DE3627642C2 - - Google Patents
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D19/00—Axial-flow pumps
- F04D19/02—Multi-stage pumps
- F04D19/04—Multi-stage pumps specially adapted to the production of a high vacuum, e.g. molecular pumps
- F04D19/044—Holweck-type pumps
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- Non-Positive Displacement Air Blowers (AREA)
Description
Die Erfindung betrifft eine Vakuumpumpe nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Eine derartige Vakuumpumpe wird insbesondere für die Bildung dünner
Filme bei der Herstellung von integrierten Schaltungen, von Halbleitern
und dergleichen benötigt.
Herkömmliche Vakuumpumpen mit Gewindekanal, die ursprünglich "molekulare
Absaugpumpen" genannt wurden, wurden hauptsächlich für die
Verwendung im freien molekularen Strömungsgebiet entwickelt. Im Zusammenhang
mit dem industriellen Fortschritt auf dem Gebiet der Anwendung
von dünnen Filmen, beispielsweise bei der Herstellung integrierter
Schaltungen und Halbleiter, entstand ein wachsender Bedarf für die Entwicklung
einer Vakuumpumpe, die sauber ist, eine hohe Pumpgeschwindigkeit
aufweist und im Druckbereich von etwa 1 bis 1000 Pa verwendet
werden kann. Mit den herkömmlichen Gewindekanal-Pumpen konnte dieser
Bedarf jedoch nicht befriedigt werden, weil die Breite des Gewindekanals
wegen der großen Breite des Kamms schmal und die Pumpgeschwindigkeit
sehr niedrig ist. Folglich kann die Pumpe nicht als Vakuumpumpe
für große Gasmengen in dem erwähnten Druckbereich von 1 bis 1000 Pa
verwendet werden.
Es ist bereits eine Reibungspumpe bzw. Molekularpumpe oder Turbomolekularpumpe bekannt,
bei welcher die Pumpeigenschaften dadurch verbessert werden, daß bei zumindest
einem Teil der pumpaktiven Flächen Flächenbereiche mit unterschiedlichen Rauhigkeiten
vorhanden sind, und zwar derart, daß die Rauhigkeit der der Förderrichtung abgewandten
Flächenbereiche größer ist als die Rauhigkeit der der Förderrichtung zugewandten Flächenbereiche
(DE-OS 33 17 868). Diese Reibungspumpe weist einen Stator und einen Rotor
auf, wobei der Rotor auf seiner Außenseite mit wendelförmigen Nuten versehen ist. Ein
besonderes Verhältnis von Nut- zu Stegbreite ist hierbei nicht angegeben.
Weiterhin ist eine Molekularpumpe bekannt, die einen in einem Gehäuse gelagerten Rotor
aufweist, wobei dieses Gehäuse auf seiner Innenseite mit einem Schraubengewinde versehen
ist (DE-OS 28 08 125). Der in Umfangsrichtung gemessene Stegquerschnitt des
Schraubengewindes hat hierbei im Vergleich zum in Umfangsrichtung gemessenen Nutquerschnitt,
der sich zwischen zwei Stegen befindet, ein Verhältnis von kleiner als 0,8 und
größer als 0,3. Das Verhältnis der Nutbreite zur Summe der Breite dieser Nut und der
Breite des Stegs liegt somit zwischen 0,555586 und 0,766, was zu keinen optimalen Verhältnissen
führt.
Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, die Pumpeigenschaften der erwähnten
Vakuumpumpen zu verbessern.
Diese Aufgabe wird gemäß den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst.
Der mit der Erfindung erzielte Vorteil besteht insbesondere darin, daß
die Durchflußleistung in axialer Richtung, d. h. die Pumpgeschwindigkeit,
erhöht werden kann. Mit der erfindungsgemäßen Vakuumpumpe mit Gewindekanal
können große Gasmengen abgepumpt und Vakua in einem Bereich
von 1 bis 1000 Pa hergestellt werden. Sie ist deshalb überall dort vorzüglich
umsetzbar, wo dünne Filme zur Anwendung kommen.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der Zeichnung dargestellt und
werden im folgenden näher beschrieben. Es zeigt
Fig. 1 einen Querschnitt durch einen wesentlichen Bereich der erfindungsgemäßen
Vakuumpumpe;
Fig. 2 eine graphische Darstellung des Zusammenhangs zwischen einem
geometrischen Parameter ε und dem Druckgradienten bei verschiedenen
Pegeln der Durchflußleistung;
Fig. 3 eine graphische Darstellung des Zusammenhangs zwischen Durchflußleistung
und εop (optimalen Wert von ε) für verschiedene
Werte von unterschiedlichen geometrischen Parametern;
Fig. 4 eine graphische Darstellung des Zusammenhangs von Durchflußleistung
und εop;
Fig. 5 eine graphische Darstellung des Zusammenhangs zwischen einem
geometrischen Parameter ξ und dem Druckgradienten;
Fig. 6 eine graphische Darstellung des Zusammenhangs zwischen einem
geometrischen Parameter β und dem Druckgradienten bei verschiedenen
Pegeln der Durchflußleistung;
Fig. 7 eine graphische Darstellung des Zusammenhangs zwischen der
Lücke δ und dem Druckgradienten bei verschiedenen Pegeln der
Durchflußleistung und
Fig. 8 einen Querschnitt durch einen wesentlichen Bereich einer herkömmlichen
Vakuumpumpe mit Gewindekanal.
In der Fig. 8 ist eine herkömmliche Vakuumpumpe dargestellt, die ein
Gewinde 4 am äußeren Umfang eines Rotors 2 aufweist, der drehbar in
einem Stator 1 angeordnet ist, wobei zwischen dem Rotor 2 und dem
Stator 1 ein kleiner Zwischenraum 3 vorgesehen ist. Die Breite eines
Kamms 5 zwischen benachbarten Teilen des Gewindes 4 ist zu groß ausgelegt,
um den Leckdurchfluß durch den Zwischenraum 3 zu vermindern
und um dadurch ein hohes Druckverhältnis zu erzielen.
Die Fig. 1 zeigt eine erfindungsgemäße Vakuumpumpe mit Gewindekanal.
Diese weist einen hohlzylindrischen Stator 1 sowie einen Rotor 2 auf,
der in dem Stator 1 angeordnet ist. Zwischen dem Stator 1 und dem
Rotor 2 befindet sich ein Zwischenraum 3 (δ), wobei die äußere periphere
Oberfläche des Rotors 2 mit einem spiraligen Gewinde versehen
ist. Bei der in der Fig. 1 gezeigten Drehrichtung befindet sich die Ansaugseite
der Pumpe links.
Wenn man in Simultangleichungen den Durchfluß beim Gewinde 4 für den
Fall analysiert, daß sich der Rotor 2 dreht, besteht zwischen dem dimensionslosen
Druckgradienten (der im folgenden einfach "Druckgradient"
genannt wird) in axialer Richtung (l-Koordinate in Fig. 1). des Rotors 2
und der Durchflußleistung in axialer Richtung folgender Zusammenhang
wobei die Symbole im einzelnen folgendes bedeuten:
Kv = eine Größe, die zum Druck proportional ist;
Kv = wird aus der mittleren freien Weglänge des Gases, λ, und dem Zwischenraum δ berechnet, was im folgenden als "dimensionsloser Druck" bezeichnet wird;
: eine dimensionslose axiale Länge; = , wobei l die axiale Länge und b die Summe des Zwischenraums δ und der Gewindetiefe h ist.Û: die dimensionslose Umfangsgeschwindigkeit des Rotors, es gilt Û = U /, worin U die Umfangsgeschwindigkeit des Rotors, R die universelle Gaskonstante, T die absolute Temperatur und M das Molekulargewicht des Gases bedeuten.
: die dimensionslose Durchflußleistung; es gilt W = Q/ µKv, worin Q die Durchflußleistung des Gases und µ die Viskosität des Gases ist;
α: der Neigungswinkel des Gewindekanals;
β: der Zwischenraum-Faktor, wobei β = (δ + h)/δ = b/δ;
ε: der Gewindebreitenfaktor, ε = a/(a + d), worin a eine Nutenbreite und d eine Stegbreite ist;
ξ: der Gewindequerschnittsfaktor, wobei ξ = a/(δ + h) = a/b;
Kv = eine Größe, die zum Druck proportional ist;
Kv = wird aus der mittleren freien Weglänge des Gases, λ, und dem Zwischenraum δ berechnet, was im folgenden als "dimensionsloser Druck" bezeichnet wird;
: eine dimensionslose axiale Länge; = , wobei l die axiale Länge und b die Summe des Zwischenraums δ und der Gewindetiefe h ist.Û: die dimensionslose Umfangsgeschwindigkeit des Rotors, es gilt Û = U /, worin U die Umfangsgeschwindigkeit des Rotors, R die universelle Gaskonstante, T die absolute Temperatur und M das Molekulargewicht des Gases bedeuten.
: die dimensionslose Durchflußleistung; es gilt W = Q/ µKv, worin Q die Durchflußleistung des Gases und µ die Viskosität des Gases ist;
α: der Neigungswinkel des Gewindekanals;
β: der Zwischenraum-Faktor, wobei β = (δ + h)/δ = b/δ;
ε: der Gewindebreitenfaktor, ε = a/(a + d), worin a eine Nutenbreite und d eine Stegbreite ist;
ξ: der Gewindequerschnittsfaktor, wobei ξ = a/(δ + h) = a/b;
worin qv, q′v, rv, q′p und rp jeweils eine Funktion eines geometrischen
Parameters und des Druckes sind, d. h.
und qp, q′p, qv und q′v sind in dem Aufsatz "Rarefied
Gas Flow in a Rectangular Groove Facing a Moving Wall", Scientific
Papers of the Institute of Physical and Chemical Research, Vol. 70.
No. 4, Dezember 1976 beschrieben.
Jetzt wird die Gleichung (i) nach dem Neigungswinkel des Gewindes differenziert,
und bei Verwendung von
folgt der Minimalwert αop, der den Druckgradienten dKv/d maximiert,
zu
Bei einem gegebenen dimensionslosen Druck Kv und bei verschiedenen
Werten der geometrischen Parameter ξ, ε und β, erhält man den optimalen
Neigungswinkel des Gewindes, αop, der den Druckgradienten optimiert,
durch die Gleichung (ii). Der Druckgradient, der αop entspricht,
kann Gleichung (i) entnommen werden.
Die Fig. 2 zeigt die Änderungen der Druckgradienten in Abhängigkeit
vom Parameter ε bei verschiedenen Pegeln der Durchflußleistung, und
zwar für den Fall, daß die beiden geometrischen Parameter ξ und β sowie
der dimensionslose Druck Kv unverändert sind.
Aus der Fig. 2 erkennt man, daß es einen Wert ε gibt, der den
Druckgradienten bei jedem Pegel der Durchflußleistung maximiert.
Ein derartiger Wert von ε wird εop bezeichnet, und der Wert εop bei
jedem Pegel der Durchflußleistung wurde in Fig. 2 erhalten. Das Verhältnis
zwischen der Durchflußleistung und εop ist bei A in Fig. 3 gezeigt.
Die Fig. 3 zeigt auch die Änderungen von εop in Abhängigkeit von anderen
geometrischen Parametern ξ und β sowie vom dimensionslosen
Druck Kv. Man erkennt aus Fig. 3, daß das Verhältnis zwischen der
Durchflußleistung und εop als unabhängig von den anderen geometrischen
Parametern ξ und β oder dem Druck Kv angesehen werden kann, und daß
es nur durch die Fig. 4 gegeben werden muß.
Die Pumpleistung der Gewindekanal-Vakuumpumpe, die auf den oben genannten
technischen Gebieten, die mit der Verwendung dünner Filme in
Verbindung stehen, gefordert wird, beträgt für einen Rotordurchmesser
von 200 mm und einer Drehzahl von 24 000 U/min zwischen 50 bis 300
Liter/Sekunde,
aber keinesfalls weniger als 50 Liter/Sekunde.
In diesem Fall ist /Û am Ansaugeinlaß nicht weniger als 0,2, und man
erkennt aus der Fig. 4, daß εop am Ansaugeinlaß vorzugsweise nicht weniger
als 0,8 beträgt. Die Fig. 2 zeigt außerdem, daß der Druckgradient
mit der Zunahme von /Û abnimmt, und der gewünschte Vakuumgrad
kann nicht erreicht werden, wenn
kleiner als 1,4 × 10-² ist. Damit der Druckgradient
nicht kleiner als 1,4 × 10-² wird, darf die Durchflußleistung /Û, wie
man aus der Fig. 2 erkennt, nicht größer als 1,3 sein. Die Kurven für
höhere Pegel der Durchflußleistung /Û haben keinen Punkt, bei dem der
Druckgradient
1,4 × 10-² erreicht. Man erkennt aus Fig. 4, daß εop diese Bedingung
dann erfüllt, wenn es nicht größer als 0,95 ist. Somit liegt εop vorzugsweise
zwischen 0,8 und 0,9.
Im Hinblick auf den Umstand, daß Gas in der Vakuumpumpe allmählich
zusammengedrückt wird, wenn das Gas von der Ansaugseite in Richtung
auf die Abgabeseite strömt, kann die Pumpe so ausgelegt werden, daß ein
ε-Wert von 0,8 bis 0,95 auf der Ansaugseite gewährleistet ist, wobei
ε allmählich in Strömungsrichtung reduziert wird, d. h. in Richtung auf
die Abgabeseite.
Die Fig. 5 zeigt die Änderung des Druckgradienten
in Abhängigkeit vom geometrischen Parameter ξ bei verschiedenen Pegeln
der Durchflußleistung für den Fall, daß die beiden geometrischen Parameter
ε und β sowie der Druck Kv fest sind. Man erkennt aus der Fig. 5,
daß der Druckgradient umso größer wird, je größer der Parameter ξ ist.
Diese Tendenz trifft auch auf andere Kombinationen als auf die Kombination
von β = 10, ε = 0,9 und Kv = 5 zu.
Obwohl der Druckgradient
mit zunehmendem ξ ebenfalls zunimmt, wenn ξ einen bestimmten Wert
erreicht oder überschreitet, bleibt die Zunahme des Druckgradienten
unauffällig, und die Zunahme hängt von der Durchflußleistung ab.
Dies zeigt, daß es nicht empfehlenswert ist, zu versuchen, den Ansaugquerschnitt
dadurch zu vergrößern, daß der Gewindesteg 5 verbreitert
wird, während die Breite der Nut 4 verringert und die Tiefe h dieser Nut
4 vergrößert wird, weil ein solcher Versuch zu einem kleineren ξ und
einem verkleinerten Druckgradienten führt. Es ist deshalb vorteilhaft, die
Breite der Nut groß zu wählen.
Die Pumpeigenschaften, die von einer Vakuumpumpe mit Gewindekanal
auf dem erwähnten industriellen Gebiet verlangt werden, sind eine Pumpgeschwindigkeit
von 50 bis 300 Liter/Sekunde bei einem Rotordurchmesser
von 200 mm und eine Drehfrequenz von 24 000 Umdrehungen pro Minute.
In diesem Fall beträgt /Û an der Ansaugöffnung 0,2 bis 1,2.
Wenn der Druckgradient
kleiner als 1,4 × 10-² ist, sind die Pumpleistungen im praktischen Betrieb
zu gering, um das gewünschte Vakuum zu erhalten. Es ist deshalb erforderlich,
einen Wert ξ von mindestens 3 zu haben, was dem Wert ξ am
Schnittpunkt einer Geraden eines Druckgradienten von 1,4 × 10-² und
einer Kurve /Û = 1,2 in Fig. 5 entspricht. Wenn man den Wert ξ jedoch
groß ansetzt, ist es erforderlich, die Breite des Stegs 5 entsprechend
zu reduziern, und wenn ξ größer als 6 ist, ist die Breite des
Stegs 5 so klein und seine Festigkeit so gering, daß der Steg 5 beim
praktischen Betrieb der Pumpe brechen kann, was natürlich nachteilig ist.
Deshalb wird für ξ vorzugsweise ein Wert zwischen 3 bis 6 gewählt.
Mit den nachfolgenden Definitionen
KI: eine Größe, die dem Druck proportional ist, wobei KI = b/λ gilt und λ die mittlere freie Weglänge von Gas, b die Summe der Nuttiefe h und des Spalts δ ist, bezogen auf "dimensionslosen Druck",: dimensionslose Durchflußleistung, wobei W = Q / gilt und Q die Durchflußrate und µ die Viskosität des Gases ist;
wird die Gleichung (i) wie folgt umgeschrieben:
KI: eine Größe, die dem Druck proportional ist, wobei KI = b/λ gilt und λ die mittlere freie Weglänge von Gas, b die Summe der Nuttiefe h und des Spalts δ ist, bezogen auf "dimensionslosen Druck",: dimensionslose Durchflußleistung, wobei W = Q / gilt und Q die Durchflußrate und µ die Viskosität des Gases ist;
wird die Gleichung (i) wie folgt umgeschrieben:
Indem man die Gleichung (iii) nach dem Neigungswinkel des Gewindes,
α, differenziert und
setzt,
erhält man den optimalen Wert αop des Neigungswinkels α, der den
Druckgradienten
maximiert zu
Bei einem gegebenen dimensionslosen Druck KI und bei verschiedenen
Werten der geometrischen Parameter ξ, ε und β, erhält man den maximalen
Neigungswinkel αop durch die Gleichung (iv). Den Druckgradienten,
der αop entspricht, kann man über die Gleichung (iii) erhalten.
Die Fig. 6 zeigt die Änderung des Druckgradienten
in Abhängigkeit vom geometrischen Parameter β bei verschiedenen Pegeln
der Durchflußleistung und für den Fall, daß die geometrischen Parameter ξ
und ε sowie der dimensionslose Druck KI unverändert bleiben. Man erkennt
aus Fig. 6, daß bei zunehmendem Parameter β auch der Druckgradient
zunimmt. Diese Tendenz trifft auch auf andere Kombinationen als auf
ξ = 4, ε = 0,9 und KI = 40 zu.
Die Fig. 7 zeigt eine Kurve, die man dann erhält, wenn man die Länge b
zu 10 mm annimmt und die Fig. 6 umzeichnet, indem die Abszisse von
β in den Spalt δ abändert. Man erkennt aus der Fig. 7, daß der Druckgradient
bei einer Abnahme von δ zunimmt. Wenn jedoch eine niedrige Durchflußleistung
vorliegt, wird die Zunahme des Druckgradienten unmerklich,
sofern δ unter einen bestimmten Wert abfällt.
Die Pumpleistung, die man von einer Vakuumpumpe mit Gewindekanal
auf den vorerwähnten technischen Gebieten fordert, hat eine Pumpgeschwindigkeit
von 50 bis 300 Liter/Sekunde bei einem Rotordurchmesser
von 200 mm und einer Drehfrequenz von 24 000 Umdrehungen pro Minute.
In diesem Fall ist /Û an der Ansaugöffnung zwischen 0,032 und 0,18.
Andererseits kann der gewünschte Evakuierungsgrad erreicht werden, wenn
der Druckgradient
kleiner als 0,2 ist.
Deshalb liegt die obere Grenze von δ bei 0,9 mm, was dem δ-Wert am
Schnittpunkt der Kurve B von /Û = 0,18 und der Geraden
entspricht.
Wenn /Û größer als 0,032 ist, ist die Zunahme der Druckgradienten
nicht erkennbar, selbst wenn δ unter 0,3 abfällt. Zusätzlich erhöht sich
die Gefahr einer Berührung von Rotor und Stator aufgrund der Wärmeausdehnung
des Rotors. Folglich liegt die untere Grenze von δ bei 0,3 mm.
Im folgenden werden diese Werte von δ im Betrieb betrachtet. Wenn ein
Rotor aus einem Aluminiumlegierungszylinder mit einem äußeren Durchmesser
von 200 mm besteht und mit 24 000 Umdrehungen pro Minute rotiert,
erreicht die zentrifugale Ausdehnung, wie oben erwähnt, 0,4 mm im
Durchmesser oder 0,2 mm im Radius. Deshalb liegt der Wert δ, der bei
Stillstand des Rotors gemessen wird, d. h. der Wert δ₀, vorzugsweise im
Bereich von 0,3 + 0,2 = 0,5 bis 0,9 + 0,2 = 1,1. Da der Rotordurchmesser
200 mm beträgt, liegt der Spalt δ₀ im Stillstand vorzugsweise im Bereich
zwischen 0,5/200 = 0,0025 mal bis 1,1/200 = 0,0055 mal dem Rotordurchmesser.
Obwohl sich die obige Beschreibung auf den Fall bezieht,
daß der Rotordurchmesser 200 mm beträgt, besteht eine ähnliche Beziehung
zwischen dem Durchmesser und dem Spalt auch in den Fällen, in
denen der Rotordurchmesser nicht gleich 200 mm ist. Demzufolge ist es
in jedem Fall vorteilhaft, daß δ₀ im stationären Zustand zwischen 0,0025
und 0,0055 des Rotordurchmessers liegt.
Wie oben erwähnt, kann selbst dann, wenn sich der im stationären Zustand
des Rotors gemessene Spalt von 0,0025 bis 0,0055 mal Rotordurchmesser
vergrößert, eine große Gasmenge in einem weiten Druckbereich
gepumpt werden (1 bis 1000 Pa). Hierbei besteht keine Gefahr, daß sich
die Komponententeile aufgrund des Ansaugens von Feststoffen oder wegen
der Ausdehnung des Rotors aufgrund der bei Hochgeschwindigkeits-Rotation
erzeugten Zentrifugalkraft oder wegen der Wärmeausdehnung der
Komponententeile berühren. Im übrigen ist eine sehr große Bearbeitungsgenauigkeit
bei der Herstellung der Pumpe nicht erforderlich.
Die Erfindung ist nicht nur bei der oben erwähnten Vakuumpumpe mit
Gewindekanal anwendbar, die lediglich aus dem Molekularpumpenteil
mit Gewindekanal besteht, sondern auch bei einem Molekularpumpenteil
mit Gewindekanal in einer zusammengesetzten Molekularpumpe, die einen
turbo-molekularen Pumpenteil und einen Gewindekanal-Molekularpumpenteil
in einem Körper aufweist.
Claims (4)
1. Vakuumpumpe mit einem Gewindekanal, einem hohlzylindrischen Stator, einem zylindrischen
Rotor, der sich in dem Stator befindet, wobei ein Zwischenraum zwischen Stator
und Rotor gebildet ist, mit einem Gewindekanal, der auf der inneren Umfangsfläche des
Stators und/oder der äußeren Umfangsoberfläche des Rotors vorgesehen ist und der Erhebungen
aufweist, zwischen denen jeweils eine Nut gebildet ist, wobei die Breite der Nut
größer als die Breite einer Erhebung ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Breite (a) der
Nut (4) in der Nähe der Ansaugseite der Vakuumpumpe 0,8 bis 0,95 mal der Summe der
Breite dieser Nut (4) und der Breite (d) des Stegs (5) ist, d. h. a: (a + d) = 0,8 . . . 0,95, und
daß das Verhältnis der Summe der Tiefe der Nut (4) in der Nähe der Ansaugseite mit dem
Zwischenraum (3) zur Breite der Nut (4), d. h. (h + δ/a), zwischen ¹/₆ und ¹/₃ liegt.
2. Vakuumpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Zwischenraum (3)
zwischen Stator (1) und Rotor (2) dann, wenn er bei stationärem Rotor (2) gemessen wird,
0,0025 bis 0,0055 mal dem Durchmesser des Rotors (2) entspricht.
3. Vakuumpumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Durchmesser des
Rotors (2) 200 mm beträgt.
4. Vakuumpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß sie Teil einer Pumpe
ist, die einen turbo-molekularen Pumpenteil enthält.
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Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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