ｘ）として表すことができる。なお、図４（ａ）のグラフの横軸に関して、螺旋条の吸入側端部に対応する回転角度ｘが巻き始め角０として定義され、螺旋条の排出側端部に対応する回転角度ｘが巻き終わり角Ｅとして定義されている。   FIG. 4A is a graph showing how the lead angle θ changes in the screw gear of Patent Document 1. FIG. 4 (a) shows the change in the lead angle θ from the start end (suction side end) to the end (discharge side end) of the spiral strip (spiral line) of the screw gear. The rotation angle x around is shown as a horizontal axis. As shown in FIG. 4A, the change in the lead angle θ in the spiral line from the suction side end to the discharge side end is expressed as a function θ (x) of the rotation angle x around the axis of the screw gear. Can be represented. 4A, the rotation angle x corresponding to the suction side end of the spiral is defined as a winding start angle 0, and the rotation angle x corresponding to the discharge side end of the spiral is It is defined as the winding end angle E.

この図４（ａ）のグラフから判るように、リード角θは、巻き始め角０に対応するリード角である巻き始めリード角ＤｅｇＳ（例えば５０度）から、巻き終わり角Ｅに対応するリード角である巻き終わりリード角ＤｅｇＥ（例えば８０度）に至るまで、単調増加する。そのため、特許文献１では、図４（ｂ）に示すように、ねじ歯車の軸方向における全長Ｌは、巻き始めリード角ＤｅｇＳと巻き終わりリード角ＤｅｇＥとを用いた単調増加関数θ（ｘ）により一義的に定まる。   As can be seen from the graph of FIG. 4A, the lead angle θ corresponds to the lead angle corresponding to the winding end angle E from the winding start lead angle DegS (for example, 50 degrees) that is the lead angle corresponding to the winding start angle 0. The winding end monotonously increases until reaching the winding end lead angle DegE (for example, 80 degrees). Therefore, in Patent Document 1, as shown in FIG. 4B, the total length L in the axial direction of the screw gear is obtained by a monotonically increasing function θ (x) using the winding start lead angle DegS and the winding end lead angle DegE. It is uniquely determined.

すなわち、ねじ歯車のリード角θの変化を表す単調増加関数θ（ｘ）は下記式（１１）で表すことができ、同式（１１）における定数ｋは下記式（１２）で表すことができる。なお、ｒはねじ歯車のピッチ円の半径である。   That is, the monotonically increasing function θ (x) representing the change in the lead angle θ of the screw gear can be represented by the following formula (11), and the constant k in the formula (11) can be represented by the following formula (12). . Here, r is the radius of the pitch circle of the screw gear.

θ（ｘ）＝ＤｅｇＳ＋ｋ・ｘ …（１１）
ｋ＝（ＤｅｇＥ−ＤｅｇＳ）／（２πｒ・Ｅ） …（１２）
上記式（１１），（１２）から、ねじ歯車の全長Ｌは、下記式（１３）により一義的に求められる。θ (x) = DegS + k · x (11)
k = (DegE−DegS) / (2πr · E) (12)
From the above formulas (11) and (12), the total length L of the screw gear is uniquely determined by the following formula (13).

L=1/k・log(sin(DegS+k・2πr・E)/Sin(DegS)) …（１３）
上記式（１３）は、ねじ歯車の全長Ｌが当該ねじ歯車における巻き始めリード角ＤｅｇＳと巻き終わりリード角ＤｅｇＥとにより決定されることを示している。L = 1 / k · log (sin (DegS + k · 2πr · E) / Sin (DegS)) (13)
The above formula (13) indicates that the total length L of the screw gear is determined by the winding start lead angle DegS and the winding end lead angle DegE in the screw gear.

また、上記特許文献１のスクリュ式ポンプでは、ねじ歯車によってポンプ室内に形成される複数のガス作動室の容積が、吸入側から排出側に向かって次第に小さくなっており、ガスは排出側の作動室に向かって移送されるのに従い圧縮される。吸入側から排出側への作動室の容積の変化態様、言い換えればスクリュ式ポンプのガス圧縮特性を変更する場合には、ねじ歯車の全長Ｌに影響を与える前記巻き始めリード角ＤｅｇＳや前記巻き終わりリード角ＤｅｇＥが変更される。一方、ねじ歯車は真空ポンプにおけるポンプ室に収納されるものであるため、ねじ歯車の全長Ｌは、ポンプ室内にねじ歯車を収納可能とする値に設定される必要がある。しかし、スクリュ式ポンプのガス圧縮特性を変更するために巻き始めリード角ＤｅｇＳや巻き終わりリード角ＤｅｇＥを変更した場合には、ねじ歯車の全長Ｌがポンプ室内にねじ歯車を収納不能とする値となることもあり得る。そのため、特許文献１のスクリュ式ポンプは、ガス圧縮特性の変更の自由度に劣る。
特開平９−３２７６６号公報 Further, in the screw type pump disclosed in Patent Document 1, the volumes of the plurality of gas working chambers formed in the pump chamber by the screw gear are gradually reduced from the suction side toward the discharge side, and the gas is operated on the discharge side. Compressed as it is transported towards the chamber. When changing the volume of the working chamber from the suction side to the discharge side, in other words, when changing the gas compression characteristics of the screw pump, the winding start lead angle DegS or the winding end affecting the overall length L of the screw gear. The lead angle DegE is changed. On the other hand, since the screw gear is housed in the pump chamber of the vacuum pump, the total length L of the screw gear needs to be set to a value that allows the screw gear to be housed in the pump chamber. However, when the winding start lead angle DegS and the winding end lead angle DegE are changed to change the gas compression characteristics of the screw pump, the total length L of the screw gear is a value that makes it impossible to store the screw gear in the pump chamber. It can be. Therefore, the screw type pump of patent document 1 is inferior to the freedom degree of a change of a gas compression characteristic.
JP-A-9-32766

本発明の目的は、流体圧縮特性の変更の自由度に優れるスクリュ式ポンプ及びねじ歯車を提供することにある。   An object of the present invention is to provide a screw-type pump and a screw gear that are excellent in the degree of freedom in changing fluid compression characteristics.

上記目的を達成するため、本発明は、螺旋条の始端から終端に至るまでの間においてリード角が連続的に変化する部分を有するねじ歯車であって、前記ねじ歯車の軸線周りでの回転角度に関して、前記螺旋条の始端に対応する回転角度である巻き始め角から、前記螺旋条の終端に対応する回転角度である巻き終わり角に至るまでの間における前記リード角の変化を、リード角変化関数として表した場合、当該リード角変化関数が変化態様の異なる複数の変化関数の組み合わせにより構成されるねじ歯車を提供する。   In order to achieve the above object, the present invention provides a screw gear having a portion in which a lead angle continuously changes from the start end to the end of a spiral strip, the rotation angle about the axis of the screw gear. The change in the lead angle from the winding start angle that is the rotation angle corresponding to the start end of the spiral strip to the winding end angle that is the rotation angle corresponding to the end of the spiral strip is a change in the lead angle. When expressed as a function, the present invention provides a screw gear in which the lead angle change function is constituted by a combination of a plurality of change functions having different change modes.

本発明はまた、互いに噛み合う一対のねじ歯車と両ねじ歯車を収納するポンプ室とを備え、両ねじ歯車が互いに噛み合いながら回転することによって、ポンプ室内に吸入された流体が当該ポンプ室内で圧縮されながらねじ歯車の軸方向に移送されるスクリュ式ポンプ装置を提供する。各ねじ歯車は上述のように構成されたねじ歯車にて構成され、各ねじ歯車の軸方向において隣り合うねじ山の部分の間には、流体を圧縮するための作動室が形成される。   The present invention also includes a pair of screw gears that mesh with each other and a pump chamber that houses the both screw gears, and the both screw gears rotate while meshing with each other so that the fluid sucked into the pump chamber is compressed in the pump chamber. A screw-type pump device that is transferred in the axial direction of a screw gear is provided. Each screw gear is configured by the screw gear configured as described above, and an operation chamber for compressing fluid is formed between adjacent screw thread portions in the axial direction of each screw gear.

本発明の一実施形態に係るスクリュ式真空ポンプの平断面図。1 is a plan sectional view of a screw type vacuum pump according to an embodiment of the present invention. 図２（ａ）はスクリュロータのリード角の変化態様を示すグラフ、図２（ｂ）はスクリュロータの軸方向長さを説明するグラフ。FIG. 2A is a graph showing how the lead angle of the screw rotor changes, and FIG. 2B is a graph explaining the axial length of the screw rotor. 図３（ａ）はスクリュロータのリード角の変化態様を示すグラフ、図３（ｂ）はスクリュロータの軸方向長さを説明するグラフ。FIG. 3A is a graph showing how the lead angle of the screw rotor changes, and FIG. 3B is a graph explaining the axial length of the screw rotor. 図４（ａ）は従来技術におけるスクリュロータのリード角の変化態様を示すグラフ、図４（ｂ）は従来技術におけるスクリュロータの軸方向長さを説明するグラフ。FIG. 4A is a graph showing how the lead angle of the screw rotor changes in the prior art, and FIG. 4B is a graph explaining the axial length of the screw rotor in the prior art.

以下、本発明を具体化した一実施形態を図１〜図３（ｂ）に従って説明する。
図１に示すように、本実施形態におけるスクリュ式真空ポンプ１１は、筒状をなすロータハウジング部材１２と、そのロータハウジング部材１２の前端（図１では左端）に接合される蓋状をなすフロントハウジング部材１３と、ロータハウジング部材１２の後端（図１では右端）に接合される板状をなすリヤハウジング部材１４とを備えている。リヤハウジング部材１４には段差付き取付孔１４ａが形成されており、軸受体１５が当該取付孔１４ａに嵌合された状態でリヤハウジング部材１４にボルトによって固定されている。前記ロータハウジング部材１２内には、流体移送体として機能する一対のスクリュロータ（ねじ歯車）１６が収納されている。これらスクリュロータ１６の外周面とロータハウジング部材１２の内周面との間には、ポンプ室１７が形成される。なお、前記スクリュロータ１６の具体的構成については、後述する。Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
As shown in FIG. 1, the screw type vacuum pump 11 according to this embodiment includes a cylindrical rotor housing member 12 and a lid-like front joined to the front end (left end in FIG. 1) of the rotor housing member 12. A housing member 13 and a rear housing member 14 having a plate shape joined to the rear end (right end in FIG. 1) of the rotor housing member 12 are provided. A mounting hole 14a with a step is formed in the rear housing member 14, and the bearing body 15 is fixed to the rear housing member 14 with a bolt while being fitted in the mounting hole 14a. In the rotor housing member 12, a pair of screw rotors (screw gears) 16 functioning as a fluid transfer body are housed. A pump chamber 17 is formed between the outer peripheral surface of the screw rotor 16 and the inner peripheral surface of the rotor housing member 12. The specific configuration of the screw rotor 16 will be described later.

前記軸受体１５には、一対の支持孔１８が貫通形成されており、各支持孔１８には回転軸１９がそれぞれ挿入されて支持されている。各回転軸１９の端部（図１では左端）は対応する支持孔１８からポンプ室１７内に突出しており、各回転軸１９の端部に対して前記両スクリュロータ１６の一方がボルトにより固定されている。即ち、各スクリュロータ１６は対応する回転軸１９に対して当該回転軸１９と一体回転するように連結されている。   A pair of support holes 18 are formed through the bearing body 15, and a rotation shaft 19 is inserted and supported in each support hole 18. Ends (left ends in FIG. 1) of the respective rotary shafts 19 project into the pump chambers 17 from the corresponding support holes 18, and one of the screw rotors 16 is fixed to the end of each rotary shaft 19 by bolts. Has been. That is, each screw rotor 16 is connected to the corresponding rotation shaft 19 so as to rotate integrally with the rotation shaft 19.

前記リヤハウジング部材１４の後端には、一端が閉塞された筒の形態をなすギヤハウジング部材２０が固定されている。ギヤハウジング部材２０内には前記両回転軸１９の端部（図１では右端）１９ａがそれぞれ突出しており、それらの突出端部１９ａにはギヤ２１が互いに噛み合った状態で止着されている。前記ギヤハウジング部材２０の外面には、駆動源となる電動モータ２２が取り付けられている。ギヤハウジング部材２０内に延びる電動モータ２２の出力軸２２ａに対して、前記両回転軸１９のうち一方の回転軸（図１では下側の回転軸）１９の端部１９ａが軸継手２３を介して連結されている。   A gear housing member 20 in the form of a cylinder closed at one end is fixed to the rear end of the rear housing member 14. Ends (right end in FIG. 1) 19a of the two rotary shafts 19 project from the gear housing member 20, and gears 21 are fastened to the projecting ends 19a in mesh with each other. An electric motor 22 serving as a drive source is attached to the outer surface of the gear housing member 20. With respect to the output shaft 22 a of the electric motor 22 extending into the gear housing member 20, the end 19 a of one of the rotary shafts 19 (the lower rotary shaft in FIG. 1) 19 is connected via a shaft joint 23. Are connected.

前記フロントハウジング部材１３の略中央部には、流体、具体的にはＦ２ガス等の不活性ガスの導入を許容する吸入口２４が、前記ポンプ室１７に連通するように形成されている。前記吸入口２４とは反対側に位置するロータハウジング部材１２の端部の付近において、当該ロータハウジング部材１２の周壁には、前記不活性ガスの排出を許容する排出口（図示略）が、ポンプ室１７に連通するように形成されている。この排出口は、ロータハウジング部材１２の幅方向（図１では上下方向）略中央の下部に位置する。前記電動モータ２２が駆動されると、前記両回転軸１９の回転に伴い両スクリュロータ１６が互いに逆向きに回転する。それにより、吸入口２４を介してポンプ室１７内に吸入された不活性ガスが、スクリュロータ１６の軸方向に、ポンプ室１７内を排出口に向かって圧縮されながら移送された後、当該排出口から外部へ排出される。A suction port 24 that allows introduction of a fluid, specifically, an inert gas such as F 2 gas, is formed in a substantially central portion of the front housing member 13 so as to communicate with the pump chamber 17. In the vicinity of the end of the rotor housing member 12 located on the side opposite to the suction port 24, a discharge port (not shown) that allows discharge of the inert gas is provided on the peripheral wall of the rotor housing member 12. It is formed so as to communicate with the chamber 17. This discharge port is located in the lower portion of the center of the rotor housing member 12 in the width direction (vertical direction in FIG. 1). When the electric motor 22 is driven, the screw rotors 16 rotate in opposite directions with the rotation of the rotary shafts 19. As a result, the inert gas sucked into the pump chamber 17 through the suction port 24 is transferred in the axial direction of the screw rotor 16 while being compressed in the pump chamber 17 toward the discharge port. It is discharged from the outlet to the outside.

次に、前記スクリュロータ１６について説明する。
図１に示すように、前記各スクリュロータ１６は一条ねじ歯車の形態をなしており、その外周面上に螺旋条、すなわちねじ山１６ａとねじ溝１６ｂとを有している。両スクリュロータ１６の一方におけるねじ山１６ａと、他方におけるねじ溝１６ｂとが互いに噛み合わさるようにして、両スクリュロータ１６がポンプ室１７内において互いに平行に延びている。ポンプ室１７内において、各スクリュロータ１６の軸方向において隣り合うねじ山１６ａの部分の間には、不活性ガスのための作動室２５が形成される。これらの作動室２５は、吸入口２４から排出口に向かって、言い換えれば低圧側から高圧側に向かって、不活性ガスを圧縮しながら移送する。Next, the screw rotor 16 will be described.
As shown in FIG. 1, each of the screw rotors 16 is in the form of a single threaded gear, and has a spiral thread, that is, a thread 16a and a thread groove 16b on its outer peripheral surface. Both screw rotors 16 extend parallel to each other in the pump chamber 17 so that the screw threads 16 a on one side of the screw rotors 16 and the screw grooves 16 b on the other side mesh with each other. In the pump chamber 17, a working chamber 25 for an inert gas is formed between the screw threads 16 a adjacent to each other in the axial direction of each screw rotor 16. These working chambers 25 transfer the inert gas while compressing from the suction port 24 toward the discharge port, in other words, from the low pressure side to the high pressure side.

前記各スクリュロータ１６は、当該スクリュロータ１６の螺旋条（つるまき線）を辿るのに従い連続的に変化するリード角（ねじれ角ともいう）θを有している。なお、リード角θは、スクリュロータ１６の軸線に対する螺旋条（ねじ山１６ａ及びねじ溝１６ｂ）の傾き角として定義される。スクリュロータ１６は、吸入口２４（吸入側）から排出口（排出側）へ向かって次第に前記作動室２５の容積が減少するよう、最も吸入口２４寄りの部分におけるリードＰ１が最大となるように形成される一方、最も排出口寄りの部分におけるリードＰ４が最小となるように形成される。具体的には、スクリュロータ１６の最も吸入口２４寄りの部分から軸方向における中途地点ｍまでの第１範囲（吸入側範囲）では、リードが最大のリードＰ１からそれよりも小さいリードＰ２へと次第に小さくなるように、リード角θが変化する。スクリュロータ１６の前記中途地点ｍから最も排出口寄りの部分までの第２範囲（排出側範囲）では、リードがリードＰ３からそれよりも小さいリードＰ４へと次第に短くなるように、リード角θが前記第１範囲での変化態様とは異なる変化態様で変化する。なお、本実施形態ではスクリュロータ１６が一条ねじ歯車の形態をなしているので、スクリュロータ１６のリード、すなわち螺旋条（つるまき線）に沿ってスクリュロータ１６の軸線周りを一周したときに軸方向に進む距離は、ねじ山１６ａのピッチに等しい。   Each of the screw rotors 16 has a lead angle (also referred to as a twist angle) θ that continuously changes as the screw rotor 16 spirals (spiral line). The lead angle θ is defined as the inclination angle of the spiral strip (thread 16a and thread groove 16b) with respect to the axis of the screw rotor 16. The screw rotor 16 is configured so that the lead P1 in the portion closest to the suction port 24 is maximized so that the volume of the working chamber 25 gradually decreases from the suction port 24 (suction side) to the discharge port (discharge side). On the other hand, the lead P4 in the portion closest to the discharge port is formed to be the smallest. Specifically, in the first range (suction side range) from the portion closest to the suction port 24 of the screw rotor 16 to the midway point m in the axial direction, the lead P1 having the largest lead leads to the lead P2 having a smaller lead. The lead angle θ changes so as to gradually decrease. In the second range (discharge side range) from the midway point m of the screw rotor 16 to the portion closest to the discharge port, the lead angle θ is such that the lead gradually decreases from the lead P3 to the smaller lead P4. It changes in a change mode different from the change mode in the first range. In the present embodiment, since the screw rotor 16 is in the form of a single-thread screw gear, the axis of the screw rotor 16 rotates around the axis of the screw rotor 16 along the lead of the screw rotor 16, that is, the spiral line (helical line). The distance traveled in the direction is equal to the pitch of the thread 16a.

図２（ａ）は、本実施形態におけるスクリュロータ１６のリード角θの変化態様を示すグラフである。図２（ａ）は、スクリュロータ１６の螺旋条（つるまき線）の始端（吸入側端部）から終端（排出側端部）に至るまでの間におけるリード角θの変化を、スクリュロータ１６の軸線周りでの回転角度ｘを横軸として示している。図２（ａ）に示すように、吸入側端部から排出側端部に至るまでの螺旋条におけるリード角θの変化は、スクリュロータ１６の軸線周りでの回転角度ｘの関数θ（ｘ）として表すことができる。以下、この関数θ（ｘ）をリード角変化関数θ（ｘ）と称する。なお、図２（ａ）のグラフの横軸に関して、螺旋条の吸入側端部に対応する回転角度ｘが巻き始め角０として定義され、前記中途地点ｍに対応する回転角度ｘが切り換わり角Ｍとして定義され、螺旋条の排出側端部に対応する回転角度ｘが巻き終わり角Ｅとして定義されている。すなわち、スクリュロータ１６の軸線周りを周回しながら螺旋条をその吸入側端部から排出側端部まで辿った場合において、螺旋条の吸入側端部に対応する回転角度ｘが巻き始め角０として定義され、前記中途地点ｍに至ったときの回転角度ｘが切り換わり角Ｍとして定義され、螺旋条の排出側端部に至ったときの回転角度ｘが巻き終わり角Eとして定義される。   FIG. 2A is a graph showing how the lead angle θ of the screw rotor 16 changes in this embodiment. FIG. 2A shows the change in the lead angle θ from the start end (suction side end) to the end end (discharge end) of the spiral strip (spiral line) of the screw rotor 16. The rotation angle x around the axis is shown as the horizontal axis. As shown in FIG. 2A, the change in the lead angle θ in the spiral line from the suction side end to the discharge side end is a function θ (x) of the rotation angle x around the axis of the screw rotor 16. Can be expressed as Hereinafter, this function θ (x) is referred to as a lead angle change function θ (x). 2A, the rotation angle x corresponding to the suction side end of the spiral strip is defined as the winding start angle 0, and the rotation angle x corresponding to the midway point m is the switching angle. The rotation angle x corresponding to the discharge side end of the spiral strip is defined as the winding end angle E. That is, when the spiral is traced from the suction side end to the discharge side end while circling around the axis of the screw rotor 16, the rotation angle x corresponding to the suction side end of the spiral is the winding start angle 0. The rotation angle x when the intermediate point m is reached is defined as the switching angle M, and the rotation angle x when the discharge end of the spiral is reached is defined as the winding end angle E.

図２（ａ）に示すように、前記回転角度ｘが巻き始め角０から巻き終わり角Ｅに至るまでの間において、前記リード角変化関数θ（ｘ）は、変化態様の異なる複数（図２（ａ）では２つ）の変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）の組み合わせにより構成される。言い換えれば、回転角度ｘが巻き始め角０から巻き終わり角Ｅに至るまでの間において、リード角θの変化は、変化態様の異なる複数の変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）の組み合わせによって表される。   As shown in FIG. 2A, the lead angle change function θ (x) has a plurality of different change modes (FIG. 2) during the period from the rotation start angle x to the winding end angle E. (A) includes two) change functions θ1 (x) and θ2 (x). In other words, the change of the lead angle θ between the rotation angle x from the winding start angle 0 to the winding end angle E depends on the combination of a plurality of change functions θ1 (x) and θ2 (x) having different change modes. expressed.

前記変化関数θ１（ｘ）は、巻き始め角０から切り換わり角Ｍまでの角度範囲に対応する第１変化関数（吸入側変化関数）であり、前記第１範囲（吸入側範囲）におけるリード角θの変化を表している。変化関数θ２（ｘ）は、切り換わり角Mから巻き終わり角Ｅまでの角度範囲に対応する第２変化関数（吸入側変化関数）であり、前記第２範囲（排出側範囲）におけるリード角θの変化を表している。この第２変化関数θ２（ｘ）は、第１変化関数θ１（ｘ）と比較して、リード角θの変化を緩やかな変化度合いで表している。第１変化関数θ１（ｘ）及び第２変化関数θ２（ｘ）の何れも、回転角度ｘが巻き始め角０から巻き終わり角Ｅに向かうにつれてリード角θを次第に増加させる単調増加関数である。   The change function θ1 (x) is a first change function (suction side change function) corresponding to an angle range from the winding start angle 0 to the switching angle M, and the lead angle in the first range (suction side range). It represents the change of θ. The change function θ2 (x) is a second change function (suction side change function) corresponding to an angle range from the switching angle M to the winding end angle E, and the lead angle θ in the second range (discharge side range). Represents changes. The second change function θ2 (x) represents a change in the lead angle θ as a gradual change degree as compared with the first change function θ1 (x). Both the first change function θ1 (x) and the second change function θ2 (x) are monotonically increasing functions that gradually increase the lead angle θ as the rotation angle x moves from the winding start angle 0 toward the winding end angle E.

図２（ａ）のグラフの縦軸に関して、“ＤｅｇＳ”は巻き始め角０に対応する螺旋条の吸入側端部でのリード角、すなわち巻き始めリード角であり、“ＤｅｇＭ”は切り換わり角Ｍに対応する中途地点ｍでのリード角、すなわち切り換わりリード角であり、“ＤｅｇＥ”は巻き終わり角Ｅに対応する螺旋条の排出側端部でのリード角、すなわち巻き終わりリード角である。例えば、巻き始めリード角ＤｅｇＳを５０度、切り換わりリード角ＤｅｇＭを７０度、巻き終わりリード角ＤｅｇＥを８０度に設定したとする。この場合、巻き始め角０から切り換わり角Ｍに至るまでの間に、リード角は２０度分だけ比較的急峻に単調増加する。一方、切り換わり角Ｍから巻き終わり角Ｅに至るまでの間においては、リード角は１０度分だけ比較的緩やかに単調増加する。   Regarding the vertical axis of the graph of FIG. 2A, “DegS” is the lead angle at the suction side end of the spiral strip corresponding to the winding start angle 0, that is, the winding start lead angle, and “DegM” is the switching angle. The lead angle at the midway point m corresponding to M, that is, the switching lead angle, and “DegE” is the lead angle at the discharge side end of the spiral corresponding to the winding end angle E, that is, the winding end lead angle. . For example, assume that the winding start lead angle DegS is set to 50 degrees, the switching lead angle DegM is set to 70 degrees, and the winding end lead angle DegE is set to 80 degrees. In this case, the lead angle monotonously increases relatively steeply by 20 degrees from the winding start angle 0 to the switching angle M. On the other hand, in the period from the switching angle M to the winding end angle E, the lead angle increases relatively slowly and monotonously by 10 degrees.

スクリュロータ１６の軸線周りを巻き始め角０から巻き終わり角Ｅまで周回した際に得られるリード合計は、前記第１変化関数θ１（ｘ）と前記第２変化関数θ２（ｘ）とを組み合わせてなるリード角変化関数θ（ｘ）に基づき、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌとして求めることができる。即ち、図２（ｂ）に示すように、スクリュロータ１６の前記第１範囲における軸方向長さ、すなわち第１軸方向長さ（吸入側軸方向長さ）Ｌ１は、巻き始め角０から切り換わり角Ｍまでの角度範囲に対応する第１変化関数θ１（ｘ）に基づき求められる。また、スクリュロータ１６の前記第２範囲における軸方向長さ、すなわち第２軸方向長さ（排出側軸方向長さ）Ｌ２は、切り換わり角Ｍから巻き終わり角Ｅまでの角度範囲に対応する第２変化関数θ２（ｘ）に基づき求められる。そして、前記両軸方向長さＬ１，Ｌ２の合計がスクリュロータ１６の軸方向全長Ｌとして求められる。   The total lead obtained when winding around the axis of the screw rotor 16 from the winding start angle 0 to the winding end angle E is a combination of the first change function θ1 (x) and the second change function θ2 (x). Can be obtained as the total axial length L of the screw rotor 16 based on the lead angle change function θ (x). That is, as shown in FIG. 2B, the axial length of the screw rotor 16 in the first range, that is, the first axial length (suction side axial length) L1 is cut from the winding start angle 0. It is obtained based on the first change function θ1 (x) corresponding to the angle range up to the replacement angle M. The axial length of the screw rotor 16 in the second range, that is, the second axial length (discharge-side axial length) L2 corresponds to the angular range from the switching angle M to the winding end angle E. It is obtained based on the second change function θ2 (x). Then, the total of the two axial lengths L 1 and L 2 is obtained as the axial total length L of the screw rotor 16.

前記第１変化関数θ１（ｘ）、前記第２変化関数θ２（ｘ）、及び、それら変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）に基づき求められるスクリュロータ１６の軸方向全長Ｌ（＝Ｌ１＋Ｌ２）は、以下のような式により表すことができる。   The axial total length L (= L1 + L2) of the screw rotor 16 obtained based on the first change function θ1 (x), the second change function θ2 (x), and the change functions θ1 (x), θ2 (x). Can be represented by the following equation.

まず、巻き始め角０から切り換わり角Ｍまでの角度範囲（０＜ｘ＜Ｍ）に対応する第１変化関数θ１（ｘ）は下記式（１）で表すことができ、同式（１）における定数ｋ１は下記式（２）で表すことができる。なお、式（２）におけるｒは、スクリュロータ１６のピッチ円の半径である。   First, the first change function θ1 (x) corresponding to the angle range (0 <x <M) from the winding start angle 0 to the switching angle M can be expressed by the following equation (1). The constant k1 in can be expressed by the following formula (2). In addition, r in Formula (2) is a radius of the pitch circle of the screw rotor 16.

θ１（ｘ）＝ＤｅｇＳ＋ｋ１・ｘ …（１）
ｋ１＝（ＤｅｇＭ−ＤｅｇＳ）／（２πｒ・Ｍ） …（２）
いま仮に、図２（ａ）に実線で示す第１変化関数θ１（ｘ）について、切り換わり角Ｍ及び切り換わりリード角ＤｅｇＭを変更せずに、巻き始めリード角ＤｅｇＳを大きな値に変更したとする。この場合には、巻き始め角０から切り換わり角Ｍに至るまでの間におけるリード角θの変化度合いが、実線で示す第１変化関数θ１（ｘ）におけるそれよりも緩やかとなる。換言すると、ポンプ１１のガス圧縮特性を決定する吸入側から排出側への作動室２５の容積の変化度合いが、スクリュロータ１６の第１範囲において、実線で示す第１変化関数θ１（ｘ）の場合のそれよりも緩やかとなる。その逆に、図２（ａ）に実線で示す第１変化関数θ１（ｘ）について、巻き始めリード角ＤｅｇＳを小さな値に変更したとする。この場合には、巻き始め角０から切り換わり角Ｍに至るまでの間におけるリード角θの変化度合いが、実線で示す第１変化関数θ１（ｘ）におけるそれよりも急なものとなる。換言すると、吸入側から排出側への作動室２５の容積の変化度合いが、スクリュロータ１６の第１範囲において、実線で示す第１変化関数θ１（ｘ）の場合のそれよりも急なものとなる。θ1 (x) = DegS + k1 · x (1)
k1 = (DegM−DegS) / (2πr · M) (2)
Assuming that the winding start lead angle DegS is changed to a large value without changing the switching angle M and the switching lead angle DegM for the first change function θ1 (x) indicated by the solid line in FIG. To do. In this case, the degree of change in the lead angle θ from the winding start angle 0 to the switching angle M becomes gentler than that in the first change function θ1 (x) indicated by the solid line. In other words, the degree of change in the volume of the working chamber 25 from the suction side to the discharge side that determines the gas compression characteristics of the pump 11 is the first change function θ1 (x) indicated by the solid line in the first range of the screw rotor 16. It will be more lenient than that. Conversely, assume that the winding start lead angle DegS is changed to a small value for the first change function θ1 (x) indicated by the solid line in FIG. In this case, the degree of change in the lead angle θ from the winding start angle 0 to the switching angle M becomes steeper than that in the first change function θ1 (x) indicated by the solid line. In other words, the degree of change in the volume of the working chamber 25 from the suction side to the discharge side is steeper in the first range of the screw rotor 16 than in the first change function θ1 (x) indicated by the solid line. Become.

一方、切り換わり角Ｍから巻き終わり角Ｅまでの角度範囲（Ｍ＜ｘ＜Ｅ）に対応する第２変化関数θ２（ｘ）は下記式（３）で表すことができ、同式（３）における定数ｋ２は下記式（４）で表すことができる。   On the other hand, the second change function θ2 (x) corresponding to the angle range (M <x <E) from the switching angle M to the winding end angle E can be expressed by the following equation (3). The constant k2 in can be expressed by the following formula (4).

θ２（ｘ）＝ＤｅｇＭ＋ｋ２・（ｘ−Ｍ） …（３）
ｋ２＝（ＤｅｇＥ−ＤｅｇＭ）／（２πｒ・Ｅ） …（４）
いま仮に、図２（ａ）に実線で示す第２変化関数θ２（ｘ）について、切り換わりリード角ＤｅｇＭを変更せずに、巻き終わりリード角ＤｅｇＥを大きな値に変更したとする。この場合には、切り換わり角Ｍから巻き終わり角Ｅに至るまでの間におけるリード角θの変化度合いが、実線で示す第２変化関数θ２（ｘ）におけるそれよりも急なものとなる。換言すると、吸入側から排出側への作動室２５の容積の変化度合いが、スクリュロータ１６の第２範囲において、実線で示す第２変化関数θ２（ｘ）の場合のそれよりも急なものとなる。その逆に、図２（ａ）に実線で示す第２変化関数θ２（ｘ）について、巻き終わりリード角ＤｅｇＥを小さな値に変更したとする。この場合には、切り換わり角Ｍから巻き終わり角Ｅに至るまでの間におけるリード角θの変化度合いが、実線で示す第２変化関数θ２（ｘ）におけるそれよりも緩やかとなる。換言すると、吸入側から排出側への作動室２５の容積の変化度合いが、スクリュロータ１６の第２範囲において、実線で示す第２変化関数θ２（ｘ）の場合のそれよりも緩やかとなる。θ2 (x) = DegM + k2 · (x−M) (3)
k2 = (DegE−DegM) / (2πr · E) (4)
Assume that the winding end lead angle DegE is changed to a large value without changing the switching lead angle DegM for the second change function θ2 (x) indicated by the solid line in FIG. In this case, the change degree of the lead angle θ from the switching angle M to the winding end angle E becomes steeper than that in the second change function θ2 (x) indicated by the solid line. In other words, the degree of change in the volume of the working chamber 25 from the suction side to the discharge side is steeper in the second range of the screw rotor 16 than in the case of the second change function θ2 (x) indicated by the solid line. Become. Conversely, assume that the winding end lead angle DegE is changed to a small value for the second change function θ2 (x) indicated by the solid line in FIG. In this case, the degree of change in the lead angle θ from the switching angle M to the winding end angle E becomes gentler than that in the second change function θ2 (x) indicated by the solid line. In other words, the degree of change in the volume of the working chamber 25 from the suction side to the discharge side becomes more gradual in the second range of the screw rotor 16 than in the case of the second change function θ2 (x) indicated by the solid line.

次に、上記リード角変化関数（θ１（ｘ），θ２（ｘ））から導かれる前記スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌ（＝Ｌ１＋Ｌ２）について説明する。
まず、巻き始め角０から切り換わり角Ｍまでの角度範囲（０＜ｘ＜Ｍ）に対応する第１範囲における第１軸方向長さＬ１は、下記式（５）で表すことができる。Next, the axial total length L (= L1 + L2) of the screw rotor 16 derived from the lead angle change function (θ1 (x), θ2 (x)) will be described.
First, the first axial length L1 in the first range corresponding to the angle range (0 <x <M) from the winding start angle 0 to the switching angle M can be expressed by the following formula (5).

L1=1/k1・log(sin(DegS+k1・2πr・M)/Sin(DegS)) …（５）
また、切り換わり角Ｍから巻き終わり角Ｅまでの角度範囲（Ｍ＜ｘ＜Ｅ）に対応する第２範囲における第２軸方向長さＬ２は、下記式（６）で表すことができる。L1 = 1 / k1 · log (sin (DegS + k1 · 2πr · M) / Sin (DegS)) (5)
Further, the second axial length L2 in the second range corresponding to the angle range (M <x <E) from the switching angle M to the winding end angle E can be expressed by the following formula (6).

L2=1/k2・log(sin(DegM+k2・2πr・E)/Sin(DegM)) …（６）
従って、上記式（５），（６）に基づき、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌ（＝Ｌ１＋Ｌ２）を求めることができる。L2 = 1 / k2 · log (sin (DegM + k2 · 2πr · E) / Sin (DegM)) (6)
Therefore, the axial total length L (= L1 + L2) of the screw rotor 16 can be obtained based on the above formulas (5) and (6).

次に、上記のように構成されたポンプ１１の動作について説明する。
さて、前記電動モータ２２によって両回転軸１９が回転させられると、両回転軸１９と共に、互いに噛み合う両スクリュロータ１６が回転し、外部から不活性ガスが吸入口２４を介してポンプ室１７内に吸引される。ポンプ室１７内に吸引された不活性ガスは、両スクリュロータ１６の回転に伴い各作動室２５内で圧縮されながら排出口に向けて移送され、当該排出口を介してポンプ室１７内から外部へ排出される。そのため、半導体製造プロセスにおいて、ウエハ（図示略）に対する各種処理を行う作業ルーム又は作業容器に吸入口２４を接続した状態でポンプ１１を作動させた場合には、当該作業ルームや作業容器内に清浄な真空環境が作り出される。Next, the operation of the pump 11 configured as described above will be described.
Now, when both the rotating shafts 19 are rotated by the electric motor 22, both the screw rotors 16 that mesh with each other rotate, and the inert gas enters the pump chamber 17 from the outside through the suction port 24. Sucked. The inert gas sucked into the pump chamber 17 is transferred toward the discharge port while being compressed in each working chamber 25 with the rotation of the screw rotors 16, and is transferred from the pump chamber 17 to the outside through the discharge port. Is discharged. Therefore, in the semiconductor manufacturing process, when the pump 11 is operated in a state where the suction port 24 is connected to a work room or work container for performing various processes on a wafer (not shown), the work room or the work container is cleaned. A simple vacuum environment is created.

一方、スクリュロータ１６は、次のようにして圧縮作用を行う。即ち、吸入口２４からポンプ室１７内に吸引された不活性ガスは、スクリュロータ１６の第１範囲における作動室２５を移送される際に、当該作動室２５の容積変化度合いが比較的急であるため急激に圧縮される。その後、不活性ガスは、スクリュロータ１６の第２範囲における作動室２５を移送される際には、当該作動室２５の容積変化度合いが比較的緩やかであるため緩やかに圧縮される。そのため、排出口の近傍において急激な圧力上昇が起こるような事態が回避され、排出口の近傍での局部的な温度上昇が抑制される。   On the other hand, the screw rotor 16 performs a compression action as follows. That is, when the inert gas sucked into the pump chamber 17 from the suction port 24 is transferred to the working chamber 25 in the first range of the screw rotor 16, the volume change degree of the working chamber 25 is relatively abrupt. Because there is, it is compressed rapidly. Thereafter, when the inert gas is transferred through the working chamber 25 in the second range of the screw rotor 16, the volume change degree of the working chamber 25 is relatively gentle, so that the inert gas is gradually compressed. For this reason, a situation in which a rapid pressure increase occurs in the vicinity of the discharge port is avoided, and a local temperature increase in the vicinity of the discharge port is suppressed.

スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌは、前記式（１）〜（６）に基づき定められる。このような前提において、当該軸方向全長Ｌを変更することなく、ポンプ１１のガス圧縮特性を決定する吸入側から排出側への作動室２５の容積変化態様を変更する場合には、例えば図２（ａ）に示すように切り換わりリード角ＤｅｇＭが変更される。なお、図２（ａ）の例では、巻き始め角０、切り換わり角Ｍ及び巻き終わり角Ｅは変更されず、また巻き始めリード角ＤｅｇＳ及び巻き終わりリード角ＤｅｇＥも変更されない。即ち、切り換わりリード角ＤｅｇＭを、例えば、図２（ａ）に実線で示すリード角変化関数θ（ｘ）における値よりも小さな値ＤｅｇＭ’に変更した場合には、図２（ａ）に一点鎖線で示すように、第１変化関数θ１（ｘ）がより緩やかなリード角θの変化度合いを表すようになり、第２変化関数θ２（ｘ）がより急激なリード角θの変化度合いを表すようになる。この場合、図２（ｂ）に一点鎖線で示すように、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌ（＝Ｌ１’＋Ｌ２’）は、切り換わりリード角ＤｅｇＭを変更する前の軸方向全長Ｌ（＝Ｌ１＋Ｌ２）と同じになる。また、切り換わりリード角ＤｅｇＭを、例えば、図２（ａ）に実線で示すリード角変化関数θ（ｘ）における値よりも大きな値ＤｅｇＭ”に変更した場合には、図２（ａ）に二点鎖線で示すように、第１変化関数θ１（ｘ）がより急激なリード角θの変化度合いを表すようになり、第２変化関数θ２（ｘ）がより緩やかなリード角θの変化度合いを表すようになる。この場合においても、図２（ｂ）に二点鎖線で示すように、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌ（＝Ｌ１”＋Ｌ２”）は、切り換わりリード角ＤｅｇＭを変更する前の軸方向全長Ｌ（＝Ｌ１＋Ｌ２）と同じになる。このように、変化態様の異なる複数の変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）の組み合わせでリード角変化関数θ（ｘ）を構成すれば、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌを変更できない事情がある場合でも、巻き始め角０から巻き終わり角Ｅに至るまでの間におけるリード角θの変化態様を変更することにより、ポンプ１１の圧縮特性を変更可能となる。   The total axial length L of the screw rotor 16 is determined based on the formulas (1) to (6). Under such a premise, when changing the volume change mode of the working chamber 25 from the suction side to the discharge side that determines the gas compression characteristics of the pump 11 without changing the axial total length L, for example, FIG. The lead angle DegM is changed as shown in FIG. In the example of FIG. 2A, the winding start angle 0, the switching angle M, and the winding end angle E are not changed, and the winding start lead angle DegS and the winding end lead angle DegE are not changed. That is, when the switching lead angle DegM is changed to a value DegM ′ smaller than the value in the lead angle change function θ (x) indicated by a solid line in FIG. 2A, for example, one point is shown in FIG. As indicated by a chain line, the first change function θ1 (x) represents a more gradual change in the lead angle θ, and the second change function θ2 (x) represents a more rapid change in the lead angle θ. It becomes like this. In this case, as indicated by the alternate long and short dash line in FIG. 2B, the axial total length L (= L1 ′ + L2 ′) of the screw rotor 16 is switched to the total axial length L (= L1 + L2) before the lead angle DegM is changed. ). Further, when the switching lead angle DegM is changed to a value DegM ″ larger than the value in the lead angle change function θ (x) indicated by a solid line in FIG. As indicated by the dashed line, the first change function θ1 (x) represents a more rapid change in the lead angle θ, and the second change function θ2 (x) represents a more gentle change in the lead angle θ. Also in this case, as indicated by a two-dot chain line in FIG. 2B, the axial total length L (= L1 ″ + L2 ″) of the screw rotor 16 is switched before the lead angle DegM is changed. In this way, if the lead angle change function θ (x) is composed of a combination of a plurality of change functions θ1 (x) and θ2 (x) having different change modes, as shown in FIG. The axial total length L of the screw rotor 16 is changed. Even when there is a situation that cannot be further changed, the compression characteristic of the pump 11 can be changed by changing the change mode of the lead angle θ from the winding start angle 0 to the winding end angle E.

一方、第１変化関数θ１（ｘ）と第２変化関数θ２（ｘ）とを変更することなく、前記スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌを変更する場合には、例えば図３（ａ）に示すように切り換わり角Ｍが変更される。なお、図３（ａ）の例では、巻き始め角０及び巻き終わり角Ｅは変更されず、また巻き始めリード角ＤｅｇＳも変更されない。即ち、切り換わり角Ｍを、例えば図３（ａ）に一点鎖線で示すように小さな値Ｍ’に変更した場合は、第１及び第２変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）によってそれぞれ表されるリード角θの変化度合いが変わらない状態で、切り換わりリード角ＤｅｇＭ及び巻き終わりリード角ＤｅｇＥが小さくなる。その結果、この場合には、図３（ｂ）に一点鎖線で示すように、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌが大きな値Ｌ’に変更される。また、切り換わり角Ｍを、例えば図３（ａ）に二点鎖線で示すように大きな値Ｍ”に変更した場合は、第１及び第２変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）によってそれぞれ表されるリード角θの変化度合いが変わらない状態で、切り換わりリード角ＤｅｇＭ及び巻き終わりリード角ＤｅｇＥが大きくなる。その結果、この場合には、図３（ｂ）に二点鎖線で示すように、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌが小さな値Ｌ”に変更される。このように、リード角変化関数θ（ｘ）を構成する複数の変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）自体を変更せずに、切り換わり角Ｍを変更することにより、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌを任意に変更することも可能となる。   On the other hand, when changing the axial total length L of the screw rotor 16 without changing the first change function θ1 (x) and the second change function θ2 (x), for example, as shown in FIG. Thus, the switching angle M is changed. In the example of FIG. 3A, the winding start angle 0 and the winding end angle E are not changed, and the winding start lead angle DegS is not changed. That is, when the switching angle M is changed to a small value M ′ as indicated by a one-dot chain line in FIG. 3A, for example, the switching angle M is expressed by the first and second change functions θ1 (x) and θ2 (x), respectively. In the state where the change degree of the lead angle θ does not change, the switching lead angle DegM and the winding end lead angle DegE become small. As a result, in this case, as indicated by a one-dot chain line in FIG. 3B, the axial total length L of the screw rotor 16 is changed to a large value L ′. Further, when the switching angle M is changed to a large value M ″ as shown by a two-dot chain line in FIG. 3A, for example, the first and second change functions θ1 (x) and θ2 (x) respectively. 3A and 3B, the lead angle DegM and the winding end lead angle DegE are increased in a state where the change degree of the lead angle θ is not changed, and as a result, in this case, as indicated by a two-dot chain line in FIG. Further, the total axial length L of the screw rotor 16 is changed to a small value L ″. In this way, by changing the switching angle M without changing the plurality of change functions θ1 (x) and θ2 (x) themselves constituting the lead angle change function θ (x), the axis of the screw rotor 16 can be changed. It is also possible to arbitrarily change the total direction length L.

上記実施形態は、以下の利点を有する。
（１）本実施形態では、巻き始め角０から巻き終わり角Ｅに至るまでの間において、スクリュロータ１６におけるリード角θの変化が、変化態様の異なる複数の変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）を組み合わせてなるリード角変化関数θ（ｘ）で表される。そのため、複数の変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）の組み合わせ方次第で、リード角θの変化態様を任意に設定できる。従って、組み合わされる複数の変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）に基づくリード角θの変化態様によって導かれる圧縮特性（作動室２５の容積の変化態様）を、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌとの関係において任意に設定でき、圧縮対象となる不活性ガス（流体）の種類に応じて、圧縮効率が最適となるように設定できる。The above embodiment has the following advantages.
(1) In the present embodiment, the change in the lead angle θ in the screw rotor 16 from the winding start angle 0 to the winding end angle E is caused by a plurality of change functions θ1 (x), θ2 ( x) is represented by a lead angle change function θ (x). Therefore, the change mode of the lead angle θ can be arbitrarily set depending on the combination of the plurality of change functions θ1 (x) and θ2 (x). Therefore, the compression characteristic (change mode of the volume of the working chamber 25) derived by the change mode of the lead angle θ based on the plurality of change functions θ1 (x) and θ2 (x) to be combined is expressed in the axial total length L of the screw rotor 16. And can be set so as to optimize the compression efficiency according to the type of inert gas (fluid) to be compressed.

（２）リード角θの変化度合いは、スクリュロータ１６における第２範囲の方が第１範囲よりも緩やかとなっている。言い換えれば、ポンプ１１の圧縮特性を決定する作動室２５の容積変化度合いは、スクリュロータ１６における第２範囲の方が第１範囲よりも緩やかとなっている。そのため、ポンプ１１の作動時において、作動室２５の容積変化度合いがポンプ１１の排出口の近傍では緩やかになる。従って、排出口の近傍での急激な圧力上昇及び当該圧力上昇に起因した局部的な温度上昇を良好に回避することができる。   (2) The degree of change in the lead angle θ is gentler in the second range of the screw rotor 16 than in the first range. In other words, the volume change degree of the working chamber 25 that determines the compression characteristics of the pump 11 is gentler in the second range of the screw rotor 16 than in the first range. Therefore, when the pump 11 is operated, the volume change degree of the working chamber 25 becomes gentle in the vicinity of the discharge port of the pump 11. Therefore, it is possible to satisfactorily avoid a sudden pressure increase in the vicinity of the discharge port and a local temperature increase caused by the pressure increase.

（３）リード角変化関数θ（ｘ）を構成する第１及び第２変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）の各々は、回転角度ｘが巻き始め角０から巻き終わり角Ｅに向かうにつれてリード角θを次第に増加させる単調変化関数である。そのため、スクリュロータ１６におけるリードは、巻き始め角０から巻き終わり角Ｅへと向かって単調に減少する。従って、ポンプ室１７内で一対のスクリュロータ１６が互いに噛み合いながら回転する際において、両スクリュロータ１６の回転負荷が少ないものとなり、ポンプ１１の良好な圧縮動作を実現することができる。   (3) Each of the first and second change functions θ1 (x) and θ2 (x) constituting the lead angle change function θ (x) is as the rotation angle x goes from the winding start angle 0 to the winding end angle E. It is a monotonous change function that gradually increases the lead angle θ. Therefore, the lead in the screw rotor 16 monotonously decreases from the winding start angle 0 toward the winding end angle E. Accordingly, when the pair of screw rotors 16 rotate in the pump chamber 17 while meshing with each other, the rotational load on both screw rotors 16 is reduced, and a favorable compression operation of the pump 11 can be realized.

（４）ポンプ１１での圧縮対象となる不活性ガスの種類に応じて、ポンプ１１の圧縮特性（作動室２５の容積変化態様）を変更することが要求される場合がある。そのような場合、本実施形態では、スクリュロータ１６の軸方向中途地点ｍに対応する切り換わり角Ｍでの切り換わりリード角ＤｅｇＭが変更される。その結果、スペース的に制約のあるポンプ室１７内に収納されるスクリュロータ１６の軸方向全長Ｌを変更することなく、容易にポンプ１１の圧縮特性を変更でき、各種の不活性ガスを最適な圧縮効率で圧縮且つ移送できる。   (4) Depending on the type of inert gas to be compressed by the pump 11, it may be required to change the compression characteristic of the pump 11 (volume change mode of the working chamber 25). In such a case, in the present embodiment, the switching lead angle DegM at the switching angle M corresponding to the axial halfway point m of the screw rotor 16 is changed. As a result, it is possible to easily change the compression characteristics of the pump 11 without changing the axial total length L of the screw rotor 16 accommodated in the pump chamber 17 that is limited in space, and to optimize various inert gases. It can be compressed and transported with compression efficiency.

（５）ポンプ室１７の容積を変更する場合等において、ポンプ１１の圧縮特性（作動室２５の容積変化態様）を変更することなく、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌを変更することが要求される場合がある。そのような場合、本実施形態では、２つの変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）が切り換わる境界となる回転角度ｘ、即ち、切り換わり角Ｍが変更される。なお、このとき、切り換わり角Ｍの変更に伴い切り換わりリード角ＤｅｇＭも変更される。その結果、ポンプの圧縮特性自体を変更することなく、スクリュロータ１６の軸方向全長Ｌを容易に変更することができる。   (5) When changing the volume of the pump chamber 17, etc., it is required to change the total axial length L of the screw rotor 16 without changing the compression characteristic of the pump 11 (volume change mode of the working chamber 25). There is a case. In such a case, in the present embodiment, the rotation angle x that is the boundary at which the two change functions θ1 (x) and θ2 (x) are switched, that is, the switching angle M is changed. At this time, as the switching angle M is changed, the switching lead angle DegM is also changed. As a result, the axial total length L of the screw rotor 16 can be easily changed without changing the compression characteristic itself of the pump.

なお、上記実施形態は以下のように変更してもよい。
スクリュロータ１６の回転に伴いポンプ室１７内を圧縮されながら移送される流体は不活性ガス（Ｆ２ガス等）以外のガス、例えば冷媒ガスでもよく、また、作動油等の液体であってもよい。また、本発明のスクリュ式ポンプは、真空ポンプ以外のポンプにも適用できる。In addition, you may change the said embodiment as follows.
The fluid transferred while being compressed in the pump chamber 17 with the rotation of the screw rotor 16 may be a gas other than an inert gas (F 2 gas or the like), for example, a refrigerant gas, or a liquid such as hydraulic oil. Good. Moreover, the screw type pump of this invention is applicable also to pumps other than a vacuum pump.

リード角変化関数θ（ｘ）を構成するために組み合わされる複数の変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）は、単調増加関数に限らず、２次関数やｎ次関数又は指数関数等であってもよい。   The plurality of change functions θ1 (x) and θ2 (x) combined to form the lead angle change function θ (x) are not limited to a monotonically increasing function, but are a quadratic function, an n-order function, an exponential function, or the like. May be.

リード角変化関数θ（ｘ）を構成するために組み合わされる変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）の数は、複数であれば２つに限らず３つ以上でもよい。
リード角変化関数θ（ｘ）を構成するために組み合わされる変化関数θ１（ｘ），θ２（ｘ）について、図２（ａ）に実線で示すものとは異なり、第１変化関数θ１（ｘ）の方が第２変化関数θ２（ｘ）よりもリード角θの変化を緩やかな変化度合で表すようにしてもよい。The number of change functions θ1 (x) and θ2 (x) combined to form the lead angle change function θ (x) is not limited to two as long as it is plural, and may be three or more.
The change functions θ1 (x) and θ2 (x) combined to form the lead angle change function θ (x) are different from those shown by the solid line in FIG. 2A, and the first change function θ1 (x) In this case, the change in the lead angle θ may be expressed by a gentler degree of change than the second change function θ2 (x).

リード角変化関数θ（ｘ）を構成するために組み合わされる複数の関数について、例えば２つの関数の組み合わせとする場合、一方の関数をリード角θが連続的に変化する状態を表す変化関数とし、他方の関数をリード角θが連続的に変化しない状態を表す関数としてもよい。即ち、スクリュロータ１６は、螺旋条（つるまき線）の始端（吸入側端部）から終端（排出側端部）に至るまでの間において、リード角θが連続的に変化する部分を少なくとも一部有していればよい。   When a plurality of functions combined to form the lead angle change function θ (x) is a combination of two functions, for example, one function is a change function representing a state in which the lead angle θ continuously changes, The other function may be a function representing a state in which the lead angle θ does not continuously change. That is, the screw rotor 16 has at least one portion where the lead angle θ continuously changes from the start end (suction side end portion) to the end end (discharge side end portion) of the spiral strip (spiral line). What is necessary is just to have a part.

Claims (5)

螺旋条の始端から終端に至るまでの間においてリード角が連続的に変化する部分を有するねじ歯車であって、
前記ねじ歯車の軸線周りでの回転角度に関して、前記螺旋条の始端に対応する回転角度である巻き始め角から、前記螺旋条の終端に対応する回転角度である巻き終わり角に至るまでの間における前記リード角の変化を、リード角変化関数として表した場合、当該リード角変化関数が変化態様の異なる複数の変化関数の組み合わせにより構成されることを特徴とするねじ歯車。A screw gear having a portion where the lead angle continuously changes from the start end to the end of the spiral strip,
With respect to the rotation angle around the axis of the screw gear, from the winding start angle that is the rotation angle corresponding to the start end of the spiral strip to the winding end angle that is the rotation angle corresponding to the end of the spiral strip. When the change in the lead angle is expressed as a lead angle change function, the lead angle change function is constituted by a combination of a plurality of change functions having different change modes. 前記巻き始め角と前記巻き終わり角との間における所定の回転角度が切り換わり角として設定され、前記リード角変化関数は、前記巻き始め角から前記切り換わり角までの角度範囲に対応する第１変化関数と、前記切り換わり角から前記巻き終わり角までの角度範囲に対応する第２変化関数とを含み、前記第２変化関数の方が前記第１変化関数よりも、リード角の変化を緩やかな変化度合いで表すことを特徴とする請求項１に記載のねじ歯車。   A predetermined rotation angle between the winding start angle and the winding end angle is set as a switching angle, and the lead angle change function is a first angle corresponding to an angle range from the winding start angle to the switching angle. A change function and a second change function corresponding to an angle range from the switching angle to the winding end angle, and the second change function has a gentler change in the lead angle than the first change function. The screw gear according to claim 1, wherein the screw gear is represented by a variable degree of change. 前記リード角変化関数を構成する複数の変化関数の各々は、前記回転角度が前記巻き始め角から前記巻き終わり角に向かうにつれてリード角を次第に増加させる単調変化関数であることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載のねじ歯車。   Each of the plurality of change functions constituting the lead angle change function is a monotonic change function that gradually increases the lead angle as the rotation angle moves from the winding start angle toward the winding end angle. The screw gear according to claim 1 or 2. ｘ：回転角度、０：巻き始め角、Ｅ：巻き終わり角、Ｍ：巻き始め角０と巻き終わり角Ｅとの間に設定される回転角度ｘである切り換わり角、ＤｅｇＳ：巻き始め角０でのリード角である巻き始めリード角、ＤｅｇＥ：巻き終わり角Ｅでのリード角である巻き終わりリード角、ＤｅｇＭ：切り換わり角Ｍでのリード角である切り換わりリード角、θ１（ｘ）：巻き始め角０から切り換わり角Ｍまでの角度範囲（０＜ｘ＜Ｍ）におけるリード角の変化を表す変化関数、θ２（ｘ）：切り換わり角Ｍから巻き終わり角Ｅまでの角度範囲（Ｍ＜ｘ＜Ｅ）におけるリード角の変化を表す変化関数、ｋ１，ｋ２：定数、ｒ：ねじ歯車のピッチ円の半径、Ｌ：ねじ歯車の軸方向全長、Ｌ１：０＜ｘ＜Ｍの角度範囲に対応するねじ歯車の軸方向長さ、Ｌ２：Ｍ＜ｘ＜Ｅの角度範囲に対応するねじ歯車の軸方向長さ、とした場合、以下の式が成立することを特徴とする請求項１に記載のねじ歯車。
θ１（ｘ）＝ＤｅｇＳ＋ｋ１・ｘ （但し、０＜ｘ＜Ｍ）
ｋ１＝（ＤｅｇＭ−ＤｅｇＳ）／（２πｒ・Ｍ）
θ２（ｘ）＝ＤｅｇＭ＋ｋ２・（ｘ−Ｍ） （但し、Ｍ＜ｘ＜Ｅ）
ｋ２＝（ＤｅｇＥ−ＤｅｇＭ）／（２πｒ・Ｅ）
L1=1/k1・log(sin(DegS+k1・2πr・M)/Sin(DegS))
L2=1/k2・log(sin(DegM+k2・2πr・E)/Sin(DegM))
Ｌ＝Ｌ１＋Ｌ２x: rotation angle, 0: winding start angle, E: winding end angle, M: switching angle that is a rotation angle x set between the winding start angle 0 and the winding end angle E, DegS: winding start angle 0 Lead angle at winding start, DegE: Winding lead angle at winding end angle E, DegM: Switching lead angle at switching angle M, θ1 (x): A change function representing a change in the lead angle in an angle range (0 <x <M) from the winding start angle 0 to the switching angle M, θ2 (x): an angle range from the switching angle M to the winding end angle E (M <X <E) change function representing change in lead angle, k1, k2: constant, r: radius of pitch circle of screw gear, L: total axial length of screw gear, L1: 0 <x <M angle range Axial length of screw gear corresponding to L2, M 2. The screw gear according to claim 1, wherein the following expression is established when the axial length of the screw gear corresponding to an angle range of <x <E is satisfied.
θ1 (x) = DegS + k1 · x (where 0 <x <M)
k1 = (DegM−DegS) / (2πr · M)
θ2 (x) = DegM + k2 · (x−M) (where M <x <E)
k2 = (DegE−DegM) / (2πr · E)
L1 = 1 / k1 ・ log (sin (DegS + k1 ・ 2πr ・ M) / Sin (DegS))
L2 = 1 / k2 ・ log (sin (DegM + k2 ・ 2πr ・ E) / Sin (DegM))
L = L1 + L2 互いに噛み合う一対のねじ歯車と両ねじ歯車を収納するポンプ室とを備え、両ねじ歯車が互いに噛み合いながら回転することによって、ポンプ室内に吸入された流体が当該ポンプ室内で圧縮されながらねじ歯車の軸方向に移送されるスクリュ式ポンプ装置において、前記各ねじ歯車は請求項１〜請求項４の何れか一項に記載のねじ歯車にて構成され、各ねじ歯車の軸方向において隣り合うねじ山の部分の間には、流体を圧縮するための作動室が形成されることを特徴とするスクリュ式ポンプ装置。   A pair of screw gears that mesh with each other and a pump chamber that houses both screw gears, and both screw gears rotate while meshing with each other, so that the fluid sucked into the pump chamber is compressed in the pump chamber and the shaft of the screw gear In the screw-type pump device that is moved in the direction, each screw gear is constituted by the screw gear according to any one of claims 1 to 4, and the adjacent screw threads in the axial direction of each screw gear. A screw-type pump device characterized in that a working chamber for compressing fluid is formed between the parts.
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