2.2 Berechnungen

2.2.1 Dimensionierung eines Wälzkolbenpumpstands

Zur Dimensionierung eines Walzkolbenpumpstandes müssen wir zunächst einige Vorbetrachtungen anstellen.

Kompressionsverhältnis

Das Kompressionsverhältnis K_0 einer Wälzkolbenpumpe liegt typischerweise zwischen 5 und 70. Zu seiner Ermittlung betrachten wir die geförderte Gasmenge und die Rückströmung über den Leitwert C_R sowie die Rückförderung von Gas aus dem Auslassraum mit dem Saugvermögen S_R einer Wälzkolbenpumpe liegt typischerweise zwischen 5 und 70. Zu seiner Ermittlung betrachten wir die geförderte Gasmenge und die Rückströmung über den Leitwert

Setzten wir S gleich 0, erhalten wir das Kompressionsverhältnis

K_0 Kompressionsverhältnis

Im laminaren Strömungsfall ist der Leitwert wesentlich größer als das Saugvermögen der Rückströmung. Damit vereinfacht sich Formel 2-2 zu

Im molekularen Strömungsbereich ist das einlassseitige Saugvermögen immer noch am größten, jetzt ist aber das Saugvermögen der Rückströmung wesentlich größer als der Leitwert. Damit wird das Kompressionsverhältnis zu:

Bei Laminarströmung (hoher Druck) begrenzt die Rückströmung durch die Spalte zwischen Kolben und Gehäuse das Kompressionsverhältnis. Da der Leitwert dem mittleren Druck proportional ist, sinkt das Kompressionsverhältnis mit steigendem Druck.

Im molekularen Strömungsbereich überwiegt die Rückförderung SR⋅pv von Gas von der Auslassseite und begrenzt das Kompressionsverhältnis zu niedrigem Druck hin. Bedingt durch diesen Effekt ist die Anwendung von Wälzkolbenpumpen auf Drücke p_a > 10^-4 hPa begrenzt.

Saugvermögen

Wälzkolbenpumpen sind mit Überstromventilen ausgerüstet, die maximale Druckdifferenzen Δp_d an den Pumpen zwischen 30 und 60 hPa zulassen. Kombiniert man eine Wälzkolbenpumpe mit einer Vorvakuumpumpe, muss man die Druckbereiche mit geöffnetem (S₁) und geschlossenem Überstromventil (S₂) unterscheiden.

Da der Gasdurchsatz in beiden Pumpen (Wälzkolbenpumpe und Vorvakuumpumpe) gleich ist, gilt:

Solange die Druckdifferenz deutlich kleiner als der Vorvakuumdruck ist, ist das Saugvermögen des Pumpstandes nur wenig größer als das der Vorpumpe. Nähert sich der Vorvakuumdruck der Druckdifferenz an, so schließt das Überstromventil und es gilt

Betrachten wir noch den Sonderfall, dass eine Wälzkolbenpumpe gegen konstanten Druck arbeitet (z. B. Kondensatorbetrieb). Im Bereich hoher Drücke gilt Formel 2-3. Einsetzen des Wertes C_R in Formel 1 und Vernachlässigung der Rückströmung S_R gegen den Leitwert C_R liefert:

Bei niedrigen Drücken setzt man S_R aus Formel 2-4 ein und erhält

Aus Formel 2-6 erkennt man, dass S gegen S₀ geht, falls das Kompressionsverhältnis K₀ wesentlich größer ist als das Verhältnis des theoretischen Saugvermögen der Wälzkolbenpumpe S₀ und des Vorvakuumsaugvermögens S_V.

Setzen wir beispielsweise das Kompressionsverhältnis gleich 40 und das Saugvermögen der Wälzkolbenpumpe 10-mal so groß an wie das der Vorpumpe, so erhalten wir S = 0,816 ⋅S₀

Für die Abstufung in einem Pumpstand sollte deshalb das theoretische Saugvermögen der Wälzkolbenpumpe maximal zehnmal so groß wie das Saugvermögen der Vorpumpe gewählt werden.

Da die Überströmventile auf Druckdifferenzen um 50 hPa eingestellt sind, ist bei Drücken über 50 hPa fast nur das Saugvermögen der Vorpumpe wirksam. Sollen große Behälter in einer bestimmten Zeit auf z. B. 100 hPa evakuiert werden, muss eine entsprechend große Vorpumpe ausgewählt werden.

Als Beispiel betrachten wir einen Pumpstand, der einen Behälter mit einem Volumen von 2 m³ in 10 Minuten auf einen Druck von 5 · 10^-3 hPa evakuieren soll. Dazu wählen wir eine Vorpumpe, die den Behälter in 5 Minuten auf 50 hPa evakuiert. Bei konstantem Saugvermögen gilt:

Stellen wir Formel 2-9 um, können wir das erforderliche Saugvermögen berechnen:

Mit den oben angegebenen Zahlenwerten erhalten wir:

Wir wählen als Vorpumpe eine Hepta 100 mit dem Saugvermögen S_V = 100 m³ h^-1. Das Saugvermögen der Wälzkolbenpumpe schätzen wir nach der gleichen Formel auf 61 l s^-1 = 220 m³ h^-1 ab und nehmen eine Okta 500 mit S₀ = 490 m³ h^-1 und einer Druckdifferenz des Überströmventils von Δp_d = 53 hPa für den Feinvakuumbereich.

In der folgenden Tabelle wählen wir die Vorvakuumdrücke laut Spalte p_v, entnehmen die zugehörigen Saugvermögenswerte S_V für die Hepta 100 aus deren Saugvermögenskurve und berechnen den Durchsatz: Q=SV⋅pv

Das Kompressionsverhältnis

ist berechnet für geöffnetes Überstromventil bis zum Vorvakuumdruck von 56 hPa. K₀ ist für Vorvakuumdrücke ≤ 153 hPa aus Abbildung 2.1 entnommen. Das Saugvermögen der Wälzkolbenpumpe berechnen wir auf zwei Arten:

S₁ erhält man aus Formel 2-5 für offenes, oder S₂ nach Formel 2-6 für geschlossenes Überstromventil.

Nähert sich der Vorvakuumdruck der Druckdifferenz Δp_d, so wird S₁ > S₂. Richtig ist immer der kleinere von beiden Saugvermögenswerten, den wir mit S bezeichnen wollen. Den Ansaugdruck erhalt man nach der Formel:

Abbildung 2.2 zeigt die Saugvermögenskurve dieses Pumpstandes.

Auspumpzeiten

Man berechnet die Auspumpzeit des Behälters in einzelnen Schritten. In Bereichen mit starker Änderung des Saugvermögens muss man die Vorvakuumdruckintervalle dicht legen. Zur Ermittlung der Auspumpzeit in einem Intervall benutzt man Formel 2-9 und setzt für S den Mittelwert der beiden Saugvermögen für das berechnete Druckintervall ein. Die gesamte Auspumpzeit ist die Summe aller Zeiten in der letzten Spalte von Tabelle 2.1.

Weitere Einflüsse auf die Auspumpzeit haben die Leckrate der Vakuumanlage, die Leitwerte der Rohrleitungen sowie im Rezipienten vorhandene verdampfende Flüssigkeiten, entgasende poröse Materialien und verschmutzte Wände. Einige dieser Faktoren werden in den Abschnitten 2.2.3.1 und 2.3 behandelt. Falls einige der oben genannten Einflüsse unbekannt sind, muss man entsprechende Reserven im Pumpstand vorsehen.

2.2.2 Kondensatorbetrieb

Bei vielen Vakuumprozessen (Trocknung, Destillation) werden große Dampfmengen freigesetzt, die abgepumpt werden müssen. Außerdem dringen in große Behälter erhebliche Mengen an Leckluft ein und die Stoffe, die verdampfen oder getrocknet werden geben zusätzlich Luft ab, die in Poren gespeichert oder in Flüssigkeiten gelöst ist.

Bei Trocknungsprozessen kann der Dampf grundsätzlich von einer Vakuumpumpe mit ausreichender Wasserdampfkapazität gegen Atmosphärendruck gefördert werden und dort kondensieren. Dieses Verfahren hat aber folgende Nachteile:


Destillationsprozesse arbeiten mit Kondensatoren und man möchte von dem kondensierenden Destillat möglichst wenig durch die angeschlossene Vakuumpumpe verlieren.

Als Beispiel betrachten wir eine Vakuumkammer mit Trockengut, dem durch Heizen so viel Energie zugeführt wird, dass pro Stunde 10 kg Wasser verdampfen.

Außerdem werden noch 0,5 kg Luft pro Stunde abgegeben. Der Druck in der Kammer soll kleiner als 10 hPa sein. Man verwendet zur Trocknung einen Pumpstand nach Abbildung 2.3 und kann so durch Verwendung eines Kondensators auf wirtschaftliche Art und Weise den Dampf kondensieren.

In der Vakuumkammer (1) wird das Trockengut (2) beheizt. Die Wälzkolbenpumpe (3) pumpt das Dampf-Luftgemisch in den Kondensator (4), in dem ein großer Teil des Dampfes kondensiert.

Der Kondensator wird mit Wasser gekühlt. Das kondensierende Wasser von 25 °C steht im Gleichgewicht mit dem Wasserdampfdruck von 30 hPa. Eine weitere Vakuumpumpe (5) fördert den Luftanteil und eine geringe Menge Wasserdampf und stößt das Gemisch gegen Atmosphärendruck aus. Zunächst berechnen wir den Gasstrom, der aus der Kammer austritt: Q=p_Rez⋅S1

Mit dem idealen Gasgesetz nach Formel 1.15 erhalten wir

erhalten wir einen Gasdurchsatz für Luft von 12 Pa m³ s^-1 und für Wasserdampf von 385 Pa m³s^-1, zusammen also 397 Pa m³s^-1. Nach Division durch den Ansaugdruck von p_Rez von 1000 Pa erhalten wir ein Saugvermögen S₁ von 0,397 m³s^-1 oder 1429 m³h^-1.

Beim Evakuieren des Kondensators soll der Luftpartialdruck maximal 30 % betragen. Also maximal 12,85 hPa. Daraus folgt:

Mit dem Gasdurchsatz für Luft von 12 Pa m³s^-1 und dem Druck von 1285 Pa ergibt sich ein Saugvermögen S₂ von 0,031 m³s^-1 oder 112 m³h^-1.

Wir wählen deshalb eine Hepta 100 als Vorvakuumpumpe, die wegen ihres gegenüber dem berechneten Wert etwas geringeren Saugvermögens einen geringfügig höheren Luftpartialdruck erreicht, und als Walzkolbenpumpe eine Okta 2000 mit den Werten:

S₀ 2065 m³ h^-1
Δp_d 35 hPa Differenzdruck am Überstromventil
K₀ 28 bei p_v = 43 hPa

Wir schätzen den Ansaugdruck p_a = 1000 Pa und berechnenS₁ nach Formel 2-7.

Wir erhalten ein Saugvermögen S₁ von 0,506 m³ s^-1 oder 1.822 m³ h^-1.

Mit

und einem Wert für p_a von 785 Pa erhält man den Ansaugdruck in der Trockenkammer, der nochmals eingesetzt in Formel 2-7 das genauere Saugvermögen S₁ = 1.736 m³ h^-1 liefert bei einem Ansaugdruck von p_a = 823 Pa.

Wir berechnen den Kondensator für eine kondensierende Dampfmenge von 10 kg h^-1. Für die Kondensationsfläche gilt

Mit den folgenden Werten:


erhalten wir als Kondensationsfläche A_k einen Wert von 0,261 m².

Der Dampf wird durch die nahezu adiabatische Kompression um mehr als 100 K erwärmt, jedoch auf dem Weg zum Kondensator wieder abgekühlt. Also ist die Annahme von ΔT_m = 60 K recht konservativ. Die Wärmedurchgangszahl k [20] nimmt mit steigendem Inertgasanteil stark ab, was zu einer größeren Kondensationsflache führt. Umgekehrt kann bei geringerem Inertgasanteil, also größerer Vorpumpe mit kleinerer Kondensationsfläche gearbeitet werden. Man sollte besonders auf kleine Leckraten achten, da diese auch den Inertgasanteil erhöhen.

Für weitere technische Einzelheiten sei auf die weiterführende Literatur verwiesen [21].

Betrachten wir der Vollständigkeit halber nochmals den gesamten Ablauf des Trocknungsprozesses: zunächst stellt sich in der Trockenkammer ein Gleichgewichtsdruck ein, der sich aus der verdampfenden Wassermenge, verursacht durch die Beheizung des Trockengutes und dem Saugvermögen der Wälzkolbenpumpe ergibt.

Der Wasserdampf wird von der Wälzkolbenpumpe in den Kondensator gefördert, wo er kondensiert. Da dort Laminarströmung herrscht, transportiert der Dampfstrom das aus dem Trockengut frei werdende Inertgas in den Kondensator.

Würde man die Vorpumpe abstellen, so käme in kurzer Zeit der gesamte Kondensationsprozess zum Erliegen, da der Dampf die Kondensationsfläche nur noch durch Diffusion erreichen könnte. Nach fortgeschrittener Trocknung sinkt die Dampfmenge und im Kondensator wird weniger kondensiert, jedoch wird der Dampfanteil, den die Vorpumpe absaugt eher größer, falls der Inertgasanteil abnimmt. Sinkt der Dampfdruck im Kondensator unter die Kondensationsgrenze, so setzt Rückverdampfung des Kondensates ein. Dies kann verhindert werden, wenn das Kondensat über ein Ventil in einen Kondensatsammelbehälter abfließt und das Ventil bei Unterschreiten des Kondensationsdruckes geschlossen wird.

Bei großen Destillationsanlagen sollte das Saugvermögen der Vorpumpe über die Kondensationsrate geregelt werden. Dies kann z. B. mit Hilfe einer Dosierpumpe geschehen, welche die geförderte Kondensatmenge gleichmäßig aus dem Sammelgefäß austrägt. Sinkt der Flüssigkeitsspiegel im Sammelgefäß unter ein bestimmtes Niveau, so wird das Saugventil der Vorvakuumpumpe geöffnet und das Inertgas, das sich im Kondensator angesammelt hat, wird abgepumpt. Nun erhöht sich die Kondensationsrate wieder, der Flüssigkeitsspiegel steigt und das Saugventil der Vorpumpe wird wieder geschlossen. Auf diese Art wird nur bei zu geringer Kondensationsrate gepumpt und es geht wenig Kondensat verloren.

Zusammenfassung

Beim Abpumpen von Dämpfen (Trocknung, Destillation) kann die wesentliche Pumpleistung von einem Kondensator aufgebracht werden. Je nach Druck und Temperaturverhältnissen kann man einen oder zwei Kondensatoren verwenden (Abbildung 2.4). Der Kondensator zwischen Wälzkolbenpumpe und Vorpumpe ist wirksamer, da der Dampf mit höherer Temperatur und höherem Druck in den Kondensator einströmt und eine kleine Vorpumpe nur einen Teil des Dampfes absaugt. Bei der Destillation kann durch Regelung des Saugvermögens der Vorpumpe der Verlust an Kondensat minimiert werden.

Die oben angestellten theoretischen Grundlagen werden für die Auslegung von Wälzkolbenpumpständen vielfach angewendet. Abbildung 2.5 zeigt eine Vakuumlösung zur Reduktion der Restfeuchte des eingesetzten Papiermaterials bei der Produktion von Seekabeln. Ein Vorkondensator (im Bild nicht dargestellt) kondensiert den Wasserdampf hauptsächlich in der ersten Trocknungsphase bei hohen Prozessdrücken. Ein Zwischenkondensator schützt die nachgeschaltete Drehschieberpumpe BA 501 und kondensiert den Wasserdampf hauptsächlich in einer zweiten Trocknungsphase.

Abbildung 2.6 zeigt einen zur Transformatorentrocknung eingesetzten Wälzkolbenpumpstand. Der Zwischenkondensator reduziert die Restfeuchte des eingesetzten Materials so weit, dass die Wasserdampfkapazität der nachgeschaltete Drehschieberpumpe BA 501 nicht überschritten wird.

2.2.3 Turbopumpstände

2.2.3.1 Auspumpen eines Behälters mit einem Turbopumpstand auf 10^-8 hPa

Ein Behälter aus blankem Edelstahl soll in 12 Stunden auf einen Druck von p_b = 10^-8 hPa evakuiert werden. Wie aus Kapitel 1.3 hervorgeht, sind neben der reinen Auspumpzeit für die Luft weitere Effekte zu berücksichtigen. Die Desorption von Wasserdampf und adsorbierten Gasen sowie das Ausgasen von Dichtungen verlängern die Auspumpzeit. Die Auspumpzeiten bis zum Erreichen des gewünschten Druckes von 10^-8 hPa setzen sich zusammen aus:



Der gewünschte Basisdruck p_b setzt sich zusammen aus dem Gleichgewichtsdruck, verursacht durch einströmendes Gas durch Lecks und Permeation Q_l , sowie durch die Gasabgabe von der Metalloberfläche Q_des,M und den Dichtungen Q_des,K:

Die Vorpumpe soll in einer Zeit t₁ = 180 s den Behälter auf 0,1 hPa evakuieren und diesen Druck auch bei geöffnetem Gasballastventil erreichen. Das Saugvermögen erhält man nach Formel 2-9:

Wir wählen eine Duo 35 mit einem Saugvermögen von Sv = 35 m³ h^-1.

Die Turbomolekularpumpe sollte etwa das 10- bis 100-fache Saugvermögen der Vorpumpe haben, um die adsorbierten Dämpfe und Gase von der Metalloberfläche abzupumpen. Wir wählen eine HiPace 700 mit einem Saugvermögen S_HV = 685 l s ^-1. Mit Formel 2-9 erhalten wir

Desorption von der Behälteroberfläche

An den Innenflächen des Rezipienten werden Gasmoleküle (vorwiegend Wasser) adsorbiert, die unter Vakuum allmählich wieder verdampfen. Die Desorptionsraten von Metalloberflächen nehmen mit t−1t−1 ab. Die Zeitkonstante t₀ betragt etwa eine Stunde.


Mit Formel 1-32 aus Kapitel 1

berechnen wir die Zeit zum Erreichen des Basisdrucks

Die resultierende Zeit von 741 Stunden ist zu lang. Sie muss durch Ausheizen verkürzt werden. Die Ausheiztemperatur wird so gewählt, dass das temperaturempfindlichste unter den eingesetzten Materialien noch nicht angegriffen wird. In unserem Beispiel wird die Temperatur durch FPM-Dichtungen begrenzt, die eine Temperatur von 370 K noch gut vertragen. Damit steigt die Desorptionsgeschwindigkeit theoretisch um mehr als einen Faktor 1.000 an [22]. Praktisch wird die Ausheiztemperatur auf einige Stunden verkürzt.

Hohe Desorptionsraten können auch durch Ausglühen des Behälters unter Vakuum oder durch bestimmte Oberflächenbehandlungen (polieren, beizen) gesenkt werden.

Da viele Einflüsse der Vorbehandlung eine Rolle spielen, ist eine genaue Vorhersage des Druckverlaufs über die Zeit nicht möglich. Bei Ausheiztemperaturen um 150 °C genügt es jedoch, die Heizung nach Erreichen eines Drucks auszuschalten, der um einen Faktor 100 über dem gewünschten Basisdruck liegt. Damit wird der gewünschte Druck p_b3 nach Erkalten des Rezipienten erreicht werden.

Desorption der Dichtungen

Bei Betrieb unter 10^-6 hPa sind die Ausgasraten von Kunststoffen von Bedeutung. Die Oberflächen der Dichtungen sind zwar verhältnismäßig klein, jedoch nimmt die Desorption nur mit dem Faktor

nach Formel 1-33 aus Kapitel 1 ab.

Der Grund dafür ist, dass die austretenden Gase nicht nur an der Oberfläche gebunden sind, sondern auch aus dem Inneren der Dichtung heraus diffundieren müssen. Bei längeren Pumpzeiten kann deshalb die Desorption von Kunststoffen die Desorption der Metalloberflächen dominieren. Die Ausgasrate von Kunststoffoberflächen wird berechnet nach Formel 1-33 aus Kapitel 1:

Wir setzen Q_des,K= S⋅p_des,K und erhalten für

Hierbei ist t₀ = 3600 s gesetzt und der zugehörige Wert q_des,K aus dem Diagramm [23] für FPM abgelesen. Man sieht, dass der Beitrag der Desorption der Dichtung im kalten Zustand zur Auspumpzeit in ähnlicher Größen-ordnung liegt, wie derjenige der Metalloberfläche.

Da die Diffusion der im Inneren der Dichtung gelösten Gase das Zeitverhalten des Desorptionsgasstroms bestimmt, hat die Temperaturabhängigkeit des Diffusionskoeffizienten D einen entscheidenden Einfluss auf die Pumpzeit:

Mit steigender Temperatur steigt auch der Diffusions-koeffizient an, allerdings nicht so stark wie die Desorptionsrate der Metalloberfläche. Wir sehen also, dass Elastomerdichtungen durch ihre Desorptionsraten durchaus begrenzend auf den Basisdruck wirken können und deshalb zur UHV-Erzeugung ungeeignet sind.

Leckrate und Permeationsrate

Der Gasfluss, der durch Undichtigkeiten ins Vakuumsystem einströmt, ist konstant und führt bei einem gegebenen Saugvermögen zu einem Druck:

Eine Anlage gilt als hinreichend dicht, wenn dieser Druck kleiner als 10 % des Arbeitsdrucks ist. Leckraten von 10^-9 Pa m³ s^-1 sind in der Regel erreichbar und auch für diese Anlage gefordert. Daraus ergibt sich ein Druckanteil aus der Leckrate von p_Leck = 1,46 · 10^-11 hPa. Dieser Wert ist nicht störend und kann vernachlässigt werden.

Permeationsraten durch Metallwände beeinflussen den in diesem Beispiel geforderten Enddruck nicht, jedoch kann die Diffusion durch Elastomerdichtungen auch im gewählten Beispiel begrenzend auf den Basisdruck wirken.

Zusammenfassung

Drücke bis zu 10^-7 hPa lassen sich in sauberen Behältern in etwa einem Tag ohne zusätzliche Maßnahmen erreichen.

Sollen Drücke bis 10^-4 hPa erreicht werden, so addieren sich die Auspumpzeiten von Vorpumpe und Turbopumpe. Im oben aufgeführten Fall sind dies etwa 200 s. Bei Drücken unterhalb von 10^-6 hPa ist ein hohes Saugvermögen der Turbomolekularpumpe erforderlich, um besonders das von den Metallwänden desorbierende Wasser abzupumpen.

Bei Drücken unter 10^-8 hPa sollte man nur Metalldichtungen verwenden, um die hohen Desorptionsraten von Elastomerdichtungen zu umgehen.

Leck- und Permeationsraten können bei Drücken bis 10^-10 hPa in Metallbehältern ohne größeren Aufwand genügend klein gehalten werden.

2.2.3.2 Pumpen hoher Gaslasten mit Turbomolekularpumpen

Bei hohen Gaslasten werden Turbopumpen starken Beanspruchungen ausgesetzt. Die Gasreibung heizt die Rotoren auf. Die maximalen Gaslasten werden durch die zulässige Rotortemperatur von höchstens 120 °C begrenzt. Oberhalb dieser Temperaturgrenze kommt es zu einer irreversiblen plastischen Deformation der Rotoren mit nicht vorhersehbarem zeitlichen Verlauf.

Durch Messung der Rotortemperatur und Begrenzung der maximalen Temperatur können die Pumpen der HiPace-Serie mit Saugvermögen > 1.000 l s^-1 nicht überhitzt werden. Präzise Charakterisierung des Prozesses erlaubt bei einer Vielzahl von Pumpen die Abschätzung der Rotortemperatur und definiert ein Prozessfenster für den langzeitstabilen und sicheren Betrieb.

Die Eignung einer Turbopumpe zum Pumpen hoher Gaslasten kann durch das Design von Rotor und Stator sowie präzise Kontrolle des Temperaturverlaufs in der Pumpe beeinflusst werden. So sind z. B. die Pumpen der ATH M-Serie explizit auf hohen Gasdurchsatz bei vergleichsweise hohen Prozessdrücken ausgelegt. Diese Turbopumpen wurden speziell entwickelt für Beschichtungs- und Trockenätzprozesse in der Halbleiterindustrie. Die besonderen Anforderungen liegen hier beim Pumpen von korrosiven Medien, dem beheizten Betrieb der Pumpen zur Vermeidung von Kondensation von Prozesschemikalien oder Nebenprodukten und eben speziell auch hohen Prozessgasdurchflüssen für schwere Gase. Diese Entwicklungen können auf Anwendungen im Bereich Solar und LED-Lichttechnik übertragen werden. Auch der Einsatz von Turbopumpen in Schleusen mit hohem Übergabedruck zwischen Vorpumpen und Turbopumpen und industrielle Betriebsbedingungen mit hohen Kühlwassertemperaturen ist mit dieser Auslegung möglich.

Auch Pumpen, die durch hohe Kompressionsverhältnisse speziell für leichte Gase auf die Erzeugung niedriger Drücke ausgelegt sind, können innerhalb gewisser Grenzen für Vakuumprozesse mit hohen Gasdurchsätzen eingesetzt werden. Da die Reibleistung dem Quadrat der Umfangsgeschwindigkeit proportional ist, reduziert man bei Pumpen für Betrieb mit hohen Gaslasten die Drehzahl. Man erreicht so höhere Gaslasten auf Kosten des Saugvermögens und besonders des Kompressionsverhältnisses. Diese Maßnahme kann das Prozessfenster für Pumpen erweitern.

Besonders kritisch ist das Pumpen von schweren Edelgasen wie Krypton oder Xenon. Durch ihr hohes Atomgewicht erzeugen sie beim Auftreffen auf den Rotor große Wärmemengen, können aber auf Grund ihrer geringen spezifischen Wärmekapazität nur wenig Wärme auf den Stator bzw. auf das Gehäuse übertragen, was zu hohen Rotortemperaturen führt. Deshalb sind die maximalen Gasdurchsätze für diese Gase niedrig im Vergleich zu Gasmolekülen oder einatomigen Gasen mit niedrigerer Masse, also höherer Beweglichkeit und Stoßzahl.

Beim Betrieb mit Prozessgasen erfüllt die Turbopumpe zwei wichtige Funktionen:



Üblicherweise sind der Gasdurchsatz Q und der Arbeitsdruck p_Prozess während eines Prozesses vorgegeben und damit auch das Saugvermögen an der Prozesskammer.

Die Turbopumpe wird nach dem erforderlichen Gasdurchsatz ausgewählt. Im Katalog sind die maximal zulässigen Gasdurchsätze für verschiedene Gase der jeweiligen Pumpe angegeben.

In Abbildung 2.7 sind die Gasdurchsatzkurven für unterschiedliche Turbopumpen auf Flansch NW 250 angegeben. Die Vorpumpe für die ATH 2303 M ist hierbei von ein typischer prozesstauglicher Wälzkolbenpumpstand, wie er in der Halbleiterindustrie eingesetzt wird. Die Saugleistung muss für beide Pumpen gleich sein, da der gleiche Gasstrom nacheinander beide Pumpen passiert:

Die Auswahl der Vorvakuumpumpe hat Einfluss auf die Temperaturbilanz der Turbopumpe. Wird das Saugvermögen der Vorpumpe gerade so ausgelegt, dass mit dem Gasdurchsatz der Turbopumpe deren maximale Vorvakuumverträglichkeit erreicht wird, so wird der Rotor der Turbopumpe thermisch belastet. Das Saugvermögen der Vorpumpe sollte größer gewählt werden, um Gasreibung und damit thermische Belastung der Turbopumpe zu reduzieren.

Das Saugvermögen an der Prozesskammer wird entweder über die Drehzahl oder ein Regelventil vor der Turbopumpe auf den erforderlichen Wert gedrosselt. Eine Druckregelung über die Drehzahl der Turbopumpe scheitert an der hohen Trägheit des Rotors, die eine schnelle Variation der Drehzahl verhindert. In einigen Prozessfenstern gelingt eine Druckregelung über die Drehzahlregulierung der Vorpumpe.

Wir betrachten als Beispiel eine Vakuum-Prozessanlage nach Abbildung 2.8 mit den Parametern

Q=3,0 Pa m³s^-1, Prozessgas Argon
p_Prozess=5 Pa

Mit

S=\frac{Q}{p_{process}}

ergibt sich ein Saugvermögen der Turbopumpe von nominell 600 l s^-1. Bei diesem hohen Prozessdruck wird das maximale Saugvermögen von Turbopumpen nicht mehr erreicht. Wir wählen daher als Turbopumpe (2) eine ATH 2303 M, die bei diesem Druck immer noch ein Saugvermögen von mehr als 800 l/s mit Splitterschutz erreicht und als Vorpumpe eine A 603 P. Mit dieser Prozesspumpe erreichen wir bei einem Gasdurchsatz von 3,0 Pa m³ s^-1 einen Vorvakuumdruck von 0,24 hPa. Bei einem maximalen Vorvakuumdruck der Turbopumpe von 3,3 hPa ist diese Auslegung trotz des thermisch anspruchsvollen Prozessgases Argon konservativ.

Das Prozessgas wird über einen Massenflussregler (5) in die Kammer (1) eingelassen. Das vom Druck p_process gesteuerte Schmetterlingsventil (4) drosselt das Saug-vermögen der Turbopumpe (2). Nach Ende des Prozessschritts stellt man die Gaszufuhr ab, öffnet das Regelventil vollständig um die Kammer wieder auf Enddruck zu evakuieren. Dabei wird ein neues Werkstück in die Prozesskammer eingeschleust.