JP2014058932A

JP2014058932A - Vacuum pump

Info

Publication number: JP2014058932A
Application number: JP2012205413A
Authority: JP
Inventors: Kohei Ogami; 耕平大上
Original assignee: Shimadzu Corp
Current assignee: Shimadzu Corp
Priority date: 2012-09-19
Filing date: 2012-09-19
Publication date: 2014-04-03

Abstract

【課題】ロータからハウジングに伝達される振動の制振効果をより大きくする。
【解決手段】制振機構５０は、内側リング５１、外側リング５２、ばね板５３およびスラストストッパ５５を備える。内側リング５１の基部５１ａと外側リング５２の内周部６１とは、軸方向に間隙ｈ_１を有し、外側リング５２の外周部６２とばね板５３とは間隙ｈ_２を有する。間隙ｈ_１は、ばね板５３の弾性変形量の限界ε_Ｚより小さく、間隙ｈ_２は間隙ｈ_１より大きい。また、内側リング５１の基部５１ａの外周面と、外側リング５２の外周部６２の内周面６２ａとは、半径方向に、ばね板５３の弾性変形量の限界ε_Ｚより小さい間隙ｒ_１を有している。
【選択図】図３A damping effect of vibration transmitted from a rotor to a housing is further increased.
A vibration damping mechanism includes an inner ring, an outer ring, a spring plate, and a thrust stopper. The inner periphery 61 of the base portion 51a and the outer ring 52 of the inner ring 51, a gap _{h 1} in the axial direction, a gap _{h 2} is the outer peripheral portion 62 and the spring plate 53 of the outer ring 52. The gap h ₁ is smaller than the elastic deformation limit ε _Z of the spring plate 53, and the gap h ₂ is larger than the gap h ₁ . Further, the outer peripheral surface of the base portion 51 a of the inner ring 51 and the inner peripheral surface 62 a of the outer peripheral portion 62 of the outer ring 52 have a gap r ₁ that is smaller than the limit ε _Z of the elastic deformation amount of the spring plate 53 in the radial direction. doing.
[Selection] Figure 3

Description

本発明は、永久磁石およびボールベアリングを軸受に用いた真空ポンプに関する。 The present invention relates to a vacuum pump using a permanent magnet and a ball bearing as a bearing.

ターボ分子ポンプ等の真空ポンプにおけるロータの軸受機構として、永久磁石とボールベアリングとを用いる構造のものがある。
ターボ分子ポンプのロータの回転周波数は、回転体の共振周波数（２次の危険速度）よりも高い周波数であるので、ポンプ起動および停止時には、この共振周波数を通過させる必要がある。このため、ターボ分子ポンプには、ロータの共振による振動が、ハウジングに伝達されるのを減衰するための制振機構が必要とされる。 As a bearing mechanism of a rotor in a vacuum pump such as a turbo molecular pump, there is a structure using a permanent magnet and a ball bearing.
Since the rotation frequency of the rotor of the turbo molecular pump is higher than the resonance frequency (secondary critical speed) of the rotating body, it is necessary to pass this resonance frequency when starting and stopping the pump. For this reason, the turbo molecular pump requires a vibration damping mechanism for damping vibrations due to rotor resonance being transmitted to the housing.

永久磁石とボールベアリングとを用いる構成における典型的な制振機構が、特許文献１の図１に図示されている。この構造では、ロータシャフトに取り付けられたボールベアリングの半径方向移動を規制するために、ボールベアリングの外側リングの外周面とハウジング部分との間に半径方向減衰エラストマーリングが介装されている。また、ボールベアリングの軸線方向移動を規制するためにボールベアリングの外側リングの端面とハウジングとの間に軸線方向減衰エラストマーリングが介装されている。しかし、このように、ボールベアリングとハウジングとの間にエラストマーリングを介装するだけの構造では、振動エネルギの吸収が十分ではない。 A typical vibration damping mechanism using a permanent magnet and a ball bearing is shown in FIG. In this structure, a radially damped elastomer ring is interposed between the outer peripheral surface of the outer ring of the ball bearing and the housing portion in order to restrict the radial movement of the ball bearing attached to the rotor shaft. Further, an axially damped elastomer ring is interposed between the end face of the outer ring of the ball bearing and the housing in order to restrict the axial movement of the ball bearing. However, in such a structure in which an elastomer ring is merely interposed between the ball bearing and the housing, vibration energy is not sufficiently absorbed.

そこで、特許文献１の図４に図示されるように、ボールベアリングとハウジングとの間に、弾性支持体を介装した構造が提案されている。弾性支持体は、ほぼ円筒体形状に形成され、円周方向に沿って外周側から内周側に渦巻き状にほぼ半周程延出するように形成された複数のスロットを有する。各スロットは、弾性支持体自体の軸方向に貫通されている。弾性支持体は、各スロットの端部において外周部側と内周部側とが連続するように一体化して形成されており、ベアリングおよび各スロットには、ポンプのリザーバから潤滑剤が供給される。
この弾性支持体を用いた制振構造では、各スロットに供給された潤滑剤が、ロータの振動で圧縮され、振動を減衰させる。 Therefore, as illustrated in FIG. 4 of Patent Document 1, a structure in which an elastic support is interposed between a ball bearing and a housing has been proposed. The elastic support body is formed in a substantially cylindrical shape and has a plurality of slots formed so as to extend approximately half a circumference in a spiral shape from the outer peripheral side to the inner peripheral side along the circumferential direction. Each slot is penetrated in the axial direction of the elastic support itself. The elastic support is integrally formed so that the outer peripheral side and the inner peripheral side are continuous at the end of each slot, and a lubricant is supplied to the bearing and each slot from the reservoir of the pump. .
In the vibration damping structure using this elastic support, the lubricant supplied to each slot is compressed by the vibration of the rotor and attenuates the vibration.

特許公表２００８−５４２６２８号公報Patent publication 2008-542628

上記特許文献に記載された制振構造では、ポンプ、リザーバ等が必要とされ、且つ、弾性支持体の構造および潤滑剤供給路の形成が複雑であるので高価である。また、弾性支持体は、各スロットの端部で連接されており、ロータの振動はこの連接部では減衰されないので、制振効果が十分ではない。 The vibration damping structure described in the above patent document requires a pump, a reservoir and the like, and is expensive because the structure of the elastic support and the formation of the lubricant supply path are complicated. Further, since the elastic support is connected at the end of each slot, and the vibration of the rotor is not damped at this connection, the damping effect is not sufficient.

この発明の真空ポンプは、ロータに一体に設けられ、モータにより高速回転されるシャフトを、ボールベアリングにより支承する真空ポンプにおいて、シャフトから伝達されるボールベアリングの振動を減衰する制振機構と、ボールベアリングと制振機構とを収容する収容部を有する軸受ハウジングと、を備え、制振機構は、ボールベアリングの外周側に設けられた内側リングと、内側リングの外周側に設けられた外側リングと、内側リングと外側リングとの間に介装され、内側リングの外周面と接する少なくとも３つの凹部、及び、外側リングの内周面に接する少なくとも３つの凸部が円周方向に設けられた波形リング状のばね板とを備える。 The vacuum pump of the present invention is a vacuum pump that is provided integrally with a rotor and that supports a shaft that is rotated at a high speed by a motor by a ball bearing, and a damping mechanism that attenuates the vibration of the ball bearing transmitted from the shaft; A bearing housing having an accommodating portion for accommodating the bearing and the vibration damping mechanism, and the vibration damping mechanism includes an inner ring provided on the outer peripheral side of the ball bearing, and an outer ring provided on the outer peripheral side of the inner ring. And a corrugated wavelet provided between the inner ring and the outer ring and having at least three concave portions in contact with the outer peripheral surface of the inner ring and at least three convex portions in contact with the inner peripheral surface of the outer ring in the circumferential direction. A ring-shaped spring plate.

本発明によれば、ロータの振動は波形リング状に形成されたばね板により十分に減衰することができ、十分な制振効果を得ることができる。 According to the present invention, the vibration of the rotor can be sufficiently damped by the spring plate formed in the shape of a corrugated ring, and a sufficient damping effect can be obtained.

本発明の真空ポンプとしてのターボ分子ポンプの一実施の形態を示す断面図である。It is sectional drawing which shows one Embodiment of the turbo-molecular pump as a vacuum pump of this invention. 図１における制振機構およびその周囲の領域ＩＩの拡大図である。FIG. 2 is an enlarged view of a vibration damping mechanism and a surrounding region II in FIG. 1. 図２に図示された制振機構における領域ＩＩＩの拡大図である。FIG. 3 is an enlarged view of a region III in the vibration damping mechanism illustrated in FIG. 2. 図３において、ボールベアリングが逆方向に移動した状態を示す図。The figure which shows the state which the ball bearing moved to the reverse direction in FIG. 本発明の制振機構を構成するばね板の外観斜視図である。It is an external appearance perspective view of the spring board which comprises the damping mechanism of this invention. ばね板の変形例１を示す外観斜視図である。It is an external appearance perspective view which shows the modification 1 of a spring board. ばね板の変形例２を示す外観斜視図である。It is an external appearance perspective view which shows the modification 2 of a spring board. 本発明の真空ポンプの実施形態２であり、図３に対応する制振機構の要部を示す断面図である。FIG. 4 is a cross-sectional view showing a main part of a vibration damping mechanism corresponding to FIG. 3, which is Embodiment 2 of the vacuum pump of the present invention.

−実施形態１-
以下、図を参照して本発明を実施するための形態について説明する。図１は本発明に係る真空ポンプの一実施形態を示す図であり、ターボ分子ポンプの断面図である。ターボ分子ポンプは、ケーシング１０とベース２（軸受ハウジング）とにより構成されるハウジング内部に収容されたロータ３を備えている。ロータ３には排気機能部として回転翼３０と円筒部３１とが形成されている。円筒部３１は、内周円筒部３１ａおよび外周円筒部３１ｂの二重円筒構造となっている。回転翼３０に対応してケーシング１０の内側に固定翼２０がスペーサリング５で位置合せされて設けられており、回転翼３０と固定翼２０とにより高真空側排気機能部を構成している。外周円筒部３１ｂの外周には外周ステータ３２ｂがハウジング１０に取り付けられている。外周ステータ３２ｂと外周円筒部３１ｂのいずれか一方には、両部材が対面する側の面に螺旋状の溝が形成されている。内周円筒部３１ａと外周円筒部３１ｂとの間には、内周ステータ３２ａが配置されている。内周ステータ３２ａはベース２に取り付けられている。内周ステータ３２ａと内周円筒部３１ａとのいずれか一方には、両部材が対面する側の面に螺旋状の溝が形成されている。また、内周ステータ３２ａと外周円筒部３１ｂのいずれか一方には、両部材が対面する面に螺旋状の溝が形成されている。内周円筒部３１ａ、外周円筒部３１ｂ、内周ステータ３２ａ、外周ステータ３２ｂは、低真空側排気機能部を構成している。 Embodiment 1
Hereinafter, embodiments for carrying out the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a view showing an embodiment of a vacuum pump according to the present invention, and is a cross-sectional view of a turbo molecular pump. The turbomolecular pump includes a rotor 3 housed in a housing constituted by a casing 10 and a base 2 (bearing housing). The rotor 3 is formed with a rotary blade 30 and a cylindrical portion 31 as exhaust function portions. The cylindrical portion 31 has a double cylindrical structure of an inner peripheral cylindrical portion 31a and an outer peripheral cylindrical portion 31b. The fixed blade 20 is provided inside the casing 10 so as to be aligned with the spacer ring 5 corresponding to the rotary blade 30, and the rotary blade 30 and the fixed blade 20 constitute a high vacuum side exhaust function unit. An outer peripheral stator 32b is attached to the housing 10 on the outer periphery of the outer peripheral cylindrical portion 31b. In either one of the outer stator 32b and the outer cylindrical portion 31b, a spiral groove is formed on the surface where both members face each other. An inner circumferential stator 32a is disposed between the inner circumferential cylindrical portion 31a and the outer circumferential cylindrical portion 31b. The inner peripheral stator 32 a is attached to the base 2. In either one of the inner circumferential stator 32a and the inner circumferential cylindrical portion 31a, a spiral groove is formed on the surface on the side where both members face each other. Further, in either one of the inner peripheral stator 32a and the outer peripheral cylindrical portion 31b, a spiral groove is formed on a surface where both members face each other. The inner peripheral cylindrical part 31a, the outer peripheral cylindrical part 31b, the inner peripheral stator 32a, and the outer peripheral stator 32b constitute a low vacuum side exhaust function part.

ケーシング１０の下面には、シール部材１８を介してベース（軸受ハウジング）２が締結部材（図示せず）により取り付けられ、ケーシング１０とベース２とにより、外部から密封されたハウジングを構成している。
ハウジング内には、シャフト１が、その軸芯をハウジングの軸芯に一致させて収容されている。ロータ３は、シャフト１に同軸で締結されている。シャフト１はモータ４により回転駆動される。シャフト１が締結されたロータ３は、複数の永久磁石６および複数の永久磁石７から構成される永久磁石式磁気軸受とボールベアリング８とにより回転可能に支持されている。各永久磁石６はロータ３に固定されている。固定側の各永久磁石７は磁石ホルダ１１に保持され、永久磁石６の内周側に対向配置されている。 A base (bearing housing) 2 is attached to the lower surface of the casing 10 by a fastening member (not shown) via a seal member 18, and the casing 10 and the base 2 constitute a housing sealed from the outside. .
The shaft 1 is accommodated in the housing with its axis aligned with the axis of the housing. The rotor 3 is fastened coaxially to the shaft 1. The shaft 1 is rotationally driven by a motor 4. The rotor 3 to which the shaft 1 is fastened is rotatably supported by a permanent magnet type magnetic bearing composed of a plurality of permanent magnets 6 and a plurality of permanent magnets 7 and a ball bearing 8. Each permanent magnet 6 is fixed to the rotor 3. Each permanent magnet 7 on the fixed side is held by a magnet holder 11 and is disposed opposite to the inner peripheral side of the permanent magnet 6.

対向する各永久磁石６、７は、極性が同一となるように配置されており、両者間には磁気的な反発力が作用する。ロータ３に固定された永久磁石６は、それぞれ、磁石ホルダ１１に固定された対向する永久磁石７に対し、多少、軸方向の上方（ΔＺ）に位置している。従って、ロータ３は、複数の永久磁石６、７間に作用する反発力により、常時、軸方向の上方側に向けて付勢されている。なお、本明細書においては、磁気軸受を構成する永久磁石６、７が配置された側を上部側とし、その反対側、すなわち、ベース２の底面側を下方側とする。 The opposing permanent magnets 6 and 7 are arranged so as to have the same polarity, and a magnetic repulsive force acts between them. The permanent magnets 6 fixed to the rotor 3 are located slightly above (ΔZ) in the axial direction with respect to the opposing permanent magnets 7 fixed to the magnet holder 11. Therefore, the rotor 3 is always biased upward in the axial direction by a repulsive force acting between the plurality of permanent magnets 6 and 7. In this specification, the side on which the permanent magnets 6 and 7 constituting the magnetic bearing are arranged is the upper side, and the opposite side, that is, the bottom side of the base 2 is the lower side.

磁石ホルダ１１は、ケーシング１０のフランジ部分に固定されている。磁石ホルダ１１の中央には、保護用のボールベアリング９が取り付けられている。
ボールベアリング９はシャフト１上部のラジアル方向の振れを制限するために設けられているものであり、ボールベアリング９の内輪とシャフト１の上端部側の径小な軸部との間には隙間が形成されている。この隙間の寸法は、永久磁石６、７間の隙間寸法より小さく設定されている。これにより、危険速度通過時にロータ３が振れ回った際に、永久磁石６、７同士が接触するのを防止している。 The magnet holder 11 is fixed to the flange portion of the casing 10. A ball bearing 9 for protection is attached to the center of the magnet holder 11.
The ball bearing 9 is provided to limit the radial deflection of the upper portion of the shaft 1, and there is a gap between the inner ring of the ball bearing 9 and the small diameter shaft portion on the upper end side of the shaft 1. Is formed. The size of the gap is set smaller than the size of the gap between the permanent magnets 6 and 7. This prevents the permanent magnets 6 and 7 from coming into contact with each other when the rotor 3 swings around when the dangerous speed is passed.

シャフト１の下端側は、径小の下端軸部１ａとされ、この下端軸部１ａにボールベアリング８が取り付けられている。ボールベアリング８は、グリース潤滑式の軸受である。ボールベアリング８とベース２との間には制振機構５０が介装されている。 The lower end side of the shaft 1 is a lower end shaft portion 1a having a small diameter, and a ball bearing 8 is attached to the lower end shaft portion 1a. The ball bearing 8 is a grease lubricated bearing. A vibration control mechanism 50 is interposed between the ball bearing 8 and the base 2.

図２は、図１の二点鎖線で囲った制振機構５０およびその周囲の領域ＩＩの拡大図であり、図３は、図２に図示された制振機構５０における二点鎖線で囲んだ領域ＩＩＩの拡大図である。
ベース２には、シャフト１の下端部に対応してベアリング収容部２１が形成されている。ベアリング収容部２１の上部側のベース２には、シャフト１の下端軸部１ａをベアリング収容部２１に挿通する貫通孔が形成された支持部２ａが設けられている。 2 is an enlarged view of the vibration damping mechanism 50 surrounded by the two-dot chain line in FIG. 1 and the surrounding area II. FIG. 3 is surrounded by the two-dot chain line in the vibration damping mechanism 50 shown in FIG. It is an enlarged view of the area | region III.
In the base 2, a bearing accommodating portion 21 is formed corresponding to the lower end portion of the shaft 1. The base 2 on the upper side of the bearing housing portion 21 is provided with a support portion 2a in which a through hole is formed through which the lower end shaft portion 1a of the shaft 1 is inserted into the bearing housing portion 21.

シャフト１の下端軸部１ａにおける先端側の外周にはおねじが形成されており、ボールベアリング８は、ベアリング収容部２１内に配置され、おねじに締結されるナット６８により、シャフト１の下端軸部１ａに固定されている。
ボールベアリング８としては、例えば、深溝玉軸受が用いられる。ボールベアリング８は、内輪８１、外輪８２および内輪８１と外輪８２との間に配置された転がり素子８３を有する。上述した通り、ボールベアリング８はグリース潤滑式であり、転がり素子８３の全表面には、内輪８１および外輪８２の各内面との摩擦を低減するためのグリースが封入されている。 A male screw is formed on the outer periphery on the front end side of the lower end shaft portion 1 a of the shaft 1, and the ball bearing 8 is disposed in the bearing housing portion 21, and a lower end shaft of the shaft 1 by a nut 68 fastened to the male screw. It is fixed to the part 1a.
As the ball bearing 8, for example, a deep groove ball bearing is used. The ball bearing 8 includes an inner ring 81, an outer ring 82, and a rolling element 83 disposed between the inner ring 81 and the outer ring 82. As described above, the ball bearing 8 is of a grease lubrication type, and grease for reducing friction with the inner surfaces of the inner ring 81 and the outer ring 82 is enclosed on the entire surface of the rolling element 83.

ベース２のベアリング収容部２１内には、ボールベアリング８の振れ回りによる振動を減衰する制振機構５０が設けられている。制振機構５０は、内側リング５１と、外側リング５２と、内側リング５１と外側リング５２との間に摺動可能に介装されたばね板５３と、スラストストッパ（保持部材）５５を備えている。
内側リング５１は、ボールベアリング８の上面に配置される基部５１ａと、ボールベアリング８を収容する円筒部５１ｂとを有する。内側リング５１は、基部５１ａの下面がボールベアリング８の外輪８２の上面に当接した状態でボールベアリング８に支持されている。内側リング５１の円筒部５１ｂ内には、ボールベアリング８が収容される。円筒部５１ｂの外周面には、ばね板５３を嵌合するため、円環状の溝部５１ｃが形成されている。 A vibration damping mechanism 50 is provided in the bearing housing portion 21 of the base 2 for attenuating vibration caused by the swinging movement of the ball bearing 8. The vibration damping mechanism 50 includes an inner ring 51, an outer ring 52, a spring plate 53 slidably interposed between the inner ring 51 and the outer ring 52, and a thrust stopper (holding member) 55. .
The inner ring 51 includes a base portion 51 a disposed on the upper surface of the ball bearing 8 and a cylindrical portion 51 b that accommodates the ball bearing 8. The inner ring 51 is supported by the ball bearing 8 in a state where the lower surface of the base portion 51 a is in contact with the upper surface of the outer ring 82 of the ball bearing 8. The ball bearing 8 is accommodated in the cylindrical portion 51 b of the inner ring 51. An annular groove 51c is formed on the outer peripheral surface of the cylindrical portion 51b to fit the spring plate 53 therein.

外側リング５２は、内側リング５１の外周に内側リング５１と離間して配置されている。外側リング５２は、段付き基部５２ａと、円筒部５２ｂとを有する。段付き基部５２ａの上面は支持部２ａの下面に密着しており、下面には複数の段部が形成されている。外側リング５２の段付き基部５２ａは、内周側が内側リング５１の基部５１ａと重なり合うように形成されている。詳細は後述するが、段付き基部５２ａの下面は、内側リング５１の基部５１ａおよびばね板５３と、それぞれ、間隙を有して配置されている。外側リング５２の内面側における、段付き基部５２ａと円筒部５２ｂとの境界部には、リング状の角部（ストッパ部）６３が形成されている。 The outer ring 52 is disposed on the outer periphery of the inner ring 51 so as to be separated from the inner ring 51. The outer ring 52 has a stepped base portion 52a and a cylindrical portion 52b. The upper surface of the stepped base portion 52a is in close contact with the lower surface of the support portion 2a, and a plurality of step portions are formed on the lower surface. The stepped base 52 a of the outer ring 52 is formed so that the inner peripheral side overlaps the base 51 a of the inner ring 51. Although details will be described later, the lower surface of the stepped base 52a is disposed with a gap between the base 51a of the inner ring 51 and the spring plate 53, respectively. A ring-shaped corner portion (stopper portion) 63 is formed at the boundary portion between the stepped base portion 52 a and the cylindrical portion 52 b on the inner surface side of the outer ring 52.

ばね板５３は、内側リング５１と外側リング５２との間に装着される。
図５は、ばね板５３の外観斜視図である。
ばね板５３は、平面視がほぼ正六角形の波形リング状部材であり、６つの凸部５３ａと、各凸部５３ａ間において内方に向けて弓形状に湾曲する６つの凹部５３ｂを有している。各凹部５３ｂは、隣接する２つの凸部５３ａの中間部が最も内方に突き出すようにほぼ弓形状に湾曲して形成されている。各凹部５３ｂは、隣接する凸部５３ａの中間部に対して左右対称に湾曲している。ばね板５３は、各凹部５３ｂを湾曲状に形成することにより、半径方向に変形可能である。このように、軸方向に所定の高さを有する波形リング構造とすることで、ばね板５３は軸方向の剛性が大きくされ、半径方向の剛性は、軸方向の剛性より小さくされている。 The spring plate 53 is mounted between the inner ring 51 and the outer ring 52.
FIG. 5 is an external perspective view of the spring plate 53.
The spring plate 53 is a corrugated ring-shaped member having a substantially regular hexagonal shape in plan view, and includes six convex portions 53a and six concave portions 53b that are curved in an inward shape between the convex portions 53a. Yes. Each concave portion 53b is formed in a substantially bow shape so that an intermediate portion between two adjacent convex portions 53a protrudes inward most. Each recess 53b is curved symmetrically with respect to an intermediate portion between adjacent protrusions 53a. The spring plate 53 can be deformed in the radial direction by forming the concave portions 53b in a curved shape. In this way, by adopting a corrugated ring structure having a predetermined height in the axial direction, the spring plate 53 has increased axial rigidity, and the radial rigidity is smaller than the axial rigidity.

ばね板５３は、各凹部５３ｂの中間部が内側リング５１の溝部５１ｃに嵌合される。内側リング５１の溝部５１ｃの幅は、ばね板５３の高さよりも僅かに大きく形成されている。上述した如く、ロータ３は、複数の永久磁石７と、対向する各永久磁石７よりも多少、軸方向における上方に位置する複数の永久磁石６との間に作用する反発力により、常時、上方側に向けて付勢されている。このため、ロータ３、シャフト１と共にボールベアリング８には、軸方向における上方への力が作用している。 The spring plate 53 is fitted in the groove 51 c of the inner ring 51 at the intermediate portion of each recess 53 b. The width of the groove 51 c of the inner ring 51 is slightly larger than the height of the spring plate 53. As described above, the rotor 3 always moves upward due to the repulsive force acting between the plurality of permanent magnets 7 and the plurality of permanent magnets 6 positioned slightly above the opposing permanent magnets 7 in the axial direction. It is biased towards the side. For this reason, an upward force in the axial direction acts on the ball bearing 8 together with the rotor 3 and the shaft 1.

上述した如く、内側リング５１は、その基部５１ａがボールベアリング８に支持されており、ボールベアリング８は、その下面において、ナット６８により支持されている。このため、ばね板５３は、その内周側、つまり、凹部５３ｂの中間部における下端が溝部５１ｃの下側面５１ｅ（図３参照）に当接した状態で、内側リング５１により軸方向に支持されている。また、ばね板５３は、その外周側、つまり、凸部５３ａの上端が、外側リング５２の角部６３に当接されている。内側リング５１は、ボールベアリング８と共にシャフト１により、常時、軸方向の上方に付勢されている。従って、ばね板５３は、内側リング５１の溝部５１ｃの下側面５１ｅと外側リング５２の角部６３との間に挟持されている。ばね板５３が、外側リング５２の角部６３に当接することにより、ロータ３、シャフト１、ボールベアリング８、内側リング５１およびばね板５３の軸方向の上方への移動が阻止されている。 As described above, the base 51a of the inner ring 51 is supported by the ball bearing 8, and the ball bearing 8 is supported by the nut 68 on the lower surface thereof. Therefore, the spring plate 53 is supported in the axial direction by the inner ring 51 in a state where the inner peripheral side thereof, that is, the lower end of the intermediate portion of the concave portion 53b is in contact with the lower side surface 51e (see FIG. 3) of the groove portion 51c. ing. In addition, the outer peripheral side of the spring plate 53, that is, the upper end of the convex portion 53 a is in contact with the corner portion 63 of the outer ring 52. The inner ring 51 is always urged upward in the axial direction by the shaft 1 together with the ball bearing 8. Accordingly, the spring plate 53 is sandwiched between the lower side surface 51e of the groove portion 51c of the inner ring 51 and the corner portion 63 of the outer ring 52. Since the spring plate 53 abuts against the corner 63 of the outer ring 52, the rotor 3, the shaft 1, the ball bearing 8, the inner ring 51, and the spring plate 53 are prevented from moving upward in the axial direction.

内側リング５１の溝部５１ｃの幅（軸方向の長さ）は、ばね板５３の高さ（軸方向の長さ）よりも大きく形成されている。従って、ばね板５３の上端と溝部５１ｃの上側面５１ｆ（図３参照）との間に、溝部５１ｃの幅とばね板５３の高さとの差である間隙ｈ_３が形成されている。 The width (length in the axial direction) of the groove 51c of the inner ring 51 is formed larger than the height (length in the axial direction) of the spring plate 53. Therefore, between the upper surface 51f of the upper end and the groove 51c of the spring plate 53 (see FIG. 3), a gap h ₃ is formed which is the difference between the width and height of the spring plate 53 of the groove 51c.

スラストストッパ５５は、外側リング５２の円筒部５２ｂの下面に当接して外側リング５２を軸方向における所定の位置に保持する。スラストストッパ５５の外周には、おねじ部５５ａ（図２参照）が形成されている。このおねじ部５５ａを、ベース２のベアリング収容部２１の内面側に設けられためねじ部２２に螺合して、外側リング５２を支持部２ａに押し付けて、固定する。
スラストストッパ５５の上面は、複数の段部が形成された段付き面７０とされている。段付き面７０は、以下に示すように、ばね板５３の下面および内側リング５１の下端面５１ｄとは所定の間隙を有して配置されている。 The thrust stopper 55 contacts the lower surface of the cylindrical portion 52b of the outer ring 52 to hold the outer ring 52 at a predetermined position in the axial direction. On the outer periphery of the thrust stopper 55, a male screw portion 55a (see FIG. 2) is formed. Since this male screw portion 55a is provided on the inner surface side of the bearing housing portion 21 of the base 2, it is screwed into the screw portion 22, and the outer ring 52 is pressed against the support portion 2a to be fixed.
The upper surface of the thrust stopper 55 is a stepped surface 70 on which a plurality of step portions are formed. As shown below, the stepped surface 70 is arranged with a predetermined gap from the lower surface of the spring plate 53 and the lower end surface 51 d of the inner ring 51.

上述した如く、ばね板５３は、内側リング５１の溝部５１ｃの下側面５１ｅと外側リング５２の角部６３により軸方向の上下位置を規制されて保持されている。外側リング５２は、スラストストッパ５５により、ベース２の支持部２ａに押し付けられて、固定されている。 As described above, the vertical position of the spring plate 53 is held by the lower side surface 51e of the groove 51c of the inner ring 51 and the corner portion 63 of the outer ring 52. The outer ring 52 is pressed against the support portion 2a of the base 2 by a thrust stopper 55 and fixed.

この状態で、図３に図示されるように、外側リング５２の段付き基部５２ａの内周部６１と内側リング５１の基部５１ａとの間には、軸方向に間隙ｈ_１が設けられている。また、外側リング５２の段付き基部５２ａの外周部６２とばね板５３との間には、軸方向に間隙ｈ_２が設けられている。間隙ｈ_１は、ばね板５３の軸方向の弾性変形量の限度ε_Ｚよりも小さく設定されている。間隙ｈ_２は間隙ｈ_１よりも大きく設定されている。 In this state, as shown in FIG. 3, a gap h <b> ₁ is provided in the axial direction between the inner peripheral portion 61 of the stepped base portion 52 a of the outer ring 52 and the base portion 51 a of the inner ring 51. . A gap h < _b > ₂ is provided in the axial direction between the outer peripheral portion 62 of the stepped base portion 52 a of the outer ring 52 and the spring plate 53. The gap h ₁ is set smaller than the limit ε _Z of the elastic deformation amount in the axial direction of the spring plate 53. Gap h ₂ is set to be larger than the gap h _1.

また、内側リング５１の基部５１ａの外周面と、外側リング５２の外周部６２の内周面６２ａとの間には、半径方向に間隙ｒ_１が設けられている。間隙ｒ_１は、ばね板５３の半径方向の弾性変形量の限度ε_Ｒよりも小さく設定されている。半径方向の間隙ｒ_１は、例えば、０．１〜０．３ｍｍ程度に設定される。 Further, a gap r ₁ is provided in the radial direction between the outer peripheral surface of the base portion 51 a of the inner ring 51 and the inner peripheral surface 62 a of the outer peripheral portion 62 of the outer ring 52. The gap r ₁ is set to be smaller than the limit ε _R of the elastic deformation amount in the radial direction of the spring plate 53. Gap _{r 1} in the radial direction, for example, on the order of 0.1 to 0.3 mm.

モータ４を駆動してロータ３を回転させると、ロータ３およびシャフト１に振れ回りが生じ、振動としてボールベアリング８に伝達される。ボールベアリング８に伝達された振動により、ばね板５３の凹部５３ｂの中間部と内側リング５１の円筒部５１ｂとが摺動し、また、ばね板５３の凸部５３ａと外側リング５２の円筒部５２ｂとが摺動する。内側リング５１と外側リング５２とは、軸方向に間隙ｈ_１、半径方向に間隙ｒ_１が設けられている。このため、ロータ３、シャフト１と共に回転振動するボールベアリング８の振動エネルギは、ばね板５３が、半径方向に変形することにより減衰される。 When the motor 4 is driven to rotate the rotor 3, the rotor 3 and the shaft 1 are swung and transmitted to the ball bearing 8 as vibrations. Due to the vibration transmitted to the ball bearing 8, the intermediate portion of the concave portion 53 b of the spring plate 53 and the cylindrical portion 51 b of the inner ring 51 slide, and the convex portion 53 a of the spring plate 53 and the cylindrical portion 52 b of the outer ring 52. And slide. The inner ring 51 and the outer ring 52 are provided with a gap h _{1 in the} axial direction and a gap r _{1 in the} radial direction. For this reason, the vibration energy of the ball bearing 8 that rotates and vibrates together with the rotor 3 and the shaft 1 is attenuated by the spring plate 53 being deformed in the radial direction.

軸方向の間隙ｈ_１は、ばね板５３の軸方向の弾性変形量の限度ε_Ｚよりも小さく設定されている。このため、軸方向において、ばね板５３が塑性変形を起こす前に、内側リング５１の基部５１ａの上面が、外側リング５２の段付き基部５２ａの内周部６１に当接する。また、半径方向の間隙ｒ_１は、ばね板５３の半径方向の弾性変形量の限度ε_Ｒよりも小さく設定されている。このため、半径方向において、ばね板５３が塑性変形を起こす前に、内側リング５１の基部５１ａの外周面が、外側リング５２の外周部６２の内周面６２ａに当接する。
これにより、例えば、大気圧程度の高いガス圧がロータ３に負荷される等、設定したよりも大きな軸方向の負荷がかかった場合において、ばね板５３の損傷を防止することができる。 The axial gap h ₁ is set smaller than the limit ε _Z of the elastic deformation amount of the spring plate 53 in the axial direction. For this reason, in the axial direction, before the spring plate 53 causes plastic deformation, the upper surface of the base portion 51 a of the inner ring 51 abuts against the inner peripheral portion 61 of the stepped base portion 52 a of the outer ring 52. Further, the radial gap r ₁ is set to be smaller than the limit ε _R of the elastic deformation amount in the radial direction of the spring plate 53. For this reason, in the radial direction, the outer peripheral surface of the base portion 51 a of the inner ring 51 contacts the inner peripheral surface 62 a of the outer peripheral portion 62 of the outer ring 52 before the spring plate 53 causes plastic deformation.
As a result, for example, damage to the spring plate 53 can be prevented when a larger axial load than set is applied, such as when a high gas pressure of about atmospheric pressure is applied to the rotor 3.

外側リング５２の外周部６２とばね板５３との軸方向の間隙ｈ_２は、外側リング５２の内周部６１と内側リング５１の基部５１ａとの軸方向の間隙ｈ_１よりも大きく設定されている。従って、内側リング５１の基部５１ａの上面が、外側リング５２の段付き基部５２ａの内周部６１に当接した状態においても、外側リング５２の外周部６２とばね板５３の上端との間には間隙（ｈ_２−ｈ_１）が存する。このため、この状態においても、ばね板５３の上端が外側リング５２の外周部６２に接触することはない。 The axial gap h ₂ between the outer peripheral portion 62 of the outer ring 52 and the spring plate 53 is set to be larger than the axial gap h ₁ between the inner peripheral portion 61 of the outer ring 52 and the base 51 a of the inner ring 51. Yes. Therefore, even when the upper surface of the base portion 51 a of the inner ring 51 is in contact with the inner peripheral portion 61 of the stepped base portion 52 a of the outer ring 52, it is between the outer peripheral portion 62 of the outer ring 52 and the upper end of the spring plate 53. Has a gap (h ₂ −h ₁ ). For this reason, even in this state, the upper end of the spring plate 53 does not contact the outer peripheral portion 62 of the outer ring 52.

スラストストッパ５５の上面は、内周側上面部７１、外周側上面部７２および保持面７３が形成された段付き面７０とされている。保持面７３とばね板５３の下端との間には間隙ｈ_４が設けられている。
ロータ３に、地震等不測の要因により、通常とは逆方向の衝撃がかかり、ロータ３、シャフト１と共にボールベアリング８が軸方向の下方側に移動することがある。ロータ３が軸方向の下方側に移動して、ロータ３に固定されている各永久磁石６が、それぞれ、磁石ホルダに固定された対向する永久磁石７に対し、多少、軸方向の下方（−ΔＺ）に位置するようになると、ロータ３は、複数の永久磁石６、７の間に作用する反発力により軸方向の下方側に向かって付勢される。この状態では、ばね板５３は、ロータ３、シャフト１、ボールベアリング８および内側リング５１と共に下方に移動される。
ばね板５３の移動は、ばね板５３の下端とスラストストッパ５５の保持面７３との間隙ｈ_４だけ下方に移動し、保持面７３に当接して停止する。 The upper surface of the thrust stopper 55 is a stepped surface 70 on which an inner peripheral side upper surface portion 71, an outer peripheral side upper surface portion 72 and a holding surface 73 are formed. A gap h ₄ is provided between the holding surface 73 and the lower end of the spring plate 53.
Due to unforeseen factors such as earthquakes, the rotor 3 may be subjected to an impact in the direction opposite to normal, and the ball bearing 8 may move downward in the axial direction together with the rotor 3 and the shaft 1. The rotor 3 moves downward in the axial direction, so that each permanent magnet 6 fixed to the rotor 3 is slightly lower than the opposing permanent magnet 7 fixed to the magnet holder (− The rotor 3 is urged downward in the axial direction by a repulsive force acting between the plurality of permanent magnets 6 and 7. In this state, the spring plate 53 is moved downward together with the rotor 3, the shaft 1, the ball bearing 8 and the inner ring 51.
The movement of the spring plate 53 moves downward by a gap h ₄ between the lower end of the spring plate 53 and the holding surface 73 of the thrust stopper 55, and comes into contact with the holding surface 73 and stops.

図４は、ばね板５３の下端が保持面７３に当接した状態における制振機構５０の拡大図である。図３に二点鎖線で示すａ_１、ａ_２は、それぞれ、この状態における内側リング５１の円筒部５１ｂの下端面５１ｄおよびばね板５３の下端の位置である。
ロータ３、シャフト１が通常とは逆方向に付勢され、ばね板５３が間隙ｈ_４だけ下方に移動し、保持面７３に当接した状態では、ボールベアリング８は間隙（ｈ_３＋ｈ_４）分、下方に移動している。ボールベアリング８が下方に移動すると、内側リング５１は、自重により同じ分だけ下方に移動する。この状態では、ばね板５３の上端は、内周側では内側リング５１の溝部５１ｃの上側面５１ｆに当接する。内側リング５１が下方に移動しても、スラストストッパ５５により保持されている外側リング５２は移動しないので、ばね板５３における外周側の上端は、外側リング５２の角部６３と間隙ｈ_４が空く。また、ばね板５３の下端は、内周側では溝部５１ｃの下側面５１ｅとの間に間隙ｈ_３が空く。この状態における内側リング５１の基部５１ａと外側リング５２の内周部６１との間隙は（ｈ_１＋ｈ_３＋ｈ_４）である。 FIG. 4 is an enlarged view of the vibration damping mechanism 50 in a state where the lower end of the spring plate 53 is in contact with the holding surface 73. In FIG. 3, a ₁ and a ₂ indicated by two-dot chain lines are the positions of the lower end surface 51 d of the cylindrical portion 51 b of the inner ring 51 and the lower end of the spring plate 53 in this state.
In a state where the rotor 3 and the shaft 1 are urged in the direction opposite to the normal direction and the spring plate 53 moves downward by the gap h ₄ and contacts the holding surface 73, the ball bearing 8 has the gap (h ₃ + h ₄ ). Min, moving down. When the ball bearing 8 moves downward, the inner ring 51 moves downward by the same amount due to its own weight. In this state, the upper end of the spring plate 53 contacts the upper side surface 51f of the groove 51c of the inner ring 51 on the inner peripheral side. Also the inner ring 51 is moved downward, since the outer ring 52 which is held by a thrust stopper 55 does not move, the upper end of the outer peripheral side of the spring plate 53, corners 63 and the gap h ₄ of the outer ring 52 is free . The lower end of the spring plate 53, a gap _{h 3} availabe between the lower surface 51e of the groove 51c on the inner circumferential side. In this state, the gap between the base portion 51a of the inner ring 51 and the inner peripheral portion 61 of the outer ring 52 is (h ₁ + h ₃ + h ₄ ).

スラストストッパ５５の上面に形成される段付き面７０は、この状態において、内側リング５１の円筒部５１ｂの下端面５１ｄとスラストストッパ５５の内周側上面部７１との間に間隙ｈ_１’が、また、ばね板５３の下端と外周側上面部７２との間には間隙ｈ_２’が形成されるように設定される。間隙ｈ_１’は、間隙ｈ_１と同一であってもよい。また、間隙ｈ_２’は間隙ｈ_２と同一であってもよい。但し、間隙ｈ_１’が、ばね板５３の軸方向の弾性変形量の限度ε_Ｚよりも小さく、間隙ｈ_２’が間隙ｈ_１’よりも大きいという条件を満たせば、間隙ｈ_１’とｈ_１とを、または間隙ｈ_２’とｈ_２とを同一とする必要はない。 In this state, the stepped surface 70 formed on the upper surface of the thrust stopper 55 has a gap h ₁ ′ between the lower end surface 51 d of the cylindrical portion 51 b of the inner ring 51 and the inner peripheral upper surface portion 71 of the thrust stopper 55. In addition, a gap h ₂ ′ is set between the lower end of the spring plate 53 and the outer peripheral side upper surface portion 72. The gap h ₁ ′ may be the same as the gap h ₁ . Further, the gap h ₂ ′ may be the same as the gap h ₂ . However, the gap h _{1 'is} smaller than the limit epsilon _Z axial direction of the elastic deformation of the spring plate 53, a gap h _2' _'meet the condition greater than the gap h _1' gap h ₁ and h ₁ or the gaps h ₂ ′ and h ₂ need not be identical.

図４に図示される間隙ｈ_１’、間隙ｈ_２’は、図３に図示される間隙ｈ_１、間隙ｈ_２との関係を上下反転した状態である。従って、軸方向において、ばね板５３が塑性変形を起こす前に、内側リング５１の下端面５１ｄがスラストストッパ５５の内周側上面部７１に当接する。内側リング５１の下端面５１ｄがスラストストッパ５５の内周側上面部７１に当接した状態では、ばね板５３の下端は、スラストストッパ５５の外周側上面部７２から離間している。半径方向に関しては、図３の場合と同一であるから、当然、ばね板５３が塑性変形を起こす前に、内側リング５１の基部５１ａの外周面が、外側リング５２の外周部６２の内周面６２ａに当接する。
従って、地震などの大きな衝撃により、シャフト１と共に下方に移動し、永久磁石６、７の作用によりロータ３が下方に付勢されている状態であっても、図３に図示される通常駆動時の場合と同様に、波形リング状のばね板５３による大きな制振作用を得ることができる。また、この状態で、大気圧程度の高いガス圧の突入等によりロータ３に、設定したよりも大きな軸方向の負荷がかかっても、ばね板５３の損傷を防止することができる。 The gap h ₁ ′ and the gap h ₂ ′ illustrated in FIG. 4 are in a state where the relationship between the gap h ₁ and the gap h ₂ illustrated in FIG. Accordingly, in the axial direction, the lower end surface 51 d of the inner ring 51 abuts against the inner peripheral upper surface portion 71 of the thrust stopper 55 before the spring plate 53 causes plastic deformation. In a state where the lower end surface 51 d of the inner ring 51 is in contact with the inner peripheral upper surface portion 71 of the thrust stopper 55, the lower end of the spring plate 53 is separated from the outer peripheral upper surface portion 72 of the thrust stopper 55. Since the radial direction is the same as that in FIG. 3, the outer peripheral surface of the base portion 51 a of the inner ring 51 is naturally the inner peripheral surface of the outer peripheral portion 62 of the outer ring 52 before the spring plate 53 undergoes plastic deformation. 62a abuts.
Therefore, even when the rotor 3 is moved downward together with the shaft 1 due to a large impact such as an earthquake and the rotor 3 is urged downward by the action of the permanent magnets 6 and 7, the normal driving shown in FIG. As in the case of, a large damping action by the corrugated ring-shaped spring plate 53 can be obtained. In this state, the spring plate 53 can be prevented from being damaged even when the rotor 3 is subjected to a load in the axial direction larger than the set value due to the entry of a high gas pressure of about atmospheric pressure.

上述した如く、ばね板５３は、凹部５３ｂの中間部における下端が内側リング５１の溝部５１ｃの下側面５１ｅに支持され、凸部５３ａの上端が外側リング５２の角部６３に支持されているだけである。それ以外の部分は、上端側では間隙ｈ_２を空けて、また、下端側では間隙ｈ_２’またはｈ_４を空けて、外側リング５２から離間している。従って、ロータ３およびシャフト１の振れ回りによりボールベアリング８が回転振動し、ばね板５３が半径方向に摺動する場合、その摺動を円滑に行うことができる。 As described above, in the spring plate 53, the lower end of the intermediate portion of the recess 53b is supported by the lower surface 51e of the groove portion 51c of the inner ring 51, and the upper end of the protrusion 53a is only supported by the corner portion 63 of the outer ring 52. It is. Other portions are spaced from the outer ring 52 with a gap h ₂ at the upper end side and a gap h ₂ ′ or h ₄ at the lower end side. Accordingly, when the ball bearing 8 is rotationally vibrated by the swing of the rotor 3 and the shaft 1 and the spring plate 53 slides in the radial direction, the sliding can be performed smoothly.

ロータ３、シャフト１と共にボールベアリング８が軸方向の上方に移動し、内側リング５１の基部５１ａが外側リング５２の内周部６１に当接した状態でも、ばね板５３の上端は外側リング５２の外周部６２とは（ｈ_２−ｈ_１）離間している。また、ロータ３、シャフト１と共にボールベアリング８が軸方向の下方に移動し、ばね板５３のスラストストッパ５５の保持面７３に当接した状態でも、ばね板５３の下端はスラストストッパ５５の外周側上面部７２とは（ｈ_２’−ｈ_１’）離間している。このように、設定したよりも大きな軸方向の負荷がかかった状態においても、ばね板５３の上・下端が外側リング５２およびスラストストッパ５５に接触することはない。このため、このような状態においても、ばね板５３の摺動が阻害されることはなく、ボールベアリング８を介して伝達されるロータ３、シャフト１の回転振動を、効率よく減衰することが可能である。 Even when the ball bearing 8 moves together with the rotor 3 and the shaft 1 in the axial direction and the base portion 51 a of the inner ring 51 abuts against the inner peripheral portion 61 of the outer ring 52, the upper end of the spring plate 53 remains on the outer ring 52. It is separated from the outer peripheral portion 62 by (h ₂ −h ₁ ). Further, even when the ball bearing 8 moves together with the rotor 3 and the shaft 1 in the axial direction and contacts the holding surface 73 of the thrust stopper 55 of the spring plate 53, the lower end of the spring plate 53 is on the outer peripheral side of the thrust stopper 55. It is separated from the upper surface part 72 by (h ₂ ′ −h ₁ ′). Thus, the upper and lower ends of the spring plate 53 do not come into contact with the outer ring 52 and the thrust stopper 55 even in a state where an axial load larger than the set value is applied. For this reason, even in such a state, the sliding of the spring plate 53 is not hindered, and the rotational vibration of the rotor 3 and the shaft 1 transmitted through the ball bearing 8 can be efficiently attenuated. It is.

ばね板５３は、凹部５３ｂと凸部５３ａとの間で、半径方向に振動する。このため、ばね板５３は、制振合金により形成することが望ましい。制振合金としては、Ｍｎ−Ｃｕ系合金、特に、Ｍｎ−Ｃｕ−Ｎｉ−Ｆｅ系合金、中でも２０５２合金等の強磁性型を用いることが推奨される。また、転移型のＭｇ、Ｍｇ−Ｚｒ合金等、あるいは双晶型のＭｎ−Ｃｕ系合金等を用いることもできる。
また、内側リング５１、外側リング５２として、焼き入れ鋼等の高硬度材を用いることが望ましい。内側リング５１、外側リング５２を制振合金により形成してもよい。 The spring plate 53 vibrates in the radial direction between the concave portion 53b and the convex portion 53a. For this reason, the spring plate 53 is preferably formed of a vibration damping alloy. As the damping alloy, it is recommended to use a ferromagnetic type such as a Mn—Cu alloy, in particular, a Mn—Cu—Ni—Fe alloy, especially 2052 alloy. Further, transition type Mg, Mg—Zr alloy, etc., twin type Mn—Cu based alloy, or the like can also be used.
Further, it is desirable to use a high hardness material such as hardened steel as the inner ring 51 and the outer ring 52. The inner ring 51 and the outer ring 52 may be formed of a damping alloy.

ばね板５３、内側リング５１、外側リング５２のいずれか、またはすべての部材の内表面または外表面に、摺動性を向上する表面処理を行うことが望ましい。表面処理としては、ＤＬＣ（ダイヤモンドライクカーボン）、二硫化モリブデンまたは窒化膜の層を形成する方法が挙げられる。表面処理は、ばね板５３と内側リング５１とが摺動する領域、またはばね板５３と外側リング５２とが摺動する領域のみに局部的に形成してもよい。 It is desirable to perform a surface treatment for improving slidability on the inner surface or outer surface of any one of the spring plate 53, the inner ring 51, the outer ring 52, or all members. Examples of the surface treatment include a method of forming a layer of DLC (diamond-like carbon), molybdenum disulfide, or a nitride film. The surface treatment may be locally formed only in a region where the spring plate 53 and the inner ring 51 slide, or only in a region where the spring plate 53 and the outer ring 52 slide.

ばね板５３と内側リング５１との間、および／またはばね板５３と外側リング５２との間に、グリース等の潤滑剤を介在させて、摺動性の向上を図るようにしてもよい。摺動部材間に潤滑剤が介在されることにより、摺動性が向上すると共に、ばね板５３による減衰効果に、さらに潤滑剤による減衰効果が得られるので、制振効果を一層向上することができる。なお、本明細書においては、ばね板５３と内側リング５１またはばね板５３と外側リング５２とが、直接、接する場合も、両部材間に潤滑剤等を介在する場合も、両部材が「接する」と表現する。 Lubricants such as grease may be interposed between the spring plate 53 and the inner ring 51 and / or between the spring plate 53 and the outer ring 52 to improve the slidability. By interposing the lubricant between the sliding members, the slidability is improved, and the damping effect by the spring plate 53 is further obtained, and the damping effect by the lubricant is obtained, so that the damping effect can be further improved. it can. In the present specification, both the spring plate 53 and the inner ring 51 or the spring plate 53 and the outer ring 52 are in direct contact with each other, and both members are in “contact”, even when a lubricant or the like is interposed between the two members. ".

（変形例１）
図６は、ばね板５３の変形例１を示す外観斜視図である。
図６に図示されたばね板５３Ａは、各凹部５３ｂにスリット５３ｃが形成されている点で、図５に図示されるばね板５３と相違する。
スリット５３ｃは、各凹部５３ｂの中間部に、軸方向に長く、両端部に半円形部を有する直線的な帯形状に形成されている。スリット５３ｃは、各凹部５３ｂに１つだけ設けられ、両端部が、各凹部５３ｂの高さ方向の各側面の内側に位置する閉鎖状とされている。 (Modification 1)
FIG. 6 is an external perspective view showing a first modification of the spring plate 53.
The spring plate 53A illustrated in FIG. 6 is different from the spring plate 53 illustrated in FIG. 5 in that a slit 53c is formed in each recess 53b.
The slit 53c is formed in a linear strip shape that is long in the axial direction and has semicircular portions at both ends at the intermediate portion of each recess 53b. Only one slit 53c is provided in each recess 53b, and both end portions are closed so as to be located on the inner side of each side surface in the height direction of each recess 53b.

ばね板５３は、軸方向の剛性を負荷に対応して十分に大きくし、且つ、半径方向には、回転振動を減衰するに適した剛性を有するように設定する必要がある。ばね板５３の板厚を、軸方向の負荷を支持するに十分な厚さにすると、半径方向の弾性係数が大きくなり、制振効果が小さくなることがある。このような場合、ばね板５３Ａの如く、各凹部５３ｂにスリット５３ｃを形成することにより、半径方向の剛性を適切な値に調整をすることが可能である。しかも、図６に図示されるように、スリット５３ｃを軸方向に長くすると、軸方向の剛性を余り低減することなく、半径方向の剛性を調整することが可能となる。これにより、ばね板５３Ａの板厚を薄くし、また、安価な材料を用いることを可能とし、製作コストの低減や作業効率の向上を図ることができる。 The spring plate 53 needs to be set so that its axial rigidity is sufficiently large corresponding to the load, and in the radial direction, it has rigidity suitable for damping rotational vibration. If the thickness of the spring plate 53 is sufficient to support the axial load, the elastic coefficient in the radial direction may increase and the damping effect may be reduced. In such a case, it is possible to adjust the radial rigidity to an appropriate value by forming a slit 53c in each recess 53b as in the spring plate 53A. In addition, as shown in FIG. 6, when the slit 53c is elongated in the axial direction, it is possible to adjust the radial rigidity without significantly reducing the axial rigidity. Thereby, the plate thickness of the spring plate 53A can be reduced, and an inexpensive material can be used, so that the manufacturing cost can be reduced and the working efficiency can be improved.

（変形例２）
図７は、ばね板５３の変形例２を示す外観斜視図である。
図７に図示されたばね板５３Ｂは、各凹部５３ｂにスリット５３ｄが２つずつ形成されている。
各スリット５３ｄは、各凹部５３ｂの中間部から対称な位置に配置され、同一の形状および寸法に形成されている。スリット５３ｄは、図６に図示されたスリット５３ｃと同様の形状を有している。
各凹部５３ｂに形成するスリット５３ｃ、５３ｄの数は、適宜、設定することが可能であり、軸方向に要求される剛性と、半径方向において適切な剛性とを任意に調整することが容易となる。 (Modification 2)
FIG. 7 is an external perspective view showing a second modification of the spring plate 53.
The spring plate 53B shown in FIG. 7 has two slits 53d formed in each recess 53b.
Each slit 53d is arranged at a symmetrical position from the middle part of each recess 53b, and is formed in the same shape and size. The slit 53d has the same shape as the slit 53c shown in FIG.
The number of slits 53c and 53d formed in each recess 53b can be set as appropriate, and it is easy to arbitrarily adjust the rigidity required in the axial direction and the appropriate rigidity in the radial direction. .

−実施形態２-
図８は、本発明の真空ポンプの実施形態２であり、図３に対応する制振機構の要部を示す断面図である。
図８に図示された制振機構５０Ａが、図３の制振機構５０と相違する点は、内側リング５１Ａと外側リング５２Ａとの構造である。以下は、図３の制振機構５０との相違点について説明し、図３と同様な構成は、対応する構成に同一の符号を付して説明を省略する。
内側リング５１Ａにおいては、ボールベアリング８の外輪８２の上面に配置される基部５１ａが平坦状とされ、基部５１ａには、図３に図示される突出部５１ａ１は設けられていない。 Embodiment 2
FIG. 8 is a cross-sectional view showing a main part of the vibration damping mechanism corresponding to FIG. 3, which is Embodiment 2 of the vacuum pump of the present invention.
The vibration damping mechanism 50A shown in FIG. 8 is different from the vibration damping mechanism 50 of FIG. 3 in the structure of the inner ring 51A and the outer ring 52A. In the following, differences from the vibration damping mechanism 50 of FIG. 3 will be described, and the same components as those of FIG.
In the inner ring 51A, the base 51a disposed on the upper surface of the outer ring 82 of the ball bearing 8 is flat, and the base 51a is not provided with the protrusion 51a1 shown in FIG.

外側リング５２Ａは、その基部５２ａが、図３に図示される内周部６１および外周部６２を有する段付きではなく、全体が平坦状に形成されている。外側リング５２Ａの上面は、スラストストッパ５５により、直接、ベース２の支持部２ａの下面に押し付けられて固定されている。外側リング５２の基部５２ａの上面と支持部２ａの下面とは同一面とされている。
この構造において、支持部２ａの下面と内側リング５１Ａの基部５１ａとの間には、軸方向に間隙ｈ_１が設けられている。また、外側リング５２Ａの基部５２ａの下面とばね板５３の上端との間には、軸方向に間隙ｈ_２が設けられている。図３の場合と同様に、間隙ｈ_２は間隙ｈ_１より大きく、間隙ｈ_１は、ばね板５３の弾性変形量の限度ε_Ｚより小さく設定されている。
従って、図８に図示された制振機構５０Ａは、図３に示された制振機構５０と同様な効果を奏する。 The outer ring 52A has a base 52a that is not stepped and has an inner peripheral portion 61 and an outer peripheral portion 62 shown in FIG. The upper surface of the outer ring 52A is directly pressed against the lower surface of the support portion 2a of the base 2 by a thrust stopper 55 and fixed. The upper surface of the base portion 52a of the outer ring 52 and the lower surface of the support portion 2a are flush with each other.
In this structure, between the base 51a of the lower surface and the inner ring 51A of the supporting portion 2a, the gap h ₁ is provided in the axial direction. A gap h < _b > ₂ is provided in the axial direction between the lower surface of the base portion 52 a of the outer ring 52 </ _b > A and the upper end of the spring plate 53. As in the case of FIG. 3, the gap h ₂ is greater than the gap h _1, the gap h ₁ is smaller than the limit epsilon _Z of the elastic deformation of the spring plate 53.
Therefore, the vibration damping mechanism 50A shown in FIG. 8 has the same effect as the vibration damping mechanism 50 shown in FIG.

以上の通り、本発明の実施形態によれば、下記の効果を奏する。
（１）ボールベアリング８の外輪８２の外周側に内側リング５１を配し、内側リング５１の外周に外側リング５２を配し、内側リング５１と外側リング５２との間に、ほぼ正六角形の波形リング状のばね板５３を装着した。このため、ばね板５３が半径方向に変形して、ロータ３の振動を十分に減衰することができ、十分な制振効果を得ることができる。 As described above, according to the embodiment of the present invention, the following effects are obtained.
(1) An inner ring 51 is disposed on the outer peripheral side of the outer ring 82 of the ball bearing 8, an outer ring 52 is disposed on the outer periphery of the inner ring 51, and a substantially regular hexagonal waveform is formed between the inner ring 51 and the outer ring 52. A ring-shaped spring plate 53 was attached. For this reason, the spring plate 53 is deformed in the radial direction, so that the vibration of the rotor 3 can be sufficiently damped, and a sufficient damping effect can be obtained.

（２）ボールベアリング８の上面側において、内側リング５１の基部５１ａと外側リング５２の外周部６２との間、あるいは支持部２ａと内側リング５１Ａの基部５１ａとの間に、ばね板５３の弾性変形量の限界ε_Ｚよりも小さい軸方向の間隙ｈ_１を設けた。このため、大気圧程度の高いガス圧の突入等によりロータ３に、設定したよりも大きな軸方向の負荷がかかった場合でも、ばね板５３の損傷を防止することができる。 (2) On the upper surface side of the ball bearing 8, the elasticity of the spring plate 53 is between the base portion 51a of the inner ring 51 and the outer peripheral portion 62 of the outer ring 52 or between the support portion 2a and the base portion 51a of the inner ring 51A. the gap h ₁ of smaller axial direction than the deformation amount of the limit epsilon _Z provided. For this reason, even when a larger axial load than set is applied to the rotor 3 due to the entry of a high gas pressure of about atmospheric pressure, damage to the spring plate 53 can be prevented.

（３）実施形態１では、外側リング５２の外周部６２とばね板５３との間に間隙ｈ_１より大きい軸方向の間隙ｈ_２を設けた。このため、内側リング５１が外側リング５２に当接した状態においても、外側リング５２とばね板５３との間には、軸方向に（ｈ_２−ｈ_１）の間隙が形成され、ばね板５３の摺動性が阻害されることはない。また、実施形態２では、外側リング５２の基部５２ａとばね板５３との間に、間隙ｈ_１より大きい軸方向の間隙ｈ_２を設けた。このため、内側リング５１がベース２の支持部２ａに当接した状態においても、外側リング５２とばね板５３との間には、軸方向に（ｈ_２−ｈ_１）の間隙が形成され、ばね板５３の摺動性が阻害されることはない。 (3) In the first embodiment, the axial gap h ₂ larger than the gap h ₁ is provided between the outer peripheral portion 62 of the outer ring 52 and the spring plate 53. Therefore, even when the inner ring 51 is in contact with the outer ring 52, a gap of (h ₂ −h ₁ ) is formed in the axial direction between the outer ring 52 and the spring plate 53, and the spring plate 53. The sliding property is not hindered. In the second embodiment, an axial gap h ₂ larger than the gap h ₁ is provided between the base 52 a of the outer ring 52 and the spring plate 53. Therefore, even when the inner ring 51 is in contact with the support portion 2a of the base 2, a gap of (h ₂ −h ₁ ) is formed in the axial direction between the outer ring 52 and the spring plate 53. The slidability of the spring plate 53 is not hindered.

（４）内側リング５１、５１Ａの外周面と外側リング５２、５２Ａの内周面との間に、半径方向に、ばね板５３の弾性変形量の限度ε_Ｒよりも小さい間隙ｒ_１を設けた。このため、シャフト１に固定されたボールベアリング８の振れ回りが異常に大きくなった場合でも、ばね板５３と内側リング５１または外側リング５２との摺動性が損なわれたり、ばね板５３が損傷したりすることはない。 (4) A gap r ₁ smaller than the elastic deformation limit ε _R of the spring plate 53 is provided in the radial direction between the outer peripheral surface of the inner rings 51, 51 A and the inner peripheral surface of the outer rings 52, 52 A. . For this reason, even when the swing of the ball bearing 8 fixed to the shaft 1 becomes abnormally large, the slidability between the spring plate 53 and the inner ring 51 or the outer ring 52 is impaired, or the spring plate 53 is damaged. There is nothing to do.

（５）ボールベアリング８の下方側においても、ばね板５３がスラストストッパ５５の保持面７３に当接した状態で、スラストストッパ５５の内周側上面部７１と内側リング５１、５１Ａとの間に、軸方向における間隙ｈ_１’を設けた。また、スラストストッパ５５の外周側上面部７２とばね板５３との間に、軸方向における間隙ｈ_２’を設けた。間隙ｈ_１’はばね板５３の弾性変形量の限界ε_Ｚより小さく、間隙ｈ_２’は間隙ｈ_１’より大きく設定されている。このため、地震等不測の要因により、永久磁石６、７の作用によりシャフト１が通常とは逆方向に付勢される状態となった場合でも、制振効果を得ることができ、また、ばね板５３の損傷を防ぐことができる。 (5) Also on the lower side of the ball bearing 8, the spring plate 53 is in contact with the holding surface 73 of the thrust stopper 55, and between the inner peripheral side upper surface portion 71 of the thrust stopper 55 and the inner rings 51, 51 </ b> A. A gap h ₁ ′ in the axial direction is provided. Further, a gap h ₂ ′ in the axial direction is provided between the outer peripheral side upper surface portion 72 of the thrust stopper 55 and the spring plate 53. The gap h ₁ ′ is set smaller than the elastic deformation limit ε _Z of the spring plate 53, and the gap h ₂ ′ is set larger than the gap h ₁ ′. For this reason, even when the shaft 1 is biased in the reverse direction by the action of the permanent magnets 6 and 7 due to unforeseen factors such as an earthquake, a vibration damping effect can be obtained, and the spring Damage to the plate 53 can be prevented.

（６）ばね板５３と内側リング５１とが摺動する領域における、ばね板５３または内側リング５１の少なくとも一方、あるいはばね板５３と外側リング５２とが摺動する領域における、ばね板５３または外側リング５２の少なくとも一方に、ＤＬＣ（ダイヤモンドライクカーボン）、二硫化モリブデンまたは窒化膜等の被膜を設けるようにした。このため、ばね板５３の摺動性を向上することができる。 (6) At least one of the spring plate 53 and the inner ring 51 in the region where the spring plate 53 and the inner ring 51 slide, or the spring plate 53 or the outer portion in the region where the spring plate 53 and the outer ring 52 slide. A coating such as DLC (diamond-like carbon), molybdenum disulfide, or a nitride film is provided on at least one of the rings 52. For this reason, the slidability of the spring plate 53 can be improved.

（７）ばね板５３と内側リング５１との摺動面、ばね板５３と外側リング５２との摺動面に、グリース等の潤滑剤を介在させるようにした。このため、ばね板５３の摺動性を向上することができる。また、ばね板５３による減衰効果に、さらに潤滑剤による減衰効果が得られるため、制振効果を一層向上することができる。 (7) A lubricant such as grease is interposed on the sliding surface between the spring plate 53 and the inner ring 51 and the sliding surface between the spring plate 53 and the outer ring 52. For this reason, the slidability of the spring plate 53 can be improved. Further, since the damping effect by the lubricant is obtained in addition to the damping effect by the spring plate 53, the damping effect can be further improved.

（８）変形例２および３に示すように、ばね板５３の各凹部５３ｂに、軸方向に長いスリット５３ｃ、５３ｄを設けるようにした。このようにすることにより、ばね板５３の軸方向の剛性を大きくして、半径方向の剛性を適切な値に設定することが大変容易となる。 (8) As shown in Modifications 2 and 3, slits 53c and 53d that are long in the axial direction are provided in the respective recesses 53b of the spring plate 53. By doing so, it becomes very easy to increase the axial rigidity of the spring plate 53 and set the radial rigidity to an appropriate value.

なお、上記実施形態においては、ばね板５３を、ほぼ正六角形の波形リング形状として例示した。しかし、ばね板５３は、正三角形状以上、すなわち、内側リングの外周面と接する少なくとも３つの凹部、及び、外側リングの内周面に接する少なくとも３つの凸部が円周方向に等間隔に設けられた、正多角形状の波形リング形状であればよい。 In the above embodiment, the spring plate 53 is illustrated as a substantially regular hexagonal corrugated ring shape. However, the spring plate 53 has an equilateral triangular shape or more, that is, at least three concave portions in contact with the outer peripheral surface of the inner ring and at least three convex portions in contact with the inner peripheral surface of the outer ring are provided at equal intervals in the circumferential direction. Any regular polygonal corrugated ring shape may be used.

上記実施形態においては、ボールベアリング８の下部側においても、スラストストッパ５５と、内側リング５１または外側リング５２との間に、それぞれ、軸方向における間隙ｈ_１’、間隙ｈ_２’を設けた。しかし、ロータ３に固定された永久磁石６と磁石ホルダ１１に固定された永久磁石７との軸方向における上下の位置関係が反転することを考慮する必要がない場合には、ボールベアリング８の下面を、直接、あるいはエラストマ部材を介在してスラストストッパ５５により保持するようにしてもよい。このような構造の場合には、ボールベアリング８として、深溝玉軸受に代えてアンギュラ玉軸受を用いることができる。 In the above embodiment, the gap h ₁ ′ and the gap h ₂ ′ in the axial direction are provided between the thrust stopper 55 and the inner ring 51 or the outer ring 52 on the lower side of the ball bearing 8, respectively. However, when it is not necessary to consider that the vertical positional relationship between the permanent magnet 6 fixed to the rotor 3 and the permanent magnet 7 fixed to the magnet holder 11 in the axial direction is reversed, the lower surface of the ball bearing 8 May be held by the thrust stopper 55 directly or via an elastomer member. In the case of such a structure, an angular ball bearing can be used as the ball bearing 8 instead of the deep groove ball bearing.

また、本発明は、ターボ分子ポンプに限らず、同様の軸受構造を有する真空ポンプ、例えば、ドラッグポンプ等の真空ポンプにも適用することができる。
その他、本発明の趣旨の範囲内において、種々、変形することができるものであり、上記実施の形態に何ら限定されるものではない。 Further, the present invention can be applied not only to a turbo molecular pump but also to a vacuum pump having a similar bearing structure, for example, a vacuum pump such as a drag pump.
In addition, various modifications can be made within the scope of the gist of the present invention, and the present invention is not limited to the above embodiment.

１シャフト
１ａ下端軸部
２ベース（軸受ハウジング）
２ａ支持部
３ロータ
４モータ
６、７永久磁石
８ボールベアリング
１０ケーシング
２０固定翼
２１ベアリング収容部
３０回転翼
５０、５０Ａ制振機構
５１、５１Ａ内側リング
５１ａ基部
５１ｂ円筒部
５１ｃ溝部
５１ｄ下端面
５１ｅ下側面
５１ｆ上側面
５２、５２Ａ外側リング
５２ａ段付き基部
５２ｂ円筒部
５３、５３Ａ、５３Ｂばね板
５３ａ凸部
５３ｂ凹部
５３ｃ、５３ｄスリット
５５スラストストッパ（保持部材）
６１内周部
６２外周部
６２ａ内周面
６３角部（ストッパ部）
７０段付き面
７１内周側上面部
７２外周側上面部
７３保持面
1 Shaft 1a Lower shaft 2 Base (bearing housing)
2a Support part 3 Rotor 4 Motor 6, 7 Permanent magnet 8 Ball bearing 10 Casing 20 Fixed blade 21 Bearing housing part 30 Rotary blade 50, 50A Damping mechanism 51, 51A Inner ring 51a Base 51b Cylindrical part 51c Groove 51d Lower end surface 51e Bottom Side surface 51f Upper side surface 52, 52A Outer ring 52a Stepped base 52b Cylindrical portion 53, 53A, 53B Spring plate 53a Convex portion 53b Concavity 53c, 53d Slit 55 Thrust stopper (holding member)
61 Inner peripheral part 62 Outer peripheral part 62a Inner peripheral surface 63 Corner part (stopper part)
70 Stepped surface 71 Inner circumferential upper surface 72 Outer circumferential upper surface 73 Holding surface

Claims

In a vacuum pump that is provided integrally with the rotor and is supported by a ball bearing on a shaft that is rotated at high speed by a motor.
A damping mechanism for damping the vibration of the ball bearing transmitted from the shaft;
A bearing housing having an accommodating portion for accommodating the ball bearing and the damping mechanism;
The vibration damping mechanism is
An inner ring provided on the outer peripheral side of the ball bearing;
An outer ring provided on the outer peripheral side of the inner ring;
At least three concave portions that are interposed between the inner ring and the outer ring and are in contact with the outer peripheral surface of the inner ring, and at least three convex portions that are in contact with the inner peripheral surface of the outer ring are provided in the circumferential direction. And a corrugated ring-shaped spring plate.

2. The vacuum pump according to claim 1, wherein the inner ring has a base portion disposed on an upper surface of the ball bearing on an upper side in an axial direction of the shaft, and the outer ring is the first ring of the inner ring. A stepped base portion having an inner peripheral portion disposed on the base portion and an outer peripheral portion disposed on the spring plate, and the inner peripheral portion of the outer ring and the base portion of the inner ring are spaced apart in the axial direction. h ₁ , the outer peripheral portion of the outer ring and the spring plate have a gap h ₂ in the axial direction that is larger than the gap h ₁ , and the gap h ₁ is the limit of the amount of elastic deformation of the spring plate. ε is smaller than _Z, the vacuum pump.

2. The vacuum pump according to claim 1, wherein the inner ring has a base portion disposed on an upper surface of the ball bearing on an upper side in an axial direction of the shaft, and the outer ring is disposed on the spring plate. have arranged the base, the bearing housing and the base of the inner ring has a gap h ₁ in the axial direction, wherein the outer ring of the base portion and the spring plate, than the gap h ₁ in the axial direction A vacuum pump having a large gap h ₂ , wherein the gap h ₁ is smaller than the elastic deformation limit ε _{Z of the} spring plate.

The vacuum pump according to claim 2 or 3, further comprising a permanent magnet that supports the shaft together with the ball bearing, and a holding member that supports the outer ring, wherein the inner ring is in an axial direction of the shaft. On the lower side, it has a lower end surface that protrudes downward from the lower surface of the ball bearing, and the holding member is an inner peripheral upper surface portion that is disposed below the lower end surface of the inner ring, and a lower surface of the spring plate The rotor and the shaft are biased downward by the permanent magnet, and the lower end of the spring plate is on the holding face of the holding member in contact state, the a the inner peripheral side upper surface of the lower end surface and the holding member of the inner ring, a gap h _{1 'in} the axial direction, of the spring plate The outer peripheral side upper surface portion of the surface and the front holding member, in the axial direction has the gap h _{1 'is} greater than the gap h _2', the gap h _{1 'is} smaller than the limit of elastic deformation of the spring plate ,Vacuum pump.

5. The vacuum pump according to claim 1, wherein an outer peripheral side surface of the inner ring and an inner peripheral side surface of the outer ring are in a radial direction from a limit ε _R of an elastic deformation amount of the spring plate. small a gap _{r 1,} vacuum pumps.

The vacuum pump according to any one of claims 1 to 5, wherein the spring plate is formed with at least one slit that is long in an axial direction.