DE3627642C3

DE3627642C3 - Vakuumpumpe mit Gewindekanal

Info

Publication number: DE3627642C3
Application number: DE3627642A
Authority: DE
Inventors: Tadashi Sawada; Tatsuji Ikegami; Masashi Iguchi
Original assignee: RIKEN Institute of Physical and Chemical Research; Osaka Vacuum Ltd
Current assignee: RIKEN Institute of Physical and Chemical Research; Osaka Vacuum Ltd
Priority date: 1985-08-14
Filing date: 1986-08-14
Publication date: 1996-03-21
Anticipated expiration: 2006-08-15
Also published as: US4708586A; DE3627642C2; DE3627642A1

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. Schließlich ist aus der EP-A- 142 208 eine Vakuumpumpe mit einem Gewindekanal bekannt. Auf die besondere Gestaltung des Gewindekanals hinsichtlich Nutbreite, Stegbreite, Nuthöhe und Abstand des Steges zum Starter wird hierbei jedoch nicht eingegangen.

Der Erfindung liegt 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 ε_op (optimalen Wert von ε) für verschiedene Werte von unterschiedlichen geometrischen Parametern;

Fig. 4 eine graphische Darstellung des Zusammenhangs von Durchflußleistung und ε_op;

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 Schraubengewinde 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:
K_v = eine Größe, die zum Druck proportional ist;
K_v = 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/ µK_v, 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 q_v, q′_v, r_v, q′_p und r_p jeweils eine Funktion eines geometrischen Parameters und des Druckes sind, d. h.

und q_p, q′_p, q_v 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 α_op, der den Druckgradienten dK_v/d maximiert, zu

Bei einem gegebenen dimensionslosen Druck K_v und bei verschiedenen Werten der geometrischen Parameter ξ, ε und β, erhält man den optimalen Neigungswinkel des Gewindes, α_op, der den Druckgradienten optimiert, durch die Gleichung (ii). Der Druckgradient, der α_op 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 K_v 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 ε_op bezeichnet, und der Wert ε_op bei jedem Pegel der Durchflußleistung wurde in Fig. 2 erhalten. Das Verhältnis zwischen der Durchflußleistung und ε_op ist bei A in Fig. 3 gezeigt.

Die Fig. 3 zeigt auch die Änderungen von ε_op in Abhängigkeit von anderen geometrischen Parametern ξ und β sowie vom dimensionslosen Druck K_v. Man erkennt aus Fig. 3, daß das Verhältnis zwischen der Durchflußleistung und ε_op als unabhängig von den anderen geometrischen Parametern ξ und β oder dem Druck K_v 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 ε_op 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 ε_op diese Bedingung dann erfüllt, wenn es nicht größer als 0,95 ist. Somit liegt ε_op 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 K_v 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 K_v = 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
K_I: eine Größe, die dem Druck proportional ist, wobei K_I = 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 α_op des Neigungswinkels α, der den Druckgradienten

maximiert zu

Bei einem gegebenen dimensionslosen Druck K_I und bei verschiedenen Werten der geometrischen Parameter ξ, ε und β, erhält man den maximalen Neigungswinkel α_op durch die Gleichung (iv). Den Druckgradienten, der α_op 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 K_I 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 K_I = 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

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 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, wobei der Zwischenraum (δ₀) 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.

2. Vakuumpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Durchmesser des Rotors (2) 200 mm beträgt.

3. Vakuumpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß sie Teil einer Pumpe ist, die einen turbo-molekularen Pumpenteil enthält.