Razvoj visokovakuumske oljne dlfuzijske frakclonirne črpalke s premerom sesalne odprtine 650 mm The Development of High Vacuum Oil Diffusion Fractionating Pump vvith the Inlet Diameter of 650 mm Gasperič J.,1 IJS Ljubljana S. Sulčič, Galileo Special Vacuum Equipment, Zgonik, Trst M. Drab, A. Pregelj, IEVT, Ljubljana Članek podaja glavne fizikalne osnove delovanja, izračun in konstruiranje difuzijske frake ion i rne štiristopenjske črpalke s sesalno odprtino 651 mm in črpalno hitrostjo 15.000 l/s pri 1.1CJ1 m bar. Ključne besede: visokovakuumska difuzijska črpalka, sistem šob, konstruiranje difuzijske črpalke, črpalna hitrost, končni tlak, mejni predtlak In this article the mam physical fundamentals of operation, as i/veli as results of the calculation and construction of the high-vacuum four stage fractionating oil diffusion pump are presented. The pump inlet diameter of 651 mm is taken and the pumping speed of 15000 l/s at 1. m4 mbar is calculated. On the basis of results of calculation the pump is built up. Key vvords: high-vacuum diffusion pump, jet system, construction of the diffusion pump. ultimate pressure, limiting forepressure 1 Uvod Veliki visokovakuumski sistemi navadno uporabljajo oljne difuzijske črpalke, ker so v primerjavi z drugimi ( npr. turbomolekularnimi, kriogenskimi, ion-sko-getrskimi) mnogo cenejše in enostavnejše za izdelavo in tudi za vzdrževanje. Ker difuzijske črpalke nimajo gibljivih delov, je njihova trajnost praktično neomejena. Drugače povedano, pri normalnem delu z njimi jih ni mogoče uničiti. Zato lahko še vedno najdemo v laboratorijih in tudi v industriji črpalke, ki so stare nad petdeset let, tj. iz začetnih časov proizvodnje, in jih še vedno s pridom uporabljajo. Pri vzdrževalnih delih je treba le občasno zamenjati električne grelnike, doliti ali zamenjati olje ter očistiti sistem šob. Pri črpalkah, ki delujejo več desetletij, se dodatno pojavi še zamašitev vodnih hladilnih cevi s kotlovcem. Od prvih začetkov, t.j. od Gaedejevega izuma I. 1913, pa do danes so difuzijske črpalke opravile dolgo razvojno pot, ki je bila podprta s teoretičnimi in praktičnimi spoznanji (Jaeckel, 1950, L. Zobač, 1955 in drugi). Teorija je sicer zgrajena na aproksimacijah in ustreza bolj cilindričnim šobam kot pa obročastim divergentnim Lavalovim, vendar je dobra podlaga za razumevanje fizikalnih osnov delovanja difuzijskih črpalk. Danes uporabljamo za izračun termodinamične enačbe. Zaradi velikih poenostavitev, ki jih uporablja teorija, konstruktorji veliko raje eksperimentirajo ter izboljšujejo svoje konstrukcije za doseganje optimalnih črpalnih ' Dr. Jože GASPERIČ. dipl. ing Institut Jožet Štefan Jamova 39. Ljubljana hitrosti, najnižjih končnih tlakov, za odpravo ali vsaj zmanjšanje povratnega toka oljnih par itd. Največ eksperimentiranja "doživljajo" sistemi šob. V praksi najdemo take sisteme, ki so sestavljeni iz treh, štirih ali celo petih stopenj, odvisno od tega, kako seje odločil konstruktor, da porazdeli kompresijska razmerja med njimi za tlačno področje od 107 do 10 1 mbar, t.j. namreč delovno področje difuzijskih črpalk, ki potrebujejo, kot vemo, za svoje delovanje primerno predčrpalke. Pri naši konstrukciji smo se odločili za štiri stopnje zaradi velikosti črpalke oz. njene sesalne odprtine, ki ima premer 651 mm, kar je bila zahteva investitorja. Glavni pogoj pri konstruiranju te črpalke pa je bil, da mora biti konstrukcija kar se da enostavna za izdelavo, da bi bili zato tudi stroški manjši. V konstrukcijo smo skušali vnesti vse prednosti in finese moderne gradnje5 6, ki so znane iz literature in ki jih je mogoče pri nas realizirati. Tudi izkušnje pri konstruiranju črpalk iz preteklosti so nam bile v pomoč1,4. 2 Fizikalne osnove delovanja in dimenzioniranje difuzijske črpalke Delovanje difuzijske črpalke skušamo zajeti z dveh strani, in sicer tako, da obravnavamo: a) difuzijo plina (zraka) v curek pogonske pare ter pot plinskih molekul od ustja črpalke do predčrpalke. Od tega je predvsem odvisna črpalna hitrost. b) termodinamične razmere v prostoru, kjer ima dostop pogonska para, t.j. od vrelnika (bojlerja), dovodnih valjev, šob in delovnega prostora do kon-denzacije na hladnih stenah črpalke. Obe strani sta med seboj povezani. Tako npr. črpalna hitrost ni odvisna le od geometrije vstopnih delov črpalke, fizikalnih lastnosti črpanega plina in pogonske pare, ampak tudi od tlaka in temperature pare, privedene k šobam, njene hitrosti in gostote v delovnem prostoru (t.j. prostor, kjer nastaja difuzija plinskih oz. zračnih molekul v curek pogonske pare). Pojav, ki ima nasprotno smer kot difuzija, bomo imenovali povratna difuzija. Pri difuzijskih črpalkah govorimo o povratni difuziji plina in povratni difuziji pare ter njunem vplivu na lastnosti črpalke. Pri izračunu črpalke moramo ugotoviti optimalno gostoto pogonske pare v delovnem prostoru, pri kateri sta obe povratni difuziji zanemarljivo majhni in zato ne zmanjšujeta črpalne hitrosti. Zato moramo dimenzionirati šobe in dovodne dele za paro, upoštevajoč temperaturo in tlak pare pri izviru (v vrel-niku) in temperaturne padce ter spremembe tlaka na različnih mestih. Hitrost pare v delovnem prostoru je pri difuzijskih črpalkah med 100 in 600 m/s. Srednja termična hitrost plinskih molekul je približno istega velikostnega reda in je pri temperaturi dovodnih delov (ustja črpalke) 15°C za zrak približno 460 m/s (za vodik 1750 m/s). Mase molekul črpanih plinov so med M = 2 do 40, uporabljene pogonske tekočine (npr. silikonsko olje) pa so od 200 do 500. Iz tega sledi, da je kinetična energija pogonske pare v delovnem prostoru mnogo večja od črpanega plina, zato dobe plinske molekule že po nekaj trkih z molekulami pare njihovo smer oz. smer curka. Iz študija difuzije plina (zraka) v curek pogonske pare v delovnem prostoru izhajajo naslednje ugotovitve: • izstopna smer molekul plina ni odvisna od vstopne smeri v curek, • skozi curek pogonske pare prodre zelo majhno število plinskih molekul (srednja prosta pot plinskih molekul v pari mora biti zato manjša od debeline curka, ki prihaja iz šobe) in je zato večina plinskih molekul prenesena po površini curka, koncentracija plinskih molekul pa se veča v smeri od šobe proti steni črpalke, • povratna difuzija plina z večanjem kota med steno in smerjo curka narašča, s tem pa se manjša črpalna hitrost (teoretično je vpadni kot v mejah med 0° in 90°, koti blizu 0° konstrukcijsko in funkcionalno niso mogoči, čeprav bi bila črpalna hitrost maksimalna. Koti blizu 90" pa pomenijo zmanjšanje črpalne hitrosti na nič). Poiskati je treba neki optimalni kot, ki je tudi konstrukcijsko izvedljiv, • na površini parnega curka se plinske molekule tudi odbijajo, kar bomo zaradi poenostavitve vključili v pojem povratne difuzije plina, • nastopa tudi verjetnost, da plinske molekule pro-dro skozi curek pogonske pare brez trkov v obeh smereh, pri čemer je verjetnost, da prodro molekule iz izstopne smeri na vstopno večja zaradi višjega tlaka na izstopni strani, • ob steni črpalke nastane difuzni odboj molekul plina, nekatere plinske molekule proniknejo nazaj v črpani prostor (t.j. v smeri ustja, od koder so priletele), druge pa se vrnejo v curek tik pred steno in se po nekaj trkih s parnimi molekulami in odbojih na steni znajdejo na izstopni strani. Ker je gostota pare ob steni najmanjša, je tu možnost povratne difuzije plina največja, odvisna pa je tudi od prej omenjenega vpadnega kota parnega curka na steno črpalke. Para pogonske tekočine (olja) se na hladni steni črpalke kondenzira in odteče nazaj v vrelnik. Ugotovili smo že, da povratni tok plinskih in parnih molekul zmanjšuje efektivno črpalno hitrost. Kadar ta tok doseže velikost vstopnega plinskega toka, ali drugače povedano, ko je število vstopajočih plinskih molekul v curek pogonske pare enako izstopajočim, je efektivna črpalna hitrost enaka nič. Ravnotežni tlak, ki se pri tem vzpostavi v usju črpalke imenujemo končni tlak črpalke p0. Namen tega sestavka ni, da bi razpredali teorije o difuziji in s tem povezanim črpanjem, pač pa, da bi pokazali, kako praktično dimenzioniramo difuzijsko črpalko. 3 Izračun difuzijske črpalke 3.1 Glavne tehnične zahteve oz. osnovni podatki za izračun a) Črpalna hitrost pri 1.10 4 mbar 14.000 l/s (s hladno kapo nad 1. stopnjo) b) Končni tlak nižji od 1.10" mbar, olje (silikonsko) DC 704 c) Mejni predtlak večji od 2.101 mbar č) Notranji premer črpalke d0=651 mm (zaradi kompatibilnosti s črpalkami drugih proizvajalcev) d) Višina celotne črpalke H = 1121 mm e) Število stopenj 3 ali 4; izbrali smo 4 stopnje za frakcionirno delovanje črpalke f) Material za sistem šob aluminij, debelina 2 mm 3.2 Izbira kompresijskega razmerja med posameznimi stopnjami Izračun glavnih dimenzij sistema šob temelji na razmerah, ki vladajo pri največji obremenitvi, t.j. pri najvišjem vstopnem tlaku, kjer lahko črpalka črpa največjo množino plina (največjipretok). V tem primeru doseže tlak plina v delovnem prostoru vseh šob maksimalno absolutno vrednost. Ker smo izbrali sistem šob s štirimi stopnjami, moramo tlačno področje pri največjem pretoku, ki je navadno za difuzijske črpalke pri tlakih od 1.103 do nekajkrat 101 mbar, primerno razdeliti. Pri največji plinski obremenitvi in konstantnem pretoku se tlaki (plina, zraka) p med posameznimi stopnjami ustale v razmerju črpalnih hitrosti S vsake stopnje posebej (si. 1). d0 - 651mm Slika 1: Sistem šob difuzijske črpalke ODF 650-G (p-tlaki plina oz. zraka, P-tlaki oljne pare) Torej: Plmax-P2max-P3max-P4max-PiZ max = Si2.S4.S3.S2-S, (1) pri čemer je p1max najvišji vstopni tlak nad 1. šobo ali kar na ustju črpalke, p2max je vstopni tlak nad 2. šobo (ki je enak izstopnemu tlaku 1. šobe) itd. Tlak plz je izstopni tlak 4. šobe, ki je kar enak izstopnemu tlaku črpalke oz. predtlaku (predvakuumu), ki ga mora ustvariti rotacijska predčrpalka, če želimo, da difuzijska črpalka še normalno deluje z maksimalno močjo oz. maksimalnim pretokom plina. Ta razmerja razumno izberemo. Tlak (oljne) pare mora biti v delovnem prostoru, t.j. v prostoru, kjer difundirajo molekule črpanega plina v curek pare, ki izstopa iz šob, najmanj dvakrat večji, kot je tlak plina na odgovarjajoči izstopni strani. Za našo črpalko smo izbrali razmerje vstopnih tlakov oz. kompresijsko razmerje takole: Pimax : p2max : P3max '• P4max : P,zmax = 1:3:20:100:300 (2) Pri maksimalnem vstopnem tlaku plina : p1max = 1.103 mbar, so tlaki v tem razmerju naslednji: p1max = 1.103mbar p2max = 3.103 mbar p3max = 2.10 2 mbar p4max = 1.10" mbar Piz max = 3.10 1 mbar Tlak pare v delovnem prostoru pa mora biti, kot rečeno, vsaj dvakrat večji, kot je izstopni tlak plina za odgovarjajočo šobo. Torej: P01 = 6.103 mbar Pn9 = 4.102 mbar P03 = 2.10 1 mbar P04 = 6.10 1 mbar (Opomba: izstopni tlak plina za 1. šobo je npr. 3.I03 mbar, kar je tudi vstopni tlak za 2. šobo) 3.3 Izračun glavnih dimenzij štiristopenjske oljne difuzijske frakcionirne črpalke 3.3.1 Izračun 1. šobe Vstopna odprtina (visokovakuumska stran ali ustje črpalke) je: d0=651 mm (zahteva investitorja) in ima površino F0=3328,52 cm2, njena prevodnost C0 za zrak je v molekularnem področju pretokov 38.611 l/s. V splošnem je črpalna hitrost odvisna od prevodnosti (konduktance) vseh vstopnih delov. Upoštevati moramo tudi prevodnost cevi dolžine l0 (si. 2) in I, ter prevodnost odprtine (kolobar površine F,) ob prvi šobi. Zato je prevodnost in z njo tudi efektivna črpalna hitrost S ve dno manjša od prevodnosti vstopne odprtine C0. Za izračun črpalne hitrosti S (l/s) uporabljamo naslednji obrazec2: S = d02/((K/4(d02-dl2)(p1max/p2max)(H0l/H02) (8) F 3 = 7t/4(d02-d32)>7c/4(d02-d22)(p1max/p3max)(H02/H03) (9) F4 = n/4(d02-d42)>Jt/4(d02-d32)(p3max/p4max)(H03/H04) (10) Izbrali smo: H01 = 0,46 H 02 = 0,4 Ho3 = 0,2 HO4 = 0,2 Vrednosti za H0 za drugo in naslednje šobe smo vzeli manjše, kar je v skladu z eksperimentalnimi dognanji, da se ta faktor zmanjšuje zaradi večje gostote pare in plina. Če postopoma ustavljamo v zgornje enačbe odgovarjajoče vrednosti, dobimo velikosti površine kolobarjev ob šobah : F2, F3 in F4. Iz tega pa se da izračunati odgovarjajoče premere (npr.:d2=[d2-(4F2/ii)]12 itd.). V našem primeru smo izračunali naslednje premere: d, = 505 mm, d3 = 603 mm, d4 = 643 mm. Pri konstrukciji črpalke smo morali upoštevati polzečo plast kondenzata (olja), ki zmanjšuje efektivni premer črpalkinega valja, zato smo izračunane premere d2, d3 in d4 primerno zmanjšali za nekaj mm, in sicer: d2 = 500 mm d3 = 600 mm d4 = 640 mm Dalje sledi iz enačbe (5) oz. (6), da mora biti: S,z > S, (p1max/plzmax) > 15.094 (1.10 3/3.10 1) > 50,3 l/s= = 180 m3/h (11) Iz tega izhaja zahteva po dimenzioniranju pred-vakuumskega priključka in kapaciteti predčrpalke pri plzmax = 3.10 1 mbar. Konduktanca predvakuumskega voda mora biti enaka ali večja od 50 l/s oz. najmanj 180 m3/h. Zadostuje sicer cev premera 60 mm, vendar jo vzamemo z notranjim premerom 150 mm, ker bomo vanjo vgradili še lovilnik par in tudi zato. ker je za- hteva investitorja, da mora biti predvakuumski priključek DN ISO 160, kot ga imajo podobne črpalke drugih proizvajalcev. 3.3.3 Dimenzioniranje divergentnih Lavalovih šob Potem ko smo v prejšnjem poglavju izračunali zunanje dimenzije šob iz izbranih tlačnih razmerij in čr-palnih hitrosti za posamezne šobe, se bomo sedaj osredotočili na izračun minimalne debeline curka oljne pare v delovnem prostoru, t.j. prostoru, kjer nastopa difuzija, z namenom, da bi dosegli izbrana kompresijska razmerja. Za prvo šobo smo vzeli razmerje p2max : p1max = 3:1 in tlak pare v delovnem prostoru P0l = 6.103 mbar. Debelino curka na izstopni strani šobe izračunamo po naslednjem obrazcu: I, =(ln (100(p2max/p1max))(T110 3/r)12 P01)= =(2,3x416,5 log 300)/(118.6)=33,5 mm (12) pri tem je T, temperatura nasičene pare, ki jo izračunamo za olje DC 704 po empiričnem obrazcu, ki ga podaja proizvajalec, podjetje Dow Corning iz ZDA. T, = 5570/(11.025-log P) = = 5570/(11,025+2,34679) = 416,5 K (13) (P v torr: 6.I03 mbar = 4,5.103 torr). Faktor d,2 = 118 za DC 704 in zrak1'3. Vzamemo I, je 30 mm. Na podoben način izračunamo dolžine lM, IIM in l,v tudi za druge šobe, ki pa smo jih prilagodili tako, da smo dobili ustrezna razmerja A0/As. Tako je: lM = 35 mm lm = 20 mm l,v = 20 mm Iz teorije divergentnih Lavalovih šob je znano, da je pri razmerju specifičnih toplot (pri konstantnem tlaku in konstantnem volumnu) za pline in približno tudi za pare k = 1,3 in razmerju A0/As = 3 (slika 3) iztočna hitrost u0 približno dvakrat večja od kritične hitrosti us v najožjem delu šobe. Z večanjem razmerja A0/As bistveno sicer ne povečamo u0/us (npr. pri A0/As = 8 je u0/us = 2,25), vendar je iz praktičnih razlogov priporočljivo imeti visoka razmerja, ki jih še vedno lahko zmanjšamo s povečanjem najožjega dela šobe. Tki. "dolge" šobe tudi lepo usmerjajo curek pogonske pare v delovni prostor, daje čim manj stre-sanih molekul, ki povečujejo povratni tok parnih in plinskih molekul v smeri črpanega prostora. Za našo črpalko smo izbrali dve velikosti najožjega dela šobe, in sicer: s, = 2,25 mm ter s2 = 2,5 mm. Izračunana razmeja A0/As so v tabeli 1. Tabela 1: Razmerje A0/As za posamezne šobe ter razmerje med izparilno površino v vrelniku in kritičnim presekom šobe Aizp/As Šoba A0/As AZp/As Si =2.25mm s2=2.5mm s,=2.25mm s2=2.5mm 1. 15,9 14,3 35,8 32,1 2. 16,7 15,1 34,4 31,0 3. 9,2 8,2 24,6 22,1 4. 9.2 8,2 17,2 15,5 Iz teh razmerij lahko ugotovimo, da so relativno visoka in da nam dopuščajo (predvsem pri 1. in 2. šobi) povečanje kritičnega preseka (As), s tem pa tudi zmanjšanje iztočne hitrosti pare, kar pride v poštev pri eksperimentalnem ugotavljanju odvisnosti čr-palne hitrosti od nastavitve kritičnih presekov šob. 3.3.4 Izračun pretoka pare Iz gladine olja v vrelniku (bojlerju) se upari iz enote površine v enoti časa neka množina pare q. Iz ter-modinamike je znana enačba za množino pare, ki gre skozi šobo. Za 1. šobo je: q, = 1,33 f(k)\'(RT/M) As1 P, (14) Pi/Psi =((k+1)/2)<--1> (15) za k = 1,3 je P,/Psl = 1,83. Vrednost funkcije f(i<) je za olje, kjer je k = 1.3, enaka: f(k) = 0,668. Aslje kritični presek 1. šobe v cm P, je tlak pare v dovodnem valju pred 1. šobo Plsje tlak pare v kritičnem preseku 1. šobe P01je tlak v delovnem prostoru, ki smo ga že prej določili (6x10 3 mbar). Če predpostavimo zaradi poenostavitve, da teče para od kritičnega preseka As1 skozi ustje A0, v stož-častem curku stalne debeline k steni črpalke, potem je zaradi kontinuitete toka pare npr. za 1. šobo: Ps1/P01 = do/d, = 651/200 = 3,255 (16) Ps1 = 3,255 P01 = 3,255x6x103 = 2x10"2 mbar (17) P, = 1,83 Psl = 1,83x1,95x102 = 3,6x102 mbar (18) Poglejmo še nekatere zanimive vrednosti za tlake oljne pare! V tabeli 2 so zbrani podatki za našo črpalko. Tabela 2: Tlaki oljne pare ob posameznih šobah (slika 1) šoba P 1 on P /P 1 sn'1 on p 1 sn Pn n (mbar) (mbar) (mbar) 1. 6 x 103 3,225 2 x 102 3,6 x 102 2. 4 x 102 1,302 5,2 x 102 9,5 x 102 3. 2 x 10 1 1,085 2,2 x 10 1 4 x 10 1 4. 6 x 10 1 1,017 6,1 x 101 1,1 Tlaki v vrelniku morajo biti še nekoliko višji zaradi njihovega padca na poti do odgovarjajoče šobe, kar moramo v natančnejšem izračunu upoštevati. Razmeje med površino olja v vrelniku in kritičnim presekom za posamezne šobe (Alzp/As) je podano v tabeli 1. 3.4 Gretje črpalke Energija za pogon difuzijske črpalke se porablja za: 1) kritje toplotnih izgub, ki izvirajo iz nezaželenega odvajanja iz ogretih delov črpalke, 2) ogrevanje cirkulirajoče množine pogonske tekočine do vrelišča in 3) odparevanje. Prvo je čista izguba in jo moramo omejiti na najmanjšo mero. Pri kovinskih črpalkah z zunanjim ogrevom so lahko izgube do 50%. Druge in tretje izgube so neobhodno potrebne za obratovanje črpalke. Lahko jih zmanjšamo, če omejimo množino pare na potrebni minimum z izbiro optimalne vrednosti delovnih tlakov. To pa lahko ugotovimo le eksperimentalno, kajti končni tlak črpalke, mejni predtlak in črpalna hitrost so povezani z močjo gretja, tako kot je razvidno iz diagrama na sliki 4. Za oceno moči gretja obstajajo obrazci, ki pa jih tu ne bomo navajali, najdemo jih lahko v literaturi12. Obstaja izkustveno načelo, da je potrebna grelna moč pri majhnih kovinskih črpalkah okoli 5 W na vsak l/s črpalne hitrosti, za največje črpalke (do 55.000 l/s) pa okoli 0,5 W na l/s. Za našo črpalko z izračunano črpalno hitrostjo ca 15.000 l/s smo instalirali grelnike s skupno močjo 15 kW (1 Ws/I), da bi imeli možnost ugotavljanja optimalnega gretja, smiselno tako, kot je prikazano na sliki 4. 3.5 Hlajenje črpalke Hlajenje spada funkcionalno h krožnemu procesu pogonskega olja v črpalki. Ko oljne pare zadenejo ob steno ohišja črpalke, se morajo kondenzirati. Stene morajo biti zato hlajene. Najprej moramo ugotoviti, koliko energije mora sprejeti hladilna površina. Želimo tudi, da je zgornji del črpalke čim bolj hladen, t.j. na temperaturi 15 do 20°C. Dopustni dvig temperature na iztoku vode ne sme biti večji kot 10°C. Iztočno temperaturo hladilne vode lahko reguliramo z velikostjo pretoka. Moč, ki jo moramo odvesti, je enaka tisti, ki je potrebna za ogrevanje cirkulirajoče množine pogonske tekočine do vrelišča in za od-parevanje. Seveda pa se ne moremo izogniti tudi delnemu odvzemanju čiste izgubne toplote, ki je konstrukcijsko pogojena. Za hlajenje naše črpalke smo predvideli porabo vode 800 l/h oz. 13 l/min pri vhod- en N Q- O M ^rnin ^opt —3- moč gretja Slika 4: Odvisnost končnega tlaka p0, izstopnega tlaka plz in črpalne hitrosti S v odvisnosti od gretja N; Nmin je najmanša moč gretja, pri katerem črpalka še lahko deluje, Nopt je optimalno gretje2. Slika 5: Difuzijska črpalka ODF 650-G ni temperaturi 20 C in izhodni 30 C. Poleg črpal-kinega plašča ter predvakuumskega priključka smo dodatno hladili tudi kapo, ki je bila montirana nad prvo šobo, zaradi zmanjšanja povratnega toka oljnih par iz te šobe, ki je največji ob zagonu in izklopu gretja črpalke ter pri preobremenjenosti, t.j. v področju mejnega predtlaka. 4 Sklep Razvili smo visokovakuumsko difuzijsko frakcionir-no štiristopenjsko oljno difuzijsko črpalko (si. 5) s sesalno odprtino 651 mm na temelju izračuna, ki je v grobih obrisih predstavljen v tem delu. Izračunana črpalna hitrost je okoli 15.000 l/s (pri tlaku 1.10"4 mbar), s hladno kapo pa okoli 12.600 l/s. Izmerjeni podatki so predstavljeni v posebnem članku: Meritve in optimizacija delovanja VV oljne difuzijske črpalke premera 650 mm: A. Pregelj, J. Gasperič, S. Sulčič). 5 Literatura 1 J. Gasperič, Projektiranje in konstruiranje kovinske frakcionirne difuzijske vakuumske črpalke (magistrsko delo), Ljubljana, dec. 1964 2 L. Zobač, Zaklady vakuove techniky. SNTL. Praha. 1954 3 L. Zobač, Prispevek k teorii difuznich vyvev, Slaboproudy Obzor, 16, 1955. 10, 541-549 4 J. Gasperič, Izračun in projektiranje štiristopenjske oljne difuzijske frakcionirne črpalke z vgrajenim lovilnikom par. Dokumentacija IEVT, Ljubljana, julij 1984 5 M. H. Hablanian, Prevention of overload in high-vacuum systems, Proc. ofAVS, Seattle, 1991 6 M. Hablanian. K. Caldvvell, The overload conditions in high-vacuum pumps, Proc. of Society of vacuum coaters. Philadelphia, USA, 1991, March, 177-22