Axiale Turbomolekularpumpe
Die Erfindung bezieht sich auf Vakuumpumpen, die als Turoomolekutarpumpen Ibekannt sind und so ge nannt werden, weil sie mit einer oder mehreren axial durchströnten Turbostufen arbeiten, die als Kompressoren wirken, und weil sie effektiv sind, wenn die in ihnen vorhandene Gasströmung in Relation zu den wichtigen Abmessungen der Pumpenbeschaufelung sich im Zu stand der freien Molekularströmung befindet, wie er durch sehr niedrige Drucke verursacht wird.
Zwar war bereits bekannt, dass sich das Prinzip mehrstufiger Axialverdichter für Gasturbinenanlagen und andere Strömungseinrichtungen ausnützen lässt, doch hat man vermutet, dass solche Kompressoren in der Praxis sich nicht zur Erzeugung eines hohen Vakuums eignen, da der Druckanstieg in jeder Stufe in der kontinuierlichen Strömung so gering war, dass man viel zu viele Stufen als notwendig erachtete, um ein angestreb tes hohes Vakuum zu erzeugen.
In jüngster Zeit hat man jedoch entdeckt, dass
Turbopumpen, wenn sie unter richtigen Bedingungen betrieben werden, einen ausreichenden Druckanstieg pro Stufe erzeugen können, um in der Praxils zufrieden stellende Vakuumhöhen mit einer vernünftigen Anzahl von Stufen zu erreichen. Normalerweise haben Pumpen dieses Typs einen Rotor mit mehreren Laufrädern der in einem zylindrischen Gehäuse untergebracht ist, welches in der Mitte einen Einlass und an jedem seiner axialen
Enden einen Auslass hat. Das Vakuum wird durch Drelmnig der zentral angeordneten Laufradwelle in der
Weise erzeugt, dass sich die Laufräder zwischen benachbarten Leiträdern mit hoher Geschwindigkeit bewegen, wobei die Laufrad- und Leitradpaare zu beiden Seiten des Mitteneinlasses bezüglich des Winkels spiegelbildlich angeordnet sind.
Eine typische Pumpe solcher Art weist also eine aus vielen Gruppen bestehende, zehn- bis zwanzigstufige linke Kompressoreinheit und eine in Achsrichtung entgegengesetzt angeordnete rechte Kom- pressoreinheit auf, wobei die linke Einheit bei entsprechender Drehung der Laufradwelle die Gasmoleküle nach links und die rechte Einheit bei gleicher Drehrichtung nach rechts befördert. In Befolgung der bekannten Praktiken sind die Leiträder gewöhnlich etwa spiegelbildlich zu den Laufrädern angeordnet, denen sie zugeordnet sind, jedoch ist dies nicht unbedingt notwen dig.
Vermutlich sind bis zum heutigen Tag die Faktoren, die die Konstruktion und Funktion von Turbopumpen beeinflussen, nicht richtig verstanden worden. Daher gibt es beträchtlichen Raum für Verbesserungen in der Ausbildung der Bestandteile solcher Vakuumpumpen, etwa der Konstruktion der Schaufeln und ihrer Anordnung und vor allem der Form und des Winkels der Schaufeln, ihrer Stellung zu anderen Schaufeln, die zum gleichen Laufrad oder Leitradagehören, und zu Schaufeln mehr oder weniger benachbarter Laufrad-Leitradpaare.
Da die bisherigen Vakuumpumpen bekannter Art nach verschiedenen Lehren des derzeitigen Standes der Technik konstruiert wurden, haben die sogenannten Turbomolekular- Vakuumpumpen bisher nicht die Eigenschaften entwickelt, deren sie bei richtiger Kon striuktion fähig wären. Die Erfindung schafft nun eine Vakuumpumpe mit hoher Volumendurohsätzen, einem verhältnismässig kleinen Durchmesser und einer verhältnismässig geringen Anzahl von Stufen, die in der Lage ist, ein Vakuum in der Grössenordnung von 10-10 Torr zu erzielen. Dies wird durch neue Konstruktionstnerk- male erreicht, die besonders die Konstruktion der Schaufeln betreffen.
Die Erfindung betrifft eine axiale Turbomolekularpumpe, mit mindestens einem mehrstufigen Abschnitt, mit einem Einlass und mindestens einem Auslass, dadurch gekennzeichnet, dass die Laufschaufelflächen im wesentlichen und mindestens abschnittsweise eben sind, wobei einen Kanal begrenzende Flächenpaare parallel zueinander verlaufen und mit der Umfangs- richtung einen Winkel einschliessen, und dass die Laufschaufeln mindestens eines Laufrades voneinander in Umfangsrichtung soweit beabstandet sind, dass mindestens im Bereich des Laufrades nahe den radial aussen liegenden Teilen der Schaufel eine ungehinderte Sichtlinie durch die Schaufelzwischenräume in einer zur Rotationsachse parallelen Richtung gegeben ist.
Nachstehend wird die Erfindung anhand von Ausführungsbeispielen in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen genauer beschrieben. Es zeigen:
Fig. 1 eine vertikale Schnittansicht, teilweise schematisch, einer erfindungsgemässen Vakuumpumpe;
Fig. 2 eine vergrösserte perspektivische Ansicht einer Ausführungsform eines erfindungsgemässen Laufrads;
Fig. 3 eine weiter vergrösserte fragmentarische Vorderansicht eines Teiles des die Schaufeln enthaltenden Laufradteiles von Fig. 2 mit Blickrichtung stromaufwärts;
Fig. 4 eine Ansicht einiger der Laufradschaufeln von Fig. 3 mit Blickrichtung radial einwärts nach den Linien 1 4 der Fig. 3;
Fig. 5 eine Schnittansicht der Schaufeln, geschnitten nach der Linie 5-5 der Fig. 3;
Fig. 6 eine Schnittansicht der Schaufeln, geschnitten nach der Linie 6-6 der Fig. 3;
;
Fig. 7 einen Schnitt nach der Linie 7-7 der Fig. 4, der eine typische Schaufelanordnung der Fig. 2 .zeigt;
Fig. 8 eine Schnittansicht des Schaufelzwiscllen- raumes im Laufrad der Fig. 2 und 3 nach der Linie 8-8 der Fig. 4, d. i. rechtwinkling zu einer schrägen Schaufelvorderfläche;
Fig. 9 eine fragmentarische vergrösserte Seitenansicht eines Teiles eines Leitrades, der dem Laufrad der Fig. 2-7 zugeordnet ist, mit Blickrichtung stromab wärts;
Fig. 10 eine Vorderansicht eines Laufrades aus einer mittleren Stufe der Pumpe, mit Blickrichtung entgegen der Strömungsrichtung;
;
Fig. 11 eine Teilvorderansicht eines funktionell zum Laufrad der Fig. 10 gehörenden Leitrades mit Blick in Strömungsrichtung;
Fig. 12 eine fragmentarische Vorderansicht eines Laufrades für die Verwendung in der Nähe des Aus lassendes der Pumpe, mit Blickrichtung stromaufwärts;
Fig. 13 e:
:ne radial nach innen gerichtete Ansicht eines Teils des Laufrads der Fig. 12 nach der Linie 13-13 dieser Figur;
Fig. 14 einen Schnitt des Schaufelendes des Laufrads der Fig. 13 nach der Linie 14-14 dieser Figur;
Fig. 15 eine vertikale Schnittansicht des Schaufel zwischenraumes in dem Laufrad der Fig. 13, geschnitten nach der Linie 15-15 dieser Figur, d. i. im echten Winkel zur schrägen Scllaufelvorderfläclle;
Fig. 16 eine schematische Projektion der Schaufelteile eines Laufrads, um die Punkte kenntlich zu machen, auf welche einige der erwähnten Abmessungen bezogen sind;
Fig. 17 eine schematische Ansicht einer Laufradanordnung, zur Kennzeichnung der Punkte, an welchen einige andere Masse abgenommen sind.
Die Erfindung wird an einem speziellen Ausführungsbeispiel beschrieben, bei dem ein zylindrisches Gehäuse zwei Kompressoreinh.iten enthält, eine auf der linken und eine auf der rechten Seite, die beide Gasmoleküle in einem der freien Molekularströmung entsprechenden Druckbereich aus einem Mittelteil des Gehäuses nach den entgegengesetzten axialen Enden des Gehäuses abziehen, wobei die Moleküle einen annähernd axial verlaufenden Ström-ungsweg nehmen. Die Lehre der Erfindung ist aber auch auf zahlreiche andere Pumpenkonstruktionen anwendbar.
Im einzelnen zeigt Fig. 1 einen teilweise sche'mati- sehen Vertikalschnitt einer Vakuumpumpe 30. Die Turbomolekularpumpe selbst, die mit 32 bezeichnet ist, ist mit ihrem Einlass unmittelbar an einen zu evakuierenden Bereich 34 anschliessbar, beispielsweise ein Gefäss mit einer Glocke oder dergleichen, das nicht dargestellt ist. Der Ausstoss der Pumpe gelangt durch eine oder mehrere bei 38 schematisch angedeutete Leitungen von Ausgangsleitungen 40 zweier axial sich gegenüberliegender ringförmiger Sammelkanäle 42 zu einer sogenannten Vorvakuumpumpe 36 bekannter Art.
In einzelnen weist die Pumpe 32 ein Anschlussstück 44 auf, das mit dem zu evakuieren den Bereich verbunden wird, ferner eine grosse Spirale 46. die die Aussenflächen 48 eines zylindrischen Gehäuses 50 umgibt, das mehrere weite Einlassöffnungen 52 hat. die teilweise von in der Mitte angeordneten. sich in Achsrichtung gegen überstehenden Rändern 54 des Gehäuses 50 gebildet werden. Die Innenseite 56 des Gehäuses 50 nimmt mehrere Stützringe 58 auf, von denen jeweils benachbarte Paare die Aussenränder 60 mehrere Leiträder 62 axial festlegen. Jedes Leitrad 62 hat eine durchgehende, rin,gförilliee Nabe 64, deren innerer Rand 66 eine runde Öffnung begrenzt.
An jedem Leitrad 62 sind ferner mehrere Statorsehaufeln 67 vorgesehen. deren Konstruktion noch genauer bevehrieben wird. Die axiale Reihe von beabstandeten Leiträdern 62 bildet den Stator 68.
Ein weiterer Haupiliestandtel der Pumpe 32 ist eine rotierende Schaufelradwelle 70. die aus einem linken Kompressorteil 72 und einem rechten Kompressorteil 74, sowie einen' zylindrischen Mittelstück 76 ohne Schaufeln besteht. das in einen Abstand einwärts von den Einlassöffnunaen 52 des Gehäuses 50 liegt.
Die beiden Kemoresoreile 72, 7i weisen mehrere Laufräder 78 nnf und sind spiegelbildlich zueinander nase- ordnet. so dass bei einer voreeaebenen Drehrichtuna der S'aufe1rnd'elle der eine Komrtressorteil eine Strömung der Gasmoleküle nach links in Fig. 1 erzeugt und der andere die Gasmoleküle nach rechts evakuiert. Es wird deshalb nur der linke Kompressor 72 genauer beschrieben, da der rechte Kompressor 74 bis auf spiegelblldli- che Anstellwinkel der Schaufeln mit ihm identisch ist.
Der linke Kompressor 72 weist, wie erwähnt, mehrere Laufräder 78 auf, die an der Nabe 80 der Schaufelradwelle 70 befestigt sind und mit dieser rotieren. Jedes Laufrad 78 bildet zusammen mit dem zugehörigen, unmittelbar benachbarten Leitrad 62 eine eigene Stufe und mehrere nebeneinanderliegende Stufen der gleichen Beschaufelung in Form und Grösse bilden eine mehrstufige Arbeitsgruppe 82. Mehrere Arbeitsgruppen 82, 84, 86 sind in Achsrichtung nach aussen aufeinanderfolgend angeordnet, wobei jedes Leitrad-Laufrad-Paar einer bestimmten Gruppe die gleiche Konfiguration hat, sich aber von den Leitrad-Laufrad-Paaren einer benachbarten Arbeitsgruppe in seiner Konstruktion unterscheidet, wie weiter unten noch genauer ausgeführt wird.
Die Schaufelradwelle 70 ist in Lagern 8S, 90 gelagert und wird von einem Schrägzahnrad 92 angetrieben, das seinerseits von einem nicht gezeigten motorgetriebenen Zahnrad mit viel grösserem Durchmesser o. dgl. angetrieben wird. Die in Fig. 1 dargestellten, aber nicht eigens beschriebenen Bestandteile der Pumpe 32 sind übliche Bauteile und nicht erfindungswesentlich, so dass sie im folgenden nicht genauer erläutert werden.
Bevor auf die Konstruktionsdetails der in den Fig.
2-15 gezeigten Vorrichtung näher eingegangen wird, sei erwähnt, dass die spezifischen Formen der veranschaulichten Laufrad-Leitrad-Konstruktion mit in Segmenten geteilten Schaufeln sich strukturell ausführbar und bequem herstellbar erwiesen haben. So kann beispielsweise ein herkömmlicher einziger Scheibenfräser mit drei Schneidflächen von unterschiedlichem Radius ohne weiteres die in den Fig. 2-11 dargestellte Schaufel in einemaeinzigen Arbeitsgang herstellen. Dies ist möglich, weil jede Arbeitsfläche parallel zu ihrer zugeordneten Fläche ist, weil die kleinsten Zwischenräume zwischen den in radialer Richtung innersten Flächen vorhanden sind und weil die Schnitte radialwärts oder sonstwie geradlinig liegen. Jedoch sind auch andere Formen von Laufrädern.
Leiträdern und dergleichen mit den beanspruchten Merkmalen im Rahmen der Erfindung vorteilhaft anwendbar. In diesem Zusammenhang liegt es beispielsweise für den Fachmann auf der Hand, dass in Segmente unterteilte Schaufeln nicht unbedingt notwendig sind und dass, obwohl drei Laufradgruppen veranschaulicht sind, eine erfindungsgemässe Turbopumpe auch nur zwei Gruppen haben kann oder auch vier und mehr, und dass jede Gruppe aus einer gleichen oder annähernd gleichen Anzahl von Stufen bestehen kann, aber nicht unbedingt bestehen muss.
Wie aus den Fig. 2-8 ersichiltch, weist ein Laufrad 78 des Typs, wie er vorzugsweise in der a'm nächsten zum Einlass gelegenen Gruppe 82 verwendet wird, eine Reihe von Schaufeln 94 auf. Jede Schaufel 94 endigt in einer innen liegenden Basis 96. mit der sie an die Nabe 98 fest angefügt ist, so dass sie einen Teil derselbn bildet. In der Nabenmitte innerhalb des Hauptkörpers 104 der Nabe 98 ist eine Öffnung 100 vorgesehen, die von radial nach innen laufenden Wänden 102 der Nabe abildet ist.
Jede Schaufel 94 in der ersten oder in Strömungs richtung obersten Laufradstufe ist eine in Segmente unterteilte Schaufel mit einem Randsegment A, einem mittleren Segment B und einem inneren Segment C. Das äussere oder Randsegment A weist eine nach aussen gekehrte Stirnfläche 106 und eine ebene Vorderfläche 108 auf. Das Segment B hat eine Fläche 110 und das Segment C eine Fläche 112. Alle Flächen 108, 110, 112 liegen in einer gemeinsamen, zur Rotationsrichtung der Schaufel parallelen Ebene. Ferner hat jede Schaufel 94 auch noch schräge Arbeitsflächen 114, 116, 118 an den Segmenten A bzw. B bzw. C, die etwa stromabwärts gerichtet sind.
Die Flächen 114, 116, 118 sind gegenein- ander in Drehrichtung schräg versetzt, so dass beispielsweise die äusserste stromabwärts gelegene Fläche 114 von der ihr vorauslaufenden Fläche 120 merklioh beabstandet ist. Letztere ist parallel, aber auf der anderen Seite der Schaufel 94 nach stromabwärts gerichtet angeordnet. Die Fläche 122, die radial einwärts von der Fläche 120 gelegen ist, hat einen kleineren Abstand von der stromabwärts gelegenen, ihr unmittelbar folgenden Fläche 116, als die Fläche 120 von der Fläche 114, und der letzte Abstand in Drehrichtung liegt zwischen der strom aufwärts gelegenen Fläche 124 und der stromabwärts gelegenen Fläche 118, die ihr unmitteilbar folgt.
Da die n radialer Richtung weiter aussen liegenden Flächen die grössere Lineargeschwindigkeit haben, muss der lineare Abstand in tangentialer Richtung am Umfang des Laufrades 78 am grössten sein.
Aus Fig. 7 ist ersichtlich, dass die innersten Teile 126, 128, 130 jedes Schaufelsegmentes A, B, C schmaler sind als die äusseren Teile 132, 134, 136 des gleichen Segmentes, und dass der dickste innere Teil 130 der Nabe 98 am nächsten ist, während der dünnste innere Teil 126 zum äussersten Schaufelsegment A gehört.
Fig. 8 lässt erkennen, dass der Abstand auf der Linie A-A der grösste zwischen entgegengesetzt gerichteten vorauslaufenden und nachlaufenden Flächen 120, 114 ist, und dass der Abstand in tangentialer und senkrechter Richtung zwischen den Flächenpaaren 122, 116 und 118, 124 stufenweise kleiner ist. Nichtsdestoweniger ist der Abstand zwischen den Sehaufelsegmenten selbst an deren innersten Abschnitten noch beträchtlich und widerspricht dem bisherigen Stand der Technik.
Ebenso ist die Schaufel an der Basis jedes Segmentes dicker, wie oben ausgeführt, aber die Schaufeln sind immer noch im Vergleich zur bisherigen Technik sehr dünn. Aus den Fig. 3-6 ist ersichtlich, dass für die Laufräder der ersten Gruppe der eingeschlossene spitze Winkel zwischen einer stromaufwärts liegenden Fläche 120 und der Rotationsebene verhältnismässig steil oder von grosser Steigung ist, in der gezeigten Ausführungsform beispielsweise 40". Die Wichtigkeit dieses Punktes wird später noch erklärt.
In Fig. 9 ist ein Sektor eines Leitrades 62 der ersten Gruppe gezeigt. Es weist mehrere Schaufeln 67 auf, die von einer hohlen Nabe 64 nach aussen ragen. Ein Rand 66 der Nabe begrenzt eine weite Öffnung. Die Schaufeln 67 am Leitrad 62 sind ebenfalls in Segmente unterteilt, und zwar in die Segmente D, E und F, denen jeweils eine ebene Vorderfläche 138, 140, 142 zugehört. Schräg angestellte stromaufwärts gerichtete Arbeitsflächen 144, 146, 148 sind an den Segmenten D, E und F in gleicher Weise vorgesehen wie ihre Gegenstücke 114, 116 und 118 an den Rotorsehaufeln 94. Bei Betrachtung der Fig.
3-9 sieht man, dass das Laufrad 78 und das Leitrad 62 gleichgeartet sind. Um dies besser zu veranschaulichen, ist in Fig. 3 die Blickrichtung auf das Laufrad 78 von unterhalb nach stromaufwärts gewählt, wogegen Fig. 9 eine axiale Ansicht des Leitrades von der stromaufwärts gelegenen Seite in Stromrichtung zeigt, um die Ähnlich- keit der Konstruktionen zu betonen, obwohl Rotor und Stator, in einer Arbeitsmaschine eingebaut, bezüglich des Anstellwinkels spiegelbildlich sind .Beim Leitrad 62 ragen jedoch die Aussenränder 60 jeder Schaufel in radialer Richtung etwas weiter nach aussen als ihre Gegenstücke 132 an den Laufrädern 78, da diese Aussenränder 60 von den Stützringen 58 festgehalten werden sollen (Fig. 1).
Wo also Leiträder und Laufräder einander zugekehrt angeordnet sind, sind entsprechende Teile zueinander spiegelbildlich.
In Fig. 10 ist ein Laufrad 78a für eine mittlere Gruppe der Turbopumpe gezeigt. Es gleicht dem Laufrad 78 der Fig. 2 und 3 mit der Ausnahme, dass die Abstände zwischen den Arbeitsflächen 114a, 116a, 118a und den Flächen 120a, 122a, 124a in Drehrichtung etwas kleiner sind, so dass eine leichte Überlappung zwischen einer nachlaufenden Kante 150 eines Segmentes A und der vorlaufenden Kante 152 des unmittelbar folgenden Segmentes A vorhanden ist. Die gleiche Situation besteht für die entsprechenden nachlaufen den Kanten 154 und vorlaufenden Kanten 156 der Schaufelsegmente B und das Gleiche gllt für die Kanten der Segmente C.
Weiter ist aus Fig. 10 ersichtlich, dass die Anstellung der Arbeitsflächen 114a, 116a, 118a zur Rotationsebene etwas flacher ist als bei einem in der Nähe des Pumpeneinlasses liegenden Laufrad; der Winkel zwischen einer Fläche und der Rotationsebene beträgt in diesem Fall vorzugsweise etwa 20". Die Flächen 114a, 116a, 118a sind breiter als ihre Gegenflächen 108, 110, 112 in der ersten Gruppe und demgemäss ist die Gesamtbreite, gemessen parallel zur Vorderseite der Flächen, für die Flächen 114a, 116a, 118a merklich grösser als diejenige ihrer Gegenstücke 114, 116, 118 in der ersten Stufe, wobei die axiale Dicke der Laufräder 78 und 78a die gleiche ist. Dagegen ist die Dicke jedes Schaufelsegmentes A, B, C in der zweiten Gruppe, gemessen senkrecht zu einer Fläche desselben, gegenüber der gleichen Abmessung für die Schaufeln der ersten Stufe etwas kleiner.
Fig. 11 zeigt ein Leitrad 62a, das etwa spiegelbildlich zum Laufrad 78a ausgeführt ist, ausgenommen die grössere radiale Erstreckung des Aussenrandes 60a des Schaufelsegmentes D und die Ausdehnung nach innen, die durch eine Fläche 64a begrenzt ist. Sonst ist dieses Leitrad genau gleich konstruiert wie das zugehörige Laufrad 78a.
In den Fig. 12-15 ist ein Laufrad 78b für eine nahe dem Auslass der Pumpe gelegene Gruppe dargestellt. Es weist eine Schaufel 94b mit nur einem einzigen Segment G auf, das eine stromabwärts gerichtete Fläche 114b, eine ebene Vorderfläche 108b, eine vorlaufende Kante 152b rund eine nachlaufende Kante 150b hat. Die radiale Erstreckung der Arbeitsfläche 114ob ist, verglichen mit dem Gesamtdurchmesser des Laufrades 78b, verhältnismässig schmal und die Überlappung zwischen der nachlaufenden und der vorlaufenden Kante ist erheblich und liegt merklich über der in den Laufrädern der mittleren Stufen vorhandenen.
Wie die Fig. 13 und 14 erkennen lassen, sind die stromaufwärts und stromabwärts gerichteten Schaufelflächen 114b und 120b verhältnismässig flach angestellt, in diesem Fall etwa mit 100. Weiter ist aus Fig. 14 er sichtlich. dass, wie bei den anderen Rotorschaufeln, der innere Teil oder die Basis 154 des Segmentes G schmaler ist als das Endstück 106b des Segmentes.
In Fig. 15 ist verdeutlicht, dass der Abstand zwischen den Flächen 120b und 114b, gemessen im rechten Winkel zu den Schaufelflächen, klein ist im Verhältnis zu den entsprechenden Abmessungen an den in der Einlassstufe und der mittleren Stufe verwendeten Laufräder, obwohl wegen der geringen Steigung der Schaufein der Albstand dazwischen, in FFortbewegungsrichtung gemessen, wesentlich grösser ist. Wie aber schon erwähnt, sind die Verhältnisse der Schaufeltiefe zum Abstand und die Dicken der Schaufeln von solchen Abmessungen und Beziehungen, dass sie den bisherigen fachmännischen Regeln und den bekannten Konstruktionen zuwiderlaufen.
Das Leitrad für jede dritte Gruppe, das zu einem Laufrad im höheren Druckbereich gehört, ist nicht dargestellt. Es ist selbstverständlich, wie die anderen Laufräder etwa ein Spiegelbild des zugehörigen Laufrades.
Eine erfindungegemässe Pumpe umfasst etwa 2 bis 7 oder mehr Druckstufen, von denen jede aus einem Laufrad und einem Leitrad der in den Fig. 2-9 gezeigten Art zusammengesetzt ist, ferner eine gleiche Anzahl von Stufen, die aus Laufrad-Leitrad-Paaren des in den Fig. 10 und 11 gezeigten Typs bestehen, und eine ähnliche Anzahl von Stufen, die Laufräder nach Art der in den Fig. 12-15 gezeigten mit zugehörigen Leiträder umfassen. Es ist nicht notwendig, dass jede mehrstufige Gruppe die gleiche Anzahl von Laufrad-Leitrad-Paaren hat, aber es ist gemäss der Erfindung vorteilhaft, dass die an weitesten stromaufwärts gelegenen Stufen, die in den Fig. 2 bis 9 gezeigten Konfigurationen haben, dass die mittleren Stufen aus Laufrädern und Leiträdern der Fig.
10 und 11 bestehen und dass die letzten Stufen Laufräder nach Art der in Fig. 12-15 gezeigten umfassen. Wie schon oben erwähnt, kann die Anzahl der Stufen in den Gruppen beträchtlich variieren und auch die Anzahl der Gruppen in jedem Kompressorabschnitt kann etwas variieren. Die Anzahl und die Art der Stufen und Gruppen wird in Abhängigkeit von den Anforderungen, die an die Pumpe gestellt werden, bestimmt. Mehr erste Stufen mit mehr offenen Schaufeln ergeben ein grösseres Volumen und mehr Stufen des in Fig. 12 gezeigten Typs ergeben beispielsweise einen höheren Druckanstieg pro Stufe.
In den Fig. 16 und 17 sind die Komponenten mit den charakteristischen Merkmalen schematisiert dargestellt, um die Punkte, an denen die in Frage kommenden Masse abgenommen sind, zu zeigen. In Fig. 16 ist beispielsweise die Schaufeltiefe mit > b bezeichnet, der Schaufelwinkel ist a genannt und bezeichnet den Winkel, der zwischen der Rotationsebene und der Arbeitsfläche der Rotorschaufel eingeschlossen ist.
Schaufeln mit einem höheren numerischen Wert dieses Winkels werden als steiler angestellt oder als Schaufeln mit grösserer Steigung bezeichnet, diejenigen mit kleineren numersichen Werten für a heissen flacher oder Schaufeln mit kleinerer Steigung. Der tangentiale Abstand zwischen Schaufeln ist mit s bezeichnet, der gesamte tangentiale Abstand zwischen entsprechenden Teilen benachbarter Schaufeln ist sO . Das Verhältnis des Schaufelzwischenraums zur Schaufeltiefe ist s/b. Die Dicke einer Schaufel ist mit t bezeichnet.
Daher ist sO 5+ > . t
Bei einem Schaufelwinkel von beispielsweise 45" und t gleich 1 gilt s. = s + V2. Wenn a gleich 30 ist, gilt sO = s + 2. Der Schaufelzwischenabstand, gemessen im rechten Winkel zur Arbeitsfläche der
Schaufel, ist mit w bezeichnet; folglich gilt: s = w. sin a.
Wenn in der vorliegenden Beschreibung und den Ansprüchen von Schaufelzwisohenabstand und Schaufel didke gesprochen wird, sollen damit die Abmessungen an den äusseren Enden der Schaufel gemeint sein, d. i.
beispielsweise die Zwischenräume zwischen den Segmenten A oder D.
In Fig. 17 ist der Radius der Nabe mit rh und der Aussenradius des Rotors mit rt bezeichnet; diefDiffe- renz ist die radiale Schaufelspanne oder 4zange 1 . Die Länge 1 im Verhältnis zum Schaufelzwischenabstand s wird als das Aspektverhältnis l(Flügelstreckung) des betreffenden Abschnittes bezeichnet. Die örtliche Lage der Schaufeln an den Naben und die gewünschten Sohaufelspannen oder zwängen werden in Bezug auf den gesamten Rotorradins rt besprochen.
Nach der Lehre der Erfindung sind einige Verallgemeinerungen formuliert worden, die diese Winkel und Abmessungen und deren Beziehlungen zueinander betreffen. Typische angestrebte Werte für diese Winkel und Abmessungen kennzeichnen hierin veranschaulichte Komponenten, die erwiesenermassen beste Ergebnisse liefern. So sind allgemein bei in einem Hochvakuum eingeschlossenen Gasmolekülen eine Anzahl von Faktoren fwesentlich, die sich auf ihr Verhalten unter dem Einwirken einer Pumpe nach Art der beschriebenen beziehen.
.B. hängt die Geschwindigkeit der Moleküle einer speziellen Gasspezies von der absoluten Temperatur ab und vom Molekulargewicht der Gasmoleküle. Die Beschaffenheit des Gasflusses hängt von der relativen Häufigkeit der Zusammenstösse der Gasmolekel miteinander oder mit einer Rotor- oder Statorschaufel ab.
Diese Häufigkeit wird durch die mittlere freie Weglänge der Molekel in Relation zu den Abmessungen der Schaufeln und Schaufelzwischenräume bestimmt. Bei einer ausreichend grossen mittleren Weglänge im Vergleich zu den Schaufel- und Zwischenraumabmessungen wird daher das Verhalten der Moleküle vorherrschend, ja fast ausschliesslich, durch ihre Kollision mit den Arbeitsflächen der Vorrichtung, und nicht durch die Kollisionen untereinander beeinflusst. Aufgrund des herrschenden hohen Vakuums sind die Temperaturen in der Turbopumpe praktisch überall gleich, da die Ableitung und Abstrahlung der Energie von den Schaufeln sehr gross sind, verglichen mit der kinetischen Energie der auf die Schaufeln auftreffenden Moleküle.
Ein wichtiger Faktor für die Leistungsfähigkeit der Turbopumpe ist das Verhältnis der Schaufelgeschwindigkeit zur mittleren Molekulargeschwindigkeit, während andere Faktoren, etwa die Proportionen der Schaufeln und der Schaufelzwischenräume, die Wahrscheinlichkeit beeinflussen, mit der Gasmolekel durch ein Laufrad oder Leitrad eher in der einen als in der entgegengesetzten Richtung wandern.
Da die Gasdichte in Strömungsrichtung um viele Grössenordnungen zunimmt und damit der Volumendurchsatz entsprechend abnimmt, werden für die verschiedenen Parameter, nämlich a , s/ib , rh/rt und T/w , für die verschiedenen Stufen unterschiedliche Werte gewählt, um eine optimale Leistung hinsichtlich der Höhe des Vakuums und der Grösse des Volumendurchsatzes oder der Pumpgeschwindigkeit zu erzielen.
Um festzustellen, ob die mit Hilfe der Erfindung als möglich erachteten Verbesserungen auch tatsächlich eintreten, wurden Versuche durchgeführt, die zeigten, dass mit den in den Fig. 2-15 gezeigten Laufrad Leitrad-Konfigurationen unerwartet hohe Druckanstiege in den Stufen der mittleren und stromabwärts gelegenen
Rotorgruppen erzielbar waren, wobei ein ausgezeichne ter Volumendurchsatz erhalten blieb. Weiter wurde ein unerwartet grosser Volumendurchsatz spezieil mit den Laufrad-LeitradWaaren erreicht, die diejenigen Stufen ausmachten, welche die Gruppe nächst dem Hochvakuumende der Pumpe enthielten, aber auch noch in den Stufen der mittleren Gruppe.
Als Gesamtergebnis war die Gesamtleistung der Pumpe überlegen und übertraf um ein Vielfaches die Leistung bisher bekannter Pum- pen gleicher Grösse hinsichtlich des mit einer vorgegebenen Anzahl von Stufen erzielbaren Druckes, des Volu- mendurchsatzes oder der Pumpgeschwindigkeit.
Um die Ergebnisse der Versuche zusammenzufas- sen: Es wurde festgestellt, dass Laufräder und Leiträder nächst dem Einlass der Turbopumpe vorzugsweise einen verhältnismässig steilen Anstellwinkel von Ibeispielswei- se etwa 400 haben sollen, dass ferner die Schaufeldicke t im Verhältnis eu dem Abstand s zwischen den Schaufeln so klein als es im Hinblick auf die erforderliche Festigkeit und die Fertigungsbedingungen möglich ist, sein soll. Für Laufräder und Leiträder nahe dem Binlass soll das Verhältnis des Nabenradius rh zum Gesasmtra- dius rt im Bereich von etwa 0,4 bis 0,8 vorzugsweise bei 0,5 oder 0,6 liegen.
Die Länge oder Spanne einer Rotoroder IStatorschaufel am Einlassende soll im Verhältnis zum Schaufelzwischenabstand s mindestens 1,5 bis 1 betragen. Es wurde beispielsweise festgestellt, dass die Leistung etwas anstieg, wenn das Aspektverhältnis von etwa 1,5 bis zu etwa 4 oder 5 zunahm, danach aber, wenn ein Aspektverhältnis von etwa 4 oder 5 erreicht war, brachte eine weitere Steigerung keinen sichtbaren Vorteil mehr. Das Verhältnis des Schaufelzwischenabstandes s zur Dicke t muss für Laufräder und Leiträder nahe dem Einlass mindestens 1 betragen, vorzugsweise im Bereich von 4:1 bis 6: 1 oder mehr liegen, wobei es lediglich durch Erwägungen bezüglich der Festigkeit und der Fertigungsbedingungen begrenzt wird.
Für das Beispiel der Fig. 3 wäre die Abmessung t (gemessen im rechten Winkel zur sSchaufelfläche) für das Segment A etwa 1,4-2,7 mm (0,055 lbis 0,105 Zoll), während der Schaufelzwischenabstand s gemäss Fig. 16 etwa 11 mm (0,430 Zoll) betragen würde. Für die inneren Segmente B und C ist das Verhältnis, wie dargestellt, etwas kleiner, aber doch noch gross im Vergleich zu den bisherigen Konstruktionen und fachmännischen Regeln.
Ein weiterer wichtiger Parameter ist das Verhältnis des Schaufelzwischenabstandes s zur Schaufeltiefe b.
Obwohl die bisherigen Regeln das Gegenteil lehrten, hat es sich als günstig erwiesen, wenn dieser Quotient für Laufräder und Leiträder nahe dem Einlass ebenfalls über 1 liegt. So haben beispielsweise Messungen des Durchlässigkeitsfaktors der Schaufeln der ersten Stufe gezeigt, dass, wenn das Verhältnis s/b von etwa 1 : 4 bis etwa 3 : 2 anstieg, sich der Durchlässigkeitsfaktor mehr als verdreifachte, nämlich von etwa 0,2 bis auf etwas über 0,6. Um die endgültigen Abmessungen der fraglichen Einheiten zu bestimmen, ist die Schaufelgeschwindigkeit ein wichtiger Faktor.
Hier sind Umfangsge schwindigkeiten am Schaufeiende von etwa 275 bis 428 als (900 bis 1400 Fuss/Sekunde) und mehr erwünscht die Grenze wird durch Festigkeitsüberlegungen gezogen, da ein Zerbersten durch die Zentrifugalkräfte vermieden werden muss. Bei den hier beschriebenen Pumpen wurden Laufräder von etwa 15 bis 18 cm (6 bis 7 Zoll) Durchmesser verwendet mit einer gesamten axialen Dicke von etwa 3 mm (0,120 Zoll), was eine Schaufeltiefe von etwa 4,5 mm (0,180 Zoll) für die Laufräder und Leiträder der ersten Stufe ergab. Doch sind diese Werte nur Beispiele, die nicht einschräkend gemeint sind.
Ein sehr wichtiges Charakteristikum ist, dass ein merklicher tangentialer Abstand zwischen einer nachlaufenden Schaufelkante und der vorauslaufenden Kante der nächsten Schaufel vorhanden ist, das heisst, es gibt eine unversperrte axiale Sichtlinie durch mindestens einen Teil solcher Laufräder und/oder Leiträder. Diese Konstruktion liefert einen viel grösseren Volumendurchsatz durch die Einlassstufen als bisher vorgesehen oder mit den bisher bekannten Vorrichtungen in der Praxis erreicht wurde.
Zusammenfassend gilt also für die zweckmässigen Abmessungen eines Laufrades oder Leitrades nahe dem Einlassende: Der Winkel a muss 200 bis 50 , vorzugsweise etwa 40 getragen; s/b muss zwischen etwa
1,0 und etwa 2,5, vorzugsweise bei etwa 2,0 liegen; s,/rt soll etwa zwischen 0,4 und 0,8, vorzugsweise etwa 0,5 bis 0,6 betragen. Das Aspektverhältnis l/s muss mindestens 1,5 sein und braucht nicht grösser als 4 zu sein. Der Quotient t/w soll so klein als möglich sein, soweit es sich mit der Festigkeit und den Fertigungsbe dingungen vereinbaren lässt.
Die Parameter für das Laufrad oder Leitrad einer mittleren Stufe sollen folgende Werte haben: Der Schaufelwinkel a muss zwischen 15 und 30 , vorzugsweise etwa 200 betragen; s/b soll etwa 0,75 bis 1,5, vorzugsweise etwa 1,0 sein; rl,/rt kann etwa gleich dem Wert für die erste Stufe sein, nämlich etwa bis 0,5 bis 0,8, vorzugsweise etwa 0,5 oder 0,6. Eine Überlappung der nachlaufenden und vorlaufenden Schaufelkante ist zwar vorhanden, sollte aber nicht zu gross sein. Das Verhältnis t/w muss so klein als möglich sein, soweit es die Festigkeit und Herstellbarkeit erlaubt.
Für die Laufräder und Leiträder nahe dem Auslassende muss der Schaufelwinkel a noch kleiner sein, etwa zwischen 50 und 200, vorzugsweise etwa 100; s/b kann zwischen etwa 0,3 und etwa 1,0 liegen, vorzugsweise bei etwa 0,75; rJrt sollte etwa zwischen 0,75 und etwa 0,95 liegen, vorzugsweise tbei etwa 0,9. In den Auslassstufen, wo der Volumendurchsatz durch die Kolnpression des Gases stark reduziert ist, ist es nicht so kritisch, dass die Schaufeldicke sehr klein ist. Sie kann beispielsweise die Hälfte des Schaufelzwischenabstandes betragen. Die Überlappung der nachlaufenden und vorlaufenden Schaufelkante sollte beträchtlich sein, beispielsweise etwa die Hälfte der Schaufeltiefe.
Eine nach diesen Regeln konstruierte Pumpe ist in der Lage, bisher unerreichbare Gesamtdruckanstiege und auch grosse Druckanstiege in den einzelnen Stufen zu erzielen. Wenn man beispielsweise die erfindungsgemässe Pumpe an eine Vorpumpe heikömmlicher Bauart, die ein Vakuum von 10-3 Torr liefern kann, anschliesst, kann sie Druckanstiege bis zu 107 und mehr erzielen.
Man kann also mit einem Ausgangsdruck von 10 Torr Eingangsdrucke von 10¯in oder sogar noch darunter ohne weiteres erreichen. Das bedeutet, dass der Ausgangsdruck 10 000 000 mal grösser ist als der Druck am Einlass. Bei einem so extrem hohen Vakuum sind die mittleren freien Weglängen der Moleküle ausreichend gross, dass die Gasströmung in der Pumpe einen ganz anderen Charakter hat als die Gasströmung in dem Axialkompressor einer Gasturbine oder dergleichen, wo der Strömungsmechanismus völlig verschieden ist und wo Druckverhältnisse von beispielsweise nur etwa 1,25 : 1 üblich sind. Im Gegensatz dazu können die Druckanstiege über einzelne Druckstufen in einer Turbomolekularpumpe der beschriebenen Art 25 : 1 über schreiten.
Somit wurde gefunden, dass in einer nach den aufgezählten Kriterien konstruierten Vakuumpumpe vom Turbotyp unerwartet hervorragende Ergebnisse möglich geworden sind, die bisher als nicht erreichbar angesehen wurden und die tatsächlich mit Turbopumpen bekannter Bauart nicht erreicht werden konnten, vor allem nicht mit solchen Pumpen, die eine oberflächliche Ähnlichkeit mit den erfindungsgemässen Pumpen haben, aber sich von diesen in den wichtigen oben erwähnten Beziehungen unterscheiden.
Axial turbo molecular pump
The invention relates to vacuum pumps that are known as Turoomolekutarpumpen I and are so-called because they work with one or more axially traversed turbo stages that act as compressors, and because they are effective when the gas flow present in them in relation to the important dimensions of the pump blading is in the state of free molecular flow, as it is caused by very low pressures.
Although it was already known that the principle of multi-stage axial compressors can be used for gas turbine systems and other flow devices, it has been assumed that such compressors are not suitable for generating a high vacuum in practice, since the pressure increase in every stage in the continuous flow is so What was minor was that far too many stages were considered necessary to create a desired high vacuum.
Recently, however, it has been discovered that
Turbopumps, when operated under the correct conditions, can produce a sufficient pressure rise per stage to achieve satisfactory vacuum levels in practice in a reasonable number of stages. Usually pumps of this type have a rotor with several impellers housed in a cylindrical housing which has an inlet in the center and axial on each of its
Ends has an outlet. The vacuum is created by drilling the centrally located impeller shaft in the
Generated way that the impellers between adjacent idlers move at high speed, the impeller and idler pairs on either side of the center inlet are arranged in mirror image with respect to the angle.
A typical pump of this type therefore has a ten to twenty stage left compressor unit consisting of many groups and a right compressor unit arranged opposite in the axial direction, with the left unit turning the impeller shaft to the left and the right unit the same Direction of rotation promoted to the right. In accordance with known practices, the idlers are usually approximately a mirror image of the impellers to which they are associated, but this is not necessarily neces sary.
Presumably, to this day, the factors that influence the design and function of turbo pumps have not been properly understood. Thus, there is considerable room for improvement in the design of the components of such vacuum pumps, such as the construction of the blades and their arrangement, and most importantly the shape and angle of the blades, their position with respect to other blades belonging to the same impeller or stator, and blades more or less adjacent impeller-idler pairs.
Since the previous vacuum pumps of the known type were constructed according to various teachings of the current state of the art, the so-called turbo-molecular vacuum pumps have not yet developed the properties of which they would be capable of striuktion with correct Kon. The invention now provides a vacuum pump with high volume durations, a comparatively small diameter and a comparatively small number of stages, which is able to achieve a vacuum in the order of magnitude of 10-10 Torr. This is achieved through new design features that particularly affect the design of the blades.
The invention relates to an axial turbomolecular pump, with at least one multi-stage section, with an inlet and at least one outlet, characterized in that the rotor blade surfaces are essentially and at least partially planar, with pairs of surfaces delimiting a channel running parallel to one another and one with the circumferential direction Include an angle, and that the blades of at least one impeller are spaced from one another in the circumferential direction so far that at least in the area of the impeller near the radially outer parts of the blade there is an unimpeded line of sight through the blade spaces in a direction parallel to the axis of rotation.
The invention is described in more detail below using exemplary embodiments in conjunction with the accompanying drawings. Show it:
1 shows a vertical sectional view, partially schematic, of a vacuum pump according to the invention;
2 shows an enlarged perspective view of an embodiment of an impeller according to the invention;
3 is a further enlarged fragmentary front view of a portion of the impeller portion containing the blades of FIG. 2, looking upstream;
FIG. 4 shows a view of some of the impeller blades from FIG. 3 looking radially inward along the lines 1 4 of FIG. 3;
FIG. 5 is a sectional view of the blades taken along line 5-5 of FIG. 3;
Figure 6 is a sectional view of the blades taken along line 6-6 of Figure 3;
;
Fig. 7 is a section along line 7-7 of Fig. 4 showing a typical vane arrangement of Fig. 2;
8 shows a sectional view of the blade intermediate space in the impeller of FIGS. 2 and 3 along the line 8-8 in FIG. i. at right angles to an inclined blade face;
Fig. 9 is a fragmentary enlarged side view of a portion of a stator associated with the impeller of Figs. 2-7 looking downstream;
10 is a front view of an impeller from a middle stage of the pump, looking against the direction of flow;
;
FIG. 11 shows a partial front view of a stator functionally belonging to the impeller of FIG. 10, looking in the direction of flow; FIG.
Figure 12 is a fragmentary front view of an impeller for use near the outlet end of the pump, looking upstream;
Fig. 13e:
: ne radially inwardly directed view of part of the impeller of FIG. 12 along the line 13-13 of this figure;
Fig. 14 is a section of the blade end of the impeller of Fig. 13 taken along line 14-14 of that figure;
Fig. 15 is a vertical sectional view of the vane space in the impeller of Fig. 13, cut along line 15-15 of that figure, i.e. i. at a real angle to the inclined front surface of the scalp;
Fig. 16 is a schematic projection of the vane parts of an impeller to indicate the points to which some of the dimensions mentioned are related;
Figure 17 is a schematic view of an impeller assembly showing the points at which some other dimensions are removed.
The invention is described using a special embodiment in which a cylindrical housing contains two Kompressoreinh.iten, one on the left and one on the right side, the two gas molecules in a pressure range corresponding to the free molecular flow from a central part of the housing to the opposite axial Pull off the ends of the housing, the molecules taking an approximately axial flow path. However, the teaching of the invention can also be applied to numerous other pump designs.
1 shows a partially schematic vertical section of a vacuum pump 30. The turbo-molecular pump itself, which is denoted by 32, can be connected with its inlet directly to an area 34 to be evacuated, for example a vessel with a bell or the like, that is not shown. The output of the pump arrives through one or more lines, indicated schematically at 38, from output lines 40 of two axially opposite annular collecting channels 42 to a so-called backing pump 36 of a known type.
In detail, the pump 32 has a connection piece 44 which is connected to the area to be evacuated, as well as a large spiral 46 which surrounds the outer surfaces 48 of a cylindrical housing 50 which has several wide inlet openings 52. the partially arranged from in the middle. are formed in the axial direction against protruding edges 54 of the housing 50. The inside 56 of the housing 50 receives a plurality of support rings 58, of which adjacent pairs each axially define the outer edges 60 of a plurality of guide wheels 62. Each stator 62 has a continuous, rin, gförilliee hub 64, the inner edge 66 of which delimits a round opening.
A plurality of stator blades 67 are also provided on each stator 62. the construction of which will be propagated more precisely. The axial row of spaced apart idlers 62 forms the stator 68.
Another main component of the pump 32 is a rotating impeller shaft 70, which consists of a left compressor part 72 and a right compressor part 74, as well as a cylindrical center piece 76 without blades. which is spaced inwardly from the inlet openings 52 of the housing 50.
The two core ropes 72, 7i have a plurality of running wheels 78 nnf and are arranged in a mirror image to one another. so that when the direction of rotation of the S'aufe1rnd'elle is at the front, one Komrtressorteil generates a flow of the gas molecules to the left in FIG. 1 and the other evacuates the gas molecules to the right. Therefore, only the left compressor 72 will be described in more detail, since the right compressor 74 is identical to it except for a mirror angle of the blades.
As mentioned, the left compressor 72 has a plurality of impellers 78 which are fastened to the hub 80 of the impeller shaft 70 and rotate with it. Each impeller 78 together with the associated, directly adjacent stator 62 forms its own stage and several adjacent stages of the same blading in shape and size form a multi-stage working group 82. Several working groups 82, 84, 86 are arranged one after the other in the axial direction outwards, each Idler-impeller pair of a certain group has the same configuration, but differs in its construction from the idler-impeller pairs of a neighboring working group, as will be explained in more detail below.
The paddle wheel shaft 70 is supported in bearings 8S, 90 and is driven by a helical gear 92 which in turn is driven by a motor-driven gear (not shown) with a much larger diameter or the like. The components of the pump 32 shown in FIG. 1 but not specifically described are common components and not essential to the invention, so that they are not explained in more detail below.
Before going to the construction details of the Fig.
2-15, it should be noted that the specific shapes of the illustrated impeller-stator construction with segmented blades have proven structurally feasible and convenient to manufacture. For example, a conventional single disc milling cutter with three cutting surfaces of different radius can readily produce the blade illustrated in Figures 2-11 in a single operation. This is possible because each working surface is parallel to its associated surface, because the smallest spaces are present between the surfaces in the innermost radial direction, and because the cuts lie radially or otherwise in a straight line. However, other forms of impellers are also available.
Idlers and the like with the features claimed can advantageously be used within the scope of the invention. In this context it is obvious to a person skilled in the art, for example, that blades divided into segments are not absolutely necessary and that, although three impeller groups are illustrated, a turbo pump according to the invention can also have only two groups or also four or more, and that each group may, but does not necessarily have to, consist of the same or approximately the same number of levels.
As can be seen from FIGS. 2-8, an impeller 78 of the type preferably used in the group 82 closest to the inlet has a series of blades 94. Each blade 94 terminates in an internal base 96 with which it is firmly attached to the hub 98 so that it forms part of the same. In the center of the hub within the main body 104 of the hub 98, an opening 100 is provided which is mapped by the walls 102 of the hub running radially inward.
Each blade 94 in the first or uppermost impeller stage in the flow direction is a blade divided into segments with an edge segment A, a middle segment B and an inner segment C. The outer or edge segment A has an outwardly facing end surface 106 and a flat front surface 108 on. Segment B has a surface 110 and segment C has a surface 112. All surfaces 108, 110, 112 lie in a common plane that is parallel to the direction of rotation of the blade. Furthermore, each blade 94 also has inclined working surfaces 114, 116, 118 on segments A, B and C, which are directed approximately downstream.
The surfaces 114, 116, 118 are offset from one another at an angle in the direction of rotation, so that, for example, the outermost downstream surface 114 is spaced apart from the surface 120 which precedes it. The latter is arranged in parallel, but directed downstream on the other side of the blade 94. The surface 122, which is located radially inward of the surface 120, is a smaller distance from the downstream surface 116 immediately following it than the surface 120 is from the surface 114, and the last distance in the direction of rotation is between that located upstream Surface 124 and the downstream surface 118 which follows it non-communicably.
Since the surfaces lying further out in the n radial direction have the greater linear speed, the linear distance in the tangential direction must be greatest at the circumference of the impeller 78.
From Fig. 7 it can be seen that the innermost parts 126, 128, 130 of each blade segment A, B, C are narrower than the outer parts 132, 134, 136 of the same segment, and that the thickest inner part 130 of the hub 98 is closest while the thinnest inner part 126 belongs to the outermost blade segment A.
8 shows that the distance on the line A-A is the greatest between oppositely directed leading and trailing surfaces 120, 114, and that the distance in the tangential and vertical direction between the surface pairs 122, 116 and 118, 124 is gradually smaller. Nonetheless, the distance between the blade segments is still considerable even at their innermost sections and contradicts the prior art.
Likewise, the blade is thicker at the base of each segment, as stated above, but the blades are still very thin compared to the prior art. It can be seen from FIGS. 3-6 that for the impellers of the first group the included acute angle between an upstream surface 120 and the plane of rotation is relatively steep or of a great incline, for example 40 "in the embodiment shown. The importance of this point will be explained later.
In Fig. 9, a sector of a stator 62 of the first group is shown. It has several blades 67 which protrude outward from a hollow hub 64. A rim 66 of the hub defines a wide opening. The blades 67 on the stator 62 are also divided into segments, specifically into segments D, E and F, each of which has a flat front surface 138, 140, 142 associated. Inclined upstream working surfaces 144, 146, 148 are provided on segments D, E and F in the same way as their counterparts 114, 116 and 118 on rotor blades 94.
3-9 it can be seen that the impeller 78 and the stator 62 are of the same kind. In order to better illustrate this, the direction of view of the impeller 78 from below to upstream is selected in FIG. 3, whereas FIG. 9 shows an axial view of the stator from the upstream side in the flow direction in order to emphasize the similarity of the constructions Although the rotor and stator, installed in a machine, are mirror images of the angle of attack. In the case of the stator 62, however, the outer edges 60 of each blade protrude slightly further outwards in the radial direction than their counterparts 132 on the impellers 78, since these outer edges 60 from the support rings 58 are to be recorded (Fig. 1).
So where idlers and impellers are arranged facing each other, corresponding parts are mirror images of each other.
In Fig. 10, an impeller 78a for a middle group of the turbo pump is shown. It is similar to the impeller 78 of FIGS. 2 and 3 with the exception that the distances between the working surfaces 114a, 116a, 118a and the surfaces 120a, 122a, 124a in the direction of rotation are slightly smaller, so that a slight overlap between a trailing edge 150 of a segment A and the leading edge 152 of the immediately following segment A is present. The same situation exists for the corresponding trailing edges 154 and leading edges 156 of the blade segments B, and the same applies to the edges of the segments C.
It can also be seen from FIG. 10 that the inclination of the working surfaces 114a, 116a, 118a in relation to the plane of rotation is somewhat flatter than in the case of an impeller located in the vicinity of the pump inlet; the angle between a surface and the plane of rotation in this case is preferably about 20 ". The surfaces 114a, 116a, 118a are wider than their counter surfaces 108, 110, 112 in the first group and accordingly the total width is measured parallel to the front of the surfaces , for the surfaces 114a, 116a, 118a noticeably larger than that of their counterparts 114, 116, 118 in the first stage, the axial thickness of the impellers 78 and 78a being the same. In contrast, the thickness of each blade segment A, B, C in of the second group, measured perpendicularly to a surface thereof, is somewhat smaller compared to the same dimension for the blades of the first stage.
11 shows a stator 62a, which is approximately the mirror image of the impeller 78a, except for the larger radial extension of the outer edge 60a of the blade segment D and the inward extension, which is limited by a surface 64a. Otherwise this stator is constructed in exactly the same way as the associated impeller 78a.
An impeller 78b for a group located near the outlet of the pump is shown in FIGS. 12-15. It has a blade 94b with only a single segment G which has a downstream surface 114b, a flat front surface 108b, a leading edge 152b, and a trailing edge 150b. The radial extent of the working surface 114ob is relatively narrow compared to the overall diameter of the impeller 78b and the overlap between the trailing and leading edges is considerable and is noticeably greater than that present in the impellers of the middle stages.
As can be seen from FIGS. 13 and 14, the upstream and downstream vane surfaces 114b and 120b are set relatively flat, in this case approximately at 100. It can also be seen from FIG. 14. that, as with the other rotor blades, the inner portion or base 154 of segment G is narrower than the end piece 106b of the segment.
In Fig. 15 it is made clear that the distance between the surfaces 120b and 114b, measured at right angles to the blade surfaces, is small in relation to the corresponding dimensions on the impellers used in the inlet stage and the middle stage, although because of the small slope the shovel in the distance between them, measured in the direction of travel, is considerably larger. As already mentioned, however, the proportions of the blade depth to the spacing and the thickness of the blades are of such dimensions and relationships that they contradict the previous professional rules and the known constructions.
The stator for every third group, which belongs to an impeller in the higher pressure range, is not shown. It goes without saying, like the other wheels, a mirror image of the associated wheel.
A pump according to the invention comprises approximately 2 to 7 or more pressure stages, each of which is composed of an impeller and a stator of the type shown in FIGS. 2-9, and an equal number of stages consisting of impeller-stator pairs of the in 10 and 11, and a similar number of stages comprising impellers of the type shown in Figures 12-15 with associated idlers. It is not necessary that each multi-stage group has the same number of impeller-idler pairs, but it is advantageous according to the invention that those at the furthest upstream stages have the configurations shown in FIGS. 2 to 9 that the middle stages of impellers and idlers of Fig.
10 and 11 and that the last stages comprise impellers of the type shown in FIGS. 12-15. As mentioned above, the number of stages in the groups can vary considerably and the number of groups in each compressor section can also vary somewhat. The number and type of stages and groups is determined depending on the requirements placed on the pump. More first stages with more open blades result in a larger volume and more stages of the type shown in FIG. 12, for example, result in a higher pressure increase per stage.
In FIGS. 16 and 17, the components with the characteristic features are shown schematically in order to show the points at which the dimensions in question have been removed. In FIG. 16, for example, the blade depth is denoted by> b, the blade angle is called a and denotes the angle that is enclosed between the plane of rotation and the working surface of the rotor blade.
Blades with a higher numerical value of this angle are called steeper or as blades with a larger pitch, those with smaller numerical values for a are called flat or blades with a smaller pitch. The tangential distance between blades is denoted by s, the total tangential distance between corresponding parts of adjacent blades is s0. The ratio of the blade clearance to the blade depth is s / b. The thickness of a blade is denoted by t.
Therefore sO 5+>. t
For example, with a blade angle of 45 "and t equal to 1, s. = S + V2. If a is equal to 30, s0 = s + 2. The distance between blades, measured at right angles to the working surface of the
Blade, is denoted by w; consequently: s = w. sin a.
When in the present description and the claims of the blade spacing between the blades and the blade didke, the dimensions at the outer ends of the blade should be meant, i. i.
for example the spaces between segments A or D.
In FIG. 17, the radius of the hub is denoted by rh and the outer radius of the rotor by rt; the difference is the radial blade span or 4 tongs 1. The length l in relation to the blade spacing s is referred to as the aspect ratio l (wing extension) of the relevant section. The location of the blades on the hubs and the desired blade spans or constraints are discussed in relation to the entire rotor wheel.
According to the teachings of the invention, some generalizations have been made regarding these angles and dimensions and their relationships to one another. Typical aimed values for these angles and dimensions identify components illustrated herein that have been shown to give best results. Thus, in the case of gas molecules enclosed in a high vacuum, a number of factors are generally essential which relate to their behavior under the action of a pump of the type described.
.B. the velocity of the molecules of a specific gas species depends on the absolute temperature and the molecular weight of the gas molecules. The nature of the gas flow depends on the relative frequency of the collisions of the gas molecules with one another or with a rotor or stator blade.
This frequency is determined by the mean free path of the molecules in relation to the dimensions of the blades and blade spaces. With a sufficiently large mean path length in comparison to the blade and gap dimensions, the behavior of the molecules is therefore predominantly, almost exclusively, influenced by their collision with the working surfaces of the device and not by the collisions with one another. Due to the high vacuum that prevails, the temperatures in the turbo pump are practically the same everywhere, since the dissipation and radiation of the energy from the blades are very large compared to the kinetic energy of the molecules hitting the blades.
An important factor in the performance of the turbo pump is the ratio of the blade speed to the mean molecular speed, while other factors, such as the proportions of the blades and the blade spaces, influence the probability that gas molecules will pass through an impeller or stator in one rather than the other Hike direction.
Since the gas density increases by many orders of magnitude in the direction of flow and thus the volume throughput decreases accordingly, different values are selected for the various parameters, namely a, s / ib, rh / rt and T / w, for the various stages in order to achieve optimal performance the level of vacuum and the size of the volume throughput or the pumping speed.
In order to determine whether the improvements considered possible with the aid of the invention actually occur, tests were carried out which showed that with the impeller stator configurations shown in FIGS. 2-15, unexpectedly high pressure increases in the stages of the middle and downstream
Rotor groups were achievable while maintaining an excellent volume throughput. Furthermore, an unexpectedly high volume throughput was achieved, especially with the impeller-guide wheel pairs, which made up those stages that contained the group next to the high-vacuum end of the pump, but also in the stages of the middle group.
As an overall result, the overall performance of the pump was superior and far exceeded the performance of previously known pumps of the same size with regard to the pressure, the volume throughput or the pumping speed that can be achieved with a specified number of stages.
To summarize the results of the tests: It was found that the impellers and guide wheels next to the inlet of the turbo pump should preferably have a relatively steep angle of attack of about 400, for example, and that the blade thickness t in relation to the distance s between the blades should be as small as possible with regard to the required strength and the manufacturing conditions. For impellers and idlers close to the bin outlet, the ratio of the hub radius rh to the total radius rt should be in the range from about 0.4 to 0.8, preferably 0.5 or 0.6.
The length or span of a rotor or IStator blade at the inlet end should be at least 1.5 to 1 in relation to the distance between the blades s. For example, it was found that the performance increased somewhat when the aspect ratio increased from about 1.5 to about 4 or 5, but thereafter, when an aspect ratio of about 4 or 5 was reached, a further increase no longer brought any visible benefit. The ratio of the blade spacing s to the thickness t for impellers and idlers near the inlet must be at least 1, preferably in the range from 4: 1 to 6: 1 or more, whereby it is limited only by considerations regarding strength and manufacturing conditions.
For the example of FIG. 3, the dimension t (measured at right angles to the vane surface) for segment A would be approximately 1.4-2.7 mm (0.055 to 0.105 inches) while the vane spacing s according to FIG. 16 would be approximately 11 mm (0.430 inches). For the inner segments B and C, the ratio is, as shown, a little smaller, but still large compared to the previous designs and professional rules.
Another important parameter is the ratio of the blade spacing s to the blade depth b.
Although the previous rules taught the opposite, it has proven to be beneficial if this quotient for impellers and idlers near the inlet is also above 1. For example, measurements of the permeability factor of the first stage blades have shown that as the ratio s / b increased from about 1: 4 to about 3: 2, the permeability factor more than tripled, namely from about 0.2 to just over 0.6. In order to determine the final dimensions of the units in question, the blade speed is an important factor.
Here, circumferential speeds at the blade end are from about 275 to 428 as (900 to 1400 feet / second) and more desirable the limit is drawn by strength considerations as centrifugal bursting must be avoided. The pumps described herein used impellers about 15 to 18 cm (6 to 7 inches) in diameter with a total axial thickness of about 3 mm (0.120 inches), giving a blade depth of about 4.5 mm (0.180 inches) for the Impellers and idlers of the first stage resulted. However, these values are only examples that are not meant to be limiting.
A very important characteristic is that there is a noticeable tangential distance between a trailing blade edge and the leading edge of the next blade, i.e. there is an unobstructed axial line of sight through at least a part of such impellers and / or idlers. This construction provides a much greater volume throughput through the inlet stages than previously provided or achieved in practice with the previously known devices.
In summary, the following applies to the practical dimensions of an impeller or guide wheel near the inlet end: The angle a must be 200 to 50, preferably about 40; s / b must be between approximately
1.0 and about 2.5, preferably about 2.0; s, / rt should be approximately between 0.4 and 0.8, preferably approximately 0.5 to 0.6. The aspect ratio l / s must be at least 1.5 and need not be greater than 4. The quotient t / w should be as small as possible, as long as it can be reconciled with the strength and the manufacturing conditions.
The parameters for the impeller or stator of a medium stage should have the following values: The blade angle α must be between 15 and 30, preferably about 200; s / b should be about 0.75 to 1.5, preferably about 1.0; rl, / rt can be approximately equal to the value for the first stage, namely approximately up to 0.5 to 0.8, preferably approximately 0.5 or 0.6. There is an overlap between the trailing and leading blade edges, but should not be too large. The ratio t / w must be as small as possible, as long as the strength and manufacturability allow.
For the impellers and guide wheels near the outlet end, the blade angle α must be even smaller, approximately between 50 and 200, preferably approximately 100; s / b can be between about 0.3 and about 1.0, preferably about 0.75; rJrt should be between about 0.75 and about 0.95, preferably t about 0.9. In the outlet stages, where the volume throughput is greatly reduced by the compression of the gas, it is not so critical that the blade thickness is very small. For example, it can be half the distance between the blades. The overlap of the trailing and leading blade edges should be considerable, for example about half the blade depth.
A pump designed according to these rules is able to achieve previously unattainable total pressure increases and also large pressure increases in the individual stages. If, for example, the pump according to the invention is connected to a backing pump of a conventional design which can deliver a vacuum of 10-3 Torr, it can achieve pressure increases of up to 107 and more.
With an outlet pressure of 10 Torr, inlet pressures of 10¯in or even less can easily be achieved. This means that the outlet pressure is 10,000,000 times greater than the pressure at the inlet. With such an extremely high vacuum, the mean free paths of the molecules are sufficiently large that the gas flow in the pump has a completely different character than the gas flow in the axial compressor of a gas turbine or the like, where the flow mechanism is completely different and where pressure ratios of, for example, only about 1.25: 1 are common. In contrast, the pressure increases over individual pressure stages in a turbo molecular pump of the type described can exceed 25: 1.
Thus it was found that in a vacuum pump of the turbo type designed according to the criteria listed above, unexpectedly excellent results have become possible which were previously not considered to be achievable and which could not actually be achieved with turbo pumps of known design, especially not with pumps that have a have superficial similarity with the pumps according to the invention, but differ from these in the important above-mentioned relationships.