JP2007263121A - 真空排気装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 差圧による動力を減少させることにより、吸気側の圧力が到達圧力或はある程度の真空であるときエネルギー効率の高い真空排気装置を提供する。
【解決手段】 粗引ポンプＢとブースタポンプＡとを備えた真空排気装置１００において、粗引ポンプＢとブースタポンプＡをそれぞれスクリュー真空ポンプで構成し、粗引ポンプＢの設計排気速度を、ブースタポンプＡの設計排気速度より十分小さいが粗引ポンプとして機能する大きさとし、ブースタポンプＡのスクリュー巻数を、粗引ポンプＢのスクリュー巻数より少なくした。
【選択図】図１

Description

本発明は、半導体製造設備の真空チャンバなどの排気に用いられる真空排気装置に関する。

半導体真空装置においては、被排気チャンバの真空度として１０-3Ｐａ程度を得られること、被排気チャンバに油分子が入り込まないことが特に重要である。そこで、そのような要求を、単段で満たすことのできる真空ポンプとして、大気圧から１０-3Ｐａ程度まで一段で達成でき（圧縮比が高く、作動圧力範囲が広い）、かつオイルフリーであるスクリュー真空ポンプ（特許文献１）が提案されている。

しかしながら、スクリュー真空ポンプには、次のような固有の問題がある。

（１）スクリュー真空ポンプは、排気する気体の分子取込・移送をねじ溝で行なうため、コンダクタンスが小さい。したがって、分子流領域での排気速度が低い。

（２）スクリュー真空ポンプは、雌雄スクリューの噛合面間、並びにスクリュー外周とハウジング内周との間に、それぞれ隙間が必要である。したがって、真空シール性が悪く、これが到達真空度に悪影響を及ぼす。

（３）スクリュー真空ポンプは、上述したようにシール性が悪いので、粗引ポンプとして使用する場合、大気側からの逆流空気を再圧縮して吐き出す動力（損失動力）が大きい。特に排気速度の大きなものは上記（２）にいう隙間の合計量が多くなるので、その傾向が強い。さらに、スクリュー式ポンプは、粗引ポンプとして使用する場合、吸気側が既に所要の真空度に達しているにも拘わらず、吸気側と大気側との差圧に起因する大きな動力損失が生じる。

以上のようなスクリュー真空ポンプ固有の問題に対し、従来、次のような解決手段が提案されている。

（Ａ）まず、上記（１）のコンダクタンスの問題に対する解決手段としては、スクリュー真空ポンプをコンダクタンスがあまり問題とならない粗引ポンプとし、コンダクタンスの大きいルーツ式真空ポンプをブースタポンプとするものが提案されている。

しかしながら、この２段ポンプは、ルーツ式真空ポンプの圧縮比が小さいため、粗引ポンプとしてのスクリューポンプの排気速度は、さほど小さくすることができない。粗引ポンプの排気速度を小さくできないということは、これを駆動するモータ容量を小さくできないと共に、上記（３）の各動力損失も小さくできないということになる。（また、上記（２）の問題も残ったままである。）

（Ｂ１）上記（２）のシール性に関する問題解決手段として、単段で使用するスクリュー式ポンプにおけるスクリューの巻数を複数とすることにより、吸入口と排気口間に、流体移送用の室を複数設け、シール性を高めることが提案されている（特許文献１）。しかしながら、このものは、スクリューの軸方向長さが長くなり、装置が大型化する。また、スクリューの巻数を単に複数にするだけでは上記（３）の問題を解決できるものでもない。

（Ｂ２）同じく上記（２）のシール性に関する問題解決手段として、スクリュー真空ポンプをシール性がさほど問題とならないブースタポンプとして使用し、粗引きポンプにはシール性のよいダイアフラムポンプや油回転ポンプを用いることが提案されている（特許文献２）。また、それら油回転ポンプ等は通常、吐出口に逆止弁を設けているため大気側からの空気の逆流が防止されることから、結果的に上記（３）にいう各損失動力も小さくすることができる。

しかしながら、このような２段ポンプは、粗引ポンプとしてシール性のよいダイヤフラム式ポンプや油回転ポンプを使用する必要があるため、例えばダイヤフラム式ポンプの場合はその内部に反応生成物（被排気チャンバ内に流される反応性ガスから生じるもの）が溜まりやすい。このように反応生成物が溜まるとため排気性能の劣化が著しく、オーバーホールにも多くの時間とコストがかかる。また、油回転ポンプの場合は被排気チャンバが油分子で汚染される恐れがあると共に、油が反応性ガスによって短期間で劣化したり、頻繁に油交換しなければならないという問題がある。

（Ｃ１）上記（３）の損失動力の問題を解決する手段としては、粗引スクリュー真空ポンプの排気側に、非常に排気速度の小さいマイクロポンプを設けたものが提案されている（特許文献３、４）。このマイクロポンプの排気速度は、真空チャンバ内に微少量流される反応性ガス（せいぜい５０〜１５０cc／min）を吸引・排気する程度（排気速度が、粗引ポンプの数百分の１以下）のものである。つまり、排気速度が非常に小さく設定されている。したがって、マイクロポンプに作用する上述した差圧による逆転トルクも非常に小さくなるため、損失動力も非常に小さくなるというものである。

しかしながら、このものは、粗引スクリュー真空ポンプが、大気圧から高真空領域に至るまで、つまり気体の粘性流領域から分子流領域に至るまで、連続して排気するというものである。したがって、このものは、粘性流領域（粗引排気）でのシール性を良好にする必要上、スクリューの巻数を多くし、且つ、スクリューとそのハウジングとの隙間も小さくする必要がある。しかも、分子流領域での排気速度を満足する必要上、大きな気体移送容積を有するものとしなければならない。したがって、スクリュー真空ポンプは半径方向および軸方向共に大きくなると共に、それに伴う熱膨張による隙間変動の問題も大きくなるため、スクリューと当該スクリュー収納室（ハウジング）の高精度加工が必要となりコストも高くなる。また、スクリュー真空ポンプにより大気圧近辺の気体を大容積のスクリュー真空ポンプで排気するものであるから、スクリュー真空ポンプを駆動する電動機も大容量のものを使用しなければならない。

（Ｃ２）同じく上記（３）の損失動力の問題を解決する手段として、図１１及び図１２に示すように、単にスクリューの巻数を複数とするだけでなく、排気側移送室の容積を小さくし、単段で使用するスクリュー真空ポンプが提案されている。この従来例について、本願発明の理解を容易にするため、以下詳述する。

ハウジング２１０の内部に形成されたロータ収納室２１０ｂには、歯数比５対４の雌雄スクリューロータ２２０ｆおよび２２０ｍから構成されたメインスクリューロータ２２０と、歯数比５対４の別の雌雄スクリューロータ２３０ｆおよび２３０ｍから構成されたサブスクリューロータ２３０と、が回転可能に収納されている。

モータ２４３を回転させると、これに連結された雄ロータ２３０ｍ、２２０ｍが回転し、同時に、タイミングギア２４１及び２４２を介して雌ロータ２２０ｆ、２３０ｆも回転させられる。このように、メインとサブのロー夕２２０及び２３０が回転駆動すると、被真空排気室の気体が、吸気口２１０ａを介してハウジング２１０の内部に吸入され、移送・圧縮され、排気口２１０ｃから外部に排出される。

さて、容積移送型ポンプ２００が排気運転時に必要とされる動力は、吸入した圧縮性流体を排気口２１０ｃまで移送する移送動力と、容積移送型ポンプ２００の移送室の容積が吸気口２１０ａから排気口２１０ｃに向けて小さくなっていることによる容積圧縮動力と、メインスクリューロータ２２０又はサブスクリューロータ２３０とハウジング２１０との間に形成された隙間等を通って高圧側、即ち排気側から低圧側、即ち吸気側に逆流した圧縮性流体を再度排気口２１０ｃまで移送する動力と、吸気側と排気側の圧力差によって圧縮性流体から受ける力に対向する動力(以下、差圧による動力という。)と、に分けられる。

上述した容積移送型ポンプ２００の排気運転時に必要とされる動力の割合は、吸気口２１０ａ付近の圧縮性流体の圧力と排気口２１０ｃ付近の圧縮性流体の圧力とによって異なる。例えば、吸気口２１０ａを介して内部の圧力が大気圧と等しい一定容積の容器等(以下、被真空容器という。)を容積移送型ポンプ２００によって排気する場合、時間とともに吸気口２１０ａ付近の圧縮性流体の圧力は低下し、やがて到達圧力になる。ただし、吸気口２１０ａに少量のガス等が流れ込んでくる場合には、吸気口２１０ａ付近の圧縮性流体の圧力は到達圧力とはならないが、ある程度の真空状態となる。したがって、排気開始時には、吸気口２１０ａ及び排気口２１０ｃ付近の圧縮性流体の圧力は共に大気圧に等しく、必要とされる動力は主に容積圧縮動力であるが、被真空容器の内部の気体が到達圧力或はある程度の真空状態になったときは、排気口２１０ｃ付近の圧縮性流体の圧力と吸気口２１０ａ付近の圧縮性流体の圧力との差が大きくなり、必要とされる動力は主に差圧による動力となる。

通常、真空ポンプは、一定容積の容器を真空に保つために使用されることが多いため、真空ポンプが運転中に必要とする動力、即ち消費動力も差圧による動力が大半を占めることになる。したがって、差圧による動力を減少させることにより、真空ポンプの省エネルギー化を計ることができる。

ここで、スクリュー式真空ポンプ等の雌雄各ロータの差圧による消費動力Ｗは、当該ロータのトルクをＴ、当該ロータの回転数をＮ、定数をａとすると、一般式として次の(1)式によって表すことができる。
Ｗ=ａ×Ｔ×Ｎ…………………………………………(1)

また、ロータの回転軸に平行な方向で換算した高圧側受圧面積をＡ1、高圧側平均圧力をＰ１、Ａ1面積中心からロータ回転中心までの距離をＬ１、ロータの回転軸に平行な方向で換算した低圧側受圧面積をＡ２、低圧側平均圧力をＰ２、Ａ２面積中心からロータ回転中心までの距離をＬ２とすると、トルクＴは、次の（２）式によって表すことができる。ただし、高圧側とは、排気側のことであり、低圧側とは、吸気側のことである。
Ｔ＝Ａ1×Ｐ１×Ｌ１-Ａ２×Ｐ２×Ｌ２……………（２）

（２）式において、Ａ1、Ａ２、Ｌ１及びＬ２は真空ポンプの構造によって変更が可能であり、（１）及び（２）式によれば、トルクＴが小さくなるように真空ポンプの構造を決定することにより、差圧による動力Ｗを小さくすることができる。

しかし、実際にはＡ２及びＬ２は真空ポンプの排気速度を決定すると必然的に決まってくる寸法であり、被真空容器の内部の気体が到達圧力或はある程度の真空状態になった場合、即ち吸気側圧力がある程度低い状態においては、吸気側の圧縮性流体の圧力による力は無視できるレベルである。したがって、Ａ1及びＬ１を小さくすること、即ちサブスクリューロータ２３０の歯溝及びハウジング２１０によって形成され、排気口２１０ｃ（大気圧）に連通するときの移送室２３０Ａ(以下、排気側移送室という。)の容積を小さくすることが、差圧による動力Ｗを減少させることとなる。

しかしながら、このような従来の真空ポンプにあっては、排気側移送室２３０Ａを形成するサブスクリューロータ２３０の外径及びハウジング２１０の内径がメインスクリューロータ２２０の外径及びハウジング２１０の内径とそれぞれ等しく形成されていたため、設計排気速度（入力軸1回転当たりの気体移送容積と入力軸の単位時間回転数を乗じた値）を大きくするために、メインスクリューロータ２２０の歯溝及びハウジング２１０によって形成され、吸気口２１０ａから閉じられた直後の移送室２２０Ａ(以下、吸気側移送室という。)の容積を大きく設計すると、排気側移送室２３０Ａの容積を最適な大きさまで小さくすることが困難であった。

即ち、スクリュー式の場合、気体移送室は、雌雄ロータの噛合いによって形成されている。したがって、従来の真空ポンプにあっては、吸気側移送室２２０Ａを形成する雌雄ロータ２２０ｆ、２２０ｍの外径と排気側移送室２３０Ａを形成する雌雄ロータ２３０ｆ、２３０ｍの外径は互いに等しいので、排気側移送室２３０Ａの容積を小さくするためには、図１１に示すように、サブスクリューロータ２３０のリード角θ２を小さくして、該リード角θ２で構成される中間移送室２３０Ｂ小さくすればよい。しかしながら、リード角θ２を小さくすることは加工上の問題から限界があり、中間移送室２３０Ｂの容積は、吸気側移送室２２０Ａの容積の１／３程度までしか小さくすることができなかった。中間移送室２３０Ｂの容積を小さくできないということは、排気側移送室２３０Ａの容積もそれに相応して小さくできないということである。具体的には、排気側移送室２３０Ａの容積は中間移送室２３０Ｂの容積の約１／５程度までしか小さくできなかった。

なお、ルーツ式やクロー式の真空ポンプで考えた場合、排気側移送室の容積を小さくするためには、ロータの軸方向の幅を減少させなければならないが、ロータの軸方向の幅を減少させるのには限界があり、設計排気速度を大きくするために吸気側移送室の容積を大きく設計すると、排気側移送室の容積を最適な大きさまで小さくすることが困難となる。

このように、図１１および図１２に示すスクリュー真空ポンプにあっては、排気側移送室の容積を最適な大きさまで小さくすることが困難であったため、差圧による動力を減少させることができず、吸気側の圧力が到達圧力或はある程度の真空であるとき、エネルギー効率が低かった。

また、このものは、上記（Ｂ）で述べたと同様にスクリューの軸方向長さが長くなり、装置が大型化する。

特公平７−９２３９号公報 特開昭６２−２４３９８２号公報 特開平７−１１９６６６号公報 特開平１０−１８４５７６号公報

以上述べたように、従来、スクリュー真空ポンプを使用する真空排気装置において、スクリューポンプ固有の問題点、つまり、コンダクタンス、シール性、消費動力に関する問題を個々に解決する手段が提案されているが、それら問題点の全てを解決したものはなく、一方でそれら解決手段は、装置の大型化、保守性等、新たな問題を生じるものである。

本願発明は、このようなスクリュー真空ポンプを使用した真空排気装置の問題点を解決することを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明の真空排気装置は、粗引ポンプとブースタポンプとを備えた真空排気装置において、粗引ポンプとブースタポンプをそれぞれスクリュー真空ポンプで構成し、粗引スクリュー真空ポンプの設計排気速度（「設計排気速度」とは、入力軸1回転当たりの気体移送容積と入力軸の単位時間回転数を乗じた値をいうものとする。以下同じ。）を、ブースタスクリュー真空ポンプの設計排気速度より十分小さいが粗引ポンプとして機能する大きさとし、粗引スクリュー真空ポンプのスクリュー巻数（「巻数」とは、雌雄スクリューの歯数が異なる場合、歯数の多い方のスクリューの巻数をいうものとする。以下同じ。）を、ブースタスクリュー真空ポンプのスクリュー巻数より多くしたことを特徴とする。
ｉ） この構成によれば、一般特性として圧縮比の高いスクリュー真空ポンプをブースタポンプとして用いているので、粗引ポンプの設計排気速度は小さなもの（小型）であっても、システム全体として大きな排気速度を達成することができる。
ｉｉ） さらに、該粗引スクリューポンプの設計排気速度を、ブースタポンプの設計排気速度より十分小さくしているが、粗引ポンプとして機能する大きさとしている。したがって、ブースタポンプは、その吸気側が大気圧のときから排気できる能力を持たせる必要がなく、小型で簡単な構造にできると共に、粗引ポンプは、その吸気側圧力が到達圧力或はある程度の真空状態において、差圧による動力損失を小さくすることができる。
ｉｉｉ） また、粗引スクリューポンプの設計排気速度を上述したように十分小さくしているので、そのスクリュー半径を小さくすることができる。従って、半径方向の熱膨張による隙間変動が小さくなるので、当該半径方向隙間をより小さくすることができる。その結果、気体の漏れ総空間が小さくなりシール性を良好にすることができる。
ｉｖ） このように、粗引スクリューポンプのシール性を良好にできるため、シール性向上のためのスクリュー巻数を多くする必要がなく、粗引ポンプの軸方向長さを短く押さえることができる。
ｖ） また、上述したように粗引ポンプのシール性を良好にすることができるため、ブースタポンプのスクリュー巻数が少なくても、或いは、スクリューとハウジングとの間の隙間等の精度が良くなくとも、高い真空度を得ることができると共に、ブースタスクリューポンプの軸方向長を短く押さえることができる。
ｖｉ） また、ブースタポンプのスクリュー巻数を少なくできるので、ブースタポンプのスクリューのリード角を大きくしてコンダクタンスを大きくするようにしても、軸方向長が過大になることもない。
ｖｉｉ） また、粗引ポンプ・ブースタポンプ共に構造の簡単なスクリュー真空ポンプを採用しているので、排気通路がシンプルかつ短くなる。したがって、反応生成物が排気通路に詰まりにくいと共に、仮に詰まったり付着したとしても、その除去等、保守が容易となる。

また、本発明の真空排気装置は、前記粗引スクリュー真空ポンプの設計排気速度が、前記ブースタスクリュー真空ポンプの設計排気速度の１／５〜１／１００であることを特徴とする。

この構成により、従来に比べてエネルギー効率が高い真空排気装置をより確実に得ることができる。なお、ブースタスクリュー真空ポンプの設計排気速度に対して、粗引スクリュー真空ポンプの設計排気速度小さければ小さいほど消費電力は低く押さえることができるが、粗引ポンプの設計排気速度を小さくし過ぎると、被真空容器を大気圧から到達圧力にするまでの過渡期において排気時間が長くなってしまうという弊害が生じる。したがって、消費電力及び排気時間の両方を考慮して、粗引ポンプの設計排気速度をブースタポンプ設計排気速度の１／５〜１／１００とした。

また、本発明の真空排気装置は、前記ブースタスクリュー真空ポンプのスクリュー巻数が、略１あるいは、該ブースタポンプの吸気口及び排気口のいずれとも連通しない気体移送室が少なくとも一つ形成される巻数であることあることを特徴とする。

この構成により装置の大きさに大きく影響するブースタスクリュー真空ポンプの軸方向長をほぼ最小とすることができ、装置の小型化を図ることができる。

また、本発明の真空排気装置は、前記粗引スクリュー真空ポンプのスクリューの巻数が、３〜７巻であることあることを特徴とする。

この構成により、ブースタスクリュー真空ポンプのシール性を高めなくとも、真空排気装置全体の良好なシール性を維持でき、粗引ポンプの軸方向長が過大となることもない。

また、本発明の真空排気装置は、前記ブースタスクリュー真空ポンプのスクリューリード角が、前記粗引スクリュー真空ポンプのスクリューリード角より大きいことを特徴とする。

この構成により、ブースタスクリューポンプの軸方向長はリード角に相応して長くなるが、コンダクタンスを大きくすることができる。一方、粗引スクリューポンプの軸方向長が長くなることはない。

また、本発明の真空排気装置は、前記ブースタスクリュー真空ポンプの吸入側圧力が大気から１３３００Ｐａ程度に低下するまで前記粗引スクリュー真空ポンプだけを駆動し、前記ブースタスクリュー真空ポンプの吸入側圧力が１３３００Ｐａ程度以下になったところで該ブースタポンプを駆動し始めることを特徴とする。

この構成により、ブースタポンプの駆動に必要な動力は小さくてよく、その駆動電動機は小容量でよい。

また、本発明の真空排気装置は、前記ブースタスクリュー真空ポンプの吸入側圧力が比較的高い範囲においては、排気時間短縮のため、ブースタスクリュー真空ポンプと粗引スクリュー真空ポンプの各駆動モータを、それらのモータがオーバーロードとならない範囲内で、できるだけ高い回転数で回転させ、前記ブースタスクリュー真空ポンプの吸入側圧力が到達圧力あるいは比較的低い圧力となったときは、ブースタスクリュー真空ポンプの駆動モータ回転数を被真空排気室に要求される真空度を維持する最低の回転数まで低下させると共に、粗引スクリュー真空ポンプの駆動モータ回転数を、ブースタポンプの背圧をその臨界背圧以下に維持できる範囲内で、できるだけ低い回転数とすることにより、所要動力を低減させることを特徴とする。

この構成により、大気圧から排気するときの排気速度を大きくすることができ、また、消費動力を低くすることができる。

上述したように本発明の真空排気装置は、粗引ポンプとブースタポンプをそれぞれスクリュー真空ポンプで構成し、粗引スクリュー真空ポンプの設計排気速度を、ブースタスクリュー真空ポンプの設計排気速度より十分小さいが粗引ポンプとして機能する大きさとし、ブースタスクリュー真空ポンプのスクリュー巻数を、粗引スクリュー真空ポンプのスクリュー巻数より少なくしているので、構造が簡単で、消費電力が少なく、高い真空到達圧が得られ、保守が容易な真空排気装置を提供できる。

以下、本発明の好ましい実施形態を図面に基づいて説明する。
（第1実施形態）
図１〜３を用いて本発明の第1実施形態に係る真空排気装置１００について説明する。

真空排気装置１００は、メカニカルブースタポンプとしてのスクリュー式真空ポンプＡと粗引ポンプとしてのスクリュー式真空ポンプＢとから構成されている。以下の用語において「メイン」は「ブースタスクリュー真空ポンプ」を意味し、「サブ」は「粗引スクリュー真空ポンプ」を意味する。

真空排気装置１００は、メインスクリューロータ１２０（ブースタスクリュー真空ポンプのスクリューロータ）と、メインスクリューロータ１２０より外径が小さいサブスクリューロータ１５０（粗引スクリュー真空ポンプのスクリューロータ）と、を備えている。メインスクリューロータ１２０は、雌雄スクリューロータ１２０ｆ及び１２０ｍから構成され、サブスクリューロータ１５０は、雌雄スクリューロータ１５０ｆ及び１５０ｍから構成されている。

メインスクリューロータ１２０は、ハウジング１１０の内部に形成されたメインロータ収納室１１０ｂに収納されている。詳述すると、雌ロ一夕１２０ｆは軸受１３１、１３２及び１３３によってハウジング１１０に回転可能に支持され、雄ロータ１２０ｍは軸受１３４、１３５及び１３６によってハウジング１１０に回転可能に支持されている。ここで、シール１３７、１３８、１３９及び１４０は軸受１３１、１３２、１３３、１３４、１３５及び１３６とメインロータ収納室１１０ｂとを隔離し、軸受１３１、１３２、１３３、１３４、１３５及び１３６の潤滑油がメインロータ収納室１１０ｂに漏洩することを防止するとともに、メインロータ収納室１１０ｂから軸受１３１、１３２、１３３、１３４、１３５及び１３６に異物が侵入することを防止している。

サブスクリューロータ１５０は、ハウジング１１０の内部に形成されたサブロータ収納室１１０ｄに収納されている。詳述すると、雌ロータ１５０ｆは軸受１６１、１６２及び１６３によってハウジング１１０に回転可能に支持され、雄ロータ１５０ｍは軸受１６４、１６５及び１６６によってハウジング１１０に回転可能に支持されている。ここで、シール１６７、１６８、１６９及び１７０は軸受１６１、１６２、１６３、１６４、１６５及び１６６とサブロータ収納室１１０ｄとを隔離し、軸受１６１、１６２、１６３、１６４、１６５及び１６６の潤滑油がサブロータ収納室１１０ｄに漏洩することを防止するとともに、サブロータ収納室１１０ｄから軸受１６１、１６２、１６３、１６４、１６５及び１６６に異物が侵入することを防止している。

ここで、粗引ポンプＢの排気側移送室１５０Ａの容積は、ブースタポンプＡの吸気側移送室１２０Ａ容積の１／５以下になるように設計されている。

粗引ポンプとしてのスクリュー式真空ポンプＢの設計排気速度（入力軸1回転当たりの気体移送容積と入力軸の単位時間回転数を乗じた値）は４２０リットル/min（モータ１７３の定格回転数４５００ｒｐｍ）に、メカニカルブースタポンプとしてのスクリュー式真空ポンプＡの設計排気速度は８５００Ｌ/min（モータ１４３の定格回転数６８００ｒｐｍ）にそれぞれ設計されている。すなわち、粗引きポンプＢの設計排気速度はブースタポンプＡの約１／２０（入力軸1回転当たりの気体移送容積の比に換算すると、約１／１３）に設計されている。このように、粗引ポンプＢの設計排気速度がブースタポンプＡに比べ小さくなるということは、第３図に示すように、粗引ポンプＢの大気に連通する排気側移送室１５０Ａの容積もそれに相応して小さくなるということである。したがって、粗引ポンプＢの排気側移送室１５０Ａ容積は、ブースタポンプＡの吸気側移送室１２０Ａより十分に小さくなっている。粗引ポンプＢの大気に連通する排気側移送室１５０Ａの図３における右端面と、排気口１１０ｅの図３における左端面（ハウジング内壁）との関係は、必要な排気通路面積を確保しつつ、大気に連通する排気側移送室１５０Ａの容積が最小となるよう設計されている。具体的には、排気側移送室１５０Ａの容積は、粗引ポンプ自体の吸気側移送室１５０Ｂ容積の約１／５程度まで小さくすることができる。

また、メインロータ収納室１１０ｂは、ハウジング１１０の壁部に形成され、ハウジング１１０の外部からハウジング１１０の内部に圧縮性流体を吸入するための吸気口１１０ａによってハウジング１１０の外部と連通し、メインロータ収納室１１０ｂとサブロータ収納室１１０ｄは、ハウジング１１０の内部に形成された連通路１１０ｃによって連通され、サブロータ収納室１１０ｄは、ハウジング１１０の壁部に形成され、ハウジング１１０の内部からハウジング１１０の外部に圧縮性流体を排出するための排気口１１０ｅによってハウジング１１０の外部と連通している。ここで、吸気口１１０ａは図示していない一定容積の被真空容器に連通していて、排気口１１０ｅは大気に連通している。

メインスクリューロータ１２０の雌雄ロータ１２０ｆ及び１２０ｍの一端部には、それらの一方の回転に伴ってそれらの他方を回転させるタイミングギア１４１及び１４２が、それぞれ互いに噛み合うように固定されている。更に、雄ロータ１２０ｍの一端部には、メインモータ１４３が一体的に連結している。

サブスクリューロータ１５０の雌雄ロータ１５０ｆ及び１５０ｍの一端部には、それらの一方の回転に伴ってそれらの他方を回転させるタイミングギア１７１及び１７２が、それぞれ互いに噛み合うように固定されている。更に、雌ロータ１５０ｆの一端部には、サブモータ１７３が一体的に連結している。

ハウジング１１０は、メインハウジング第一部材１１１、メインハウジング第二部材１１２、メインハウジング第三部材１１３、メインハウジング第四部材１１４、サブハウジング第一部材１１５、サブハウジング第二部材１１６、サブハウジング第三部材１１７及びサブハウジング第四部材１１８から形成されている。

メイン側雌雄ロータ１２０ｆ、１２０ｍのスクリュー歯数比は６対５に、サブ側雌雄ロータ１５０ｆ、１５０ｍのスクリュー歯数比も６対５に、それぞれ構成されている。メイン側雌雄ロータ１２０ｆ、１２０ｍのスクリュー巻数は１（ここにいう「巻数１」は、雌スクリュー１２０ｆ（歯数６）の巻数を意味する。「巻数」とは、雌雄スクリューの歯数が異なる場合、歯数の多い方のスクリューの巻数をいう、との前記定義参照。）に、サブ側雌雄ロータ１５０ｆ及び１５０ｍのスクリュー巻数は５に、それぞれ構成されている。メイン側雌ロータ１２０ｆのスクリューリード角は約４５度に、サブ側雌ロータ１５０ｆのスクリューリード角は約１２度に、それぞれ構成されている。

ここで、上述したメイン側雌雄ロータ１２０ｆ、１２０ｍのスクリュー巻数は、略１あるいは、吸気口１１０ａ及び排気口１１０ｃのいずれとも連通しない気体移送室（例えば、図３に１２０Ｂで示すよな圧縮工程にある閉塞された室）が少なくとも一つ形成される巻数でよい。本実施形態におけるブースタポンプＡは、粗引ポンプＢの設計排気速度とシール性との関係上、シール性をよくしなくともよいからである。

次に、本実施形態に係る真空排気装置１００の作用について説明する。

まず、被真空容器（図示せず）内の圧力が大気圧近辺から１３３００Ｐａ近辺になるまで当該室の気体を粗引スクリュー真空ポンプＢで排気する場合について説明する。

サブモータ１７３を駆動することにより、雌雄ロータータ１５０ｆ、１５０ｍが回転し、被真空排気室の気体を排気する。このとき、被真空排気室の気体は、ブースタポンプＡの吸気口１１０a、ブースタポンプＡおよび連通路１１０ｃを介して粗引ポンプＡに吸引され、排気口１１０ｅから大気中に排出される。

かかる排気によりブースタスクリュー真空ポンプＡの吸入側圧力が１３３００Ｐａ程度以下になった時点で、粗引スクリュー真空ポンプＢのロータ１５０ｆ、１５０ｍの回転を維持したままで、ブースタポンプＡを駆動し始める。すなわち、メインモータ１４３を駆動することにより、雌雄ロータ１２０ｍ及び１２０ｆを回転させ、希薄になっている被真空排気室の気体を粗引ポンプＢ側に移送・排気する。粗引ポンプＢは、このブースタポンプＡから移送されてきた気体を、さらに移送・圧縮して排気口１１０ｅから大気中に排出する。以上のようにして、被真空容積の容器の気圧は、到達圧力まで下げられる。

ここで、ブースタポンプＡは、圧力の低い気体を排出するので、ブースタポンプＡを駆動するのに必要な動力は小さくてよいため、その駆動電動機は小容量のものとすることができる。

また、真空ポンブ１００は、粗引ポンプとしてのスクリュー式真空ポンプＢの設計排気速度は４２０Ｌ/min（モータ１７３の定格回転数４５００ｒｐｍ）に、ブースタポンプとしてのスクリュー式真空ポンプＡの設計排気速度は８５００Ｌ/min（モータ１４３の定格回転数６８００ｒｐｍ）にそれぞれ設計されている。すなわち、粗引きポンプＢの設計排気速度はブースタポンプＡの約１／２０に設計されているので、従来に比べ差圧による動力を減少させることができ、吸気側の圧力が到達圧力或はある程度の真空であるときエネルギー効率を高くすることができる。

このように、本実施形態の真空排気装置がエネルギー効率を高くでき、しかも、小型とできる点について、理解を容易にするため、メカニカルブースタポンプにルーツ式真空ポンプを用いた場合と比較して以下説明する。

ブースタポンプにルーツ式真空ポンプを用いるとすると、ルーツ式真空ポンプの圧縮比（排気側圧力と吸気側圧力の比）が１０：１程度と小さいため、粗引ポンプの排気速度を大きくしなければならない。例えば、吸気口圧力が１Paのときの排気速度が４，０００Ｌ／minのブースタポンプで考えた場合であって、該ブースタポンプの吸気口圧力が１Paのときに、該ブースタポンプ吸気口に４，０００Ｐａ・Ｌ／minのガスを流したとすると、該ブースタポンプの排気口圧力は、圧縮比の関係から１０Pa程度となる。すると、このシステムの粗引ポンプとしては、その吸入口圧力が１０Paのとき、４００Ｌ／min以上の排気速度をもったものが必要となり、その設計排気速度は１０００Ｌ／min以上となるから、大容量のポンプとなる。例えばスクリュー式の場合、スクリューの溝・径・長さが大きくいものとなる。すなわち、前述した（２）式のＡ１、Ｌ１が大きくなる。このように、粗引ポンプが大容量になると、当然差圧による消費動力（前述した（２）式から導かれる）も大きくなってしまうのである。

これに対し、ブースタポンプにスクリュー式真空ポンプを用いた場合は、実験結果からすると、中・高真空領域において圧縮比が１：１００以上であり、非常に大きい。このことから、上記と同じ条件（吸気口圧力が１Paのときの排気速度が４，０００Ｌ／minのブースタポンプで考えた場合であって、該ブースタポンプの吸気口圧力が１Paのときに、該ブースタポンプ吸気口に４０００Ｐａ・Ｌ／minのガスを流したとする）において、当該ブースタポンプにスクリュー式真空ポンプを用いると、その排気側圧力は１００Pa程度にまで高くできる。すると、このシステムの粗引ポンプとしては、その吸入口圧力が１００Paにおける排気速度が４０Ｌ／min程度の非常に小さなものでよく、その設計排気速度も小さなもので足りる。したがって、粗引スクリュー真空ポンプの気体移送容積も十分小さくできる。このように、粗引ポンプの移送容積を小さくできると、当然そのスクリューの溝・径・長さも小さくでき、すなわち前述した（２）式のＡ１、Ｌ１を小さくでき、差圧による消費動力を大幅に削減することができる。

ここで、ブースタスクリューポンプＡの設計排気速度に対して、粗引スクリューポンプＢの設計排気速度が小さければ小さいほど消費電力を低く押さえることができるが、粗引ポンプの設計排気速度を小さくし過ぎると、被真空容器を大気圧から到達圧力にするまでの過渡期において排気時間が長くなってしまうという弊害が生じる。したがって、消費電力及び排気時間の両方を考慮して、ブースタポンプＡの設計排気速度に対する粗引ポンプＢの設計排気速度は、１／５〜１／１００とするのが好ましい。

このように、粗引スクリューポンプＢの設計排気速度を上述したように十分小さくしているので、そのスクリュー外径を小さくすることができる。従って、半径方向の熱膨張による隙間変動も小さくなるので、当該半径方向隙間をより小さくすることができる。その結果、気体の漏れ総空間が小さくなりシール性を良好にすることができる。その結果、粗引スクリューポンプＢはシール性向上のためのスクリュー巻数を多くする必要がなく、その軸方向長さを短く押さえることができる。さらに、ブースタポンプＡのスクリュー巻数を少なくし且つスクリューとハウジングとの間の隙間等を精度が良くなくとも、高い真空度を得ることができると共に、ブースタスクリューポンプＡの軸方向長を短くすることができる。

ここで、ブースタスクリューポンプＡの雌雄スクリュー１２０ｆ、１２０ｍの巻数は、到達真空度と軸方向サイズを考慮すると、略１あるいは、該ブースタポンプの吸気口及び排気口のいずれとも連通しない気体移送室が少なくとも一つ形成される巻数でよい。粗引スクリューポンプＢの雌雄スクリュー１２０ｆ、１２０ｍの巻数は、シール性との関係では多ければ多いほどよいが、本発明のものは上述したようにシール性が良好となるので、３〜７程度でよい。

このように、ブースタポンプＡの軸方向長を短く押さえることができるので、ブースタポンプＡのスクリューのリード角を大きくしてコンダクタンスを大きくするようにしても、軸方向長が過大になることもない。

ここで、ブースタスクリューポンプＡの雌スクリュー１２０ｆのリード角は、吸気側気体分子がスクリュー溝に入り易くするため、３０°〜６０°程度とするのが好ましい。特に、吸気側気体分子のスクリュー歯面によるたたき出し効果をよくするためには、４５°近辺とするのが好ましい。粗引きスクリューポンプＢの雌スクリュー１５０ｆのリード角は、大きくする必要はなく、加工と軸方向長さとを考慮すると８°〜１５°程度でよい。

また、粗引ポンプとして構造の簡単なスクリュー真空ポンプを採用しているので、排気通路がシンプルかつ短くなる。したがって、反応生成物が排気通路に詰まりにくいと共に、仮に詰まったり付着したとしても、その除去等、保守が容易となる。

また、本実施形態に係る真空排気装置１００は、メインスクリューロータ１２０の回転軸が、サブスクリューロータ１５０の回転軸と異なっているので、それらロータを図１１に示す従来例に比べて自由に設計することができる。従って、メインスクリューロータ１２０は、吸入コンダクタンスが大きくなるよう、スクリューの外径及びリードが共に大きく設計できる。また、サブスクリューロータ１５０は、差圧による動力が小さくなるよう、つまり、排気側移送室１５０Ａが小容積となるよう、且つシール性、加工性、回転バランス等も考慮して、小さい外径であって、そのリード角θ1も最も加工に適した値に設計することができる。

（第２実施形態）
図４〜８を用いて本発明の第２実施形態に係る真空排気装置３００について説明する。ただし、第1実施形態との実質的に相違する点についてのみ説明し、第1実施形態と同様の構成については説明を省略する。

図４に示すように第２実施形態に係る真空排気装置３００においては、ブースタポンプＡの雌雄スクリューロータ３２０ｆおよび３２０ｍを片持ち構造とし、その吸気にベアリング、オイルシール等を無くすことで、ベアリング潤滑油の真空チェンバー内への逆拡散を無くすことができるとともに、気体の流入経路を妨げることなくなり、吸入コンダクタンスを向上させることができる。

また、ブースタポンプＡの雌雄スクリューロータ３２０ｆおよび３２０ｍのスクリューの歯数比は、図５に示すように４：３で構成されており、それらスクリューの巻数は１である。一方、粗引ポンプＢの雌雄スクリューロータ３５０ｆおよび３５０ｍのスクリュー歯数比は図６で示すように１：１構成されており、それらスクリューの巻数は５である。

なお、粗引ポンプＢの設計排気速度は、ブースタポンプＡの設計排気速度に対し、第１実施形態と同様に約１／２０に設計されており、この第２実施形態に係る真空排気装置３００の作用は、第1実施形態に係るものと同様である。

ここで、第２実施形態（第１実施形態においても同じ）の真空排気装置３００の好ましい運転方法について以下説明する。

（運転方法１）
図７は真空排気装置３００の吸入口１１０ａ側圧力と排気速度の関係を示す。図中Ｙの領域では粗引ポンプＢのみを運転する。この領域での排気速度は粗引ポンプＢの排気速度と等しくなる。吸入口１１０ａの圧力が約１０００ＰａになったところでブースターポンプＡの運転を始める。ここから真空排気装置１００の排気速度はブースターポンプＡと同じ排気速度を得ることになる。半導体用真空排気装置として用いる場合、要求される動作領域は概ね１〜１０００Ｐａなので消費電力量を抑えるため大気圧から約１０００Ｐａまで粗引ポンプのみで排気を行なう。

（運転方法２）
スクリュー式真空ポンプ等の雌雄各ロータの消費動力Ｗは、一般式としての前記式（１）に示すとおり、Ｗ＝ａ×Ｔ×Ｎで表される。この式から、粗引ポンプＡの設計排気速度をブースタポンプＡのそれより小さく設計することにより、トルクＴが既に小さくなっている場合、消費動力Ｗをさらに低減するには雌雄各ロータの回転数Ｎを下げればよいことが分かる。そこで、本実施形態の真空排気装置３００の真空排気能力を十分に発揮したまま、上記回転数Ｎをどのように下げるかについて以下説明する。

図８は、ブースタスクリューポンプＡの到達圧力における当該雄ロータ３２０ｍの回転数と吸入口１１０ａの圧力との関係を示す。この図からわかるように、到達圧力状態においては、回転数を点Ｐから点Ｑまで低くしても、吸気圧力が変化していない。これから、到達圧力を維持するには、回転数をＱ点にすれば到達できることがわかる。

図９は、ブースタスクリューポンプＡの吸入口１１０ａ側に０．１ＮＬ／ｍｉｎ（ここでＮＬはノルマルリットルを表す）の気体を流した状態における当該雄ロータ３２０ｍの回転数と吸入口１１０ａの圧力との関係を示す。この図から、吸入口１１０ａ側に少量のガスを流すにあたっても前記と同等に、回転数を点Ｒから点Ｓまで低くできることがわかる。

以上より、吸入口１１０ａのそれぞれの圧力状態に応じて、それぞれ最適な回転数があることがわかる。その回転数は、粗引ポンプＢ側からブースタポンプ側へ漏れていくガス量と、吸気口１１０ａからブースタポンプＡに流れてくるガスの総和を、排気するのに見合った排気速度を保持する回転数である。従って、ブースタポンプＡは、吸気口１１０ａの圧力に応じて前述の如く回転数制御することによって、各圧力状態における消費電力を最低にできるのである。

次に、図１０は、ブースタポンプＡの吸気側圧力と、排気側（粗引ポンプの吸入側）圧力との関係を示す。このグラフから分かるように、ブースタポンプＡの吸入圧力は、その排気側圧力が点Ｔから点Ｕの間では変化しない。このときの点Ｕの圧力を臨界背圧とよぶ。

この実施形態のシステムにおいて、ブースタポンプＡの臨界背圧は粗引ポンプＢにより維持されるものである。したがって、粗引ポンプＢの回転数は、ブースタポンプＡの排気側（すなわち粗引ポンプの吸気側）圧力がブースタポンプＡの臨界背圧（点Ｕ）以下に保持できる程度まで、下げることができる。そうすることで、消費電力を必要最小限とすることができる。

（運転方法３）
上記運転方法２は、真空排気装置３００の吸入口１１０ａ側が到達圧力もしくはある程度真空状態にある場合である。他方、真空排気装置３００が、その吸入口１１０ａ側につないだ真空容器を大気圧から排気する場合、短時間で真空に（例えば１０００Ｐａ程度に）することが要請されることがある。斯かる要請に応えるには、各瞬間において、ブースタおよび粗引の真空ポンプＡ、Ｂを駆動する各電動機を、その容量範囲内でできるだけ高い回転数となるように制御する。そうすることで、各ポンプＡ、Ｂの回転数を制御しない場合に比べて、効率よく早く排気することができる。

（運転方法４）
大気圧からの排気において、排気時間は遅くてもよいが、瞬時の動力を低く抑えたい場合には、ポンプＡ、Ｂの各電動機回転数を、できるだけ低くしておき、各ポンプの吸気側の圧力が低下するのに対応して、それぞれ回転数を上昇させていくのがよい。

以上の運転方法２〜４をまとめると以下のようになる。
１．ブースタポンプＡ
ａ）吸気口１１０ａ側の圧力が、到達圧力状態あるいはある程度の真空状態（例えば１０Ｐａ程度）になったとき、スクリューロータ３２０ｍ、３２０ｆの回転数を、そのような吸気口側圧力を維持できる最低回転数に制御する。
ｂ）吸気口１１０ａにつないだ真空容器を大気圧から排気する際において、
ｉ）排気時間を短くしたい場合は、ブースタポンプＡの駆動電動機容量の範囲内で、スクリューロータ３２０ｍ、３２０ｆの回転数が、各瞬間においてできるだけ高くなるよう制御する。
ｉｉ）瞬間動力を低く抑えたい場合には、スクリューロータ３２０ｍ、３２０ｆの回転数をできるだけ低い回転数に制御し、且つ、吸気口１１０ａの圧力低下に従い回転数を上昇させるよう制御する。

２．粗引ポンプ
ａ）ブースタポンプＡの吸気口１１０ａ側の圧力が到達圧力状態あるいは或る程度の真空状態（例えば１０Ｐａ程度）になったとき、スクリューロータ３５０ｆ、３５０ｍの回転数を、ブースタポンプＡの排気側圧力（粗引ポンプの吸気側圧力）がブースタポンプの臨界背圧以下の範囲に維持できる、最低の回転数に制御する。
ｂ）ブースタポンプＡの吸気口につないだ真空容器を大気圧から排気する際において、
ｉ）排気時間を短くしたい場合は、粗引ポンプＢの駆動電動機容量の範囲内で、スクリューロータ３５０ｆ、３５０ｍの回転数が、各瞬間においてでできるだけ高くなるよう制御する。
ｉｉ）瞬間動力を低く抑えたい場合には、スクリューロータ３５０ｆ、３５０ｍの回転数をできるだけ低い回転数に制御し、且つ、吸気側（ブースタポンプＡの排気側）圧力の低下に従い回転を上昇させるよう制御する。

以上にまとめたような運転方法を採用することで、真空排気装置の消費動力を最小限にすることができ、エネルギー効率を高めることができる。

なお、上述の本実施形態においては、ブースタポンプ及び粗引ポンプの両方にスクリュー式真空ポンプを適用した場合について述べたが、本発明を基に、その応用あるいは近似する形態として、ブースタポンプとしてスクリュー式ポンプ等、圧縮比の高いポンプを用い、粗引ポンプとしてスクロール式ポンプ等を適用することが考えられる。

上述の各実施形態において、粗引スクリューポンプのリード角は、軸方向に変化しないものとして説明したが、図１１に示すように、排気口側に向かってリード角が段階的に小さくなるように構成してもよい。そうすることにより、消費動力をより低減することができる。

本発明の第１実施形態に係る真空排気装置の断面図である。 図１に示した真空排気装置の一部拡大断面図である。 図１に示した真空排気装置のスクリュー部展開図である。 本発明の第２実施形態に係る真空排気装置の断面図である。 図４のIV−IV矢視断面であり、雌雄スクリュー３２０ｆ、３２０ｍの軸直角断面を示す。 図４のＶ−Ｖ矢視断面であり、雌雄スクリュー３５０ｆ、３５０ｍの軸直角断面を示す。 第２実施形態に係る真空排気装置の吸入側圧力と排気速度の関係図である。 第２実施形態におけるブースタポンプＡの吸入側にガスが流されていない場合の吸入側圧力とモータ３４３の回転数との関係図である。 第２実施形態におけるブースタポンプＡの吸入側に微量のガスが流されている場合の吸入側圧力とモータ３４３の回転数との関係図である。 第２実施形態におけるブースタポンプＡの吸気側圧力と、排気側（粗引ポンプの吸入側）圧力との関係図である。 従来の真空ポンプの断面図である。 図１１に示した真空ボンブのスクリュー部展開図である。

符号の説明

Ａ 粗引ポンプ
Ｂ ブースタポンプ
１００、３００ 真空排気装置
１１０ａ 吸気口
１１０ｅ 排気口
１２０Ａ 吸気側移送室
１５０Ａ 排気側移送室

Claims (7)

1. 粗引ポンプとブースタポンプとを備えた真空排気装置において、粗引ポンプとブースタポンプをそれぞれスクリュー真空ポンプで構成し、粗引スクリュー真空ポンプの設計排気速度を、ブースタスクリュー真空ポンプの設計排気速度より十分小さいが粗引ポンプとして機能する大きさとし、ブースタスクリュー真空ポンプのスクリュー巻数を、粗引スクリュー真空ポンプのスクリュー巻数より少なくしたことを特徴とする真空排気装置。
2. 前記粗引スクリュー真空ポンプの設計排気速度が、前記ブースタスクリュー真空ポンプの設計排気速度の１／５〜１／１００であることを特徴とする請求項１に記載の真空排気装置。
3. 前記ブースタスクリュー真空ポンプのスクリュー巻数が、略１あるいは、該ブースタポンプの吸気口及び排気口のいずれとも連通しない気体移送室が少なくとも一つ形成される巻数であることあることを特徴とする請求項１に記載の真空排気装置。
4. 前記粗引スクリュー真空ポンプのスクリューの巻数が、３〜７巻であることあることを特徴とする請求項３に記載の真空排気装置。
5. 前記ブースタスクリュー真空ポンプのスクリューリード角が、前記粗引スクリュー真空ポンプのスクリューリード角より大きいことを特徴とする請求項１または４に記載の真空排気装置。
6. 前記ブースタスクリュー真空ポンプの吸入側圧力が大気から１３３００Ｐａ程度に低下するまで前記粗引スクリュー真空ポンプだけを駆動し、前記ブースタスクリュー真空ポンプの吸入側圧力が１３３００Ｐａ程度以下になったところで該ブースタポンプを駆動し始めることを特徴とする請求項１に記載の真空排気装置。
7. 前記ブースタスクリュー真空ポンプの吸入側圧力が比較的高い範囲においては、排気時間短縮のため、ブースタスクリュー真空ポンプと粗引スクリュー真空ポンプの各駆動モータを、それらのモータがオーバーロードとならない範囲内で、できるだけ高い回転数で回転させ、前記ブースタスクリュー真空ポンプの吸入側圧力が到達圧力あるいは比較的低い圧力となったときは、ブースタスクリュー真空ポンプの駆動モータ回転数を要求される真空度を維持する最低の回転数まで低下させると共に、粗引スクリュー真空ポンプの駆動モータ回転数を、ブースタポンプの背圧をその臨界背圧以下に維持できる範囲内で、できるだけ低い回転数とすることにより、所要動力を低減させることを特徴とする請求項１に記載の真空排気装置。

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