EP3653884A1 - Vakuumpumpe - Google Patents
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- F04D29/668—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps damping or preventing mechanical vibrations
Definitions
- the present invention relates to a vacuum pump, in particular a turbomolecular pump, comprising a primary structure which vibrates during operation of the pump.
- the lowest possible level of vibration and sound emission is an increasingly important secondary feature of vacuum pumps, in particular of turbomolecular pumps, in particular in analytical applications, such as, for example, electron or atomic force microscopes.
- the permanent state after reaching the final speed is particularly important.
- the vibration excitation of a turbomolecular pump housing takes place e.g. primarily due to the imbalance of the rotor.
- the balancing quality is limited by the necessary transfer of the rotor from the balancing machine into the housing after the balancing process has been completed. It is therefore appropriate to look for other methods of vibration reduction as a further improvement in the balance quality.
- damping methods include the use of a viscoelastic material, such as so-called vibrating rings of bearing mounts or of damping bodies between the vacuum pump and recipient. Damping bodies that use the inertia of a large additional mass are also a proven damping method. Both approaches offer vibration reduction over a wide frequency range, are technically easy to implement, but take up a lot of work a larger volume and are limited in terms of the achievable damping quality.
- Another approach is active systems that determine the vibration state of the vacuum pump using temporally high-resolution sensors in order to generate an antiphase vibration by means of suitable actuators and thus reduce the vibration of the housing.
- Active systems offer a strong reduction in vibration over a wider frequency band, but are technically very complex and expensive.
- a vacuum pump with the features mentioned in claim 1, and in particular by a damping device which has a damping mass which is connected to the primary structure, preferably freely swinging, by means of a spring element.
- the damping device can be designed particularly simply for the vacuum pump, namely in particular by simply selecting the spring constant of the spring element and the mass of the damping mass.
- spring element does not refer to an ideal spring element without any damping, but to a real component that has an elasticity that enables the damping mass to oscillate, in particular freely, relative to the primary structure. Such a real component has a certain damping.
- the spring element, the damping mass and the primary structure can, for example, be formed as separate parts. Alternatively, at least two of these elements can be connected in one piece. In principle, for example, all three parts can also be connected in one piece.
- the damping device can be passive, i.e. the damping device has no actively driven vibrating bodies.
- the damping device can be designed in such a way that it extracts vibration energy from the primary structure by means of resonance and / or vibrates in opposition to it.
- a natural frequency of the damping device is greater than an operating speed of a rotor of the vacuum pump.
- the natural frequency of the damping device can be slightly higher than the operating speed of the rotor.
- the ratio of the operating speed of the rotor to the natural frequency of the damping device can preferably be at least 0.99, in particular at least 0.995.
- the natural frequency can be dimensioned depending on the operating speed. Alternatively or additionally, it is possible to set the operating speed as a function of the natural frequency and / or to adapt the operating speed to the natural frequency.
- the mass ratio of the damping mass to the primary structure is between 5% and 10%. This ratio offers a particularly advantageous compromise between the damping effect and the necessary installation space.
- the pump can comprise a sensor for detecting the vibration of the primary structure.
- a control device of the vacuum pump can be designed to set an operating speed of a rotor of the pump as a function of a detected vibration. In this way, extremely effective damping can be achieved in a particularly simple manner.
- various types of vacuum pumps in particular in turbomolecular pumps, at least a slight change in the operating speed has a small, in particular negligible, effect on the pump output. This stands in the way of a significant improvement in vibration damping, i.e. by e.g. Slight reduction in the operating speed practically does not reduce the pump output, but the damping is significantly improved.
- the necessary change in the operating speed is also small when the natural frequency of the damping device is properly selected.
- the natural frequency cannot, in principle, be dimensioned with any desired accuracy. Certain deviations after production from a desired natural frequency are therefore possible. In order to compensate for such manufacturing tolerances, a slight adjustment of the operating speed can therefore be carried out, the pump power in particular, however, being influenced only marginally.
- the senor does not have to measure the vibration of the primary structure directly, even if this is advantageous in terms of the measurement accuracy. Rather, the sensor can also detect the vibration indirectly, for example by attaching the sensor to a component that is not rigidly connected to the primary structure, but to which the vibration of the primary structure is transmitted in some way.
- control device is designed to observe the vibration during an acceleration process of the rotor. For example, a certain increase in vibration be considered as reaching and / or exceeding the natural frequency of the damping device. This allows conclusions to be drawn in particular about the natural frequency.
- the operating speed can then be set lower than the natural frequency of the damping device. Basically, regardless of a specific determination of the natural frequency, the operating speed can also be set to a determined vibration minimum.
- a spring constant of the spring element is firmly defined and / or cannot be set.
- the natural frequency of the damping device can be fixedly defined and / or not adjustable.
- the damping device can be designed in a particularly simple manner, advantageously using the fact that many types of vacuum pumps, in particular turbomolecular pumps, are usually operated at an essentially fixed operating speed or that the operating speed is not changed significantly during operation.
- the spring constant and natural frequency can thus be dimensioned in advance, the damping device being constructed in a technically particularly simple manner. In principle, however, the natural frequency and / or spring constant can also be changeable.
- the primary structure can comprise, for example, a housing of the vacuum pump or a separate component rigidly connected to a housing of the pump.
- the primary structure can also include, for example, a vacuum chamber or an intermediate flange element between the vacuum chamber and the pump housing.
- the damping device on the outside of the primary structure e.g. is attached to the outside of the housing.
- the attachment on the outside enables particularly simple assembly and / or retrofitting of the damping device.
- the damping device can, for example, be screwed to and / or screwed to the primary structure.
- the vacuum pump comprises a damping module with a base element, the base element being rigidly connected to a housing of the vacuum pump.
- the damping mass can be attached and / or held on the base element by means of the spring element.
- the base element can, for example, be a component which is screwed onto the housing of the pump.
- the base element is disk-shaped, in particular for attachment to an outlet-side end of the pump housing, on a pump lower part and / or perpendicular to the pump rotor.
- the damping device can e.g. be integrated within a housing of the pump and / or in the pump. This enables a compact structure.
- the primary structure can be decoupled, for example, from the housing of the pump, for example by at least one spring element, such as an elastomer element.
- spring element such as an elastomer element.
- oscillating rings can be used for decoupling.
- the housing usually has a fairly large mass. Due to the decoupling, the damping mass can be selected to be small with respect to an advantageous mass ratio to the primary structure, since the mass of the housing does not count towards the mass of the primary structure. As a result, the damping device can be made particularly compact, but effective damping is nevertheless possible.
- the damping device can be attached to a static part of a bearing element for a rotor of the pump or to a component which is rigidly connected to a static part of a bearing element for a rotor of the pump.
- the bearing element can be a roller bearing, in particular a ball bearing.
- the static part can for example be an outer ring of the rolling bearing.
- a component connected to the static part of the bearing element can, for example, be a bearing holder.
- the outer ring and / or the bearing holder can for example be decoupled from the housing of the pump.
- the primary structure is decoupled from the rotor, in particular from the housing and the rotor.
- the primary structure can be decoupled from a static bearing part.
- the primary structure can in particular be or comprise an intermediate piece which, for example, is elastically suspended, for example between a static bearing part or a component rigidly connected to it on the one hand and the housing or a component rigidly connected to it on the other hand. The decoupling from the rotor and / or the use of an intermediate piece prevents the rotor dynamics from being influenced by the damping device.
- the damping device can preferably be arranged in a vacuum or vacuum region of the pump. As a result, vibrations of the damping device are not transmitted to the environment as sound.
- the spring element and / or the damping mass can be made of metal, for example.
- metal has a relatively low damping constant.
- the damping device according to the invention because the effect of the vibration reduction is essentially caused by an at least partially antiphase oscillation of the damping mass becomes. In order that this can take place advantageously, a low damping constant in the spring element or in the damping device is advantageous.
- the spring element and / or damping mass can also be made from other materials, such as plastic, in particular a polymer. For example, this can have a positive impact on material costs.
- the spring element is designed as a lever arm and / or as a bending arm.
- the arm can e.g. extend radially, axially or in the circumferential direction, in each case with respect to the rotor.
- the spring element can generally e.g. directly attached to the primary structure, in particular screwed.
- the spring element can generally e.g. a flat material, such as Sheet metal, include.
- the spring element is resilient in one direction and rigid in two directions perpendicular to one another and rigid. In this way, vibrations of the primary structure can be damped in a targeted manner.
- the spring element can, for example, also be designed to be resilient in two directions perpendicular to one another, in particular wherein the spring element is rigid in the third direction.
- the spring element is not resilient, not rigid, but is essentially freely movable in one spatial direction or is at least designed with an extremely low spring constant.
- one or more damping devices each with at least one spring element and a damping mass
- the spring element can be designed to be resilient in only a first direction, a second damping device being provided, the spring element of which is resilient in another direction, which is in particular perpendicular to the first direction.
- several damping devices can also be provided for the same spatial direction.
- a damping module with several damping devices can also be provided.
- the damping module can comprise a, in particular disk-shaped, base element to which the damping devices are attached.
- a damping device with at least one damping mass and at least one spring element is provided, the damping device having a damping effect in two mutually perpendicular spatial directions.
- a spring element can be provided which acts resiliently in the two spatial directions.
- the damping device can also comprise at least two spring elements, each of which acts resiliently in different spatial directions.
- the spring elements in the resilient spatial direction of the other spring element are not resilient, not rigid, but are essentially freely movable or at least with an extremely low spring constant. This ensures that the respective spring element springs reliably in its resilient spatial direction without being disturbed by the other spring elements.
- more than two spring elements can also be provided, in particular four or eight, wherein in particular half of the spring elements are designed to be resilient in one spatial direction and the other half of the spring elements are designed to be resilient in another spatial direction.
- the damping mass can preferably be annular and / or surround the primary structure.
- Such a damping mass can e.g. be connected to the primary structure by one or more spring elements.
- a spring element can basically be annular and / or surround the primary structure.
- the spring element can preferably be designed for suspension in at least two vertical spatial directions and / or in several, in particular essentially all, radial spatial directions.
- the invention also relates to a method for operating a vacuum pump and / or for damping vibrations of a primary structure of a vacuum pump, in which a damping device is provided for damping the vibration of the primary structure, the damping device having a damping mass which is connected to the primary structure by means of a spring element , in particular swinging freely, is connected. Further developments of the method correspond to the further developments of the vacuum pump described here. It is expressly emphasized that the invention also relates to a method for operating a vacuum pump, which comprises the measures described in claim 4 and carried out by the control device, preferably also the measures according to claim 5.
- the turbomolecular pump 111 shown comprises a pump inlet 115 surrounded by an inlet flange 113, to which a recipient, not shown, can be connected in a manner known per se.
- the gas from the recipient can be sucked out of the recipient via the pump inlet 115 and conveyed through the pump to a pump outlet 117, to which a backing pump, such as a rotary vane pump, can be connected.
- the inlet flange 113 forms in accordance with the orientation of the vacuum pump Fig. 1 the upper end of the housing 119 of the vacuum pump 111.
- the housing 119 comprises a lower part 121, on which an electronics housing 123 is arranged on the side. Electrical and / or electronic components of the vacuum pump 111 are accommodated in the electronics housing 123, for example for operating an electric motor 125 arranged in the vacuum pump.
- Several connections 127 for accessories are provided on the electronics housing 123.
- a data interface 129 for example in accordance with the RS485 standard, and a power supply connection 131 are arranged on the electronics housing 123.
- a flood inlet 133 in particular in the form of a flood valve, is provided on the housing 119 of the turbomolecular pump 111, via which the vacuum pump 111 can be flooded.
- a sealing gas connection 135, which is also referred to as a purge gas connection via which purge gas to protect the electric motor 125 (see, for example Fig. 3 ) can be brought into the engine compartment 137, in which the electric motor 125 is housed in the vacuum pump 111, before the gas conveyed by the pump.
- there are also two coolant connections 139 one of the coolant connections being provided as an inlet and the other coolant connection being provided as an outlet for coolant, which can be fed into the vacuum pump for cooling purposes.
- the lower side 141 of the vacuum pump can serve as a standing surface, so that the vacuum pump 111 can be operated standing on the underside 141.
- the vacuum pump 111 can also be attached to a recipient via the inlet flange 113 and can thus be operated to a certain extent in a hanging manner.
- the vacuum pump 111 can be designed so that it can also be operated if it is aligned in a different way than in FIG Fig. 1 is shown.
- Embodiments of the vacuum pump can also be implemented, in which the underside 141 can be arranged to the side or directed upwards rather than downwards.
- various screws 143 are also arranged, by means of which components of the vacuum pump, which are not further specified here, are fastened to one another.
- a bearing cover 145 is attached to the underside 141.
- Fastening bores 147 are also arranged on the underside 141, via which the pump 111 can be fastened, for example, to a support surface.
- a coolant line 148 is shown, in which the coolant introduced and discharged via the coolant connections 139 can circulate.
- the vacuum pump comprises a plurality of process gas pump stages for conveying the process gas present at the pump inlet 115 to the pump outlet 117.
- a rotor 149 is arranged in the housing 119 and has a rotor shaft 153 rotatable about an axis of rotation 151.
- the turbomolecular pump 111 comprises a plurality of turbomolecular pump stages connected in series with one another with effective pumping, with a plurality of radial rotor disks 155 fastened to the rotor shaft 153 and stator disks 157 arranged between the rotor disks 155 and fixed in the housing 119.
- a rotor disk 155 and an adjacent stator disk 157 each form a turbomolecular one Pump stage.
- the stator disks 157 are held at a desired axial distance from one another by spacer rings 159.
- the vacuum pump also comprises Holweck pump stages which are arranged one inside the other in the radial direction and have a pumping effect and are connected in series with one another.
- the rotor of the Holweck pump stages comprises a rotor hub 161 arranged on the rotor shaft 153 and two cylindrical jacket-shaped Holweck rotor sleeves 163, 165 fastened to and supported by the rotor hub 161, which are oriented coaxially to the axis of rotation 151 and nested one inside the other in the radial direction.
- two cylindrical jacket-shaped Holweck stator sleeves 167, 169 are provided, which are also oriented coaxially to the axis of rotation 151 and are nested one inside the other in the radial direction.
- the pump-active surfaces of the Holweck pump stages are formed by the lateral surfaces, that is to say by the radial inner and / or outer surfaces, of the Holweck rotor sleeves 163, 165 and of the Holweck stator sleeves 167, 169.
- the radial inner surface of the outer Holweck stator sleeve 167 lies opposite the radial outer surface of the outer Holweck rotor sleeve 163 with the formation of a radial Holweck gap 171 and forms with it the first Holweck pump stage following the turbomolecular pumps.
- the radial inner surface of the outer Holweck rotor sleeve 163 faces the radial outer surface of the inner Holweck stator sleeve 169 with the formation of a radial Holweck gap 173 and forms a second Holweck pump stage with the latter.
- the radial inner surface of the inner Holweck stator sleeve 169 lies opposite the radial outer surface of the inner Holweck rotor sleeve 165, forming a radial Holweck gap 175, and forms the third Holweck pumping stage therewith.
- a radially extending channel can be provided, via which the radially outer Holweck gap 171 is connected to the central Holweck gap 173.
- a radially extending channel can be provided at the upper end of the inner Holweck stator sleeve 169, through which the central Holweck gap 173 with the radially inner Holweck gap 175 is connected. This means that the nested Holweck pump stages are connected in series.
- a connection channel 179 to the outlet 117 can also be provided.
- the above-mentioned pump-active surfaces of the Holweck stator sleeves 163, 165 each have a plurality of Holweck grooves running spirally around the axis of rotation 151 in the axial direction, while the opposite lateral surfaces of the Holweck rotor sleeves 163, 165 are smooth and the gas for operating the Drive the vacuum pump 111 in the Holweck grooves.
- a roller bearing 181 is provided in the area of the pump outlet 117 and a permanent magnet bearing 183 in the area of the pump inlet 115.
- a conical spray nut 185 is provided on the rotor shaft 153 with an outer diameter increasing toward the roller bearing 181.
- the spray nut 185 is in sliding contact with at least one scraper of an operating fluid reservoir.
- the operating medium storage comprises a plurality of absorbent disks 187 stacked one on top of the other, which are provided with an operating medium for the rolling bearing 181, e.g. are soaked with a lubricant.
- the operating medium is transferred by capillary action from the operating medium storage via the wiper to the rotating spray nut 185 and, as a result of the centrifugal force along the spray nut 185, is conveyed in the direction of the increasing outer diameter of the spray nut 185 to the roller bearing 181, where it eg fulfills a lubricating function.
- the roller bearing 181 and the operating fluid storage are enclosed in the vacuum pump by a trough-shaped insert 189 and the bearing cover 145.
- the permanent magnet bearing 183 comprises a bearing half 191 on the rotor side and a bearing half 193 on the stator side, each of which comprises an annular stack of a plurality of permanent magnetic rings 195, 197 stacked on one another in the axial direction.
- the ring magnets 195, 197 lie opposite one another to form a radial bearing gap 199, the rotor-side ring magnets 195 being arranged radially on the outside and the stator-side ring magnets 197 being arranged radially on the inside.
- the magnetic field present in the bearing gap 199 causes magnetic repulsive forces between the ring magnets 195, 197, which cause the rotor shaft 153 to be supported radially.
- the rotor-side ring magnets 195 are carried by a carrier section 201 of the rotor shaft 153, which surrounds the ring magnets 195 radially on the outside.
- the stator-side ring magnets 197 are carried by a stator-side carrier section 203 which extends through the ring magnets 197 and is suspended from radial struts 205 of the housing 119.
- Parallel to the axis of rotation 151, the rotor-side ring magnets 195 are fixed by a cover element 207 coupled to the carrier section 203.
- the stator-side ring magnets 197 are fixed parallel to the axis of rotation 151 in one direction by a fastening ring 209 connected to the carrier section 203 and a fastening ring 211 connected to the carrier section 203.
- a plate spring 213 can also be provided between the fastening ring 211 and the ring magnet 197.
- An emergency or catch bearing 215 is provided within the magnetic bearing, which runs empty without contact during normal operation of the vacuum pump 111 and only comes into engagement with an excessive radial deflection of the rotor 149 relative to the stator in order to provide a radial stop for the rotor 149 to form, since a collision of the rotor-side structures with the stator-side structures is prevented.
- the catch bearing 215 is designed as an unlubricated roller bearing and forms a radial gap with the rotor 149 and / or the stator, which causes the catch bearing 215 to be disengaged in normal pumping operation.
- the radial deflection at which the catch bearing 215 engages is dimensioned large enough that the catch bearing 215 does not engage during normal operation of the vacuum pump, and at the same time is small enough so that a collision of the rotor-side structures with the stator-side structures prevents under all circumstances becomes.
- the vacuum pump 111 comprises the electric motor 125 for rotatingly driving the rotor 149.
- the armature of the electric motor 125 is formed by the rotor 149, the rotor shaft 153 of which extends through the motor stator 217.
- a permanent magnet arrangement can be arranged radially on the outside or embedded on the section of the rotor shaft 153 which extends through the motor stator 217.
- an intermediate space 219 is arranged, which comprises a radial motor gap, via which the motor stator 217 and the permanent magnet arrangement for transmitting the drive torque can magnetically influence one another.
- the motor stator 217 is fixed in the housing within the motor space 137 provided for the electric motor 125.
- a sealing gas which is also referred to as a purge gas and which can be, for example, air or nitrogen, can enter the engine compartment 137 via the sealing gas connection 135.
- the electric motor 125 can be used before the process gas, e.g. protected against corrosive parts of the process gas.
- the engine compartment 137 can also be evacuated via the pump outlet 117, i.e. in the engine compartment 137 there is at least approximately the vacuum pressure caused by the backing pump connected to the pump outlet 117.
- a so-called labyrinth seal 223, which is known per se, can also be arranged between the rotor hub 161 and a wall 221 delimiting the motor space 137 be provided, in particular in order to achieve a better sealing of the engine compartment 217 with respect to the radially outside Holweck pump stages.
- the vacuum pumps described below can be advantageous due to the described individual features of the pump 1 to 5 be trained.
- Fig. 6 shows a mechanical circuit diagram of a system with a primary structure 20 and a damping device comprising a spring element 22 and a damping mass 24.
- the primary structure 20 is assumed to be rigid, that is to say that no natural frequency is below or near the operating speed of the rotor and thus below or near an oscillation frequency ⁇ of the primary structure 20 is in operation.
- the spring element 22 is indicated by a spring symbol and a damping symbol in order to clarify that the real spring element 22 also has damping. In particular, no additional damping element is provided.
- the damping device extracts vibration energy from the primary structure 20 by means of resonance.
- the damping device according to the invention vibrates in particular in phase opposition to the primary structure 20. In contrast to the active system, however, this does not take place through active control but passively through resonance.
- the vibration reduction occurs only in a narrow frequency band. If the center point of the frequency band and / or the natural frequency of the damping device are matched to the vibration frequency of the primary structure 20, here the rotor speed of the vacuum pump, the vibration is effectively damped.
- Such a damping device generally requires very little space, is characterized by a particularly strong reduction in the vibration of the primary structure.
- Fig. 7 shows a plot of achieved vibration reductions D for exemplary damping devices.
- a ratio of the oscillation frequency ⁇ of the primary structure to the natural frequency ⁇ D of the damping device is plotted on the abscissa.
- the ordinate shows the vibration reduction D in dB.
- the application comprises three frequency responses 26, 28, 30 with different damping coefficients c or for differently damped damping devices.
- the frequency responses have the same qualitative form.
- a slight reduction in the vibration amplitude of the primary structure occurs relatively far before the natural frequency ⁇ D of the damping device is reached.
- the maximum vibration reduction D occurs shortly before the natural frequency is reached. If the oscillation frequency ⁇ of the primary structure is above the natural frequency ⁇ D , the oscillation or vibration is amplified.
- the damping coefficient of the damping device can therefore preferably be as low as possible, but in particular a precise adaptation of the natural frequency of the damping device to the operating speed is to be carried out.
- Another important parameter of the damping device is the ratio of the mass m D of the damping mass to the mass m P of the primary structure.
- the relationship is in for an exemplary system Fig. 8 applied.
- a high mass ratio enables a higher vibration reduction. In contrast to the damping coefficient, it has no influence on the bandwidth.
- a mass ratio of 5% to 10% is preferably used.
- the natural frequency ⁇ D of the damping device can differ from the desired natural frequency by a few Hz.
- the half-value width of the damping maximum is only a few Hz, with an unfavorable pairing of the aforementioned parameters, the natural frequency ⁇ D of the damping device can shift so far from the operating speed of the pump that only a slight reduction in vibration D occurs or it even increases the Vibrations at ⁇ / ⁇ D > 1 comes.
- the drive electronics can, for example, independently determine and adapt the optimal operating speed.
- a measurement of the vibrations of the pump can be carried out or the vibration can be observed, for example, from a certain speed close to the regular final speed, for example 990 Hz for a turbomolecular pump with 1000 Hz final speed.
- the speed of the pump can then be adjusted to the previously determined minimum of vibrations.
- the resulting low underspeed or overspeed of a few Hz is particularly unproblematic with regard to the vacuum parameters or material fatigue.
- the 9 to 11 show various embodiments of vacuum pumps 31, which are each designed here as turbomolecular pumps and in which the damping devices 22, 24 are each arranged on the outside of the primary structure 20 or on the outside of the housing.
- the damping devices 22, 24 are arranged on a lower part of a pump housing. You can the damping device can be screwed, for example, into a thread that is already present in the construction.
- Fig. 10 shows the attachment radially on the housing.
- an intermediate element or intermediate flange is provided, which is identified as the primary structure 20 and is arranged between the vacuum pump 31 and a vacuum chamber, not shown.
- the damping devices 20, 24 are attached to the intermediate element.
- the attachment of the damping device on the outside of the housing is associated with a particularly low design effort, since the pump itself does not have to be modified.
- For assembly e.g. Bores on the underside of the housing or bores with radial alignment can be used.
- the holes can e.g. be provided anyway, e.g. for another purpose, or for the damping devices, either during the manufacture of the pump or afterwards.
- the use of an intermediate element, such as a short pipe section and / or intermediate flange between the pump and recipient or chamber with a damping device, can also make it easy to retrofit a vacuum system.
- FIG. 12 and 13 illustrates the use of a, in particular disc-shaped, base element 32, in particular one with a plurality of integrated damping devices 22, 24.
- the base element 32 forms a damping module 34, which in this embodiment is located at an axial end of the pump housing or the Primary structure 20 is attached, in particular screwed.
- the damping module 34 can be attached to a lower part of the pump 31.
- the damping device 22, 24 is arranged integrated in the pump 31 or in the housing. Two such embodiments are shown in FIGS 14 and 15 shown.
- a ball bearing outer ring 36 which forms a static part of a bearing element for the rotor of the pump. This is indicated by its axis of rotation 38.
- the ball bearing outer ring 36 is rigidly connected to a bearing socket 40, which is supported by two axial oscillating rings 42 and a radial oscillating ring 44 with respect to a housing 46 of the pump or a component 45 rigidly connected to the housing 46 and is decoupled from the latter.
- the damping device 22, 24 is attached to the bearing holder 40.
- the bearing holder 40 is decoupled from the housing 46 via the oscillating rings 42 and 44.
- the mass of the housing 46 therefore does not count towards the mass of the primary structure 20 with regard to a desired mass ratio between the damping mass 24 and the primary structure 20.
- the embodiment of the Fig. 15 is characterized, inter alia, in that the damping device 22, 24 is fastened to an intermediate piece 47, which is decoupled both from the housing 46 and from the structure 36, 40 coupled to the rotor, which is realized here by radial oscillating rings 44.
- the housing 46 is not part of the mass of the primary structure.
- Fig. 15 by decoupling from the rotor or the structure 36, 40 coupled thereto, influencing the rotor dynamics is avoided.
- a respective damping device can be designed, for example, by decoupling from the housing 46 with a mass that is approximately 80% less than when it is attached, in particular on the outside, to the pump housing.
- the damping device 22, 24 also does not contribute to the sound emission when arranged in a vacuum or vacuum region.
- a damping device generally comprises a spring element with rigidity or spring constant and damping, as well as a damping mass attached to it.
- Different materials can be used for the spring element and damping mass.
- metals and / or plastics, in particular polymers, can be used.
- a metallic design of the spring element and damping mass is particularly advantageous with regard to the required installation space.
- the spring element 22 can be designed as a lever arm 48.
- a damping mass 24 is attached to this lever arm 48 at a first end, in the example shown by means of a screw 50.
- the spring element 22 or 48 is provided with a through hole for a screw 50 at its other end opposite the damping mass 24, so that Spring element 22, 48 or the damping device can be screwed to a primary structure.
- the lever arm 48 is designed to be oscillating or elastic in only a first direction, namely in the in FIG Fig. 17 horizontal direction.
- the lever arm 48 In the in Fig. 16 horizontally running, perpendicular to the first direction, the lever arm 48 is essentially rigid due to its significantly larger width compared to the first direction. Also in its longitudinal direction, which in the 16 and 17 is perpendicular, the lever arm 48 is substantially rigid.
- the damping device shown here damps a primary structure only in one spatial direction. For damping in several spatial directions, for example several such damping devices are used in different orientations.
- the Fig. 18 and 19th show a ball bearing with a ball bearing outer ring 36.
- a damping mass 24 is connected to the ball bearing outer ring 36 via a plurality of spring elements 22, in this embodiment via eight spring elements 22.
- the damping mass 24 is ring-shaped here and is arranged concentrically with the ball bearing outer ring 36.
- the spring elements 22 can basically have different shapes and numbers.
- a respective spring element 22 is formed by a flat material, in particular sheet metal, with four 90 ° bends. The spring elements 22 thus form a kind of oscillatable rectangle.
- the damping device 22, 24 of the Fig. 18 and 19th allows damping in two mutually perpendicular directions, namely in Fig. 18 the vertical and the horizontal direction of the image plane. How out Fig. 19 results, the spring elements 22 have a certain extent along the direction perpendicular to these two directions or perpendicular to the image plane of FIG Fig. 18 on. As a result, the damping mass 24 is essentially not capable of oscillating in this direction. This enables a particularly reliable and defined damping in the two possible damping directions.
- the Fig. 20 shows a spring element 22 for connecting a damping mass with a primary structure, in particular an annular damping mass, such as that shown in FIGS Fig. 18 and 19th is shown.
- the spring element 22 of the Fig. 20 is ring-shaped. It is essentially wave-shaped along its ring path. The wave-shaped design causes a spring action in essentially all radial spatial directions.
- Such a spring element 22 can also be referred to as a radial spring.
- the functional principle of the damping device 22, 24 is based in particular not on internal damping, but rather on the phase opposition of the vibrations of the primary structure and damping mass. This effect occurs in particular only in a narrow frequency band, which is tuned to the frequency of the primary structure to be suppressed.
- the damping device is in particular such that its first natural frequency matches the excitation frequency of the primary structure, in particular the operating speed. If the excitation frequency is significantly lower than the natural frequency of the damping device, there is little or no vibration reduction. On the other hand, if it is larger, the vibrations of the primary structure are amplified.
- the natural frequency of the damping device and / or the spring constant of the spring element can be adjustable.
- a damping device with a fixed natural frequency or spring constant is particularly advantageous, namely particularly simple. Tests with two damping devices on a lower part of a turbomolecular pump showed a reduction in the measured housing vibrations of 90%.
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Abstract
Description
- Die vorliegende Erfindung betrifft eine Vakuumpumpe, insbesondere Turbomolekularpumpe, umfassend eine Primärstruktur, welche im Betrieb der Pumpe vibriert.
- Ein möglichst geringes Niveau an Vibration und Schallemission ist ein immer wichtiger werdendes Sekundärmerkmal von Vakuumpumpen, insbesondere von Turbomolekularpumpen, insbesondere in analytischen Anwendungen, wie beispielsweise Elektronen- oder Rasterkraftmikroskopen. Hierbei ist neben einer etwaigen Resonanzdurchfahrt insbesondere der Dauerzustand nach Erreichen der Enddrehzahl ausschlaggebend.
- Die Schwingungsanregung eines Turbomolekularpumpen-Gehäuses erfolgt z.B. primär durch die Unwucht des Rotors. Die Wuchtgüte ist jedoch durch den notwendigen Transfer des Rotors aus der Wuchtmaschine in das Gehäuse nach Abschließen des Wuchtvorgangs limitiert. Es ist daher opportun, nach anderen Methoden zur Schwingungsminderung als eine weitere Verbesserung der Wuchtgüte zu suchen.
- Gängige Dämpfungsmethoden umfassen den Einsatz eines viskoelastischen Materials, wie z.B. von sogenannten Schwingringen von Lagerfassungen oder von Dämpfungskörpern zwischen Vakuumpumpe und Rezipient. Auch Dämpfungskörper, die die Trägheit einer großen Zusatzmasse einsetzen, sind eine bewährte Dämpfungsmethode. Beide Ansätze bieten Schwingungsminderung über einen großen Frequenzbereich, sind technisch einfach umzusetzen, beanspruchen allerdings ein größeres Volumen und sind hinsichtlich der erreichbaren Dämpfungsgüte beschränkt.
- Ein weiterer Ansatz sind aktive Systeme, die über zeitlich hochauflösende Sensorik den Schwingungszustand der Vakuumpumpe bestimmen, um über geeignete Aktorik eine gegenphasige Schwingung zu erzeugen und somit die Schwingung des Gehäuses zu verringern. Aktive Systeme bieten eine starke Verringerung der Vibration über ein breiteres Frequenzband, sind jedoch technisch sehr aufwendig und teuer.
- Es ist eine Aufgabe der Erfindung, eine Primärstruktur einer Vakuumpumpe mit einfachen Mitteln wirksam zu dämpfen.
- Diese Aufgabe wird durch eine Vakuumpumpe mit den in Anspruch 1 genannten Merkmalen gelöst, und insbesondere durch eine Dämpfungseinrichtung, welche eine Dämpfungsmasse aufweist, die mittels eines Federelements mit der Primärstruktur, bevorzugt frei schwingend, verbunden ist.
- Dies stellt eine technisch besonders einfache Lösung zur Dämpfung der Primärstruktur dar. Die Dämpfungseinrichtung lässt sich hinsichtlich ihrer Eigenfrequenz und ihres wirksam dämpfenden Frequenzbandes besonders einfach für die Vakuumpumpe auslegen, nämlich insbesondere durch einfache Wahl der Federkonstante des Federelements und der Masse der Dämpfungsmasse.
- In diesem Zusammenhang ist festzustellen, dass sich der Begriff Federelement nicht auf ein ideales Federelement ohne jegliche Dämpfung bezieht, sondern auf ein reales Bauteil, welches eine Elastizität aufweist, die ein, insbesondere freies, Schwingen der Dämpfungsmasse relativ zur Primärstruktur ermöglicht. Ein solches reales Bauteil weist eine gewisse Dämpfung auf.
- Das Federelement, die Dämpfungsmasse und die Primärstruktur können beispielsweise als separate Teile ausgebildet sein. Alternativ können wenigstens zwei dieser Elemente einteilig verbunden sein. Auch können grundsätzlich beispielsweise alle drei Teile einteilig verbunden sein.
- Insbesondere kann die Dämpfungseinrichtung passiv ausgebildet sein, d.h. die Dämpfungseinrichtung weist keine aktiv angetriebenen Schwingkörper auf.
- Insbesondere kann die Dämpfungseinrichtung derart ausgebildet sein, dass sie der Primärstruktur durch Resonanz Schwingungsenergie entzieht und/oder gegenphasig zu dieser schwingt.
- Bei einigen Ausführungsformen ist vorgesehen, dass eine Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung größer ist als eine Betriebsdrehzahl eines Rotors der Vakuumpumpe. Hierdurch wird eine besonders wirksame Dämpfung erreicht. Beispielsweise kann die Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung leicht größer sein als die Betriebsdrehzahl des Rotors. Das Verhältnis von Betriebsdrehzahl des Rotors zu Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung kann bevorzugt wenigstens 0,99, insbesondere wenigstens 0,995 betragen. Grundsätzlich kann die Eigenfrequenz in Abhängigkeit der Betriebsdrehzahl dimensioniert werden. Alternativ oder zusätzlich ist es möglich, die Betriebsdrehzahl in Abhängigkeit von der Eigenfrequenz einzustellen und/oder die Betriebsdrehzahl an die Eigenfrequenz anzupassen.
- Es kann mit Vorteil vorgesehen sein, dass das Massenverhältnis von der Dämpfungsmasse zur Primärstruktur zwischen 5% und 10% beträgt. Dieses Verhältnis bietet einen besonders vorteilhaften Kompromiss zwischen Dämpfungswirkung und notwendigem Bauraum.
- Die Pumpe kann gemäß einem weiteren Beispiel einen Sensor zur Erfassung der Vibration der Primärstruktur umfassen. Dabei kann eine Steuerungseinrichtung der Vakuumpumpe dazu ausgebildet sein, eine Betriebsdrehzahl eines Rotors der Pumpe in Abhängigkeit von einer erfassten Vibration einzustellen. Hierdurch kann auf besonders einfache Weise eine äußerst wirksame Dämpfung erreicht werden. Bei verschiedenen Arten von Vakuumpumpen, insbesondere bei Turbomolekularpumpen, hat zumindest eine geringe Veränderung der Betriebsdrehzahl einen geringen, insbesondere zu vernachlässigenden, Effekt auf die Pumpleistung. Dies steht einer erheblichen Verbesserung der Vibrationsdämpfung entgegen, d.h. durch eine z.B. geringfügige Reduzierung der Betriebsdrehzahl wird die Pumpleistung praktisch nicht reduziert, die Dämpfung aber signifikant verbessert. Zudem ist die nötige Veränderung der Betriebsdrehzahl bei sachgemäßer Wahl der Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung auch gering. Bei der Fertigung einer erfindungsgemäßen Dämpfungseinrichtung lässt sich die Eigenfrequenz grundsätzlich nicht mit beliebig hoher Genauigkeit dimensionieren. Gewisse Abweichungen nach der Fertigung von einer gewünschten Eigenfrequenz sind also möglich. Insbesondere zum Ausgleich derartiger Fertigungstoleranzen kann also eine geringe Anpassung der Betriebsdrehzahl vorgenommen werden, wobei insbesondere die Pumpleistung aber nur marginal beeinflusst wird.
- Grundsätzlich muss der Sensor die Vibration der Primärstruktur nicht unmittelbar messen, auch wenn dies in Bezug auf die Messgenauigkeit vorteilhaft ist. Vielmehr kann der Sensor die Vibration beispielsweise auch mittelbar erfassen, zum Beispiel indem der Sensor an einem Bauteil angebracht ist, welches mit der Primärstruktur zwar nicht starr verbunden ist, an welches die Vibration der Primärstruktur jedoch in irgendeiner Weise übertragen wird.
- Bei einer weiteren Ausführungsform ist vorgesehen, dass die Steuerungseinrichtung dazu ausgebildet ist, die Vibration während eines Beschleunigungsvorgangs des Rotors zu beobachten. Dabei kann z.B. ein bestimmter Anstieg der Vibration als das Erreichen und/oder Überschreiten der Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung gewertet werden. Hierdurch kann insbesondere auf die Eigenfrequenz geschlossen werden. Die Betriebsdrehzahl kann anschließend kleiner als die Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung eingestellt werden. Grundsätzlich unabhängig von einer konkreten Ermittlung der Eigenfrequenz kann die Betriebsdrehzahl auch auf ein ermitteltes Vibrationsminimum eingestellt werden.
- Bei einigen Ausführungsformen ist es vorgesehen, dass eine Federkonstante des Federelements fest definiert und/oder nicht einstellbar ist. Alternativ oder zusätzlich kann zum Beispiel die Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung fest definiert und/oder nicht einstellbar sein. Hierdurch kann die Dämpfungseinrichtung besonders einfach ausgeführt werden, wobei vorteilhaft ausgenutzt wird, dass viele Arten von Vakuumpumpen, insbesondere Turbomolekularpumpen, meist mit einer im Wesentlichen festen Betriebsdrehzahl betrieben werden bzw. dass die Betriebsdrehzahl während des Betriebes nicht wesentlich verändert wird. Somit können Federkonstante und Eigenfrequenz vorab dimensioniert werden, wobei die Dämpfungseinrichtung technisch besonders einfach aufgebaut ist. Grundsätzlich können Eigenfrequenz und/oder Federkonstante aber auch veränderbar sein.
- Die Primärstruktur kann z.B. ein Gehäuse der Vakuumpumpe oder ein separates, mit einem Gehäuse der Pumpe starr verbundenes Bauteil umfassen. Die Primärstruktur kann z.B. auch eine Vakuumkammer oder ein Zwischenflanschelement zwischen Vakuumkammer und Pumpengehäuse umfassen. Insoweit sich hier und im Folgenden auf eine "starre Verbindung" oder ein "starres Bauteil" bezogen wird, versteht es sich, dass diese nicht im mathematischen Sinn absolut starr sind. Als starr werden hier vielmehr insbesondere solche Elemente bezeichnet, die eine deutlich höhere Federkonstante als das Federelement der Dämpfungseinrichtung aufweisen.
- Bei einer Ausführungsform ist vorgesehen, dass die Dämpfungseinrichtung außen an der Primärstruktur, z.B. außen am Gehäuse, angebracht ist. Die Anbringung außen ermöglicht eine besonders einfache Montage und/oder Nachrüstung der Dämpfungseinrichtung. Die Dämpfungseinrichtung kann zum Beispiel mit der Primärstruktur verschraubt und/oder an diese angeschraubt sein.
- Bei einigen Ausführungsformen umfasst die Vakuumpumpe ein Dämpfungsmodul mit einem Basiselement, wobei das Basiselement starr mit einem Gehäuse der Vakuumpumpe verbunden ist. Die Dämpfungsmasse kann mittels des Federelements an dem Basiselement angebracht und/oder gehalten sein. Bei dem Basiselement kann es sich beispielsweise um ein Bauteil handeln, welches an dem Gehäuse der Pumpe angeschraubt, ist. Bei einem weiteren Beispiel ist das Basiselement scheibenförmig ausgebildet, insbesondere zur Anbringung an einem auslassseitigen Ende des Pumpengehäuses, an einem Pumpenunterteil und/oder senkrecht zum Pumpenrotor.
- Die Dämpfungseinrichtung kann z.B. innerhalb eines Gehäuses der Pumpe und/oder in der Pumpe integriert angeordnet sein. Dies ermöglicht einen kompakten Aufbau.
- Die Primärstruktur kann z.B. vom Gehäuse der Pumpe entkoppelt sein, beispielsweise durch wenigstens ein Federelement, wie etwa ein Elastomerelement. Z.B. können zur Entkopplung sogenannte Schwingringe eingesetzt werden. Das Gehäuse weist üblicherweise eine recht große Masse auf. Durch die Entkopplung kann die Dämpfungsmasse hinsichtlich eines vorteilhaften Massenverhältnisses zur Primärstruktur klein gewählt werden, da die Masse des Gehäuses nicht zur Masse der Primärstruktur zählt. Die Dämpfungseinrichtung lässt sich hierdurch besonders kompakt ausführen, wobei dennoch eine wirksame Dämpfung möglich ist.
- Die Dämpfungseinrichtung kann bei einem weiteren Ausführungsbeispiel an einem statischen Teil eines Lagerelements für einen Rotor der Pumpe oder einem Bauteil angebracht sein, welches mit einem statischen Teil eines Lagerelements für einen Rotor der Pumpe starr verbunden ist. Zum Beispiel kann es sich bei dem Lagerelement um ein Wälzlager, insbesondere Kugellager, handeln. Der statische Teil kann beispielsweise ein Außenring des Wälzlagers sein. Ein mit dem statischen Teil des Lagerelements verbundenes Bauteil kann beispielsweise eine Lagerfassung sein. Der Außenring und/oder die Lagerfassung können beispielsweise vom Gehäuse der Pumpe entkoppelt sein.
- Bei einer weiteren Ausführungsform ist vorgesehen, dass die Primärstruktur vom Rotor, insbesondere von Gehäuse und Rotor, entkoppelt ist. Insbesondere kann die Primärstruktur von einem statischen Lagerteil entkoppelt sein. Die Primärstruktur kann insbesondere ein Zwischenstück sein oder umfassen, welches zum Beispiel elastisch aufgehängt ist, zum Beispiel zwischen einem statischen Lagerteil oder einem hiermit starr verbundenen Bauteil einerseits und dem Gehäuse oder einem hiermit starr verbundenen Bauteil andererseits. Die Entkopplung vom Rotor und/oder eine Verwendung eines Zwischenstücks vermeidet eine Beeinflussung der Rotordynamik durch die Dämpfungseinrichtung.
- Die Dämpfungseinrichtung kann bevorzugt in einem Vakuum- oder Unterdruckbereich der Pumpe angeordnet sein. Hierdurch werden Schwingungen der Dämpfungseinrichtung nicht als Schall an die Umgebung übertragen.
- Das Federelement und/oder die Dämpfungsmasse können z.B. aus Metall hergestellt sein. Hierdurch können bei geringem Bauraum eine hohe Steifigkeit und eine hohe Eigenfrequenz erreicht werden. Zudem weist Metall eine relativ geringe Dämpfungskonstante auf. Dies ist für die erfindungsgemäße Dämpfungseinrichtung vorteilhaft, weil der Effekt der Schwingungsreduzierung maßgeblich durch ein zumindest teilweise gegenphasiges Schwingen der Dämpfungsmasse bewirkt wird. Damit dies vorteilhaft stattfinden kann, ist eine geringe Dämpfungskonstante im Federelement bzw. in der Dämpfungseinrichtung vorteilhaft. Grundsätzlich können Federelement und/oder Dämpfungsmasse aber auch aus anderen Materialien, wie etwa Kunststoff, insbesondere einem Polymer, hergestellt sein. Dies kann sich zum Beispiel auf Materialkosten positiv auswirken.
- Bei einer technisch besonders einfachen Weiterbildung ist das Federelement als Hebelarm und/oder als Biegearm ausgeführt. Der Arm kann sich z.B. radial, axial oder in Umfangsrichtung, jeweils in Bezug zum Rotor, erstrecken. Das Federelement kann allgemein z.B. unmittelbar an der Primärstruktur angebracht, insbesondere angeschraubt werden. Das Federelement kann allgemein z.B. ein Flachmaterial, wie z.B. Blech, umfassen.
- Es kann z.B. vorgesehen sein, dass das Federelement in einer Richtung federnd und in zwei hierzu und zueinander senkrechten Richtungen starr ausgebildet ist. Hierdurch lassen sich Schwingungen der Primärstruktur in der entsprechenden Richtung gezielt dämpfen. Alternativ kann das Federelement zum Beispiel auch in zwei zueinander senkrechten Richtungen federnd ausgebildet sein, insbesondere wobei das Federelement in der dritten Richtung starr ist. Grundsätzlich kann es auch vorgesehen sein, dass das Federelement in einer Raumrichtung nicht federnd, nicht starr, sondern im Wesentlichen frei beweglich oder zumindest mit äußerst niedriger Federkonstante ausgebildet sind.
- Grundsätzlich können ein oder mehrere Dämpfungseinrichtungen, jeweils mit mindestens einem Federelement und einer Dämpfungsmasse vorgesehen sein. Beispielsweise kann das Federelement in nur einer ersten Richtung federnd ausgebildet sein, wobei eine zweite Dämpfungseinrichtung vorgesehen ist, deren Federelement in einer anderen Richtung federnd ausgebildet ist, die insbesondere senkrecht zur ersten Richtung ist. Generell können zum Beispiel auch mehrere Dämpfungseinrichtungen für die gleiche Raumrichtung vorgesehen sein. Allgemein kann z.B. auch ein Dämpfungsmodul mit mehreren Dämpfungseinrichtungen vorgesehen sein. Beispielsweise kann das Dämpfungsmodul ein, insbesondere scheibenförmiges, Basiselement umfassen, an dem die Dämpfungseinrichtungen angebracht sind.
- Es kann z.B. auch vorgesehen sein, dass eine Dämpfungseinrichtung mit wenigstens einer Dämpfungsmasse und wenigstens einem Federelement vorgesehen ist, wobei die Dämpfungseinrichtung in zwei zueinander senkrechten Raumrichtungen dämpfend wirkt. Es kann dabei z.B. ein Federelement vorgesehen sein, das in den zwei Raumrichtungen federnd wirkt. Die Dämpfungseinrichtung kann auch wenigstens zwei Federelemente umfassen, die jeweils in verschiedenen Raumrichtungen federnd wirken. Dabei kann insbesondere vorgesehen sein, dass die Federelemente in der federnden Raumrichtung des jeweils anderen Federelements nicht federnd, nicht starr, sondern im Wesentlichen frei beweglich oder zumindest mit äußerst niedriger Federkonstante ausgebildet sind. So wird sichergestellt, dass das jeweilige Federelement in seiner federnden Raumrichtung zuverlässig federt, ohne von dem anderen Federelemente gestört zu werden. Nach diesem Prinzip können auch mehr als zwei Federelemente vorgesehen werden, insbesondere vier oder acht, wobei insbesondere die Hälfte der Federelemente in einer Raumrichtung federnd ausgebildet sind und die andere Hälfte der Federelemente in einer anderen Raumrichtung federnd ausgebildet sind.
- Die Dämpfungsmasse kann bevorzugt ringförmig ausgebildet sein und/oder die Primärstruktur umgeben. Eine derartige Dämpfungsmasse kann z.B. durch ein oder mehrere Federelemente mit der Primärstruktur verbunden sein.
- Ein Federelement kann grundsätzlich ringförmig ausgebildet sein und/oder die Primärstruktur umgeben. Das Federelement kann dabei bevorzugt zur Federung in wenigstens zwei senkrechten Raumrichtungen und/oder in mehreren, insbesondere im Wesentlichen allen, radialen Raumrichtungen ausgebildet sein. Generell betrifft die Erfindung auch ein Verfahren zum Betreiben einer Vakuumpumpe und/oder zur Dämpfung von Vibrationen einer Primärstruktur einer Vakuumpumpe, bei dem eine Dämpfungseinrichtung zur Dämpfung der Vibration der Primärstruktur bereitgestellt wird, wobei die Dämpfungseinrichtung eine Dämpfungsmasse aufweist, welche mittels eines Federelements mit der Primärstruktur, insbesondere frei schwingend, verbunden ist. Weiterbildungen des Verfahrens entsprechen den hierin beschriebenen Weiterbildungen der Vakuumpumpe. Ausdrücklich wird hervorgehoben, dass die Erfindung auch ein Verfahren zum Betreiben einer Vakuumpumpe betrifft, welches die in Anspruch 4 beschriebenen, von der Steuerungseinrichtung durchgeführten Maßnahmen umfasst, bevorzugt auch die Maßnahmen nach Anspruch 5.
- Nachfolgend wird die Erfindung beispielhaft anhand vorteilhafter Ausführungsformen unter Bezugnahme auf die beigefügten Figuren beschrieben. Es zeigen, jeweils schematisch:
- Fig. 1
- eine perspektivische Ansicht einer Turbomolekularpumpe,
- Fig. 2
- eine Ansicht der Unterseite der Turbomolekularpumpe von
Fig. 1 , - Fig. 3
- einen Querschnitt der Turbomolekularpumpe längs der in
Fig. 2 gezeigten Schnittlinie A-A, - Fig. 4
- eine Querschnittsansicht der Turbomolekularpumpe längs der in
Fig. 2 gezeigten Schnittlinie B-B, - Fig. 5
- eine Querschnittsansicht der Turbomolekularpumpe längs der in
Fig. 2 gezeigten Schnittlinie C-C, - Fig. 6
- eine erfindungsgemäße Dämpfungseinrichtung als mechanisches Schaltbild,
- Fig. 7 und 8
- Auftragungen einer Schwingungsminderung durch eine erfindungsgemäße Dämpfungseinrichtung in Abhängigkeit von unterschiedlichen Parametern,
- Fig. 9 bis 11
- verschiedene Anordnungen von Dämpfungseinrichtungen an einer Vakuumpumpe,
- Fig. 12 und 13
- eine Ausführungsform mit einem Dämpfungsmodul,
- Fig. 14 und 15
- Ausführungsformen von innen im Gehäuse angeordneten Dämpfungseinrichtungen,
- Fig. 16 und 17
- eine Ausführungsform einer Dämpfungseinrichtung in verschiedenen Ansichten,
- Fig. 18 und 19
- eine weitere Ausführungsform einer Dämpfungseinrichtung,
- Fig. 20
- eine Ausführungsform eines Federelements.
- Die in
Fig. 1 gezeigte Turbomolekularpumpe 111 umfasst einen von einem Einlassflansch 113 umgebenen Pumpeneinlass 115, an welchen in an sich bekannter Weise ein nicht dargestellter Rezipient angeschlossen werden kann. Das Gas aus dem Rezipienten kann über den Pumpeneinlass 115 aus dem Rezipienten gesaugt und durch die Pumpe hindurch zu einem Pumpenauslass 117 gefördert werden, an den eine Vorvakuumpumpe, wie etwa eine Drehschieberpumpe, angeschlossen sein kann. - Der Einlassflansch 113 bildet bei der Ausrichtung der Vakuumpumpe gemäß
Fig. 1 das obere Ende des Gehäuses 119 der Vakuumpumpe 111. Das Gehäuse 119 umfasst ein Unterteil 121, an welchem seitlich ein Elektronikgehäuse 123 angeordnet ist. In dem Elektronikgehäuse 123 sind elektrische und/oder elektronische Komponenten der Vakuumpumpe 111 untergebracht, z.B. zum Betreiben eines in der Vakuumpumpe angeordneten Elektromotors 125. Am Elektronikgehäuse 123 sind mehrere Anschlüsse 127 für Zubehör vorgesehen. Außerdem sind eine Datenschnittstelle 129, z.B. gemäß dem RS485-Standard, und ein Stromversorgungsanschluss 131 am Elektronikgehäuse 123 angeordnet. - Am Gehäuse 119 der Turbomolekularpumpe 111 ist ein Fluteinlass 133, insbesondere in Form eines Flutventils, vorgesehen, über den die Vakuumpumpe 111 geflutet werden kann. Im Bereich des Unterteils 121 ist ferner noch ein Sperrgasanschluss 135, der auch als Spülgasanschluss bezeichnet wird, angeordnet, über welchen Spülgas zum Schutz des Elektromotors 125 (siehe z.B.
Fig. 3 ) vor dem von der Pumpe geförderten Gas in den Motorraum 137, in welchem der Elektromotor 125 in der Vakuumpumpe 111 untergebracht ist, gebracht werden kann. Im Unterteil 121 sind ferner noch zwei Kühlmittelanschlüsse 139 angeordnet, wobei einer der Kühlmittelanschlüsse als Einlass und der andere Kühlmittelanschluss als Auslass für Kühlmittel vorgesehen ist, das zu Kühlzwecken in die Vakuumpumpe geleitet werden kann. - Die untere Seite 141 der Vakuumpumpe kann als Standfläche dienen, sodass die Vakuumpumpe 111 auf der Unterseite 141 stehend betrieben werden kann. Die Vakuumpumpe 111 kann aber auch über den Einlassflansch 113 an einem Rezipienten befestigt werden und somit gewissermaßen hängend betrieben werden. Außerdem kann die Vakuumpumpe 111 so gestaltet sein, dass sie auch in Betrieb genommen werden kann, wenn sie auf andere Weise ausgerichtet ist als in
Fig. 1 gezeigt ist. Es lassen sich auch Ausführungsformen der Vakuumpumpe realisieren, bei der die Unterseite 141 nicht nach unten, sondern zur Seite gewandt oder nach oben gerichtet angeordnet werden kann. - An der Unterseite 141, die in
Fig. 2 dargestellt ist, sind noch diverse Schrauben 143 angeordnet, mittels denen hier nicht weiter spezifizierte Bauteile der Vakuumpumpe aneinander befestigt sind. Beispielsweise ist ein Lagerdeckel 145 an der Unterseite 141 befestigt. - An der Unterseite 141 sind außerdem Befestigungsbohrungen 147 angeordnet, über welche die Pumpe 111 beispielsweise an einer Auflagefläche befestigt werden kann.
- In den
Figuren 2 bis 5 ist eine Kühlmittelleitung 148 dargestellt, in welcher das über die Kühlmittelanschlüsse 139 ein- und ausgeleitete Kühlmittel zirkulieren kann. - Wie die Schnittdarstellungen der
Figuren 3 bis 5 zeigen, umfasst die Vakuumpumpe mehrere Prozessgaspumpstufen zur Förderung des an dem Pumpeneinlass 115 anstehenden Prozessgases zu dem Pumpenauslass 117. - In dem Gehäuse 119 ist ein Rotor 149 angeordnet, der eine um eine Rotationsachse 151 drehbare Rotorwelle 153 aufweist.
- Die Turbomolekularpumpe 111 umfasst mehrere pumpwirksam miteinander in Serie geschaltete turbomolekulare Pumpstufen mit mehreren an der Rotorwelle 153 befestigten radialen Rotorscheiben 155 und zwischen den Rotorscheiben 155 angeordneten und in dem Gehäuse 119 festgelegten Statorscheiben 157. Dabei bilden eine Rotorscheibe 155 und eine benachbarte Statorscheibe 157 jeweils eine turbomolekulare Pumpstufe. Die Statorscheiben 157 sind durch Abstandsringe 159 in einem gewünschten axialen Abstand zueinander gehalten.
- Die Vakuumpumpe umfasst außerdem in radialer Richtung ineinander angeordnete und pumpwirksam miteinander in Serie geschaltete Holweck-Pumpstufen. Der Rotor der Holweck-Pumpstufen umfasst eine an der Rotorwelle 153 angeordnete Rotornabe 161 und zwei an der Rotornabe 161 befestigte und von dieser getragene zylindermantelförmige Holweck-Rotorhülsen 163, 165, die koaxial zur Rotationsachse 151 orientiert und in radialer Richtung ineinander geschachtelt sind. Ferner sind zwei zylindermantelförmige Holweck-Statorhülsen 167, 169 vorgesehen, die ebenfalls koaxial zu der Rotationsachse 151 orientiert und in radialer Richtung gesehen ineinander geschachtelt sind.
- Die pumpaktiven Oberflächen der Holweck-Pumpstufen sind durch die Mantelflächen, also durch die radialen Innen- und/oder Außenflächen, der Holweck-Rotorhülsen 163, 165 und der Holweck-Statorhülsen 167, 169 gebildet. Die radiale Innenfläche der äußeren Holweck-Statorhülse 167 liegt der radialen Außenfläche der äußeren Holweck-Rotorhülse 163 unter Ausbildung eines radialen Holweck-Spalts 171 gegenüber und bildet mit dieser die der Turbomolekularpumpen nachfolgende erste Holweck-Pumpstufe. Die radiale Innenfläche der äußeren Holweck-Rotorhülse 163 steht der radialen Außenfläche der inneren Holweck-Statorhülse 169 unter Ausbildung eines radialen Holweck-Spalts 173 gegenüber und bildet mit dieser eine zweite Holweck-Pumpstufe. Die radiale Innenfläche der inneren Holweck-Statorhülse 169 liegt der radialen Außenfläche der inneren Holweck-Rotorhülse 165 unter Ausbildung eines radialen Holweck-Spalts 175 gegenüber und bildet mit dieser die dritte Holweck-Pumpstufe.
- Am unteren Ende der Holweck-Rotorhülse 163 kann ein radial verlaufender Kanal vorgesehen sein, über den der radial außenliegende Holweck-Spalt 171 mit dem mittleren Holweck-Spalt 173 verbunden ist. Außerdem kann am oberen Ende der inneren Holweck-Statorhülse 169 ein radial verlaufender Kanal vorgesehen sein, über den der mittlere Holweck-Spalt 173 mit dem radial innenliegenden Holweck-Spalt 175 verbunden ist. Dadurch werden die ineinander geschachtelten Holweck-Pumpstufen in Serie miteinander geschaltet. Am unteren Ende der radial innenliegenden Holweck-Rotorhülse 165 kann ferner ein Verbindungskanal 179 zum Auslass 117 vorgesehen sein.
- Die vorstehend genannten pumpaktiven Oberflächen der Holweck-Statorhülsen 163, 165 weisen jeweils mehrere spiralförmig um die Rotationsachse 151 herum in axialer Richtung verlaufende Holweck-Nuten auf, während die gegenüberliegenden Mantelflächen der Holweck-Rotorhülsen 163, 165 glatt ausgebildet sind und das Gas zum Betrieb der Vakuumpumpe 111 in den Holweck-Nuten vorantreiben.
- Zur drehbaren Lagerung der Rotorwelle 153 sind ein Wälzlager 181 im Bereich des Pumpenauslasses 117 und ein Permanentmagnetlager 183 im Bereich des Pumpeneinlasses 115 vorgesehen.
- Im Bereich des Wälzlagers 181 ist an der Rotorwelle 153 eine konische Spritzmutter 185 mit einem zu dem Wälzlager 181 hin zunehmenden Außendurchmesser vorgesehen. Die Spritzmutter 185 steht mit mindestens einem Abstreifer eines Betriebsmittelspeichers in gleitendem Kontakt. Der Betriebsmittelspeicher umfasst mehrere aufeinander gestapelte saugfähige Scheiben 187, die mit einem Betriebsmittel für das Wälzlager 181, z.B. mit einem Schmiermittel, getränkt sind.
- Im Betrieb der Vakuumpumpe 111 wird das Betriebsmittel durch kapillare Wirkung von dem Betriebsmittelspeicher über den Abstreifer auf die rotierende Spritzmutter 185 übertragen und in Folge der Zentrifugalkraft entlang der Spritzmutter 185 in Richtung des größer werdenden Außendurchmessers der Spritzmutter 185 zu dem Wälzlager 181 hin gefördert, wo es z.B. eine schmierende Funktion erfüllt. Das Wälzlager 181 und der Betriebsmittelspeicher sind durch einen wannenförmigen Einsatz 189 und den Lagerdeckel 145 in der Vakuumpumpe eingefasst.
- Das Permanentmagnetlager 183 umfasst eine rotorseitige Lagerhälfte 191 und eine statorseitige Lagerhälfte 193, welche jeweils einen Ringstapel aus mehreren in axialer Richtung aufeinander gestapelten permanentmagnetischen Ringen 195, 197 umfassen. Die Ringmagnete 195, 197 liegen einander unter Ausbildung eines radialen Lagerspalts 199 gegenüber, wobei die rotorseitigen Ringmagnete 195 radial außen und die statorseitigen Ringmagnete 197 radial innen angeordnet sind. Das in dem Lagerspalt 199 vorhandene magnetische Feld ruft magnetische Abstoßungskräfte zwischen den Ringmagneten 195, 197 hervor, welche eine radiale Lagerung der Rotorwelle 153 bewirken. Die rotorseitigen Ringmagnete 195 sind von einem Trägerabschnitt 201 der Rotorwelle 153 getragen, welcher die Ringmagnete 195 radial außenseitig umgibt. Die statorseitigen Ringmagnete 197 sind von einem statorseitigen Trägerabschnitt 203 getragen, welcher sich durch die Ringmagnete 197 hindurch erstreckt und an radialen Streben 205 des Gehäuses 119 aufgehängt ist. Parallel zu der Rotationsachse 151 sind die rotorseitigen Ringmagnete 195 durch ein mit dem Trägerabschnitt 203 gekoppeltes Deckelelement 207 festgelegt. Die statorseitigen Ringmagnete 197 sind parallel zu der Rotationsachse 151 in der einen Richtung durch einen mit dem Trägerabschnitt 203 verbundenen Befestigungsring 209 sowie einen mit dem Trägerabschnitt 203 verbundenen Befestigungsring 211 festgelegt. Zwischen dem Befestigungsring 211 und den Ringmagneten 197 kann außerdem eine Tellerfeder 213 vorgesehen sein.
- Innerhalb des Magnetlagers ist ein Not- bzw. Fanglager 215 vorgesehen, welches im normalen Betrieb der Vakuumpumpe 111 ohne Berührung leer läuft und erst bei einer übermäßigen radialen Auslenkung des Rotors 149 relativ zu dem Stator in Eingriff gelangt, um einen radialen Anschlag für den Rotor 149 zu bilden, da eine Kollision der rotorseitigen Strukturen mit den statorseitigen Strukturen verhindert wird. Das Fanglager 215 ist als ungeschmiertes Wälzlager ausgebildet und bildet mit dem Rotor 149 und/oder dem Stator einen radialen Spalt, welcher bewirkt, dass das Fanglager 215 im normalen Pumpbetrieb außer Eingriff ist. Die radiale Auslenkung, bei der das Fanglager 215 in Eingriff gelangt, ist groß genug bemessen, sodass das Fanglager 215 im normalen Betrieb der Vakuumpumpe nicht in Eingriff gelangt, und gleichzeitig klein genug, sodass eine Kollision der rotorseitigen Strukturen mit den statorseitigen Strukturen unter allen Umständen verhindert wird.
- Die Vakuumpumpe 111 umfasst den Elektromotor 125 zum drehenden Antreiben des Rotors 149. Der Anker des Elektromotors 125 ist durch den Rotor 149 gebildet, dessen Rotorwelle 153 sich durch den Motorstator 217 hindurch erstreckt. Auf den sich durch den Motorstator 217 hindurch erstreckenden Abschnitt der Rotorwelle 153 kann radial außenseitig oder eingebettet eine Permanentmagnetanordnung angeordnet sein. Zwischen dem Motorstator 217 und dem sich durch den Motorstator 217 hindurch erstreckenden Abschnitt des Rotors 149 ist ein Zwischenraum 219 angeordnet, welcher einen radialen Motorspalt umfasst, über den sich der Motorstator 217 und die Permanentmagnetanordnung zur Übertragung des Antriebsmoments magnetisch beeinflussen können.
- Der Motorstator 217 ist in dem Gehäuse innerhalb des für den Elektromotor 125 vorgesehenen Motorraums 137 festgelegt. Über den Sperrgasanschluss 135 kann ein Sperrgas, das auch als Spülgas bezeichnet wird, und bei dem es sich beispielsweise um Luft oder um Stickstoff handeln kann, in den Motorraum 137 gelangen. Über das Sperrgas kann der Elektromotor 125 vor Prozessgas, z.B. vor korrosiv wirkenden Anteilen des Prozessgases, geschützt werden. Der Motorraum 137 kann auch über den Pumpenauslass 117 evakuiert werden, d.h. im Motorraum 137 herrscht zumindest annäherungsweise der von der am Pumpenauslass 117 angeschlossenen Vorvakuumpumpe bewirkte Vakuumdruck.
- Zwischen der Rotornabe 161 und einer den Motorraum 137 begrenzenden Wandung 221 kann außerdem eine sog. und an sich bekannte Labyrinthdichtung 223 vorgesehen sein, insbesondere um eine bessere Abdichtung des Motorraums 217 gegenüber den radial außerhalb liegenden Holweck-Pumpstufen zu erreichen.
- Die nachstehend beschriebenen Vakuumpumpen können vorteilhaft durch die beschriebenen Einzelmerkmale der Pumpe der
Fig. 1 bis 5 weitergebildet werden. -
Fig. 6 zeigt ein mechanisches Schaltbild eines Systems mit einer Primärstruktur 20 und einer Dämpfungseinrichtung umfassend ein Federelement 22 und eine Dämpfungsmasse 24. Die Primärstruktur 20 wird als starr angenommen, das heißt, dass keine Eigenfrequenz unter oder nahe der Betriebsdrehzahl des Rotors und damit unter oder nahe einer Schwingungsfrequenz ω der Primärstruktur 20 im Betrieb liegt. - Das Federelement 22 ist durch ein Federsymbol und ein Dämpfungssymbol angedeutet, um zu verdeutlichen, dass das reale Federelement 22 auch eine Dämpfung aufweist. Insbesondere ist kein zusätzliches Dämpfungselement vorgesehen.
- Die Dämpfungseinrichtung entzieht der Primärstruktur 20 durch Resonanz Schwingungsenergie. Z.B. entsprechend einem aktiven Schwingungsdämpfungssystem schwingt die erfindungsgemäße Dämpfungseinrichtung insbesondere gegenphasig zur Primärstruktur 20. Im Unterschied zum aktiven System geschieht dies jedoch nicht durch eine aktive Ansteuerung, sondern passiv durch Resonanz.
- Auf Grund der passiven Natur der Dämpfungseinrichtung tritt die Schwingungsminderung nur in einem schmalen Frequenzband auf. Sind der Mittelpunkt des Frequenzbands und/oder die Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung auf die Schwingungsfrequenz der Primärstruktur 20 abgestimmt, hier die Rotordrehzahl der Vakuumpumpe, wird die Schwingung wirksam gedämpft. Eine derartige Dämpfungseinrichtung kommt im Allgemeinen mit besonders wenig Bauraum aus, zeichnet sich aber durch eine besonders starke Reduzierung der Vibration der Primärstruktur aus.
-
Fig. 7 zeigt eine Auftragung von erzielten Schwingungsminderungen D für beispielhafte Dämpfungseinrichtungen. Auf der Abszisse ist ein Verhältnis der Schwingungsfrequenz ω der Primärstruktur zur Eigenfrequenz ωD der Dämpfungseinrichtung aufgetragen. Die Ordinate zeigt die Schwingungsminderung D in dB. Die Auftragung umfasst drei Frequenzgänge 26, 28, 30 mit unterschiedlichem Dämpfungskoeffizient c bzw. für unterschiedlich gedämpfte Dämpfungseinrichtungen. - Die Frequenzgänge haben qualitativ die gleiche Form. Eine schwache Minderung der Schwingungsamplitude der Primärstruktur tritt bereits relativ weit vor Erreichen der Eigenfrequenz ωD der Dämpfungseinrichtung auf. Die maximale Schwingungsminderung D tritt kurz vor Erreichen der Eigenfrequenz auf. Liegt die Schwingungsfrequenz ω der Primärstruktur über der Eigenfrequenz ωD, kommt es zu einer Verstärkung der Schwingung bzw. der Vibration.
- Je höher der Dämpfungskoeffizient c ist, desto geringer ist die Schwingungsminderung und desto größer ist eine Halbwertsbreite des Dämpfungsmaximums. Für eine optimale Performance der Dämpfungseinrichtung kann daher bevorzugt der Dämpfungskoeffizient der Dämpfungseinrichtung möglichst gering sein, wobei allerdings insbesondere eine präzise Anpassung der Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung an die Betriebsdrehzahl vorzunehmen ist.
- Ein weiterer wichtiger Parameter der Dämpfungseinrichtung ist das Verhältnis der Masse mD der Dämpfungsmasse zur Masse mP der Primärstruktur. Der Zusammenhang ist für ein beispielhaftes System in
Fig. 8 aufgetragen. - Ein hohes Massenverhältnis ermöglicht eine höhere Schwingungsminderung. Im Gegensatz zum Dämpfungskoeffizienten hat es allerdings keinen Einfluss auf die Bandbreite. Bevorzugt wird ein Massenverhältnis von 5% bis 10% verwendet.
- Durch die Toleranz der Maße, Schwankungen in den Materialeigenschaften oder Umwelteinflüsse kann sich die Eigenfrequenz ωD der Dämpfungseinrichtung um einige Hz von der angestrebten Eigenfrequenz unterscheiden. Da, wie
Fig. 7 zeigt, die Halbwertsbreite des Dämpfungsmaximums nur wenige Hz beträgt, kann sich bei einer ungünstigen Paarung der zuvor genannten Parameter die Eigenfrequenz ωD der Dämpfungseinrichtung so weit von der Betriebsdrehzahl der Pumpe verschieben, dass nur eine geringe Schwingungsminderung D auftritt oder es sogar zu einer Verstärkung der Schwingungen bei ω/ωD > 1 kommt. - Bei Vorhandensein eines Beschleunigungssensors in der Pumpe kann die Antriebselektronik beispielsweise die optimale Betriebsdrehzahl selbstständig ermitteln und anpassen. Hierzu kann z.B. ab einer bestimmten Drehzahl nahe der regulären Enddrehzahl, beispielsweise 990 Hz für eine Turbomolekularpumpe mit 1000 Hz Enddrehzahl, eine Messung der Vibrationen der Pumpe durchgeführt werden oder die Vibration beobachtet werden. Die Messung wird bei langsamer Erhöhung der Drehzahl fortgesetzt, bis ein starker Anstieg der Vibrationen bei oder nahe ω/ωD = 1 detektiert wird. Die Drehzahl der Pumpe kann dann auf das zuvor ermittelte Minimum der Schwingungen angepasst werden. Die resultierende geringe Unter- oder Überdrehzahl von wenigen Hz ist insbesondere unproblematisch hinsichtlich der vakuumtechnischen Kennzahlen oder der Materialermüdung.
- Die
Fig. 9 bis 11 zeigen verschiedene Ausführungsformen von Vakuumpumpen 31, die hier jeweils beispielhaft als Turbomolekularpumpen ausgebildet sind und bei denen die Dämpfungseinrichtungen 22, 24 jeweils außen an der Primärstruktur 20 bzw. außen am Gehäuse angeordnet sind. InFig. 9 sind die Dämpfungseinrichtungen 22, 24 an einem Unterteil eines Pumpengehäuses angeordnet. Dabei können die Dämpfungseinrichtung einen 22, 24 zum Beispiel in konstruktiv ohnehin vorhandene Gewinde eingeschraubt sein.Fig. 10 zeigt die Anbringung radial am Gehäuse. InFig. 11 ist ein Zwischenelement oder Zwischenflansch vorgesehen, welches als Primärstruktur 20 gekennzeichnet ist und zwischen der Vakuumpumpe 31 und einer nicht dargestellten Vakuumkammer angeordnet ist. Die Dämpfungseinrichtungen 20, 24 sind an dem Zwischenelement angebracht. - Die Anbringung der Dämpfungseinrichtung an der Außenseite des Gehäuses ist mit einem besonders geringen konstruktiven Aufwand verbunden, da die Pumpe selbst nicht modifiziert werden muss. Zur Montage können z.B. Bohrungen an der Unterseite des Gehäuses oder Bohrungen mit radialer Ausrichtung eingesetzt werden. Die Bohrungen können z.B. ohnehin vorgesehen sein, z.B. zu einem anderen Zweck, oder für die Dämpfungseinrichtungen eingebracht werden, und zwar entweder bei Herstellung der Pumpe oder auch nachträglich. Auch der Einsatz eines Zwischenelements, wie etwa eines kurzen Rohrstücks und/oder Zwischenflansches zwischen Pumpe und Rezipient bzw. Kammer mit Dämpfungseinrichtung kann eine einfache Nachrüstung einer Vakuumanlage ermöglichen.
- Eine weitere Ausführungsform stellt die in den
Fig. 12 und 13 illustrierte Verwendung eines, insbesondere scheibenförmigen, Basiselements 32 dar, insbesondere eines solchen mit mehreren integrierten Dämpfungseinrichtungen 22, 24. Das Basiselement 32 bildet zusammen mit den Dämpfungseinrichtungen 22, 24 ein Dämpfungsmodul 34, welches in dieser Ausführungsform an einem axialen Ende des Pumpengehäuses bzw. der Primärstruktur 20 angebracht, insbesondere verschraubt, ist. Insbesondere kann das Dämpfungsmodul 34 an einem Unterteil der Pumpe 31 angebracht sein. - Bei einigen Ausführungsformen ist die Dämpfungseinrichtung 22, 24 in der Pumpe 31 bzw. im Gehäuse integriert angeordnet. Zwei solcher Ausführungsformen sind in den
Fig. 14 und 15 gezeigt. - Darin ist jeweils ein Kugellageraußenring 36 dargestellt, der einen statischen Teil eines Lagerelements für den Rotor der Pumpe bildet. Dieser ist durch seine Rotationsachse 38 angedeutet. Der Kugellageraußenring 36 ist starr mit einer Lagerfassung 40 verbunden, welche durch zwei axiale Schwingringe 42 und einen radialen Schwingring 44 gegenüber einem Gehäuse 46 der Pumpe bzw. einem mit dem Gehäuse 46 starr verbundenen Bauteil 45 abgestützt und von diesen entkoppelt ist.
- Bei der Ausführungsform der
Fig. 14 ist die Dämpfungseinrichtung 22, 24 an der Lagerfassung 40 befestigt. Die Lagerfassung 40 ist über die Schwingringe 42 und 44 von dem Gehäuse 46 entkoppelt. Die Masse des Gehäuses 46 zählt somit nicht zur Masse der Primärstruktur 20 im Hinblick auf ein anzustrebendes Massenverhältnis zwischen Dämpfungsmasse 24 und Primärstruktur 20. - Die Ausführungsform der
Fig. 15 zeichnet sich unter anderem dadurch aus, dass die Dämpfungseinrichtung 22, 24 an einem Zwischenstück 47 befestigt ist, welches sowohl vom Gehäuse 46 als auch von der mit dem Rotor gekoppelten Struktur 36, 40 entkoppelt ist, was hier durch radiale Schwingringe 44 realisiert ist. Auch hier ist das Gehäuse 46 nicht Teil der Masse der Primärstruktur. Außerdem wird in der Ausführungsform derFig. 15 durch die Entkopplung vom Rotor bzw. der damit gekoppelten Struktur 36, 40 eine Beeinflussung der Rotordynamik vermieden. - Eine jeweilige Dämpfungseinrichtung kann durch Entkopplung vom Gehäuse 46 beispielsweise mit einer etwa 80 % geringeren Masse ausgelegt werden, als bei einer Anbringung, insbesondere außen, am Pumpengehäuse. Die Dämpfungseinrichtung 22, 24 trägt außerdem bei einer Anordnung in einem Vakuum- oder Unterdruckbereich nicht zur Schallemission bei.
- Eine Dämpfungseinrichtung umfasst generell ein Federelement mit Steifigkeit bzw. Federkonstante und Dämpfung sowie eine daran angebrachten Dämpfungsmasse. Für Federelement und Dämpfungsmasse können verschiedene Materialien verwendet werden. So können zum Beispiel Metalle und/oder Kunststoffe, insbesondere Polymere, verwendet werden. Insbesondere bei Turbomolekularpumpen, deren Betriebsdrehzahlen meist im Bereich von 500 bis 1500 Hz liegen, also eine recht hohe Frequenz aufweisen, ist eine metallische Ausführung von Federelement und Dämpfungsmasse insbesondere im Hinblick auf den nötigen Bauraum vorteilhaft.
- Grundsätzlich vorteilhaft ist es, wenn weitere Eigenfrequenzen der Dämpfungseinrichtung, soweit vorhanden, nicht nahe derjenigen Eigenfrequenz liegen, mit welcher die Dämpfungseinrichtung an die Pumpendrehzahl angepasst ist. Insbesondere zu diesem Zweck kann, wie bei dem in den
Fig. 16 und 17 veranschaulichten Beispiel, das Federelement 22 als Hebelarm 48 ausgeführt sein. An diesem Hebelarm 48 ist an einem ersten Ende eine Dämpfungsmasse 24 angebracht, in dem gezeigten Beispiel mittels einer Schraube 50. Das Federelement 22 bzw. 48 ist mit seinem anderen, der Dämpfungsmasse 24 gegenüberliegenden Ende mit einer Durchgangsbohrung für eine Schraube 50 versehen, sodass das Federelement 22, 48 bzw. die Dämpfungseinrichtung an einer Primärstruktur angeschraubt werden kann. - Der Hebelarm 48 ist in nur einer ersten Richtung schwingend bzw. elastisch ausgebildet, nämlich in der in
Fig. 17 horizontal verlaufenden Richtung. In der inFig. 16 horizontal verlaufenden, zur ersten Richtung senkrechten, zweiten Richtung ist der Hebelarm 48 durch seine deutlich größere Breite im Vergleich zur ersten Richtung im Wesentlichen starr. Auch in seiner Längsrichtung, welche in denFig. 16 und 17 senkrecht verläuft, ist der Hebelarm 48 im Wesentlichen starr. Die hier gezeigte Dämpfungseinrichtung dämpft eine Primärstruktur also nur in einer Raumrichtung. Zur Dämpfung in mehreren Raumrichtungen können beispielsweise mehrere derartige Dämpfungseinrichtungen in unterschiedlichen Orientierungen eingesetzt werden. - Die
Fig. 18 und19 zeigen ein Kugellager mit einem Kugellageraußenring 36. Mit dem Kugellageraußenring 36 ist eine Dämpfungsmasse 24 über mehrere Federelemente 22, in dieser Ausführungsform über acht Federelemente 22, verbunden. Die Dämpfungsmasse 24 ist hier ringförmig ausgebildet und ist konzentrisch zum Kugellageraußenring 36 angeordnet. Die Federelemente 22 können grundsätzlich verschiedene Formen und Anzahlen aufweisen. Hier ist ein jeweiliges Federelement 22 durch ein Flachmaterial, insbesondere Blech, mit vier 90°-Knicken gebildet. So bilden die Federelemente 22 eine Art schwingfähiges Rechteck. - Die Dämpfungseinrichtung 22, 24 der
Fig. 18 und19 erlaubt eine Dämpfung in zwei zueinander senkrechten Richtungen, nämlich inFig. 18 die senkrechte und die waagerechte Richtung der Bildebene. Wie sich ausFig. 19 ergibt, weisen die Federelemente 22 eine gewisse Erstreckung entlang der zu diesen beiden Richtungen senkrechten Richtung bzw. senkrecht zur Bildebene derFig. 18 auf. Hierdurch ist die Dämpfungsmasse 24 im Wesentlichen nicht schwingfähig in dieser Richtung. Hierdurch wird eine besonders zuverlässige und definierte Dämpfung in den zwei möglichen Dämpfungsrichtungen ermöglicht. - Die
Fig. 20 zeigt ein Federelement 22 zur Verbindung einer Dämpfungsmasse mit einer Primärstruktur, insbesondere einer ringförmigen Dämpfungsmasse, wie sie zum Beispiel in denFig. 18 und19 gezeigt ist. Das Federelement 22 derFig. 20 ist ringförmig ausgebildet. Entlang seiner Ringbahn ist es im Wesentlichen wellenförmig ausgebildet. Durch die wellenförmige Ausbildung wird eine Federwirkung in im Wesentlichen allen radialen Raumrichtungen bewirkt. Ein derartiges Federelement 22 kann auch als Radialfeder bezeichnet werden. - Zusammenfassend beruht das Funktionsprinzip der Dämpfungseinrichtung 22, 24 also insbesondere nicht auf innerer Dämpfung, sondern auf der Gegenphasigkeit der Schwingungen von Primärstruktur und Dämpfungsmasse. Dieser Effekt tritt insbesondere nur in einem schmalen Frequenzband auf, das auf die zu unterdrückende Frequenz der Primärstruktur abgestimmt wird. Hierzu ist die Dämpfungseinrichtung insbesondere so beschaffen, dass ihre erste Eigenfrequenz mit der Anregungsfrequenz der Primärstruktur, insbesondere der Betriebsdrehzahl, übereinstimmt. Ist die Anregungsfrequenz deutlich geringer als die Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung, tritt nur eine geringe oder keine Schwingungsminderung auf. Ist sie hingegen größer, kommt es zu einer Verstärkung der Schwingungen der Primärstruktur. Für Primärstrukturen mit variablen Anregungsfrequenzen, wie beispielsweise solchen mit Motoren, können die Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung und/oder die Federkonstante des Federelements einstellbar sein. Bei einer Turbomolekularpumpe, die im Allgemeinen eine im Wesentlichen feste Betriebsdrehzahl aufweist, ist eine Dämpfungseinrichtung mit fester Eigenfrequenz bzw. Federkonstante besonders vorteilhaft, nämlich besonders einfach. Versuche mit zwei Dämpfungseinrichtungen an einem Unterteil einer Turbomolekularpumpe zeigten eine Verringerung der gemessenen Gehäuseschwingungen von 90%.
-
- 111
- Turbomolekularpumpe
- 113
- Einlassflansch
- 115
- Pumpeneinlass
- 117
- Pumpenauslass
- 119
- Gehäuse
- 121
- Unterteil
- 123
- Elektronikgehäuse
- 125
- Elektromotor
- 127
- Zubehöranschluss
- 129
- Datenschnittstelle
- 131
- Stromversorgungsanschluss
- 133
- Fluteinlass
- 135
- Sperrgasanschluss
- 137
- Motorraum
- 139
- Kühlmittelanschluss
- 141
- Unterseite
- 143
- Schraube
- 145
- Lagerdeckel
- 147
- Befestigungsbohrung
- 148
- Kühlmittelleitung
- 149
- Rotor
- 151
- Rotationsachse
- 153
- Rotorwelle
- 155
- Rotorscheibe
- 157
- Statorscheibe
- 159
- Abstandsring
- 161
- Rotornabe
- 163
- Holweck-Rotorhülse
- 165
- Holweck-Rotorhülse
- 167
- Holweck-Statorhülse
- 169
- Holweck-Statorhülse
- 171
- Holweck-Spalt
- 173
- Holweck-Spalt
- 175
- Holweck-Spalt
- 179
- Verbindungskanal
- 181
- Wälzlager
- 183
- Permanentmagnetlager
- 185
- Spritzmutter
- 187
- Scheibe
- 189
- Einsatz
- 191
- rotorseitige Lagerhälfte
- 193
- statorseitige Lagerhälfte
- 195
- Ringmagnet
- 197
- Ringmagnet
- 199
- Lagerspalt
- 201
- Trägerabschnitt
- 203
- Trägerabschnitt
- 205
- radiale Strebe
- 207
- Deckelelement
- 209
- Stützring
- 211
- Befestigungsring
- 213
- Tellerfeder
- 215
- Not- bzw. Fanglager
- 217
- Motorstator
- 219
- Zwischenraum
- 221
- Wandung
- 223
- Labyrinthdichtung
- 20
- Primärstruktur
- 22
- Federelement
- 24
- Dämpfungsmasse
- 26
- Frequenzgang
- 28
- Frequenzgang
- 30
- Frequenzgang
- 31
- Vakuumpumpe
- 32
- Basiselement
- 34
- Dämpfungsmodul
- 36
- Kugellageraußenring
- 38
- Rotationsachse
- 40
- Lagerfassung
- 42
- axialer Schwingring
- 44
- radialer Schwingring
- 45
- Bauteil
- 46
- Gehäuse
- 47
- Zwischenstück
- 48
- Hebelarm
- 50
- Schraube
Claims (15)
- Vakuumpumpe (31), insbesondere Turbomolekularpumpe, umfassend:eine Primärstruktur (20), welche im Betrieb der Pumpe vibriert, undeine Dämpfungseinrichtung (22, 24) zur Dämpfung der Vibration der Primärstruktur (20),wobei die Dämpfungseinrichtung eine Dämpfungsmasse (24) aufweist, welche mittels eines Federelements (22) mit der Primärstruktur (20) verbunden ist.
- Vakuumpumpe (31) nach Anspruch 1,
wobei eine Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung (22, 24) größer ist als eine Betriebsdrehzahl eines Rotors der Vakuumpumpe (31). - Vakuumpumpe (31) nach Anspruch 1 oder 2,
wobei das Massenverhältnis von der Dämpfungsmasse zur Primärstruktur zwischen 5% und 10% beträgt. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Vakuumpumpe (31) einen Sensor zur Erfassung der Vibration der Primärstruktur (20) umfasst, und wobei eine Steuerungseinrichtung der Vakuumpumpe (31) dazu ausgebildet ist, eine Betriebsdrehzahl eines Rotors der Vakuumpumpe (31) in Abhängigkeit von einer erfassten Vibration einzustellen. - Vakuumpumpe (31) nach Anspruch 4,
wobei die Steuerungseinrichtung dazu ausgebildet ist, die Vibration während eines Beschleunigungsvorgangs des Rotors zu beobachten, wobei ein bestimmter Anstieg der Vibration als das Erreichen und/oder Überschreiten der Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung gewertet wird, wobei die Betriebsdrehzahl des Rotors kleiner als die Eigenfrequenz der Dämpfungseinrichtung und/oder auf ein ermitteltes Vibrationsminimum eingestellt wird. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Primärstruktur (20) ein Gehäuse der Vakuumpumpe (31) umfasst oder mit einem solchen starr verbunden ist, und/oder wobei die Dämpfungseinrichtung (22, 24) außen an der Primärstruktur (20) angebracht ist. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Vakuumpumpe ein Dämpfungsmodul (34) mit einem Basiselement (32) umfasst, wobei das Basiselement (32) starr mit einem Gehäuse der Vakuumpumpe verbunden ist, und wobei die Dämpfungsmasse (24) mittels des Federelements (22) an dem Basiselement (32) angebracht ist. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Primärstruktur (20) und die Dämpfungseinrichtung (22, 24) innerhalb eines Gehäuses der Vakuumpumpe (31) angeordnet sind. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Primärstruktur (20) von einem Gehäuse (46) der Vakuumpumpe (31) entkoppelt ist. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Dämpfungseinrichtung (22, 24) an einem statischen Teil (36) eines Lagerelements für einen Rotor der Vakuumpumpe (31) oder an einem Bauteil (40) angebracht ist, welches mit einem solchen starr verbunden ist. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Primärstruktur (20) von einem Gehäuse (46) der Vakuumpumpe (31) und von einem Rotor der Vakuumpumpe (31) entkoppelt ist. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei das Federelement (22) und/oder die Dämpfungsmasse (24) aus Metall hergestellt sind. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei das Federelement (22) als Hebelarm (48) ausgeführt ist. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei das Federelement (22) in einer Richtung federnd und in zwei hierzu senkrechten Richtungen starr ausgebildet ist. - Vakuumpumpe (31) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei das Federelement (22) in nur einer Richtung federnd ausgebildet ist, und wobei zumindest eine weitere Dämpfungseinrichtung (22, 24) vorgesehen ist, deren Federelement (22) in einer anderen Richtung federnd ausgebildet ist, und/oder
wobei eine Dämpfungseinrichtung (22, 24) mit wenigstens einer Dämpfungsmasse (24) und wenigstens einem Federelement (22) vorgesehen ist,
wobei die Dämpfungseinrichtung (22, 24) in zwei zueinander senkrechten Raumrichtungen dämpfend wirkt.
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