WO2004107533A1 - Elektrische maschine - Google Patents

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WO2004107533A1
WO2004107533A1 PCT/DE2004/001128 DE2004001128W WO2004107533A1 WO 2004107533 A1 WO2004107533 A1 WO 2004107533A1 DE 2004001128 W DE2004001128 W DE 2004001128W WO 2004107533 A1 WO2004107533 A1 WO 2004107533A1
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WO
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spring element
spring
bearing
hub
electrical machine
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PCT/DE2004/001128
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Roland Hoefs
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
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Publication date
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Priority to EP04734992A priority patent/EP1634358B1/de
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    • H02K5/00—Casings; Enclosures; Supports
    • H02K5/24—Casings; Enclosures; Supports specially adapted for suppression or reduction of noise or vibrations

Definitions

  • the invention relates to an electrical machine, in particular a generator for motor vehicles, according to the preamble of the independent claim.
  • Axial load in the bearing is disadvantageous, as this may result in an overload and the life of the bearing may be shortened considerably.
  • the electrical machine according to the invention with the features of the main claim has the advantage that a large range of spring force characteristics can be achieved with a relatively flat increase in force. This means that beyond the intended compression range of the
  • the hub projection has a general ring shape with an outwardly sloping conical spring support surface.
  • Spring element essentially has the shape of a truncated cone, a high axial force can be calibrated, so that the rolling elements roll in the rolling bearing under defined conditions on their running surfaces. As a result, the rolling bearing has a favorable service life.
  • a spacer is arranged in the effective direction between the bearing and the spring element.
  • This spacer like the hub projection provided with an outwardly sloping conical spring support surface, enables an arrangement in the hub without a change of lever for the axially acting spring force.
  • the storage is thus able Axial vibrations without absorbing too strong changes in force relatively elastic.
  • a spacer is arranged in the effective direction between the spring element and the hub, which fulfills the same purposes.
  • the spacer can, for example, be an originally separate ring attached to the spring element, so that overall a cost-effective production of a combination of spring element and spacer is possible.
  • Figure 1 shows a schematic representation of a cross section through an electrical machine
  • Figure 2a shows a cross section through a bearing for supporting a
  • Figure 2b shows a fragmentary enlarged view of the
  • Figures 3a and 3b show two views of the spring element from Figure 2a
  • Figure 4a and 4b show the behavior of the in a highly schematic view
  • FIG. 5a, 5b and 5c show three different views of a second
  • Figure 6 shows a third embodiment of a spring element
  • FIG. 7 shows a cross section through the fitting sleeve from FIG. 2a.
  • FIG. 1 shows a cross section through an electrical machine 10 in a highly schematic view.
  • the housing parts 13 and 16 each have a hub 21, which serves to support the shaft 25 of a rotor 27 via a bearing 23 and a bearing 24.
  • the left bearing 23 shown in FIG. 1 is a so-called fixed bearing
  • the bearing 24 shown in FIG. 1 is a so-called floating bearing. This floating bearing 24 and its design and arrangement in the hub 21 are discussed in more detail in FIG. 2.
  • Figure 2a shows the arrangement of the right bearing in a less schematic representation
  • the housing part 16 often also referred to as a bearing plate, has in its center the hub 21, which extends axially in the shape of a cylindrical ring.
  • a so-called hub projection 30 adjoins the hub 21 and extends radially inward.
  • the hub projection 30 is arranged on the side of the hub 21 that faces away from the rotor 27.
  • Hub projection 30 has a general ring shape and is formed, among other things, by some spokes 32 oriented in the radial direction.
  • An annular spring support surface 35 which is part of the hub projection 30, adjoins the spokes 32 radially further inward.
  • the hollow cylindrical hub 21 is a so-called fitting ring 38 is used, which is made of a plastic.
  • This fitting ring 38 serves to dampen vibrations between the hub 21 and the shaft 25.
  • the shaft 25, which is held in the fitting ring 38 via the bearing 24, projects into the fitting ring 38.
  • the bearing 24 is designed in the exemplary embodiment described as a roller bearing, here as
  • the ball bearing essentially consists of an inner ring 40, the spherical rolling elements 42 in this case and the outer ring 44.
  • the spring element 47 is a plate spring, which in its axial
  • the plate spring 47 has essentially the shape of a truncated cone shell and thus a radially inward inner region which is supported on the hub projection 30 or the spring support surface 35.
  • the spring element 47 is supported on with an outer region directed radially outwards
  • the flat position of the spring element 47 is defined in such a way that the outer region of the spring element 47 then has the same axial position as the inner region of the spring element 47. This is equivalent to the shape of the spring element 47 that is then present, which is approximately a plane.
  • An electrical machine 10 is thus provided, in particular in the form of a generator for motor vehicles, which has a rotatably mounted rotor 27, at least one bearing 24 serving to support the rotor 27 in the hub 21 and an axially acting spring force of the spring element on the bearing 24 47 acts.
  • the spring element 47 is supported on the hub 21 by means of the spring force.
  • the spring element 47 is one
  • the spring element 47 is supported in an outer region on the outer ring 44 of the bearing 24 designed as a roller bearing and in an inner region on a hub projection 30.
  • FIG. 2b shows a portion of the hub projection 30 or the spring support surface 35 in an enlarged representation. To clarify the shape of the spring support surface 35, this was clearly shown in a greatly exaggerated representation as an outwardly sloping conical spring support surface 35. This strongly conical
  • the aim of the spring support surface 35 is that no disproportionately increasing spring force occurs between the hub projection 30 and the outer ring 44 during the axial vibrations of the rotor 27. It is provided that in the extreme position of the spring element 47, ie in a particularly strongly sprung position of the spring element 47 in the direction of the hub projection 30, this spring element 47 does not radially inner edge 53 of the spring support surface 35 comes to rest. Such a strong pushing through of the spring element 47 would mean that the spring force would no longer rest on the radially outward side of the spring support surface 35, but, for example, directly on the edge 53. This would have the consequence that the spring force between the outer ring 44 and the hub projection 30 suddenly would rise and thus possibly the bearing 24 or the spring element 47 would be overloaded.
  • the spring element 47 could, in a position pushed through to the boss projection 30, rest against an edge of the bore of the inner ring 40, as a result of which the active lever for the axial force also decreased here and the spring force thereby increased suddenly.
  • the spacer 56 has a taper.
  • the spacer 56 has essentially the shape of a truncated cone whose larger opening is directed towards the spring element 47.
  • the taper is, for example, 7 ° (cone angle 14 °).
  • the spacer 56 is thus in contact with the spring element 47 with an essentially narrow annular surface radially on the outside and can also be connected or fastened to the spring element 47 via this annular surface, for example by means of a cohesive connection technique such as welding, soldering or adhesive bonding.
  • the spacer 56 avoids a shortening of the active lever in the region of the transition from the spring element 47 to the spacer 56, which would occur with a flat spacer 56 and at the same time a strongly pressed spring element 47.
  • the spring element 47 would otherwise rest on the radially inner edge of the spacer 56 directed towards the spring element 47, which increased the load on the spring element. Another reason for this spacer 56 is that the spacer 56 prevents the spring element 47 from resting against the inner ring 40 when the spring element 47 is loaded or pushed through. Otherwise there would be a danger
  • a spacer 56 is thus arranged in the effective direction between the bearing 24 and the spring element 47.
  • FIG. 3a based on FIG. 2a, a view of the spring element 47 is shown from the left.
  • the view of the spring element shown in FIG. 3b is correspondingly 47 is a view from the right.
  • the ring shape of the spacer 56 and the spring element 47 can be clearly seen.
  • the spring element 47 has an overall wave-shaped inner region.
  • a total of three pins 59 are formed on the outer edge of the spacer 56, the function of which is explained below in connection with FIG. 7.
  • the number of pins 59 can also vary; for example, four or six pins are also possible.
  • Spring support surface 35 lies.
  • the axial height of the spring element 47 between the side of the spring element 47 facing the hub projection 30 and the plane of contact is di.
  • FIG. 4b shows a spring element 47 which is fully sprung to the right through the flat position, the side of the spring element 47 facing the boss projection 30 now lying beyond the flat position 1 between the outer ring 44 and the spacer 56, U2-It is also clarified that the force F2 now acting between the outer ring 44 and the spring element 47 and between the spring element 47 and the spring support surface 35 has approximately the magnitude of the previously acting force Fj.
  • FIG. 5a, 5b and 5c show another embodiment of a spring element 47 in three different views.
  • the illustration in FIG. 5a is also a view from the left, accordingly, the view in FIG. 5c is analogous to the illustration in FIG. 3b a view from the right.
  • this also has
  • Embodiment has a radial inner region which is generally wave-shaped.
  • the outer area of the spring element 47 is slotted at short intervals and has alternating radial fitting elements 62, which serve for the concentric positioning of the spring element 47 in the fitting ring 38 and thus also for the concentric positioning to the rotor axis. Alternatively, one immediate concentric positioning between the spring element 47 and the hub 21.
  • Spacers 56 are arranged between the fitting elements, which are supported on the outer ring 44 as in the previous exemplary embodiments. These spacers 56 are generally arc-shaped and are angled approximately at right angles.
  • Figure 6 shows a third embodiment of a spring element 47. It is provided that the spring element 47 and the spacer 56 to the outer ring 44 are made in one piece. In addition, but also individually applicable, a further spacer 56 is in the effective direction between the spring element 47 and the hub
  • the fitting ring 38 is shown in a sectional illustration in FIG.
  • the fitting ring 38 has insertion pins 70 at one axial end, which are pushed between the spokes 32 of the housing part 16 and beyond, as also in FIG.
  • Figure 2a shown are designed as snap hooks and engage in grooves between the spokes 32. Sections between the pins 70 also interact with the spokes 32 in such a way that the spokes 32 are designed as a stop for the fitting ring 38. The pins 70 limit on the one hand a play of the fitting ring 38 in the axial direction to the left and the gaps between the
  • Pin 70 a game to the right, so that overall there is a defined position of the fitting ring 38 in the hub 21.
  • three grooves 73 are also formed on the cylindrical inner circumference of the fitting ring 38, into which the pins 59 already mentioned, see also FIGS. 3a and 3b, are inserted, so that there is an overall clear position of the spring element 47 according to the exemplary embodiment from FIG. 2a , 3a and 3b results in the fitting ring 38.
  • An incorrect position of the spring element 47 in the hub 21 can thereby be excluded.
  • the pins 59 and grooves 73 can also be distributed uniformly over the circumference.

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Abstract

Es wird eine elektrische Maschine, insbesondere ein Generator für Kraftfahrzeuge, mit einem drehbar gelagerten Rotor (27) vorgeschlagen, wobei zumindest ein Lager (24) zur Abstützung des Rotors (27) in einer Nabe (21) dient, und auf das Lager (24) eine axial wirkende Federkraft eines Federelements (47) wirkt, welches mittels der Federkraft an der Nabe (21) abgestützt ist. Es ist vorgesehen, dass das Federelement (47) eine Tellerfeder ist und um eine Planlage des Federelements (47) betreibbar ist.

Description

Elektrische Maschine
Stand der Technik
Die Erfindung betrifft eine elektrische Maschine, insbesondere einen Generator für Kraftfahrzeuge, nach der Gattung des unabhängigen Patentanspruchs.
Aus der DE 198 04 328 AI ist eine elektrische Maschine in der Bauform eines Drehstromgenerators bekannt, bei dem die Generatorwelle mittels eines Loslagers in der Nabe eines Gehäuseteils gelagert ist. Ein in die Nabe eingesetztes Federelement belastet dabei den Außenring des Loslagers mit einer Axialkraft, um eine definierte
Rollbewegung der Wälzkörper im Loslager zu eπeichen und dadurch eine längere Lebensdauer des Loslagers zu erzielen. Der Aufbau dieser Lageranordnung ist verhältnismäßig aufwändig, da etliche Bauteile erforderlich sind, um eine Axialbelastung des Kugellagers zu eπeichen. Darüber hinaus ist es erforderlich, dass jeder einzelne Generator bzw. dessen Lagerstelle mittels eines Kalibrierungsschritts auf eine definierte anfängliche Axiallast eingestellt wird. Darüber hinaus ist bei einer derartig gewählten Lageranordnung nur ein verhältnismäßig steiler Kraftanstieg in axialer Richtung eπeichbar, so dass sich auf Grund von Rotorlängsschwingungen ein verhältnismäßig starker Anstieg der Federkraft ergibt und demzufolge die Lagerbelastung stark ansteigt. Ein starker Anstieg der Federbelastung und damit eine insgesamt hohe
Axialkraftbelastung im Lager ist nachteilig, da dadurch gegebenenfalls eine Überlast eintreten und somit die Lebensdauer des Lagers stark verkürzt sein kann. Vorteile der Erfindung
Die erfindungsgemäße elektrische Maschine mit den Merkmalen des Hauptanspruchs hat den Vorteil, dass ein großer Federkraftkennlinienbereich mit relativ flachem Kraftanstieg erzielbar ist. Dies bedeutet, dass über den Bereich der vorgesehenen Komprimierung des
Federelements die Federkraft und demzufolge die Axialkraftbelastung des Lagers allenfalls geringfügig steigt. Die zu erwartende Lebensdauer dieses Lagers ist demzufolge deutlich erhöht.
Durch die in den Unteransprüchen aufgeführten Maßnahmen sind vorteilhafte
Weiterbildungen der elektrischen Maschine nach dem Hauptanspruch möglich.
Dadurch, dass sich das Federelement in einem Außenbereich an einem Außenring eines Wälzlagers und in einem Innenbereich an einem Nabenvorsprung abstützt, ergibt sich in Kombination mit einem auf einer Rotorwelle festsitzend befestigten Innenring des
Wälzlagers hinsichtlich der Kriterien üblicher Auslegung von Wälzlagern eine gute Belastung dieses Loslagers.
Gemäß einem weiteren Unteranspruch ist vorgesehen, dass der Nabenvorsprung eine allgemeine Ringform mit einer nach außen abfallenden konischen Federstützfläche hat.
Durch diese Merkmale ergibt sich für das Federelement eine definierte Anlage im radial inneren Bereich und zusätzlich dadurch die Möglichkeit, den Wirkhebel der Federkraft unverändert bzw. nahezu unverändert zu lassen. Darüber hinaus ist eine einfache Werkzeuggeometrie zur Herstellung dieser Anlagefläche möglich, so dass auch die Standzeit des Werkzeugs verlängert wird. Dadurch, dass das als Tellerfeder ausgebildete
Federelement im Wesentlichen die Form eines Kegelstumpfmantels hat, lässt sich eine hohe axiale Kraft eπeichen, so dass die Wälzkörper im Wälzlager unter definierten Bedingungen auf deren Laufflächen abrollen. Es ergibt sich in der Folge eine günstige Lebensdauer für das Wälzlager.
Gemäß einem weiteren Ausführungsbeispiel ist vorgesehen, dass in Wirkrichtung zwischen dem Lager und dem Federelement ein Abstandshalter angeordnet ist. Dieser Abstandshalter ermöglicht ebenso wie der mit einer nach außen abfallenden konischen Federstützfläche versehene Nabenvorsprung eine Anordnung in der Nabe ohne eine Hebeländerung für die axial wirkende Federkraft. Die Lagerung ist dadurch in der Lage, Axialschwingungen ohne all zu starke Kraftänderungen verhältnismäßig elastisch aufzunehmen.
Ebenso kann es vorgesehen sein, dass in Wirkrichtung zwischen dem Federelement und der Nabe ein Abstandshalter angeordnet ist, der die gleichen Zwecke erfüllt.
Der Abstandshalter kann beispielsweise ein am Federelement befestigter ursprünglich separater Ring sein, so dass insgesamt eine kostengünstige Fertigung einer Kombination aus Federelement und Abstandshalter möglich ist.
Zeichnungen
Figur 1 zeigt in schematischer Darstellung einen Querschnitt durch eine elektrische Maschine, Figur 2a zeigt einen Querschnitt durch ein Lager zur Abstützung eines
Rotors mittels eines Federelements, Figur 2b zeigt eine ausschnittweise vergrößerte Darstellung des
Nabenvorsprungs,
Figur 3a und 3b zeigen zwei Ansichten des Federelements aus Figur 2a, Figur 4a und 4b zeigen in stark schematischer Ansicht das Verhalten des
Federelements aus Figur 3a und Figur 3b unter Belastung durch
Axialschwingungen des Rotors, Figur 5a, 5b und 5c zeigen drei verschiedene Ansichten eines zweiten
Ausführungsbeispiels eines Federelements, Figur 6 zeigt ein drittes Ausführungsbeispiel eines Federelements
Figur 7 zeigt einen Querschnitt durch die Einpasshülse aus Figur 2a.
Beschreibung
Figur 1 zeigt in stark schematischer Ansicht einen Querschnitt durch eine elektrische Maschine 10. Die elektrische Maschine 10 weist unter anderem zwei Gehäuseteile 13 und 16 auf, die unter anderem in sich einen Stator 19 aufnehmen. Die Gehäuseteile 13 und 16 weisen jeweils eine Nabe 21 auf, die dazu dient, über ein Lager 23 und ein Lager 24 die Welle 25 eines Rotors 27 zu stützen. Während das in Figur 1 dargestellte linke Lager 23 ein sogenanntes Festlager ist, ist das in Figur 1 dargestellte Lager 24 ein sogenanntes Loslager. Auf dieses Loslager 24 und seine Gestaltung sowie Anordnung in der Nabe 21 wird zu Figur 2 näher eingegangen.
Figur 2a zeigt in weniger schematischer Darstellung die Anordnung des rechten Lagers
24, des Loslagers in der Nabe 21, des Lagergehäuseteils 16. Das Gehäuseteil 16, oftmals auch als Lagerschild bezeichnet, weist in seiner Mitte die Nabe 21 auf, die sich zylinderringförmig axial erstreckt. An die Nabe 21 schließt sich ein sogenannter Nabenvorsprung 30 an, der sich nach radial innen erstreckt. Der Nabenvorsprung 30 ist auf der Seite der Nabe 21 angeordnet, die dem Rotor 27 abgewandt ist. Der
Nabenvorsprung 30 hat eine allgemeine Ringform und ist unter anderem durch einige sich in radialer Richtung orientierte Speichen 32 gebildet. An die Speichen 32 schließt sich radial weiter innen eine ringförmige Federstützfläche 35 an, die Teil des Nabenvorsprungs 30 ist.
hl die hohlzylindrische Nabe 21 ist ein sogenannter Einpassring 38 eingesetzt, der aus einem Kunststoff hergestellt ist. Dieser Einpassring 38 dient zur Dämpfung von Schwingungsanregungen zwischen der Nabe 21 und der Welle 25. In den Einpassring 38 ragt die Welle 25 hinein, die über das Lager 24 im Einpassring 38 gehalten ist. Das Lager 24 ist im beschriebenen Ausfuhrungsbeispiel als ein Wälzlager ausgeführt, hier als
Kugellager. Das Kugellager besteht im Wesentlichen aus einem Innenring 40, den in diesem Fall kugelförmigen Wälzkörpern 42 und dem Außenring 44.
Zwischen dem Lager 24 und dem Nabenvorsprung 30 ist ein axial wirkendes Federelement 47 eingesetzt. Das Federelement 47 ist eine Tellerfeder, die in ihrer axialen
Mitte eine Öffnung aufweist, die für einen Durchtritt der Welle 25 - hier bei dann veπingertem Innendurchmesser - vorgesehen ist. Die Tellerfeder 47 hat im wesentlichen die Form eines Kegelstumpfmantels und somit einen nach radial innen gerichteten Innenbereich, der sich am Nabenvorsprung 30 bzw. der Federstützfläche 35 abstützt. Mit einem nach radial außen gerichteten Außenbereich stützt sich das Federelement 47 am
Außenring 44 des Lagers 24 ab. Das Lager 24" wiederum stützt sich mit seinem Innenring 40 an einer Wellenschulter 50 der Welle 25 ab.
Um eine möglichst kostengünstige Herstellung der elektrischen Maschine zu ermöglichen, ist während der Konstruktion vorgesehen worden, dass eine verhältnismäßig große Toleranz zwischen der Federstützfläche 35 und dem linken Gehäuseteil 13 zulässig ist. Des weiteren ist ebenfalls vorgesehen, dass die Lage der Wellenschulter 50 in Bezug zur Federstützfläche 35 sehr unterschiedlich sein kann, so dass bei Abstützung des Lagers 24 sowohl über die Wellenschulter 50 als auch über das Federelement 47 an der Federstützfläche 35 bei Verwendung herkömmlicher beziehungsweise bekannter Federelemente stark unterschiedliche, axial wirkende Federkräfte zwischen der Federstützfläche 35 und dem Lager 24 wirkten. Dies ist nicht erwünscht. Vielmehr ist vorgesehen, dass ein Federkraftkennlinienbereich mit einer relativ flachen Kraftverlaufskurve im Toleranzbereich vorgesehen ist. Aus diesem Grund ist vorgesehen, dass das als Tellerfeder ausgeführte Federelement um eine sogenannte
Planlage der Feder betrieben wird. Die Planlage des Federelements 47 ist dabei derartig definiert, dass der Außenbereich des Federelements 47 dann die gleiche axiale Lage wie der Innenbereich des Federelements 47 hat. Dies ist gleichbedeutend mit einer dann vorliegenden Form des Federelements 47, die annähernd eine Ebene ist.
Es ist somit eine elektrische Maschine 10 vorgesehen, insbesondere als Generator für Kraftfahrzeuge ausgeführt, die einen drehbar gelagerten Rotor 27 hat, wobei zumindest ein Lager 24 zur Abstützung des Rotors 27 in der Nabe 21 dient und auf das Lager 24 eine axial wirkende Federkraft des Federelements 47 wirkt. Das Federelement 47 ist mittels der Federkraft an der Nabe 21 abgestützt. Das Federelement 47 ist eine
Tellerfeder und um die Planlage des Federelements 47 betreibbar.
Das Federelement 47 stützt sich in einem Außenbereich an dem Außenring 44 des als Wälzlager ausgeführten Lagers 24 ab und in einem Innenbereich an einem Nabenvorsprung 30.
In Figur 2b ist ausschnittweise der Nabenvorsprung 30 bzw. die Federstützfläche 35 in vergrößerter Darstellung abgebildet. Zur Verdeutlichung der Formgebung der Federstützfläche 35 wurde diese in stark übertriebener Darstellung eindeutig als eine nach außen abfallende konische Federstützfläche 35 dargestellt. Diese stark konische
Federstützfläche 35 hat zum Ziel, dass sich während der Axialschwingungen des Rotors 27 keine überproportional stark ansteigende Federkraft zwischen dem Nabenvorsprung 30 und dem Außenring 44 einstellt. Es ist dabei vorgesehen, dass in der Extremlage des Federelements 47, d.h. in einer besonders stark durchgefederten Lage des Federelements 47 in Richtung zum Nabenvorsprung 30, dieses Federelement 47 nicht an einer radial innen liegenden Kante 53 der Federstützfläche 35 zur Anlage kommt. Ein derartig starkes Durchdrücken des Federelements 47 würde bedeuten, dass die Federkraft nicht mehr an der nach radial außen gerichteten Seite der Federstützfläche 35 anläge, sondern beispielsweise direkt an der Kante 53. Dies hätte zur Folge, dass die Federkraft zwischen Außenring 44 und Nabenvorsprung 30 sprungartig anstiege und somit möglicherweise das Lager 24 oder das Federelement 47 überlastet würde.
Unter anderem aus dem gleichen Grund ist im Ausführungsbeispiel nach Figur 2a vorgesehen, dass zwischen dem Außenring 44 und dem eigentlichen Federteil des Federelements 47 ein Ringform aufweisender Abstandshalter 56 zwischen dem
Außenbereich des Federelements 47 und dem Außenring 44 befestigt ist. Ohne diesen Abstandshalter 56 könnte das Federelement 47 in einer zum Nabenvorsprung 30 durchgedrückten Position an einer Kante der Bohrung des Innenrings 40 anliegen, wodurch sich auch hier der Wirkhebel für die axiale Kraft verkleinerte und dadurch die Federkraft sprungartig anstiege. Zu dem weist der Abstandshalter 56 eine Konizität auf.
Der Abstandshalter 56 hat im wesentlichen die Form eines Kegelstumpfmantels, deren größere Öffnung zum Federelement 47 gerichtet ist. Die Konizität beträgt beispielsweise 7° (Kegelwinkel somit 14°). Der Abstandshalter 56 liegt somit mit einer im wesentlichen schmalen kreisringförmigen Fläche radial aussen am Federelement 47 an und kann auch über diese kreisringförmige Fläche mit dem Federelement 47 verbunden bzw. an diesem befestigt werden, beispielsweise durch eine stoffschlüssige Verbindungstechnik wie Schweißen, Löten oder Kleben. Der Abstandshalter 56 vermeidet bei dieser Gestalt eine Wirkhebelverkürzung im Bereich des Übergangs vom Federelement 47 zum Abstandshalter 56, die bei ebenem Abstandshalter 56 und gleichzeitig stark durchgedrücktem Federelement 47 aufträte. Das Federelement 47 läge sonst an der radial innen liegenden, zum Federelement 47 gerichteten Kante des Abstandshalters 56 an, woduch sich die Belastung des Federelements erhöhte. Ein weiterer Grund für diesen Abstandshalter 56 besteht darin, dass durch den Abstandshalter 56 ein Anliegen des Federelements 47 am Innenring 40 im belasteten bzw. durchgedrückten Zustand des Federelements 47 ausgeschlossen werden kann. Andernfalls bestünde die Gefahr eines
Durchscheuerns. Es ist somit in Wirkrichtung zwischen dem Lager 24 und dem Federelement 47 ein Abstandshalter 56 angeordnet.
In Figur 3a ist, bezogen auf Figur 2a, eine Ansicht des Federelements 47 von links dargestellt. Dementsprechend ist die in Figur 3b dargestellte Ansicht des Federelements 47 eine Ansicht von rechts. Deutlich zu erkennen ist die Ringform des Abstandshalters 56 sowie des Federelements 47. Das Federelement 47 weist einen insgesamt wellenförmig geformten Innenbereich auf. Am Außenrand des Abstandshalters 56 sind in diesem Beispiel insgesamt drei Zapfen 59 ausgebildet, deren Funktion weiter unten im Zusammenhang mit Figur 7 erläutert werden. Die Zahl der Zapfen 59 kann davon auch abweichen; so sind beispielsweise auch vier oder sechs Zapfen möglich.
In Figur 4a und Figur 4b ist eine schematische Ansicht des Federelements 47 dargestellt. In beiden Fällen sind die axialen Auslenkungen des Federelements 47 stark übertrieben dargestellt, um die Veränderungen gut zu veranschaulichen. Figur 4a gibt die Kräfte- und
Lageverhältnisse eines ersten Betriebszustands wieder, wonach an der radialen Innenseite des Federelements 47 eine Stützkraft Fi zwischen der Federstützfläche 35 und dem Federelement 47 wirkt. Eine gleich große Kraft F^ wirkt zwischen dem Außenring 44 und in diesem Fall dem Abstandshalter 56. Als Bezugslinie wurde die Linie 1Q gewählt, die in diesem Fall in der Berührungsebene zwischen dem Federelement 47 und der
Federstützfläche 35 liegt. Die axiale Höhe des Federelements 47 zwischen der dem Nabenvorsprung 30 zugewandten Seite des Federelements 47 und der Berührungsebene beträgt di . Der weitere Extremfall in Figur 4b zeigt ein voll nach rechts durch die Planlage durchgefedertes Federelement 47, wobei die dem Nabenvorsprung 30 zugewandte Seite des Federelements 47 Anlagefläche zwischen dem Außenring 44 und dem Abstandshalter 56 nunmehr jenseits der Planlage 1 liegt, U2- Es ist ebenso verdeutlicht, dass die nunmehr zwischen dem Außenring 44 und dem Federelement 47 sowie zwischen dem Federelement 47 und dem der Federstützfläche 35 wirkende Kraft F2 in etwa die Größe der zuvor wirkenden Kraft Fj aufweist.
In Figur 5a, Figur 5b und Figur 5c ist ein weiteres Ausführungsbeispiel eines Federelements 47 in drei verschiedenen Ansichten dargestellt. Analog zur Figur 3a ist die Darstellung in Figur 5a ebenfalls eine Ansicht von links, dementsprechend ist die Ansicht in Figur 5c analog zur Darstellung in Figur 3b eine Ansicht von rechts. Wie bereits das zuvor beschriebene Ausführungsbeispiel des Federelements 47, weist auch dieses
Ausführungsbeispiel einen radialen Innenbereich auf, der allgemein wellenförmig ausgebildet ist. Der Außenbereich des Federelements 47 ist in kurzen Abständen geschlitzt und weist abwechselnd radiale Passelemente 62 auf, die zur konzentrischen Positionierung des Federelements 47 im Einpassring 38 und somit auch zur konzentrischen Positionierung zur Rotorachse dienen. Alternativ kann auch eine unmittelbare konzentrischen Positionierung zwischen dem Federelement 47 und der Nabe 21 erfolgen. Zwischen den Passelementen sind Abstandshalter 56 angeordnet, die sich wie in den vorangegangenen Ausführungsbeispielen am Außenring 44 abstützen. Diese Abstandshalter 56 sind insgesamt bogenförmig und sind in etwa rechtwinklig abgewinkelt.
Figur 6 zeigt ein drittes Ausführungsbeispiel eines Federelements 47. Dabei ist vorgesehen, dass das Federelement 47 und der Abstandshalter 56 zum Außenring 44 einstückig ausgeführt sind. Zusätzlich, jedoch für sich auch einzeln anwendbar, ist ein weiterer Abstandshalter 56 in Wirkrichtung zwischen dem Federelement 47 und der Nabe
21 angeordnet, der in diesem Fall auch einstückig angeformt ist.
In Figur 7 ist schließlich der Einpassring 38 in einer Schnittdarstellung abgebildet. Der Einpassring 38 weist an einem axialen Ende Einführzapfen 70 auf, die zwischen die Speichen 32 des Gehäuseteils 16 geschoben werden und darüber hinaus, wie auch in
Figur 2a dargestellt, als Schnapphaken ausgebildet sind und in Nuten zwischen den Speichen 32 eingreifen. Abschnitte zwischen den Zapfen 70 wirken darüber hinaus mit den Speichen 32 derartig zusammen, dass die Speichen 32 als Anschlag für den Einpassring 38 ausgebildet sind. Die Zapfen 70 begrenzen einerseits ein Spiel des Einpassrings 38 in axialer Richtung nach links und die Zwischenräume zwischen den
Zapfen 70 ein Spiel nach rechts, so dass sich insgesamt eine definierte Lage des Einpassrings 38 in der Nabe 21 ergibt. Am zylindrischen Innenumfang des Einpassrings 38 sind darüber hinaus im Beispiel drei Nuten 73 ausgebildet, in die die bereits erwähnten Zapfen 59, siehe auch Figur 3a und 3b, eingefügt werden, so dass sich eine insgesamt eindeutige Lage des Federelements 47 gemäß dem Ausführungsbeispiel aus Figur 2a, 3a und 3b im Einpassring 38 ergibt. Eine falsche Lage des Federelements 47 in der Nabe 21 ist dadurch auszuschließen. Für den Fall, dass eine eindeutige Zuordnung zwischen Federelement 47 und Nabe 21 nicht erforderlich ist, können die Zapfen 59 und Nuten 73 auch gleichmäßig am Umfang verteilt sein.

Claims

Ansprüche
1. Elektrische Maschine, insbesondere Generator für Kraftfahrzeuge, mit einem drehbar gelagerten Rotor (27), wobei zumindest ein Lager (24) zur Abstützung des Rotors (27) in einer Nabe (21) dient und auf das Lager (24) eine axial wirkende Federkraft eines Federelements (47) wirkt, welches mittels der Federkraft an der Nabe (21) abgestützt ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Federelement (47) eine
Tellerfeder ist und um eine Planlage des Federelements (47) betreibbar ist.
2. Elektrische Maschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass sich das Federelement (47) in einem Außenbereich an einem Außenring (44) eines Wälzlagers (24) und in einem Innenbereich an einem Nabenvorsprung (30) abstützt.
3. Elektrische Maschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Nabenvorsprung (30) eine allgemeine Ringform mit einer nach außen abfallenden konischen Federstützfläche (35) hat.
4. Elektrische Maschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das als Tellerfeder ausgebildete Federelement (47) im Wesentlichen die Form eines Kegelstumpfmantels hat.
5. Elektrische Maschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in Wirkrichtung zwischen dem Lager (24) und dem Federelement (47) ein Abstandshalter (56) angeordnet ist.
6. Elektrische Maschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in Wirkrichtung zwischen dem Federelement (47) und der Nabe (21) ein Abstandshalter (56) angeordnet ist.
7. Elektrische Maschine nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Abstandshalter (56) ein am Federelement (47) befestigter Ring ist.
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