EP2795770A2 - Elektrische maschine mit einer axialen vorspannung zwischen einem wälzlager und einem gehäuseteil, sowie verfahren zum betreiben einer solchen elektrischen maschine - Google Patents

Elektrische maschine mit einer axialen vorspannung zwischen einem wälzlager und einem gehäuseteil, sowie verfahren zum betreiben einer solchen elektrischen maschine

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Publication number
EP2795770A2
EP2795770A2 EP12780716.2A EP12780716A EP2795770A2 EP 2795770 A2 EP2795770 A2 EP 2795770A2 EP 12780716 A EP12780716 A EP 12780716A EP 2795770 A2 EP2795770 A2 EP 2795770A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
axial
axially
spring elements
rotor shaft
spring
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP12780716.2A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Thomas Singler
Alexander Ksoll
Mario Huesges
Alexander Kuderer
Juergen Herbst
Andreas Vathke
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP2795770A2 publication Critical patent/EP2795770A2/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • H—ELECTRICITY
    • H02—GENERATION; CONVERSION OR DISTRIBUTION OF ELECTRIC POWER
    • H02K—DYNAMO-ELECTRIC MACHINES
    • H02K7/00—Arrangements for handling mechanical energy structurally associated with dynamo-electric machines, e.g. structural association with mechanical driving motors or auxiliary dynamo-electric machines
    • H02K7/08—Structural association with bearings
    • H02K7/081—Structural association with bearings specially adapted for worm gear drives
    • H—ELECTRICITY
    • H02—GENERATION; CONVERSION OR DISTRIBUTION OF ELECTRIC POWER
    • H02K—DYNAMO-ELECTRIC MACHINES
    • H02K2205/00—Specific aspects not provided for in the other groups of this subclass relating to casings, enclosures, supports
    • H02K2205/03—Machines characterised by thrust bearings

Definitions

  • Electric machine with an axial bias between a rolling bearing and a housing part, and method for operating such an electric machine
  • the invention relates to an electric machine for driving functional elements in the motor vehicle with an axial preload between a housing part and a rolling bearing and of a method for operating such a machine according to the type of independent
  • Preload can only ever be applied between the disk set and designed as a floating bearing bearings. This embodiment is not suitable to apply a bias between the housing and the rolling bearing. In addition, the expert gets no hint how he can support higher axial forces with a small available space for the axial spring element.
  • the electric machine according to the invention as well as the inventive method for operating such a machine with the features of the independent claims have the advantage over the prior art that by forming at least two axially arranged in series spring elements using a small axial space sufficient axial prestress between the Housing of the electric machine and arranged on the rotor shaft bearings can be applied.
  • the serial arrangement of the at least two axial spring elements causes, in analogy to an electrical series circuit, the summation of the elastic spring forces of the individual axial spring elements in the axial direction.
  • Outer ring and the inner ring of a rolling bearing can be compensated, as well as the rotor shaft relative to the housing of the electric machine are subjected to a sufficient axial bias.
  • the invention is particularly advantageous for an axial bias on a as a
  • the inner ring of the rolling bearing is in this case fixedly arranged on the rotor shaft, so that a
  • the rolling bearing is suitable in the electric machine for receiving axially acting forces wherein the axial forces can be derived more or less damped over the outer ring to the housing.
  • the rolling bearing may be formed, for example, as a ball bearing or cylinder bearing, wherein the rolling elements (balls or cylindrical pins) roll between the inner ring and the outer ring. If the line of action of the axial force of the axially successively arranged spring elements engages directly in the region of the inner ring of the rolling bearing, shear forces between the rolling bearing and the rotor shaft are prevented.
  • the spring elements can lie directly axially on the inner ring, or else a contact disk between the inner ring and the spring element can be arranged. Due to the fixed fixation of the inner ring on the rotor shaft system-related component and manufacturing tolerances between the inner ring and the outer ring can be compensated by the inner ring is acted upon directly with a sufficient bias. To compensate for such an axial bearing clearance, the spring elements disposed axially one behind the other typically exert a preload with respect to the housing in the range of 50-150 N, preferably approximately 100 N.
  • the spring forces of axially successively arranged spring elements engage the outer ring of the rolling bearing, in which case the outer ring at least within certain limits in the axial direction movable in the
  • Axial forces up to 1500 N can be effective axially damped, whereby the mechanical load on the bearings and the rotor is significantly reduced.
  • the spring elements arranged axially in series on the outer ring act on the axial damping of the rotor and at the same time engage another elastic spring element on the inner ring in order to compensate for the axial bearing clearance within the rolling bearing.
  • the elastic spring element which acts on the inner ring as an integral part of the axially successively arranged spring elements which engage the outer ring formed.
  • the contact surface of the rotor shaft can be adapted to the point of application of the spring elements, for example, a plastic material can be arranged to increase the sliding action.
  • the invention finds application in an electrical machine which is designed as a transmission drive unit, for example, a
  • Windscreen wiper drives in the vehicle Here, a worm is mounted on the rotor shaft, which cooperates with a worm wheel. These together form a worm gear, which has an output shaft for a
  • Adjusting part provides. Due to the burden of
  • Worm gear can act on the screw large axial forces on the rotor shaft, which can be formed jerky in particular when switching the direction of rotation of the electric motor drive. Such axial load peaks can be effectively damped with the spring arrangement according to the invention.
  • the rolling bearing is arranged so that it can rotate and slide between the worm and the armature core of the rotor, since then the axial forces acting on the worm are damped axially as close as possible to its point of application.
  • the axially successively arranged spring elements may be formed as an integral, one-piece component or as separate components, which are either firmly connected to each other or loosely mounted to each other axially in the housing. It is essential that the individual axial spring elements of their action analogous to an electrical series circuit interact, the individual spring characteristics of the axial
  • Spring elements can be selected according to the axial forces occurring.
  • the spring elements are advantageously designed as disc springs or cup-shaped springs, which abut each other axially on their outer circumference or at a radially inner region or are interconnected.
  • two, three, four or more individual spring elements can be coupled together axially.
  • the individual spring elements advantageously have individual resilient components, which are arranged parallel to one another analogously to the electrical circuit. This means that the individual resilient components distributed over the circumference of the spring element provide individual axial spring forces which are simultaneously effective side by side, and whose axial forces act parallel to each other.
  • the individual resilient components are designed, for example, as spring webs which connect a radially outer region of the spring element to a radially inner region. In this case, for example, two, three, four or more resilient components in a single axial
  • the individual spring elements are formed with annular spring surfaces. That means in
  • each spring element has only a single resilient component, which is formed homogeneously over the entire circumference.
  • Spring element is formed for example by a plate spring, in the middle of which, for example, a hole is formed, and the annular spring surface is slightly conical.
  • the individual spring elements can be made particularly favorable as stamped parts, which are preferably cut out of a metal sheet.
  • a metal sheet for this purpose, in particular spring steel, wherein the thickness and the elasticity of the metal sheet, as well as the specific shape of the resilient webs, is optimally selected according to the applied bias.
  • both the axially successively arranged axial spring elements, as well as possibly the individual resilient webs with different spring constants be formed.
  • the spring characteristic over the axial deflection can be freely designed by material thickness and the shape of the spring element along its radial extent can be designed accordingly.
  • At least one additional floating bearing is arranged, which allows an axial relative movement of the rotor shaft relative to the housing.
  • a third or further bearing may be arranged, which are designed as movable bearings or support bearings. Due to the defined axial elastic support of the first bearing a reliable radial and axial bearing of the rotor can be ensured in combination with other movable bearings or support bearings, without over-determination of storage occurs.
  • the axially successively connected spring elements can be preassembled first favorable process in the housing of the electric machine, then then with the assembly of the rotor, the fixed arranged on the rotor shaft bearings under bias to the spring elements is applied.
  • the rolling bearing is preferably clamped during its assembly directly between the respective spring elements.
  • the spring elements arranged axially one behind the other on both sides of the roller bearing can be connected to one another by means of a bracket, so that the two-sided spring assemblies are formed as a one-piece component in the form of a clamping goggle.
  • the execution of such a clamping glasses can also be conveniently mounted with a process step after assembly of the arranged on the rotor shaft bearing to
  • Rotor shaft is deflected only slightly axially over a large axial force range.
  • Such a course of the spring characteristic can by the
  • Spring elements such as disc springs or pot springs are realized. Another possibility for realizing this spring characteristic is to punch out a single component in such a way that different individual spring components are combined to form a specific characteristic curve or axial axial spring elements arranged in series can be integratively combined in one component, in particular a bent stamped part.
  • the different ones Spring stiffnesses can also be generated locally by different sheet metal cross sections or different material thicknesses.
  • the method according to the invention for operating such an electrical machine has the advantage that disturbing stop noises of the electric drive unit can be effectively prevented. This is particularly important for drive units that are operated for a long time in Reversier Anlagen, such as a wiper direct drive or a
  • Rear wiper drive Due to the special design of the axial damping of the rolling bearing and / or the rotor shaft can be operated by utilizing a low axial space requirement with minimal noise, the transmission of the reversing drive utilizing an optimal efficiency. In this case, for example, when a change of direction first axial play within the rolling bearing damped compensated and then arranged axially in series spring elements with an increasing
  • stops are advantageously formed on the housing in the two axial directions, against which the rotor shaft bears axially when the axial forces are exerted. As a result, these high axial forces are transmitted from the armature shaft directly to the housing, without this, the rolling bearing is additionally loaded axially.
  • the rotor shaft performs the same mirror-symmetrical course of motion when subjected to an axial force in a first direction, as in the case of an application of an axial force in an opposite axial direction.
  • FIGS. 1 and 2 show two different embodiments of an electric machine according to the invention with following worm gears
  • FIG. 3 and Figure 5 are sections of two further invention
  • Figure 4 and Figure 6 shows two different individual axial spring elements for
  • Figure 7 shows a schematic arrangement of the individual spring elements on a
  • Figure 9 shows another embodiment of an inventive
  • FIG. 10 spring elements arranged axially one behind the other, as can be used for example in FIG. 9,
  • Figure 11 shows another embodiment of a transmission drive unit according to the invention.
  • Rolling bearing arranged spring elements.
  • an electric machine 10 is shown with a downstream transmission 12, which is formed for example as an electric motor drive unit 11.
  • a transmission drive unit 11 may, for example, for the adjustment of moving parts in the motor vehicle, such as
  • Windscreen wipers, window panes, sunroof or seat parts can be used.
  • the electric machine 10 has a rotor shaft 12 which is mounted in a housing part 16 of the housing 17 of the gear drive unit 11.
  • an anchor packet 24 is shown schematically, the For example, arranged in the housing 17 magnet 25th
  • a roller bearing 20 is arranged, which is formed in the embodiment as a ball bearing 22.
  • rolling elements 30 are arranged, which are formed as balls 31 in the ball bearing 22.
  • the inner ring 28 is fixedly fixed on the rotor shaft 12, so that a rotation or displacement of the inner ring 28 against the rotor shaft 12 is prevented.
  • This rotation and displacement-resistant connection can be realized for example by a press fit and / or a plastic material deformation between the rotor shaft 12 and the inner ring 28.
  • the outer ring 26 is fixed in the housing part 16 in a manner fixed against rotation and displacement.
  • the rolling bearing 20 is formed as a so-called fixed bearing 21, which can transmit in the axial direction 5 acting on the rotor shaft 12 forces on the housing part 16. It has thus the
  • a transmission element 40 is further arranged, which meshes with a corresponding gear 42 of the transmission 14.
  • a transmission element 40 is further arranged, which meshes with a corresponding gear 42 of the transmission 14.
  • Gear element 40 is formed as a screw 41, which is fixed rotationally and non-displaceably on the rotor shaft 12.
  • the worm 41 drives as a worm wheel
  • Spring elements 32 are arranged, which lie in the axial direction 5 to each other.
  • the axially successively arranged spring elements 32 cause a biasing force 34 which acts axially on the inner ring 28 in the axial direction 5 via the rotor shaft 12. Since the inner ring 28 is fixed against displacement on the rotor shaft 12, thus lies constantly a bias 34 between the inner ring 28 of the rolling bearing 20 and the housing part 16 at which the spring elements 32 are supported. As a result, the axial clearance of the rolling bearing 20 is eliminated, whereby the disturbing
  • Spring elements 32 are shown schematically in Fig. 1 and show the
  • the individual spring elements 32 have a plurality of resilient components 60, which are arranged parallel to each other in analogy to an electrical circuit and each have an axial
  • biasing force 34 to the rolling bearing 20.
  • the axially successively arranged spring elements 32 are for example pot-shaped or dish-shaped, so that a relatively high biasing force 34 can be generated in an axially small space within the housing part 16.
  • Embodiment in Fig. 1 has only a single roller bearing 20, which is preferably between the anchor assembly 24 and the transmission element 40 - in particular a screw 41 - is arranged.
  • a further radial bearing 50 is arranged, which is designed for example as a sliding bearing 51.
  • the further radial bearing 50 is arranged, for example, at the end 53 of the rotor shaft 12 on the rolling bearing 20 opposite side of the armature package 24.
  • a third radial bearing 54 is formed, which supports the rotor shaft 12 via a plain bearing bush 55 radially.
  • the radial bearings 50 and 54 allow a movement of the rotor shaft 12 in the axial direction 5 relative to the housing 17 and are therefore also referred to as a floating bearing.
  • the radial bearings 50, 54 are arranged axially displaceable on the rotor shaft 12 and fixed at its outer periphery in the housing part 16.
  • FIG. 2 shows a variation of the gear drive unit 11 according to FIG. 1, in which the roller bearing 20, on which the pretensioning force 34 acts, is arranged on the end 53 of the rotor shaft 12.
  • the inner ring 28 of the rolling bearing 20th rotatably and slidably connected to the rotor shaft 12, wherein the outer ring 26 is fixedly fixed in the housing part 16.
  • the axial bearing clearance of the bearing formed as a fixed bearing 20 occurs at the axial end 53 of the rotor shaft 12.
  • the biasing force 34 engages on
  • a concrete embodiment of this is shown in Figs. 5 and 6.
  • a second rolling bearing 23 is arranged between the armature core 24 and the worm 41, which in contrast to the embodiment according to FIG. 1, however, is preferably designed here as a floating bearing.
  • the outer ring 26 is arranged axially displaceably in the bearing seat 18.
  • the inner ring 28 can be arranged to be axially displaceable on the rotor shaft 12.
  • the transmission-side end 52 of the rotor shaft 12 is supported in this embodiment by a support bearing 56, which is to prevent deflection of the rotor shaft 12 away from the gear 42. If the transmission 14 is designed as a worm gear 15, during a transmission of a drive torque a
  • the housing part 16 is formed in the embodiments of Figure 1 and Figure 2, for example, as a pole pot 19 in which the armature core 24 of the electric motor 9 is mounted.
  • the pole pot 19 for example, an axial extension 29, in which a radial bearing 20, 50 is arranged.
  • the axially successively arranged spring elements 32 are also disposed within the axial extension 29 of the pole pot 19, wherein the axial length 27 of the axial extension 29 is to be minimized by the inventive design and arrangement of the spring elements 32.
  • FIG. 3 and FIG. 4 show a specific embodiment of the spring elements 32 which can be used, for example, for the spring elements 32 shown schematically in FIG. In Figure 3, for example, three individual spring elements 32 are shown, each lying axially directly adjacent to each other.
  • the spring elements 32 have a radially inner region 59, which in this exemplary embodiment is connected to the outer circumference 58 via individual resilient components 60.
  • the resilient components 60 are formed as spring webs 61 which extend spirally from the radially inner portion 59 to the outer periphery 58.
  • the spring elements 32 are each plate-shaped, or slightly conical.
  • the second and the third spring element 32 are each at its radially inner portion 59 axially against each other.
  • a biasing force 34 is generated between the housing part 16 and the rolling bearing 20, not shown here, wherein the biasing force 34 via the rotor shaft 12 on the inner ring 28 of the rolling bearing 20 (for example, according to Figure 1) acts.
  • the series-arranged spring elements 32 are in this case on the radially inner portion 59 on the rotor shaft 12, wherein a so-called startup mushroom 62 is arranged to improve the sliding properties at the end 53 of the rotor shaft.
  • the starting mushroom 62 is made of plastic, for example, which significantly reduces the friction between the rotor shaft 12 and the spring element 32 made of metal, for example.
  • the individual spring elements 32 can be loosely inserted into the housing part 16 during assembly, wherein this example, by a schematically illustrated guide sleeve 57 - which may optionally be integrated directly into the housing part 16 - are performed.
  • the individual spring elements 32 are each directly on the housing part 16 and on the rotor shaft 12, and each other directly.
  • further thrust washers, or connecting elements between the spring elements 32 and / or the housing part 16 and the rotor shaft 12 can be arranged in each case.
  • the individual spring elements 32 can be connected to one another in the axial direction 5 be so that instead of the individual spring elements 32, only a single spring assembly 64 - consisting of the axially arranged one behind the other
  • FIG. 5 and FIG. 6 show a further variant of spring elements 32 arranged axially one behind the other, as can be used, for example, in the exemplary embodiment according to FIG.
  • the rolling bearing 20 at the end of 53 of the rotor shaft 12 is arranged, so that the spring elements 32 directly to the
  • Inner ring 28 can act on a biasing force 34.
  • the radially inner portion 59 of the spring elements 32 has a circular recess 65 which, for example, at least the
  • Diameter 66 of the rotor shaft 12 corresponds.
  • the radially inner region 59 is in this case formed as a circular ring 67, which here is axially supported on the inner ring 28 of the rolling bearing 20.
  • the spring elements 32 are again plate-shaped or cup-shaped and lie on the outer circumference 58 to each other.
  • the outer periphery 58 is connected via resilient components 60 with the radially inner portion 59.
  • three spring webs 61 are shown in each case, which are formed with respect to the axial spring action as parallel to each other arranged resilient components 60.
  • the spring elements 32 of Figures 3 and 5 may also have four or five or more spring bars 61, or formed with respect to their circumferential direction as a homogeneously formed plate spring washers, as shown for example in Figures 9 and 10.
  • the radially inner region 59 can rotate relative to the outer circumference 58, as a result of which the spring travel is converted at least partially into a torsional movement by a pure axial movement.
  • the axial space of the housing part 16 can be reduced, wherein in Figure 5 two
  • Spring elements 32 are arranged axially in series, but in alternative
  • Embodiments also three, four or more spring elements 32 can be arranged axially one behind the other. Again, the individual spring elements 32 can optionally be mounted loosely to each other, or previously connected to a spring pact 64.
  • the contact surface of the spring package 64 on the housing part 16 can be done either at the radially inner portion 59 or at the outer periphery 58 (corresponds to a combination of Figure 3 to Figure 6).
  • the spring elements 32 may alternatively be formed of a non-metallic material, for example of plastic. In the arrangement of the spring elements 32 in the housing part 16, these can be fixed with respect to a rotational movement, a housing 17, or with the rotor shaft
  • spring elements 32 arranged axially one behind the other are arranged at both ends 52, 53 of the rotor shaft, their spring characteristics being able to be matched to one another.
  • the spring constants of the axially serially arranged spring elements 32 are identical for each spring element 32, whereby also the spring constants of the individual resilient elements
  • FIG. 7 shows a further exemplary embodiment in which a rotor shaft 12 is mounted in a housing 17 by means of a roller bearing 20.
  • the inner ring 28 is fixed against rotation and displacement on the rotor shaft 12, the outer ring 26 is arranged within certain limits along the axial direction 5 displaceable in the housing part 16.
  • On both opposite sides 70, 71 of the rolling bearing 20 at least two axially successively arranged spring elements 32 are arranged, on the one hand on the outer ring 26 and on the other hand on
  • Support housing part 16 axially. Now works for example over the
  • Transmission element 40 an axial force 6 on the rotor shaft 12 a
  • Spring elements 32 axially damped.
  • the spring characteristic of the axially successively arranged spring elements 32 is designed such that the springs are formed relatively stiff at low axial forces 6 and thereby the rolling bearing 20 is approximately not deflected with the rotor shaft 12. Only with a strong increase of the acting axial force 6, the spring stiffness decreases, whereby a greater deflection in the axial direction x is allowed.
  • These Damped deflection of the rotor shaft 12 takes place at high axial forces 6 until the rotor shaft 12 abuts with its end 52, 53 against an axial stop 72, 73.
  • the axially juxtaposed spring elements 32 are in
  • This course of the deflection X is plotted in FIG. 8 over the acting axial force F.
  • a positive force F acts on the rotor shaft 12 (to the right in FIG. 7, for example)
  • the rotor shaft 12 is first deflected along the deflection X parallel to the axial direction 5 until the axial play between the inner ring 28 and the outer ring 26 is eliminated Fi).
  • the axial force F is further increased, the rotor shaft 12 experiences practically no further further due to the special design according to the invention of the spring characteristic of the spring elements 32 arranged axially one behind the other
  • Axial stop 72 so that in a further increase in the force F, the mechanical load of the rolling bearing 20 is limited to F max , and the higher forces F are derived directly from the rotor shaft 12 to the axial stop 72. If the rotor shaft 12 with an axial force -F in
  • axial springs 74, 75 can also be arranged on the inner ring 28 for damping the axial bearing clearance, the region of which is illustrated in FIG. 8 between + Fi and - Fi.
  • These axial springs 74, 75 may be integrally arranged axially one behind the other on the outer ring 26
  • Be spring elements 32 or be formed as a separate axial springs, as shown for example in Figure 13.
  • the individual spring elements 32 are formed similarly to the embodiment according to FIG. 5 with an outer circumference 58 and an inner circular ring 67.
  • the spring elements 32 are in this case designed as disc springs which form a homogeneous circular ring 67 over the entire circumference in order to be able to absorb higher axial forces 6.
  • the individual spring elements 32 abut each other axially on the outer circumference 58 or on the radially inner region 59, so that in the exemplary embodiment preferably four spring elements 32 can be arranged axially in series. Alternatively, however, two, three or more than four spring elements 32 can be arranged axially one behind the other.
  • the housing part 16 hereby forms an integrated
  • Guide sleeve 57 is in which the spring elements 32 are guided in a deflection X of the rotor shaft 12 in the axial direction 6.
  • X deflection of the rotor shaft 12 in the axial direction 6.
  • Spring element 32 with its outer circumference 58 directly on the outer ring 26 of the rolling bearing 20 at. Another arranged in series spring element 32 lies with its outer periphery 58 axially on the housing part 16.
  • the bias voltage 34 of the symmetrical to the rolling bearing 20 arranged on both sides 70, 71 spring assemblies 64 can be adjusted by an axial fixing element 78, which is formed for example as a clamping ring 79 which engages in a circumferential groove 80.
  • a plurality of disc springs are summarized as axially successively arranged spring elements 32 to a spring assembly 64.
  • the individual spring elements 32 form an annular spring surface 82, which is slightly funnel-shaped towards the center.
  • the figure 8 underlying non-linear spring characteristic is realized that in these plate-shaped Springs the annular spring surface 82 is relatively stiff and initially not deformed at axial load initially, until the
  • spring elements 32 on both sides 70, 71 of the roller bearing 20 are designed to carry out the "series connection" of the spring elements 32 as compactly as possible, as an alternative to the juxtaposition of identical spring elements 32 in the axial direction 5, different spring elements 32 with different spring characteristics can also be arranged axially in series to be ordered.
  • spring washers 84 rest axially on the housing 17 on both sides 70, 71 of the roller bearing 20.
  • These spring washers 84 are for example mounted radially from one side of the rotor shaft 12, but in an alternative embodiment, not shown, but also be slid onto the rotor shaft 12 in an annular manner.
  • a bow spring 86 is arranged such that its two legs 87 on the one hand abut axially on the spring washers 84 and on the other hand are supported on both sides 70, 71 on the rolling bearing 20.
  • one leg 87 of the bow spring 86, together with one respective spring washer 84 is arranged axially in series.
  • these spring packs 64 on both sides 70, 71 of the
  • Rolling bearing 20 formed symmetrically to each other.
  • the bow spring 86 can hereby advantageously be radially mounted after assembly of the rotor shaft 12, whereby the rolling bearing 20 is clamped on both sides with a predefinable preload force 34 in the housing 17.
  • a predefinable preload force 34 in the housing 17 According to the illustrations in Figure 7 and Figure 8 can by the specific shape of the spring washers 84 and the bow spring 86 again a course of the deflection X upon exposure an axial force 6 can be realized, in which the armature shaft 12 is initially hardly deflected, whereby the meshing engagement between the worm 41 and the worm wheel 43 optimally interlocks in normal operation and this is ensured over the entire life. Only when higher forces occur, for example in the event of a jerky load, is the rotor shaft 12 deflected in a damped manner in order to protect the gear teeth from destruction.
  • the rolling bearing 20 is in turn formed as a fixed bearing between the armature core 24 and the transmission element 4, wherein at the end 53 of the rotor shaft 12 corresponding to the figure 1, a sliding bearing 51st
  • the electric motor 9 is commutated via a collector 88, which is energized via carbon brushes 89.
  • the armature package 24 of the electric motor 10 is arranged in the pole pot 19, which is connected to a transmission housing 90, in which the electronics 91 is received.
  • the inner ring 28 is fixed on the rotor shaft 12 so as to be non-displaceable. This is in this
  • Embodiment by means of plastic material deformation for example, two
  • Bow spring 86 are in the embodiment on their inner sides 85 directly on the outer ring 26.
  • the free ends 92 of the legs 87 are bent away from both sides of the rolling bearing 20 and are located on the two spring washers 84 axially.
  • the spring discs 84 are curved, such that the
  • Spring washers 84 are formed from the support point 93 of the free ends 92 axially away from the bearing surface on the housing 17 bent. Due to the radial mounting of the bow spring 86 is about the spring washers 84 an axial
  • Biasing force 34 exerted on the rolling bearing 20 The concrete course of the deflection X is the acting axial force F of Figure 8 then by the concrete shape of the bow spring 86 with the legs 87, and the design of the spring washers 84 are designed.
  • FIG. 13 shows a further embodiment in which spring elements 32 arranged axially in series are arranged on both sides 70, 71 of the roller bearing 20.
  • the axially successively formed spring elements 32 are each integrally formed as an integral spring member 94 which is axially on both sides 70, 71 of the rolling bearing 20 radially to the rotor shaft 12 can be mounted.
  • the integrated spring component 94 in this case has a first spring element 32, which is axially supported on the housing 17 with an axial web 95.
  • Spring element 32 is formed as a material taper 96 of the radially extending spring member 94, which is arranged axially in series with the axial web 95.
  • the axial web 95 is combined as a first spring element 32 with a high spring stiffness with the material taper 96 as a second spring element 32 with a low spring stiffness, which in turn a non-linear characteristic can be realized.
  • the integral spring member 94 is supported with a nose 97 on the outer ring 28, whereby the outer ring 26 attenuated within the housing 17 can move axially when exposed to high axial forces 6.
  • the contact surfaces of the integrated spring member 94 on the housing 17 may be formed differently depending on the application, so that over the extent of
  • Contact surfaces can also adjust the spring stiffness of the integrated spring member 94 (see differences in the left and right side of Figure 13).
  • the axial bearing play compensation spring tongues 98 are formed as axial springs 74, 75 according to the figure 7, which rest axially on the inner ring 28. In this embodiment, both the axial play can be compensated by the integrated spring member 94, as well as very high axial
  • Bracket be formed together as a one-piece component, which is radially mounted in a simple manner.
  • Embodiments are varied. For example, at one end 52, 53 of the armature shaft 12 or between the armature core 24 and the transmission element 40.
  • the combination with other bearings can be varied, which may be formed, for example, as a further rolling bearing 53, as a sliding bearing 51 or as a support bearing 56.
  • the axial bearing clearance spring forces of 100 N to 150 N are typically realized by the configuration of the axially arranged in series spring elements 32, for the damped deflection of the outer ring 26 in the housing 17 under the action of high axial force peaks, the axially successively arranged spring elements 32 typically for Spring forces up to 1500 N designed.
  • the different embodiments of the individual spring elements 32 can be exchanged for the different embodiments, wherein decisively determines the required spring forces and the available space as a concrete design of the individual spring elements 32.
  • the axial length of a single spring element is 0.5 to 1.5 mm.
  • the invention is particularly suitable for the adjustment of moving parts in
  • Winscreen wipers windows, sunroof, vehicle seat
  • windshield wipers windows, sunroof, vehicle seat

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine elektrische Maschine (10), insbesondere eine Getriebe-Antriebseinheit (11) zum Antreiben von Funktionselementen im Kraftfahrzeug, sowie ein Verfahren zum Betreiben einer solchen elektrischen Maschine (10), mit einer Rotorwelle (12), die sich in Axialrichtung (5) erstreckt und drehbar mittels einem Wälzlager (22, 20) in einem Gehäuseteil (16) eines Gehäuses (17) gelagert ist, wobei mindestens zwei axiale Federelemente (32) axial hintereinander angeordnet sind, wobei die axialen Federelemente (32) bezüglich ihrer Kraftwirkung in Axialrichtung (5) in Reihe angeordnet sind und sich axial an dem Gehäuseteil (16) abstützen und eine axiale Vorspannung zwischen dem Gehäuseteil (16) und dem Wälzlager (20, 22) ausüben.

Description

Beschreibung Titel
Elektrische Maschine mit einer axialen Vorspannung zwischen einem Wälzlager und einem Gehäuseteil, sowie Verfahren zum Betreiben einer solchen elektrischen Maschine
Die Erfindung geht aus von einer elektrischen Maschine zum Antreiben von Funktionselementen im Kraftfahrzeug mit einer axialen Vorspannung zwischen einem Gehäuseteil und einem Wälzlager sowie von einem Verfahren zum Betreiben einer solchen Maschine nach der Gattung der unabhängigen
Ansprüche.
Mit der EP 1 784 907 Bl ist eine elektrische Maschine bekannt geworden, bei der ein Rotor in einem Motorgehäuse gelagert ist. Dabei ist der Außenring des Wälzlagers fest im Motorgehäuse fixiert, wobei der Innenring des Wälzlagers axial verschiebbar auf der Rotorwelle gelagert ist. Zwischen dem Lagerinnenring und dem Lamellenpaket des Rotors ist auf der Rotorwelle eine axiale
Federscheibe angeordnet, die den Rotor mit der Rotorwelle gegen den Innenring des Wälzlagers axial verspannt. Bei dieser Ausführung wird das axiale
Federelement direkt im Lamellenpaket des Rotors fixiert, wodurch die
Vorspannung immer nur zwischen dem Lamellenpaket und dem als Loslager ausgebildeten Wälzlager aufgebracht werden kann. Diese Ausführung eignet sich nicht, um eine Vorspannung zwischen dem Gehäuse und dem Wälzlager aufzubringen. Außerdem bekommt der Fachmann keinen Hinweis wie er bei einem geringen verfügbaren Bauraum für das axiale Federelement höhere Axialkräfte abstützen kann.
Vorteile der Erfindung Die erfindungsgemäße elektrische Maschine, sowie das erfindungsgemäße Verfahren zum Betreiben einer solchen Maschine mit den Merkmalen der unabhängigen Ansprüche haben dem gegenüber den Vorteil, dass durch die Ausbildung von mindestens zwei axial in Reihe angeordneten Federelementen unter Ausnutzung eines geringen axialen Bauraums eine ausreichende axiale Vorspannung zwischen dem Gehäuse der elektrischen Maschine und einem auf der Rotorwelle angeordneten Wälzlager aufgebracht werden kann. Die serielle Anordnung der mindestens zwei axialen Federelemente bewirkt in Analogie einer elektrischen Reihenschaltung die Aufsummierung der elastischen Federkräfte der einzelnen axialen Federelemente in Axialrichtung. Durch eine solche erfindungsgemäße Anordnung kann sowohl das Axialspiel zwischen dem
Außenring und dem Innenring eines Wälzlagers ausgeglichen werden, als auch die Rotorwelle gegenüber dem Gehäuse der elektrischen Maschine mit ausreichender axialer Vorspannung beaufschlagt werden. Dadurch können beispielsweise ruckartig auf die Rotorwelle einwirkende Axialkräfte bei
Reversierbetrieb der elektrischen Maschine ausreichend abgedämpft werden. Somit werden einerseits störende Anschlagsgeräusche beim Start oder
Drehrichtungswechsel des Antriebs vermieden, und andererseits die
Lebensdauer der Axiallagerung des Rotors deutlich erhöht.
Durch die in den Unteransprüchen aufgeführten Maßnahmen ergeben sich vorteilhafte Weiterbildungen und Verbesserungen der in den unabhängigen Ansprüchen angegebenen Ausführungen. Dabei eignet sich die Erfindung besonders vorteilhaft um eine axiale Vorspannung auf ein als ein
Festlager(Axiallager) ausgebildetes Wälzlager aufzubringen. Der Innenring des Wälzlagers ist hierbei fest auf der Rotorwelle angeordnet, so dass eine
Relativbewegung zwischen dem Innenring der Rotorwelle verhindert wird. Ein solches Festlager eignet sich bei der elektrischen Maschine zur Aufnahme axial einwirkender Kräfte wobei die Axialkräfte mehr oder weniger gedämpft über den Außenring an das Gehäuse abgeleitet werden können. Das Wälzlager kann beispielsweise als Kugellager oder Zylinderlager ausgebildet sein, wobei die Wälzkörper (Kugeln oder Zylinderstifte) sich zwischen dem Innenring und dem Außenring abrollen. Greift die Wirklinie der axialen Kraft der axial hintereinander angeordneten Federelemente direkt im Bereich des Innenrings des Wälzlagers an, werden Scherkräfte zwischen dem Wälzlager und der Rotorwelle unterbunden. Dabei können die Federelemente unmittelbar axial am Innenring anliegen, oder aber auch eine Anlagescheibe zwischen dem Innenring und dem Federelement angeordnet sein. Durch die feste Fixierung des Innenrings auf der Rotorwelle können die systembedingte Bauteil- und Fertigungstoleranzen zwischen dem Innenring und dem Außenring ausgeglichen werden, indem der Innenring direkt mit einer ausreichenden Vorspannung beaufschlagt wird. Für den Ausgleich eines solchen axialen Lagerspiels üben die axial hintereinander angeordneten Federelemente typischerweise eine Vorspannung gegenüber dem Gehäuse im Bereich von 50-150 N, vorzugsweise etwa 100 N aus.
In einer alternativen Ausführung greifen die Federkräfte der axial hintereinander angeordneten Federelemente am Außenring des Wälzlagers an, wobei hier der Außenring zumindest in gewissen Grenzen in Axialrichtung beweglich im
Gehäuse angeordnet ist. Durch diese Ausführung kann eine Axialdämpfung des Rotors gegenüber dem Gehäuse realisiert werden, bei dem einwirkende
Axialkräfte bis zu 1500 N wirksam axial abgedämpft werden können, wodurch die mechanische Belastung der Lager und des Rotors deutlich verringert wird.
Besonders vorteilhaft ist es, wenn einerseits die axial in Reihe angeordneten Federelemente am Außenring zur Axialdämpfung des Rotors angreifen und gleichzeitig ein weiteres elastisches Federelement am Innenring angreift, um das Axiallagerspiel innerhalb des Wälzlagers auszugleichen. In einer bevorzugten Ausführung ist das elastische Federelement, das am Innenring angreift als integraler Bestandteil der axial hintereinander angeordneten Federelemente, die am Außenring angreifen, ausgebildet.
Stützen sich die axial hintereinander angeordneten Federelemente axial am Ende der Rotorwelle gegenüber dem Gehäuse ab, so wirken diese axialen Federkräfte indirekt auf den Innenring, der fest auf der Rotorwelle fixiert ist. Dadurch kann die Reibung durch die Drehung des Rotors näherungsweise auf einen mittleren Punkt des Federelements konzentriert werden, wodurch der Wirkungsgrad der elektrischen Maschine erhöht wird. Um die Gleiteigenschaften zwischen den Federelementen und dem Ende der Rotorwelle zu erhöhen, kann die Anlauffläche der Rotorwelle an den Angriffspunkt der Federelemente angepasst werden, beispielsweise kann ein Kunststoff material angeordnet werden, um die Gleitwirkung zu erhöhen.
Bevorzugt findet die Erfindung Anwendung bei einer elektrischen Maschine, die als Getriebe-Antriebseinheit ausgebildet ist, die beispielsweise einen
Scheibenwischer im Kraftfahrzeug antreibt. Hierbei ist auf der Rotorwelle eine Schnecke befestigt, die mit einem Schneckenrad zusammenwirkt. Diese bilden zusammen ein Schneckengetriebe, das eine Abtriebswelle für ein zu
verstellendes Teil zur Verfügung stellt. Aufgrund der Belastung des
Schneckengetriebes können über die Schnecke große Axialkräfte auf die Rotorwelle einwirken, die insbesondere beim Umschalten der Drehrichtung des elektromotorischen Antriebs stoßartig ausgebildet sein können. Solche axialen Lastspitzen können mit der erfindungsgemäßen Federanordnung wirksam gedämpft werden.
Besonders günstig ist es, wenn das Wälzlager dreh- und schiebefest zwischen der Schnecke und dem Ankerpaket des Rotors angeordnet ist, da dann die über die Schnecke einwirkende Axialkräfte axial möglichst nah an deren Angriffspunkt gedämpft werden. Durch das Anlegen der axial hintereinander angeordneten Federelemente am Wälzlager in unmittelbarer axialer Nähe zur Schnecke, können die Axialkräfte effektiv gedämpft werden, ohne dass die Rotorwelle radial verbogen wird.
Die axial hintereinander angeordneten Federelemente können als integrales, einstückiges Bauteil ausgebildet sein oder als separate Bauteile, die wahlweise fest miteinander verbunden werden oder lose axial aneinander liegend im Gehäuse montiert werden. Wesentlich ist dabei, dass die einzelnen axialen Federelemente von ihrer Wirkung analog einer elektrischen Reihenschaltung zusammenwirken, wobei die einzelnen Federkennlinien der axialen
Federelemente entsprechend den auftretenden Axialkräfte gewählt werden können. Um den axialen Bauraum möglichst gering zu halten werden die Federelemente vorteilhaft als Tellerfedern oder als topfförmige Federn ausgebildet, die untereinander an ihrem Außenumfang oder an einem radial inneren Bereich axial aneinander anliegen oder miteinander verbunden sind. Dabei können zwei, drei, vier oder mehr einzelne Federelemente axial miteinander gekoppelt werden.
Die einzelnen Federelemente weisen vorteilhaft einzelne federnde Komponenten auf, die analog zur elektrischen Schaltung parallel zueinander angeordnet sind. Das bedeutet, dass die einzelnen federnden Komponenten über den Umfang des Federelements verteilt einzelne axiale Federkräfte zur Verfügung stellen, die gleichzeitig nebeneinander wirksam sind, und deren Axialkräfte parallel zueinander wirken. Die einzelne federnde Komponenten sind beispielsweise als Federstege ausgebildet, die einen radial äußeren Bereich des Federelements mit einem radial inneren Bereich verbinden. Dabei können beispielsweise zwei, drei, vier oder mehrere federnde Komponenten in einem einzigen axialen
Federelement ausgebildet sein.
In einem weiteren Ausführungsbeispiel sind die einzelnen Federelemente mit kreisringförmigen Federflächen ausgebildet. Das bedeutet, dass in
Umfangsrichtung keine einzelnen separaten Komponenten ausgeformt sind, sondern jedes Federelement nur eine einzige federnde Komponente aufweist, die über den gesamten Umfang homogen ausgebildet ist. Ein solches
Federelement wird beispielsweise durch eine Tellerfeder gebildet, in deren Mitte beispielsweise ein Loch ausgebildet ist, und deren kreisringförmige Federfläche leicht konisch ausgebildet ist.
Die einzelnen Federelemente können besonders günstig als Stanzteile hergestellt werden, die bevorzugt aus einem Metallblech ausgeschnitten werden. Dafür eignet sich insbesondere Federstahl, wobei die Dicke und die Elastizität des Metallblechs, sowie die spezifische Ausformung der federnden Stege, entsprechend der aufzubringenden Vorspannung optimal ausgewählt wird.
Für die fallspezifische Ausgestaltung der Axialdämpfung können sowohl die axial hintereinander angeordneten axialen Federelemente, als auch gegebenenfalls die einzelnen federnden Stege mit unterschiedlichen Federkonstanten ausgebildet werden. Dabei kann sich die Federkonstante mit der axialen
Auslenkung der Federelemente aufgrund deren speziellen Designs auch verändern, so dass die Dämpfung sowohl des Axialspiels des Wälzlagers, als auch des Rotors individueller gestaltet werden kann. Beispielsweise kann bei der Ausführung der axial hintereinander angeordneten Federelemente als ein einziges integriertes Bauteil die Federkennlinie über der axialen Auslenkung frei gestaltet werden, indem Materialdicke und die Form des Federelements entlang dessen radialer Ausdehnung entsprechend gestaltet werden kann.
Zur Verringerung des axialen Bauraums ist es besonders günstig, die einzelnen federnden Komponenten der Federelemente spiralförmig um deren Mittelpunkt auszuformen, so dass das Federelement bei einer axialen Krafteinwirkung eine Torsionsbewegung ausführt.
Für eine zuverlässige Lagerung des Rotors im Gehäuse der elektrischen Maschine ist zusätzlich zu dem erfindungsgemäßen Wälzlagers mindestens ein weiteres Loslager angeordnet, das eine axiale Relativbewegung der Rotorwelle gegenüber dem Gehäuse ermöglicht. In weiteren Variationen können auch ein drittes oder weitere Lager angeordnet sein, die als Loslager oder Stützlager ausgebildet sind. Durch die definierte axiale elastische Abstützung des ersten Wälzlagers kann in Kombination mit weiteren Loslagern oder Stützlagern eine zuverlässige radiale und axiale Lagerung des Rotors gewährleistet werden, ohne dass eine Überbestimmung der Lagerung auftritt.
Werden axial beidseitig des Wälzlagers jeweils zwei axial in Reihe angeordnete Federelemente angeordnet, so hat dies den Vorteil, dass Axialkräfte von beiden Richtungen in gleicher Weise gedämpft werden können. Dies ist beispielsweise für Reversierantriebe besonders wichtig, bei denen die Drehrichtung der Rotorwelle, und damit die einwirkende Axialkraft ständig umgedreht werden. Daher werden bei dieser Ausführung die axial ineinander angeordneten
Federelemente vorzugsweise auf beiden Seiten des Wälzlagers symmetrisch ausgebildet, so dass die Axialdämpfung entlang den gegensätzlichen
Axialrichtungen identisch ist. Zur Herstellung der elektrischen Maschine können die axial hintereinander geschalteten Federelemente prozesstechnisch günstig zuerst im Gehäuse der elektrischen Maschine vormontiert werden, wobei dann anschließend mit der Montage des Rotors das fest auf der Rotorwelle angeordnete Wälzlager unter Vorspannung an die Federelemente angelegt wird. Bei einer beidseitigen Anordnung der Federelemente wird das Wälzlager bei dessen Montage vorzugsweise direkt zwischen die jeweiligen Federelemente eingespannt.
Die beidseitig des Wälzlagers axial hintereinander angeordneten Federelemente können gemäß einer weiteren Ausführungsform mittels eines Bügels miteinander verbunden werden, so dass auch die beidseitigen Federpakete als einstückiges Bauteil in Form einer Klemmbrille ausgebildet sind. Die Ausführung einer solchen Klemmbrille kann auch mit einem Prozessschritt nach der Montage des auf der Rotorwelle angeordneten Wälzlagers günstig montiert werden, um
Montagetoleranzen der Rotorwelle und/oder des Wälzlagers auszugleichen.
Durch die Auslegung der einzelnen axial hintereinander angeordneten
Federelemente kann eine Federkennlinie realisiert werden, bei der die
Federanordnung beim Einwirken einer geringen Axialkraft eine sehr große Federsteifigkeit aufweist, so dass die Rotorwelle nur sehr geringfügig axial ausgelenkt wird. Mit zunehmender Axialkraft nimmt dann die Federsteifigkeit der gesamten Federanordnung ab, wodurch dann die Rotorwelle zunehmen ausgelenkt wird und gegebenenfalls axial an einem Anlauf im Gehäuse zum Anliegen kommt. Durch die Gestaltung einer solchen Federkennlinie kann das Getriebe der elektrischen Maschine über einen weiten Bereich der axialen Kraftein Wirkung mit optimalem Wirkungsgrad betrieben werden, da die
Rotorwelle über einen großen axialen Kraftbereich nur unwesentlich axial ausgelenkt wird. Ein solcher Verlauf der Federkennlinie kann durch die
Kombination einzelner unterschiedlicher axial aneinanderliegenden
Federelemente, wie beispielsweise Tellerfedern oder Topffedern realisiert werden. Eine andere Möglichkeit zur Realisierung dieser Federkennlinie besteht darin, ein einziges Bauteil derart auszustanzen, dass unterschiedliche einzelne Federkomponenten zu einer bestimmten Kennlinie kombiniert werden oder axial in Reihe angeordnete axiale Federelemente integrativ in einem Bauteil - insbesondere Biege-Stanzteil - kombiniert werden. Die unterschiedlichen Federsteifigkeiten können auch lokal durch unterschiedliche Blechquerschnitte oder unterschiedlicher Materialdicken erzeugt werden.
Das erfindungsgemäße Verfahren zum Betreiben einer solchen elektrischen Maschine hat den Vorteil, dass störende Anschlagsgeräusche der elektrischen Antriebseinheit wirkungsvoll unterbunden werden können. Dies ist besonders wichtig für Antriebseinheiten, die über längeren Zeit im Reversierbetrieb betätigt werden, wie beispielsweise einen Wischerdirektantrieb oder einen
Heckwischerantrieb. Durch die besondere Ausgestaltung der axialen Dämpfung des Wälzlagers und/oder der Rotorwelle kann unter Verwendung eines geringen axialen Platzbedarfs bei minimaler Geräuschentwicklung das Getriebe des Reversierantriebs unter Ausnutzung eines optimalen Wirkungsgrad betrieben werden. Dabei wird beispielsweise bei einem Drehrichtungswechsel zuerst das Axialspiel innerhalb des Wälzlagers gedämpft ausgeglichen und anschließend die axial in Reihe angeordneten Federelemente mit einer zunehmenden
Axialkraft beaufschlagt ohne dass dadurch die Ankerwelle wesentlich axial ausgelenkt wird. Erst wenn der normale Arbeitsbereich mit normal einwirkenden Axialkräften überschritten wird, führt die Rotorwelle eine gedämpfte
Axialbewegung aus, um die erhöhten Axialkräfte aufzunehmen.
Um die mechanische Stabilität des Wälzlagers nicht zu überlasten, sind vorteilhaft am Gehäuse in den beiden Axialrichtungen Anschläge angeformt, an denen die Rotorwelle beim erhöhten Einwirken von Axialkräften axial anliegt. Dadurch werden diese hohen Axialkräfte von der Ankerwelle direkt auf das Gehäuse übertragen, ohne dass hierbei das Wälzlager zusätzlich axial belastet wird.
Um ein besonders gleichförmiges und gleichmäßiges Betriebsgeräusch des Reversierantriebs zu erzielen, führt die Rotorwelle bei einer Beaufschlagung mit einer Axialkraft in eine erste Richtung den gleichen spiegelsymmetrischen Bewegungsverlauf aus, wie bei einer Beaufschlagung mit einer Axialkraft in einer entgegengesetzten Axialrichtung.
Zeichnungen In den Zeichnungen sind verschiedene Ausführungsbeispiele erfindungsgemäßer Vorrichtungen und erfindungsgemäßer Verfahren dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert.
Es zeigen
Figur 1 und 2 zwei unterschiedliche Ausführungen einer erfindungsgemäßen elektrischen Maschine mit nachfolgenden Schneckengetriebe,
Figur 3 und Figur 5 Ausschnitte zweier weiterer erfindungsgemäßen
Ausführungsbeispiele,
Figur 4 und Figur 6 zwei unterschiedliche einzelne axiale Federelemente zur
Verwendung in einer der Ausführungen der elektrischen Maschine,
Figur 7 eine schematische Anordnung der einzelnen Federelemente an einem
Wälzlager eines weiteren Ausführungsbeispiels,
Figur 8 den Verlauf der Auslenkung der Ankerwelle gemäß eines
erfindungsgemäßen Verfahrens,
Figur 9 ein weiteres Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen
Rotorwellendämpfung,
Figur 10 axial hintereinander angeordnete Federelemente wie sie beispielsweise in Figur 9 verwendet werden können,
Figur 11 ein weiteres Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Getriebe- Antriebseinheit und
Figur 12 und Figur 13 Variationen von Detailansichten von beidseitig am
Wälzlager angeordneten Federelementen.
Beschreibung der Ausführungsbeispiele
In Fig. 1 ist eine elektrische Maschine 10 mit einem nachgeordnetem Getriebe 12 dargestellt, die beispielsweise als elektromotorische Antriebseinheit 11 ausgebildet ist. Eine solche Getriebe-Antriebseinheit 11 kann beispielsweise zur Verstellung von beweglichen Teilen im Kraftfahrzeug, wie beispielsweise
Scheibenwischer, Fensterscheiben, Schiebedach oder Sitzteile verwendet werden. Die elektrische Maschine 10 weist eine Rotorwelle 12 auf, die in einem Gehäuseteil 16 des Gehäuses 17 der Getriebe-Antriebseinheit 11 gelagert ist. Auf der Rotorwelle 12 ist schematisch ein Ankerpaket 24 dargestellt, das beispielsweise über im Gehäuse 17 angeordnetem Magneten 25
elektromagnetisch angetrieben wird. Die Ausführung der elektrischen Maschine 10 als Elektromotor 9 wird in Fig. 11 ausführlicher beschrieben. In einer
Lageraufnahme 18 des Gehäuses 17 ist ein Wälzlager 20 angeordnet, das im Ausführungsbeispiel als Kugellager 22 ausgebildet ist. Dabei sind zwischen einem Innenring 28 und einem Außenring 26 Wälzkörper 30 angeordnet, die beim Kugellager 22 als Kugeln 31 ausgebildet sind. Der Innenring 28 ist fest auf der Rotorwelle 12 fixiert, so dass ein Verdrehen oder Verschieben des Innenrings 28 gegen die Rotorwelle 12 verhindert wird. Diese dreh- und verschiebefeste Verbindung kann beispielsweise durch eine Presspassung und/oder eine plastische Materialumformung zwischen der Rotorwelle 12 und dem Innenring 28 realisiert werden. Im Ausführungsbeispiel ist der Außenring 26 dreh- und verschiebefest im Gehäuseteil 16 befestigt. Somit ist das Wälzlager 20 als sogenanntes Festlager 21 ausgebildet, das in Axialrichtung 5 auf die Rotorwelle 12 einwirkende Kräfte auf das Gehäuseteil 16 übertragen kann. Es hat somit die
Funktion eines Radiallagers und eines Axiallagers. Auf der Rotorwelle 12 ist des weiteren ein Getriebeelement 40 angeordnet, das mit einem korrespondierenden Getrieberad 42 des Getriebes 14 kämmt. Hierbei ist beispielsweise das
Getriebeelement 40 als Schnecke 41 ausgebildet, die dreh- und verschiebefest auf der Rotorwelle 12 befestigt ist. Die Schnecke 41 treibt ein als Schneckenrad
43 ausgebildetes Getrieberad 42 an, das beispielsweise das Antriebsmoment des Elektromotors 9 über ein hier nicht dargestelltes Abtriebselement 44 auf ein zu verstellendes Teil 45 überträgt. Dies ist beispielsweise in Fig. 11 anhand eines Wischerantriebs dargestellt, der als zu verstellendes Teil 45 ein Wischergestänge 46 verstellt. Wird die elektrische Maschine 10 in unterschiedliche Drehrichtungen getrieben, wirken über die Schnecke 41 Axialkräfte 6 auf die Rotorwelle 12 ein, deren Richtung sich ständig umkehrt. Das Wälzlager 20 weist systembedingt immer ein gewisses Axialspiel zwischen dem Innenring 28 und dem Außenring 26 auf, das beim sogenannten Reversierbetrieb der Getriebe-Antriebseinheit 11 zu störenden Umschaltgeräuschen führt. Daher sind zwischen dem Gehäuseteil
16 und dem Wälzlager 20 mindestens zwei in Axialrichtung 5 wirkende
Federelemente 32 angeordnet, die in Axialrichtung 5 aneinander liegen. Die axial hintereinander angeordneten Federelemente 32 bewirken eine Vorspannkraft 34, die in Axialrichtung 5 über die Rotorwelle 12 axial am Innenring 28 angreift. Da der Innenring 28 verschiebefest auf der Rotorwelle 12 befestigt ist, liegt somit ständig eine Vorspannung 34 zwischen dem Innenring 28 des Wälzlagers 20 und dem Gehäuseteil 16 an, an dem sich die Federelemente 32 abstützen. Dadurch wird das Axialspiel des Wälzlagers 20 eliminiert, wodurch die störenden
Umschaltgeräusche unterbunden werden können. Übersteigen die vom Getriebe 14 auf die Rotorwelle 12 einwirkenden Axialkräfte 6 die Vorspannkraft 34 der axial hintereinander angeordneten Federelemente 32, wird die axiale Bewegung der Rotorwelle 12 beispielsweise beim Reversieren innerhalb der Grenzen des Axialspiels des Wälzlagers 20 gedämpft, wodurch ebenfalls die
Anschlagsgeräusche beim Reversierbetrieb verringert werden. Die
Federelemente 32 sind in Fig. 1 schematisch dargestellt und zeigen die
Anordnung axial in Reihe. Gleichzeitig weisen die einzelne Federelemente 32 mehrere federnde Komponenten 60 auf, die in Analogie zu einer elektrischen Schaltung parallel zueinander angeordnet sind und jeweils eine axiale
Vorspannkraft 34 auf das Wälzlager 20 ausüben. Die axial hintereinander angeordneten Federelemente 32 sind beispielsweise topf- oder tellerförmig ausgebildet, so dass eine relativ hohe Vorspannkraft 34 auf einen axial geringen Bauraum innerhalb des Gehäuseteils 16 erzeugt werden kann. Das
Ausführungsbeispiel in Fig. 1 weist nur ein einziges Wälzlager 20 auf, das vorzugsweise zwischen dem Ankerpaket 24 und dem Getriebeelement 40 - insbesondere einer Schnecke 41 - angeordnet ist. Zur weiteren radialen Abstützung der Rotorwelle 12 ist ein weiteres Radiallager 50 angeordnet, das beispielsweise als Gleitlager 51 ausgebildet ist. Das weitere Radiallager 50 ist beispielsweise am Ende 53 der Rotorwelle 12 auf der dem Wälzlager 20 gegenüberliegenden Seite des Ankerpakets 24 angeordnet. Zur weiteren Abstützung der Rotorwelle und deren getriebeseitigem Ende 52 ist ein drittes Radiallager 54 ausgebildet, das die Rotorwelle 12 über ein Gleitlagerbuchse 55 radial abstützt. Die Radiallager 50 und 54 lassen eine Bewegung der Rotorwelle 12 in Axialrichtung 5 gegenüber dem Gehäuse 17 zu und werden daher auch als Loslager bezeichnet. Beispielsweise sind die Radiallager 50, 54 axial verschiebbar auf der Rotorwelle 12 angeordnet und an ihrem äußeren Umfang fest im Gehäuseteil 16 fixiert.
Fig. 2 zeigt eine Variation der Getriebe-Antriebseinheit 11 gemäß Fig. 1, bei der das Wälzlager 20, auf die die Vorspannkraft 34 wirkt, an dem Ende 53 der Rotorwelle 12 angeordnet ist. Wiederum ist der Innenring 28 des Wälzlagers 20 dreh- und verschiebefest mit der Rotorwelle 12 verbunden, wobei der Außenring 26 fest im Gehäuseteil 16 fixiert ist. Damit tritt das axiale Lagerspiel des als Festlager ausgebildeten Wälzlagers 20 am axialen Ende 53 der Rotorwelle 12 auf. In diesem Ausführungsbeispiel greift daher die Vorspannkraft 34 am
Innenring 28 und nicht an der Rotorwelle 12 an. Eine konkrete Ausführung hierzu ist in den Fig. 5 und 6 dargestellt. Im Ausführungsbeispiel ist zwischen dem Ankerpaket 24 und der Schnecke 41 ein zweites Wälzlager 23 angeordnet, das im Gegensatz zur Ausführung gemäß Fig. 1 jedoch hier vorzugsweise als Loslager ausgebildet ist. Dadurch wird eine Überbestimmung der axialen Lagerkräfte der Rotorwelle 12 verhindert. Hierzu ist beispielsweise der Außenring 26 axial verschiebbar in der Lageraufnahme 18 angeordnet. Alternativ kann auch der Innenring 28 axial verschiebbar auf der Rotorwelle 12 angeordnet werden. Das getriebeseitige Ende 52 der Rotorwelle 12 wird bei dieser Ausführung von einem Stützlager 56 abgestützt, das ein Ausweichen der Rotorwelle 12 vom Getrieberad 42 weg verhindern soll. Ist das Getriebe 14 als Schneckengetriebe 15 ausgebildet, wird bei einer Übertragung eines Antriebsmoments eine
Radialkraft auf das getriebeseitige Ende 52 ausgeübt, die den
Verzahnungseingriff zwischen der Schnecke 41 und dem Schneckenrad 43 negativ beeinträchtigt. Dieses radiale Ausweichen der Rotorwelle 12 wird durch das Stützlager 56 bzw. das dritte Radiallager 54 gemäß Figur 1 verhindert. Durch die Vorspannkraft 34 der axial aneinander liegenden Federelemente 32 wird eine axiale Verschiebung der Rotorwelle 12 - und damit auch der Schnecke 41 - reduziert, wodurch ebenfalls ein optimaler Verzahnungseingriff zwischen Schnecke 41 und Schneckenrad 43 erhalten bleibt.
Das Gehäuseteil 16 ist in den Ausführungsbeispielen gemäß Figur 1 und Figur 2 beispielsweise als Poltopf 19 ausgebildet, in dem das Ankerpaket 24 des Elektromotors 9 gelagert ist. Dabei weist der Poltopf 19 beispielsweise einen axialen Fortsatz 29 auf, in dem ein Radiallager 20, 50 angeordnet ist. Dabei sind die axial hintereinander angeordneten Federelemente 32 ebenfalls innerhalb des axialen Fortsatzes 29 des Poltopfes 19 angeordnet, wobei hier durch die erfindungsgemäße Ausformung und Anordnung der Federelemente 32 die axiale Baulänge 27 des axialen Fortsatzes 29 minimiert werden soll. In Figur 3 und Figur 4 ist eine konkrete Ausführung der Federelemente 32 dargestellt, die beispielsweise für die schematisch dargestellten Federelemente 32 in Figur 1 verwendbar sind. In Figur 3 sind beispielsweise drei einzelne Federelemente 32 dargestellt, die jeweils axial unmittelbar aneinander liegen. Dabei weist jedes Federelement 32 einen äußeren Umfang 58 auf, an dem das erste und das zweite Federelement 32 axial aneinander anliegen. Desweiteren weisen die Federelemente 32 einen radial inneren Bereich 59 auf, der in diesem Ausführungsbeispiel über einzelne federnde Komponenten 60 mit dem äußeren Umfang 58 verbunden ist. Dies ist aus Figur 4 ersichtlich, bei der die federnden Komponenten 60 als Federstege 61 ausgebildet sind, die sich spiralförmig vom radial inneren Bereich 59 zum äußeren Umfang 58 erstrecken. Wie aus Figur 3 zu erkennen ist, sind die Federelemente 32 jeweils tellerförmig, bzw. leicht konisch ausgebildet. Dabei liegen das zweite und das dritte Federelement 32 jeweils an ihrem radial inneren Bereich 59 axial aneinander an. Durch diese axial in Reihe zueinander angeordneten Federelemente 32 wird eine Vorspannkraft 34 zwischen dem Gehäuseteil 16 und dem hier nicht dargestellten Wälzlager 20 erzeugt, wobei die Vorspannkraft 34 über die Rotorwelle 12 auf den Innenring 28 des Wälzlagers 20 (beispielsweise gemäß Figur 1) einwirkt. Die in Reihe angeordneten Federelemente 32 liegen hierbei am radial inneren Bereich 59 an der Rotorwelle 12 an, wobei zur Verbesserung der Gleiteigenschaften am Ende 53 der Rotorwelle ein sogenannter Anlaufpilz 62 angeordnet ist. Der Anlaufpilz 62 ist beispielsweise aus Kunststoff gefertigt, der die Reibung zwischen der Rotorwelle 12 und der beispielsweise aus Metall gefertigten Federelemente 32 deutlich reduziert. Die in Figur 3 und 4 dargestellten Federelemente 32 können als einzelne Stanzteile 63 aus Metall hergestellt werden, beispielsweise aus Federstahl. Die einzelnen Federelemente 32 können lose in das Gehäuseteil 16 bei der Montage eingefügt werden, wobei diese beispielsweise durch eine schematisch dargestellte Führungshülse 57 - die gegebenenfalls auch direkt in das Gehäuseteil 16 integriert sein kann - geführt werden. Bei dieser Ausführung liegen die einzelnen Federelemente 32 jeweils unmittelbar am Gehäuseteil 16 und an der Rotorwelle 12, sowie untereinander unmittelbar an. Bei einer alternativen Ausführung können jedoch jeweils auch weitere Anlaufscheiben, bzw. Verbindungselemente zwischen den Federelementen 32 und/oder dem Gehäuseteil 16 und der Rotorwelle 12 angeordnet werden. Dabei können die einzelnen Federelemente 32 in axialer Richtung 5 miteinander verbunden werden, so dass anstelle der einzelnen Federelemente 32 nur ein einziges Federpaket 64 - bestehend aus den axial hintereinander angeordneten
Federelementen 32 - montiert werden muss.
In Figur 5 und Figur 6 ist eine weitere Variante axial hintereinander angeordneten Federelemente 32 dargestellt, wie sie beispielsweise im Ausführungsbeispiel gemäß Figur 2 verwendbar sind. Hierbei ist das Wälzlager 20 am Ende der 53 der Rotorwelle 12 angeordnet, so dass die Federelemente 32 direkt den
Innenring 28 mit einer Vorspannkraft 34 beaufschlagen können. Bei dieser Ausführung weist der radial innere Bereich 59 der Federelemente 32 eine kreisförmige Aussparung 65 auf, die beispielsweise mindestens dem
Durchmesser 66 der Rotorwelle 12 entspricht. Der radial innere Bereich 59 ist hierbei als Kreisring 67 ausgebildet, der sich hier axial am Innenring 28 des Wälzlagers 20 abstützt. Die Federelemente 32 sind wieder teller- bzw. topfförmig ausgebildet und liegen am äußeren Umfang 58 aneinander an. Wie in Figur 6 dargestellt, ist wiederum der äußere Umfang 58 über federnde Komponenten 60 mit dem radial inneren Bereich 59 verbunden. In den Figuren 4 und 6 sind jeweils drei Federstege 61 dargestellt, die bezüglich der axialen Federwirkung als parallel zueinander angeordnete federnde Komponenten 60 ausgebildet sind. In einer nicht dargestellten Variation können die Federelemente 32 der Figuren 3 und 5 jedoch auch vier oder fünf oder mehr Federstege 61 aufweisen, oder bezüglich ihrer Umfangsrichtung als homogen ausgebildete Teller- Federscheiben ausgebildet sein, wie diese beispielsweise auch in Figur 9 und 10 dargestellt ist. Bei einer axialen Belastung der Federelemente 32 gemäß Figur 4 und 6 kann sich der radial innere Bereich 59 gegenüber dem äußeren Umfang 58 verdrehen, wodurch der Federweg von einer reinen Axialbewegung zumindest teilweise in eine Torsionsbewegung umgewandelt wird. Durch diese Ausführung der axial hintereinander angeordneten tellerförmigen Federelemente 32 kann der axiale Bauraum des Gehäuseteils 16 reduziert werden, wobei in Figur 5 zwei
Federelemente 32 axial in Reihe angeordnet sind, jedoch in alternativen
Ausführungen auch drei, vier oder mehr Federelemente 32 axial hintereinander angeordnet werden können. Wiederum können die einzelnen Federelemente 32 wahlweise lose zueinander montiert werden, oder zuvor zu einem Federpakt 64 verbunden werden. Die Anlagefläche des Federpakets 64 am Gehäuseteil 16 kann wahlweise am radial inneren Bereich 59 oder am äußeren Umfang 58 erfolgen (entspricht einer Kombination von Figur 3 bis Figur 6).
Durch die axiale Vorspannung zwischen dem Gehäuseteil 16 und dem Wälzlager 20 wird der Innenring 28 einseitig axial am Außenring 26 angelegt, und mit einer vorbestimmten Anpresskraft 34 angepresst, so dass das lose Axiallagerspiel beseitigt wird. Die Federelemente 32 können alternativ aus einem nicht metallischen Werkstoff, beispielsweise aus Kunststoff ausgebildet werden. Bei der Anordnung der Federelemente 32 im Gehäuseteil 16 können diese bezüglich einer Drehbewegung ein Gehäuse 17 fixiert werden, oder aber mit der Rotorwelle
12 mitdrehend angeordnet sein. In einer weiteren Ausführung sind an beiden Enden 52, 53 der Rotorwelle 12 axial hintereinander angeordnete Federelemente 32 angeordnet, wobei deren Federkennlinien aufeinander abgestimmt werden können. In einer bevorzugten Ausführung sind die Federkonstanten der axial in Reihe angeordneten Federelemente 32 für jedes Federelement 32 identisch ausgebildet, wobei auch die Federkonstanten der einzelnen federnden
Komponenten 60, die parallel zueinander angeordnet sind, jeweils die identische Federkennlinie aufweisen. Figur 7 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel, bei dem eine Rotorwelle 12 mittels einem Wälzlager 20 in einem Gehäuse 17 gelagert ist. Der Innenring 28 ist dreh- und verschiebefest auf der Rotorwelle 12 fixiert, der Außenring 26 ist in gewissen Grenzen entlang der Axialrichtung 5 verschiebbar im Gehäuseteil 16 angeordnet. Auf beiden gegenüberliegenden Seiten 70, 71 des Wälzlagers 20 sind mindestens zwei axial hintereinander angeordnete Federelemente 32 angeordnet, die sich einerseits am Außenring 26 und andererseits am
Gehäuseteil 16 axial abstützen. Wirkt nun beispielsweise über das
Getriebeelement 40 eine Axialkraft 6 auf die Rotorwelle 12 ein, wird das
Wälzlager 20 in Axialrichtung 5 über die axial in Reihe angeordneten
Federelemente 32 axial gedämpft. Dabei ist die Federkennlinie der axial hintereinander angeordneten Federelemente 32 derart ausgelegt, dass die Federn bei geringen Axialkräften 6 relativ steif ausgebildet sind und dadurch das Wälzlager 20 mit der Rotorwelle 12 näherungsweise nicht ausgelenkt wird. Erst bei starker Zunahme der einwirkenden Axialkraft 6 lässt die Federsteifigkeit nach, wodurch eine größere Auslenkung in Axialrichtung x zugelassen wird. Diese gedämpfte Auslenkung der Rotorwelle 12 erfolgt bei hohen Axialkräften 6 so weit, bis die Rotorwelle 12 mit ihrem Ende 52, 53 an einem Axialanschlag 72, 73 anliegt. Die axial aneinander angeordneten Federelemente 32 sind im
Ausführungsbeispiel auf beiden Seiten 70, 71 symmetrisch zueinander angeordnet, so dass sich beim Einwirken einer Axialkraft 6 entsprechend der beiden entgegen gesetzten Axialrichtungen 5 (bei Umkehr der Antriebsrichtung der elektrischen Maschine 10) die vorzugsweise ein symmetrischer Verlauf der Auslenkung x der Rotorwelle 12 in Axialrichtung 5 ergibt.
Dieser Verlauf der Auslenkung X ist in Figur 8 über der einwirkenden Axialkraft F aufgetragen. Wirkt beispielsweise eine positive Kraft F auf die Rotorwelle 12 (beispielsweise in Figur 7 nach rechts) wird die Rotorwelle 12 zuerst so weit entlang der Auslenkung X parallel zur Axialrichtung 5 ausgelenkt, bis das Axialspiel zwischen dem Innenring 28 und dem Außenring 26 eliminiert ist (bei Fi). Wird die Axialkraft F nun weiter erhöht, erfährt die Rotorwelle 12 aufgrund der erfindungsgemäßen speziellen Ausbildung der Federkennlinie der axial hintereinander angeordneten Federelemente 32 praktisch keine weitere
Auslenkung X. Erst beim Aufbringen einer deutlich höheren Axialkraft F ab F2 wird die Federsteifigkeit geringer, wodurch die Rotorwelle 12 mit dem Außenring 28 entgegen der Federkraft immer stärker ausgelenkt wird. Beim Erreichen einer maximalen Kraft Fmax liegt die Rotorwelle 12 mit ihrem Ende 52 am
Axialanschlag 72 an, so dass bei einer weiteren Erhöhung der Kraft F die mechanischen Belastung des Wälzlagers 20 auf Fmax begrenzt wird, und die höheren Kräfte F direkt von der Rotorwelle 12 auf den Axialanschlag 72 abgeleitet werden. Wird die Rotorwelle 12 mit einer Axialkraft -F in
Gegenrichtung 5 beaufschlagt (in Figur 7 nach links), erfolgt wiederum zuerst der Axialspielausgleich bei - Fi. Bei weiterer Steigerung der Axialkraft -F in Gegenrichtung ist der Verlauf der Auslenkung X bei geringeren Kräften F wieder näherungsweise horizontal, bevor der Verlauf der Auslenkung X beim Einwirken höherer Kräfte ab -F2 stark ansteigt, bis bei -Fmax das Ende 53 der Rotorwelle 12 den Axialanschlag 73 erreicht. Wie aus Figur 8 ersichtlich, ist in diesem
Ausführungsbeispiel der Verlauf der Auslenkung X beim Einwirken
entgegengesetzter Axialkräfte +F und -F symmetrisch zueinander. Zusätzlich zu den auf beiden Seiten 70, 71 des Wälzlagers 20 angeordneten Federpaketen 64 können zur Dämpfung des axialen Lagerspiels, dessen Bereich in Figur 8 zwischen +Fi und - Fi dargestellt ist, auch am Innenring 28 zusätzliche Axialfedern 74, 75 angeordnet sein. Diese Axialfedern 74, 75 können integrativer Bestandteil der axial hintereinander an dem Außenring 26 angeordneten
Federelemente 32 sein, oder als separate Axialfedern ausgebildet sein, wie dies beispielsweise in Figur 13 dargestellt ist.
In Figur 9 ist eine konkrete Ausführung der axial hintereinander angeordneten Federelemente 32 gemäß der Prinzipskizze in Figur 7 dargestellt (ohne
Axialfedern 74, 75). Dabei sind die einzelnen Federelemente 32 ähnlich wie bei der Ausführung gemäß Figur 5 mit einem äußeren Umfang 58 und einem inneren Kreisring 67 ausgebildet. Die Federelemente 32 sind hierbei als Tellerfedern ausgebildet, die über den gesamten Umfang einen homogenen Kreisring 67 ausbilden, um höhere Axialkräfte 6 aufnehmen zu können. Die einzelnen Federelemente 32 liegen am äußeren Umfang 58 oder am radial inneren Bereich 59 axial aneinander an, so dass im Ausführungsbeispiel vorzugsweise vier Federelemente 32 axial in Reihe angeordnet werden können. Alternativ können jedoch auch zwei, drei oder mehr als vier Federelemente 32 axial hintereinander angeordnet werden. Das Gehäuseteil 16 stellt hierbei eine integrierte
Führungshülse 57 dar, in der die Federelemente 32 bei einer Auslenkung X der Rotorwelle 12 in Axialrichtung 6 geführt werden. Vorzugsweise liegt ein
Federelement 32 mit seinem äußeren Umfang 58 direkt am Außenring 26 des Wälzlagers 20 an. Ein weiteres in Reihe angeordnetes Federelement 32 liegt mit seinem äußeren Umfang 58 axial am Gehäuseteil 16 an. Die Vorspannung 34 der auf beiden Seiten 70, 71 symmetrisch zum Wälzlager 20 angeordneten Federpakete 64 kann durch ein axiales Fixierelement 78 eingestellt werden, das beispielsweise als Spannring 79 ausgebildet ist, der in eine umlaufende Nnut 80 eingreift.
In Figur 10 sind mehrere Tellerfedern als axial hintereinander angeordnete Federelemente 32 zu einem Federpaket 64 zusammengefasst. Die einzelnen Federelemente 32 bilden eine kreisringförmige Federfläche 82, die zur Mitte hin leicht trichterförmig ausgebildet ist. Die der Figur 8 zugrunde liegende nicht lineare Federkennlinie wird dadurch realisiert, dass bei diesen tellerförmigen Federn die kreisringförmige Federfläche 82 relativ steif ausgebildet ist und bei axialer Belastung anfangs näherungsweise nicht verformt wird, bis beim
Erreichen einer gewissen Kraftschwelle (F2) plötzlich der äußere Umfang 58 gegenüber dem inneren Kreisring 67 umklappt, wodurch ein Federweg zur Verfügung gestellt wird, entsprechend dem die Rotorwelle 12 ausgelenkt wird (X). Durch die Reihenanordnung mehrerer solcher Tellerfedern 32 kann dieser Effekt verstärkt werden, sodass über einen großen Kraftbereich (Fi bis F2) die Rotorwelle 12 kaum ausgelenkt wird, und nach dem Überschreiten der einen Kraftschwelle (F2) ein Verstellweg für die Auslenkung X zur Verfügung gestellt wird. Auch bei der Ausführung der axial hintereinander angeordneten
Federelemente 32 auf beiden Seiten 70, 71 des Wälzlagers 20 kommt es erfindungsgemäß darauf an, die„Reihenschaltung" der Federelemente 32 axial möglichst bauraumsparend auszuführen. Alternativ zu der Aneinanderreihung identischer Federelemente 32 in Axialrichtung 5 können auch unterschiedliche Federelemente 32 mit unterschiedlichen Federkennlinien axial in Reihe angeordnet werden.
Eine solche Ausführung ist beispielsweise in Figur 11 und eine Variante in Vergrößerung in Figur 12 dargestellt. Dabei liegen an beiden Seiten 70, 71 des Wälzlagers 20 Federscheiben 84 axial am Gehäuse 17 an. Diese Federscheiben 84 werden beispielsweise radial von einer Seite der Rotorwelle 12 montiert, können in einer alternativen nicht dargestellten Ausführung jedoch auch ringförmig auf die Rotorwelle 12 aufgeschoben sein. Zusätzlich zu diesen beiden als Federscheiben 84 ausgebildeten Federelemente 32 wird eine Bügelfeder 86 derart angeordnet, dass deren beiden Schenkel 87 einerseits axial an den Federscheiben 84 anliegen und sich andererseits an beiden Seiten 70, 71 am Wälzlager 20 abstützen. Dadurch ist jeweils ein Schenkel 87 der Bügelfeder 86 zusammen mit jeweils einer Federscheibe 84 axial in Reihe angeordnet.
Vorzugsweise sind diese Federpakete 64 auf beiden Seiten 70, 71 des
Wälzlagers 20 symmetrisch zueinander ausgebildet. Die Bügelfeder 86 kann hierbei nach der Montage der Rotorwelle 12 vorteilhaft radial zu dieser montiert werden, wodurch dann das Wälzlager 20 beidseitig mit einer vorgebbaren Vorspannkraft 34 im Gehäuse 17 verspannt ist. Entsprechend der Darstellungen in Figur 7 und Figur 8 kann durch die konkrete Ausformung der Federscheiben 84 und der Bügelfeder 86 wieder ein Verlauf der Auslenkung X bei Einwirkung einer Axialkraft 6 realisiert werden, bei der die Ankerwelle 12 zunächst kaum ausgelenkt wird, wodurch der Verzahnungseingriff zwischen der Schnecke 41 und dem Schneckenrad 43 im Normalbetrieb optimal ineinander greift und dies über die gesamte Lebensdauer gewährleistet ist. Erst beim Auftreten höherer Kräfte, beispielsweise bei stoßartiger Belastung wird die Rotorwelle 12 gedämpft ausgelenkt um die Getriebeverzahnung vor einer Zerstörung zu schützen.
In Figur 11 ist beispielsweise eine Getriebeantriebseinheit 11 für einen
Scheibenwischer dargestellt, bei dem das Antriebsmoment vom Schneckenrad 43 über das Abtriebselement 44 auf ein Wischergestellt 46 als zu verstellendes
Teil 45 übertragen wird. Am Wischergestell 46 ist ein nicht dargestellter
Scheibenwischer befestigt, der im Reversionsantrieb des Elektromotors 9 auf der Scheibe hin- und her bewegt wird. Das Wälzlager 20 ist wiederum als Festlager zwischen dem Ankerpaket 24 und dem Getriebeelement 4 ausgebildet, wobei am Ende 53 der Rotorwelle 12 entsprechend der Figur 1 ein Gleitlager 51
angeordnet ist. Am getriebeseitigen Ende 52 der Rotorwelle 12 ist zur
Abstützung der Radialkräfte ein Stützlager 56 ausgebildet. Der Elektromotor 9 wird über einen Kollektor 88 kommutiert, der über Kohlebürsten 89 bestromt wird. Das Ankerpaket 24 des Elektromotors 10 ist im Poltopf 19 angeordnet, der mit einem Getriebegehäuse 90 verbunden ist, in dem auch die Elektronik 91 aufgenommen ist.
In der Ausführung gemäß Figur 12 ist zu erkennen, dass der Innenring 28 verschiebefest auf der Rotorwelle 12 fixiert ist. Dies ist in diesem
Ausführungsbeispiel mittels plastischer Materialverformung beispielsweise zwei
Rolliernuten beidseitig des Wälzlagers 20 realisiert. Die Schenkel 87 der
Bügelfeder 86 liegen im Ausführungsbeispiel an ihren Innenseiten 85 direkt am Außenring 26 an. Die freien Enden 92 der Schenkel 87 sind beidseitig vom Wälzlager 20 weggebogen und liegen an den beiden Federscheiben 84 axial an. Die Federscheiben 84 sind gewölbt ausgeformt, derart, dass sich die
Federscheiben 84 vom Auflagepunkt 93 der freien Enden 92 axial weg zur Auflagefläche am Gehäuse 17 hin gebogen ausgebildet sind. Durch die radiale Montage der Bügelfeder 86 wird über die Federscheiben 84 eine axiale
Vorspannkraft 34 auf das Wälzlager 20 ausgeübt. Der konkrete Verlauf der Auslenkung X wird der einwirkenden Axialkraft F gemäß Figur 8 dann durch die konkrete Formgebung der Bügelfeder 86 mit deren Schenkel 87, sowie der Gestaltung der Federscheiben 84 designed werden.
Figur 13 zeigt eine weitere Ausführung, bei der axial in Reihe angeordnete Federelemente 32 auf beiden Seiten 70, 71 des Wälzlagers 20 angeordnet sind.
Hierbei sind die axial hintereinander angeformten Federelemente 32 jeweils integral als ein integrales Federbauteil 94 ausgebildet, das jeweils axial an beiden Seiten 70, 71 des Wälzlagers 20 radial zur Rotorwelle 12 montierbar ist. Das integrierte Federbauteil 94 weist dabei ein erstes Federelement 32 auf, das sich mit einem axialen Steg 95 am Gehäuse 17 axial abstützt. Ein weiteres
Federelement 32 ist als Materialverjüngung 96 des sich in radialer Richtung erstreckenden Federbauteils 94 ausgebildet, die axial in Reihe zum axialen Steg 95 angeordnet ist. Hierbei wird an den axialen Steg 95 als erstes Federelement 32 mit einer hohen Federsteifigkeit mit der Materialverjüngung 96 als zweites Federelement 32 mit einer geringen Federsteifigkeit kombiniert, wodurch wiederum eine nicht lineare Kennlinie realisiert werden kann. Zusätzlich stützt sich das integrale Federbauteil 94 mit einer Nase 97 am Außenring 28 ab, wodurch beim Einwirken hoher Axialkräfte 6 sich der Außenring 26 gedämpft innerhalb des Gehäuse 17 axial verschieben lässt. Die Anlageflächen des integrierten Federbauteils 94 am Gehäuse 17 können dabei je nach Anwendung unterschiedlich ausgebildet sein, so dass sich über die Ausdehnung der
Anlageflächen auch die Federsteifigkeit des integrierten Federbauteils 94 einstellen lässt (vgl. Unterschiede der linken und rechten Seite der Figur 13). Zur Realisierung des axialen Lagerspielausgleichs werden als Axialfedern 74, 75 gemäß der Figur 7 Federlaschen 98 ausgebildet, die axial am Innenring 28 anliegen. Bei dieser Ausführung können durch das integrierte Federbauteil 94 sowohl das Axialspiel ausgeglichen werden, als auch sehr hohe axiale
Kraftspitzen durch eine gedämpfte Auslenkung X des Außenrings 26 abgefangen werden. In einer alternativen Ausführung können die beiden integrierten
Federbauteile 94 auf beiden Seiten 70, 71 des Wälzlagers 20 auch mit einem
Bügel zusammen als einstückiges Bauteil ausgebildet werden, das in einfacher Weise radial montierbar ist.
Es sei angemerkt, dass hinsichtlich der in den Figuren und in der Beschreibung gezeigten Ausführungsbeispiele vielfältige Kombinationsmöglichkeiten der einzelnen Merkmale untereinander möglich sind. So kann beispielsweise die Anordnung des Wälzlagers 20, das mittels axial hintereinander angeordneten Federelementen 32 axial abgestützt wird, bei den verschiedenen
Ausführungsbeispielen variiert werden. Beispielsweise an einem Ende 52, 53 der Ankerwelle 12 oder zwischen dem Ankerpaket 24 und dem Getriebeelement 40. Ebenso kann die Kombination mit weiteren Lagern variiert werden, die beispielsweise als weitere Wälzlager 53, als Gleitlager 51 oder als Stützlager 56 ausgebildet sein können. Für den Ausgleich des Axiallagerspiels werden typischerweise Federkräfte von 100 N bis 150 N durch die Ausgestaltung der axial in Reihe angeordneten Federelementen 32 realisiert, für die gedämpfte Auslenkung des Außenrings 26 im Gehäuse 17 bei Einwirkung hoher axialer Kraftspitzen werden die axial hintereinander angeordneten Federelemente 32 typischerweise für Federkräfte bis zu 1500 N ausgelegt. Die unterschiedlichen Ausführungen der einzelnen Federelemente 32 können für die unterschiedlichen Ausführungsbeispiele ausgetauscht werden, wobei maßgeblich die erforderlichen Federkräfte und der zur Verfügung stehende Bauraum als konkrete Auslegung der einzelnen Federelemente 32 bestimmt. Vorzugsweise beträgt die axiale Baulänge eines einzelnen Federelements 0,5 bis 1,5 mm. Die Erfindung eignet sich in besonderer Weise für das Verstellen von beweglichen Teilen im
Kraftfahrzeug, bei denen die Bewegungsrichtung umgedreht wird
(Scheibenwischer, Fensterheber, Schiebedach, Fahrzeugsitz), ist jedoch nicht auf die Verwendung im Kraftfahrzeug beschränkt.

Claims

Ansprüche
1. Elektrische Maschine (10), insbesondere eine Getriebe-Antriebseinheit (11) zum Antreiben von Funktionselementen im Kraftfahrzeug, mit einer Rotorwelle (12), die sich in Axialrichtung (5) erstreckt und drehbar mittels einem Wälzlager (22, 20) in einem Gehäuseteil (16) eines Gehäuses (17) gelagert ist, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens zwei axiale Federelemente (32) axial hintereinander angeordnet sind, wobei die axialen Federelemente (32) bezüglich ihrer Kraftwirkung in Axialrichtung (5) in Reihe angeordnet sind und sich axial an dem Gehäuseteil (16) abstützen und eine axiale Vorspannung zwischen dem Gehäuseteil (16) und dem Wälzlager (20, 22) ausüben.
2. Elektrische Maschine (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Wälzlager (20, 22) - insbesondere ein Kugellager (22) - einen Innenring (28) und einen Außenring (26) aufweist, wobei der Innenring (28) dreh- und schiebefest auf der Rotorwelle (12) fixiert ist.
3. Elektrische Maschine (10) nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) eine axiale Kraft (F) auf den Innenring (28) des als Axiallager ausgebildeten Wälzlagers (22, 20) ausüben - und insbesondere sich die
Federelemente (32) axial unmittelbar direkt an dem Innenring (28) abstützen.
4. Elektrische Maschine (10) nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) eine axiale Kraft (F) auf den Außenring (26) ausüben, wobei der Außenring (26) des Wälzlagers (22, 20) axial gedämpft verschiebbar im Gehäuseteil (16) angeordnet ist.
5. Elektrische Maschine (10) nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass einerseits die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) eine axiale Kraft (F) auf den Außenring (26) ausüben, und gleichzeitig mindestens ein weiteres Federelement (74, 75) eine axiale Kraft (F) auf den Innenring (28) ausübt.
6. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) axial an einem axialen Ende (52, 53) der Rotorwelle (12) anliegen - insbesondere an einem Anlaufpilz (62) aus Kunststoff.
7. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass auf der Rotorwelle (12) ein Ankerpaket (24) angeordnet ist und eine Schnecke (41) angeordnet ist, die mit einem
Schneckenrad (43) eines Schneckengetriebes (15) kämmt, - und insbesondere das Wälzlager (20, 22) axial zwischen dem Ankerpaket (24) und der Schnecke (41) angeordnet ist.
8. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) eine axiale Vorspannkraft zwischen dem Innenring (28) und dem Außenring (26) bewirken, die das Lagerspiel und die Bauteiltoleranzen des Wälzlagers (20, 22) im lastfreien Zustand der elektrischen Maschine (10) eliminiert.
9. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) ineinander integriert oder axial unmittelbar miteinander verbunden oder axial direkt aneinander anliegend ausgebildet sind.
10. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) teller- oder topfförmig ausgebildet sind und insbesondere jeweils einen Außenumfang (58) aufweisen, an dem die
Federelemente (32) zur Bildung eines Federpakets (64) axial miteinander verbunden sind oder axial aneinander anliegen.
11. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) jeweils einzelne federnde Komponenten (60) aufweisen, die bezüglich ihrer Kraftwirkung in Axialrichtung (5) parallel zueinander angeordnet sind und insbesondere als federnde Stege (61) ausgebildet sind, die den Außenumfang (58) mit einem radial innerem Bereich (59) des Federelements (32) verbinden.
12. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) jeweils bezüglich ihrer Umfangsrichtung homogen ausgebildet sind und eine kreisringförmige Federfläche (67) bilden.
13. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) als Stanzteile (63) aus Metall - insbesondere aus Federstahl - ausgebildet sind.
14. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) die gleiche oder eine unterschiedliche Federkennlinie aufweisen.
15. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die einzelnen federnden Komponenten (60, 61) spiralförmig um den radial inneren Bereich (59) angeordnet sind und
insbesondere bei einer axialen Belastung des Federelements (32) der radial innere Bereich (59) gegen den Außenumfang (58) drehbar ist.
16. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zusätzlich zu dem ersten als Axiallager ausgebildeten Wälzlager (22, 20) mindestens ein weiteres als Loslager ausgebildetes Wälzlager (22, 20) oder Gleitlager (50, 51) auf der Rotorwelle (12) angeordnet ist.
17. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) an beiden axialen Seiten (70, 71) des
Wälzlagers (20, 22) - insbesondere symmetrisch zueinander - angeordnet sind.
18. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) im Gehäuseteil (16) vormontiert sind und danach das Wälzlager (20, 22) der Rotorwelle (12) in das Gehäuseteil (16) eingelegt oder eingepresst wird, wobei vorzugsweise das Wälzlager (20, 22) axial zwischen den jeweils mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelementen (32) eingespannt wird.
19. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) an beiden axialen Seiten (70, 71) des Wälzlagers (20, 22) als bügeiförmige Klemmbrille (86) ausgebildet sind, die das Wälzlager 820, 22) in Axialrichtung (5) umgreift.
20. Elektrische Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kombination der mindestens zwei axial hintereinander angeordneten Federelemente (32) einen Verlauf der Auslenkung (X) über der Axialkraft (F) aufweist, der beim Einwirken einer geringeren
Axialkraft (F) sehr flach - insbesondere näherungsweise horizontal - verläuft, und beim Einwirken einer höheren Axialkraft (F) - insbesondere überproportional - ansteigt.
21. Verfahren zum Betreiben einer elektrischen Maschine (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, insbesondere ein Reversierantrieb für ein verstellbares Teil (45, 46) im Kraftfahrzeug, mit den folgenden
Verf ah renssch ritten :
beim Einwirken einer Axialkraft (F) auf die Rotorwelle (12) - vorzugsweise nach einem Drehrichtungswechsel der Rotorwelle (12) - wird das Axialspiel zwischen dem Innenring (28) und dem Außenring (26) des Wälzlagers (20, 22) mittels einer gedämpften Bewegung in Axialrichtung (5) der Rotorwelle (12) ausgeglichen
bei einer weiteren Steigerung der Axialkraft (F) wirkt zunächst eine hohe Federsteifigkeit (hohe Federkonstante) der axial hintereinander angeordneten Federelemente (32), wodurch die Rotorwelle (12) näherungsweise nicht weiter in Axialrichtung (5) ausgelenkt wird
wird die Axialkraft (F) noch weiter gesteigert, wirkt eine geringere
Federsteifigkeit (geringere Federkonstante) der axial hintereinander angeordneten Federelemente (32), wodurch die Rotorwelle (12) mit steigender Axialkraft (F) zunehmend in Axialrichtung (5) ausgelenkt wird.
22. Verfahren nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass bei einer weiteren Steigerung der Axialkraft (F) sich die Rotorwelle (12) axial an einem Anschlag (72, 73) des Gehäuseteils (16) abstützt, wodurch die auf das Wälzlager (20, 22) einwirkende Axialkraft (F) begrenzt wird.
23. Verfahren nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass beim Einwirken einer Axialkraft (F) auf die Rotorwelle (12) in die entgegengesetzte Richtung die Auslenkung (X) der Rotorwelle (12) näherungsweise symmetrisch zur Auslenkung (X) entlang der ersten Axialrichtung (5) verläuft.
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