WO2018072866A1 - Rotor für eine strömungsmaschine, insbesondere eines kraftfahrzeugs - Google Patents

Rotor für eine strömungsmaschine, insbesondere eines kraftfahrzeugs Download PDF

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WO2018072866A1
WO2018072866A1 PCT/EP2017/001183 EP2017001183W WO2018072866A1 WO 2018072866 A1 WO2018072866 A1 WO 2018072866A1 EP 2017001183 W EP2017001183 W EP 2017001183W WO 2018072866 A1 WO2018072866 A1 WO 2018072866A1
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shaft
rotor
contact surface
fastening element
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Markus Mueller
Jens GREGORY
Juergen Orlich
Stephan Kraetschmer
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Mercedes Benz Group AG
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Daimler AG
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    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/266—Rotors specially for elastic fluids mounting compressor rotors on shafts
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
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    • F05D2300/603—Composites; e.g. fibre-reinforced
    • F05D2300/6033—Ceramic matrix composites [CMC]

Definitions

  • Rotor for a turbomachine in particular of a motor vehicle
  • the invention relates to a rotor for a turbomachine, in particular a motor vehicle specified in the preamble of claim 1.
  • air for the internal combustion engine is usually by a
  • Turbomachine z. B. may be formed as exhaust gas turbocharger, compressed before the air is supplied to a combustion chamber of the internal combustion engine. In this case, such a rotor is used in the exhaust gas turbocharger.
  • DE 102014203840 A1 discloses a conventional rotor for an exhaust-gas turbocharger, having at least one shaft, with at least one impeller arranged on the shaft and non-rotatably connected to the shaft, which can be designed as a turbine wheel or compressor wheel. Furthermore, the exhaust-gas turbocharger has at least one fastening element, which is supported on the impeller via respective contacting surfaces, for axially fixing the impeller on the shaft. The fastening element is supported on the shaft via a conical seat.
  • Object of the present invention is to develop a rotor of the type mentioned in such a way that a particularly long life of the rotor is achieved.
  • Life is a rotor for a turbomachine, in particular of a motor vehicle, having at least one shaft, at least one arranged on the shaft and rotatably connected to the shaft impeller, and with at least one via respective, contacting contact surfaces on the impeller supported fastener for axially fixing the impeller on the shaft, wherein at least a portion of the contact surface of the impeller is covered in the radial direction to the outside of at least a portion of the contact surface of the fastener.
  • a receptacle in particular a funnel-shaped bearing shell, is provided on the fastening element.
  • a receptacle in particular a funnel-shaped bearing shell, is provided on the fastening element.
  • One formed on the impeller is provided on the impeller.
  • Protrusion which has a shape corresponding to the funnel-shaped bearing shell, is inserted into the bearing shell in the axial direction, so that the bearing shell encloses at least a part of the protrusion. They touch each other
  • the invention is based in particular on the following findings: During operation of the turbomachine, in particular of the exhaust-gas turbocharger, such a rotor is subject to high thermal and / or mechanical stresses.
  • a rotor operated at a particularly high speed may grow by centrifugal forces acting thereon.
  • the fastener and the shaft grow less or the fastener and the shaft are stretched to a lesser extent than the impeller because they lower
  • Centrifugal forces are subjected or because they have a smaller diameter than the impeller. Since a diameter of a through hole of the impeller is widened during operation, but the diameter of the shaft is not expanded to an equal extent, due to the centrifugal forces a
  • the aforementioned reason leads to a desired, particularly long life of the rotor, in particular a creep rupture strength of the rotor, is not achieved. That is, a conventional rotor has only a creep rupture strength with respect to a given impeller temperature.
  • Tension for the running impeller are reduced so that one, z. B. in a specification booklet required life of the rotor is achieved.
  • a creep rupture strength of the rotor, in particular of the at least one impeller assumes a particularly high value at a given impeller temperature. Ideally, the value tends towards infinity, d. H. the rotor has at the given
  • Impeller temperature a creep strength.
  • Contact surfaces extend obliquely to the axial direction.
  • the respective contact surface of the impeller has a first radial diameter and a second radial diameter, which are each perpendicular to the axial direction, ie in the radial direction, wherein the first radial diameter, which is close to the impeller, is greater than the second radial diameter which is away from the wheel.
  • the contact surfaces are each cone-shaped. This means that, in a sectional plane in which a longitudinal center axis of the shaft is located, respective cutting lines formed by the contact surfaces and the cutting plane with the
  • Longitudinal center axis each form an angle which is greater than 0 ° and less than 90 °.
  • This has the advantage that, in the case of radial expansion of the impeller, the two conical or conical contact surfaces continue to be in contact, so that the impeller radially centered on the shaft, axially held and rotatably connected to the shaft remains. Furthermore, a conical course of the contact surfaces in a production of the impeller and the fastener is particularly easy to implement.
  • the impeller is braced with the fastening element in the axial direction. This means that the contact surface of the fastener with the contact surface of the impeller are in contact with each other such that between the impeller and the fastener a frictional connection is made, so that a rotational movement of the impeller based on the
  • Fastening element is arranged on a first side of the impeller, wherein the rotor arranged on one of the first side in the axial direction facing away from the second side of the impeller on the shaft, via respective further, touching
  • Contact surfaces on the impeller supported second fastener for axially fixing the impeller on the shaft comprises, and wherein at least a portion of the further contact surface of the impeller is covered in the radial outward direction of at least a portion of the further contact surface of the second fastener.
  • the fastening element is arranged on a first side of the impeller, wherein the rotor has a second fastening element, which on a second side of the impeller is arranged on the shaft.
  • the second side of the impeller is the first side facing away in the axial direction and is opposite her.
  • the second side of the impeller and the second fastening element each comprise a contact surface. About this touching contact surfaces, the second fastener is supported on the impeller to the impeller axially on the shaft
  • Receiving area in particular a funnel-shaped bearing shell.
  • the impeller protrusion is formed, the one to the funnel-shaped bearing shell
  • the protrusion is introduced into the bearing shell in the axial direction, so that the bearing shell encloses at least a portion of the protrusion.
  • the contact surface of the impeller and the contact surface of the second fastener touch and ideally lie flush against each other. In this case, the second fastening element and the impeller are occurring during operation
  • the first fastening element is a thrust washer, which is attached to the shaft.
  • the thrust washer has a non-threaded through-hole through which the shaft can pass, and which is adapted to receive and enclose a portion of the shaft.
  • the thrust washer is seated firmly on the shaft so that a shaft surface and a surface of the through hole are in contact with each other and ideally make a frictional contact, whereby the thrust washer is rotatably mounted on the shaft.
  • the thrust washer has at least one groove, in each of which engages a firmly clamped piston ring on an impeller housing, whereby a so-called labyrinth seal is formed.
  • the impeller is axially fixed on the shaft, and on the other hand, the impeller housing is sealed by the labyrinth seal, so that a gas flowing around the impeller can not escape undesirably from the impeller housing.
  • the second fastening element is designed as a screwed onto the shaft nut, by means of which under axial
  • Fastener is stretched in the axial direction.
  • the shaft is provided at one free end with an external thread
  • the nut which as Impeller nut may be referred to a matching to the external thread
  • the impeller nut can be screwed onto the shaft so that the impeller is held on the shaft. After a complete screwing of the nut on the shaft, the contact surface of the impeller nut and the contact surface of the impeller touch and make a frictional contact ago, so that the impeller nut prevents rotation of the impeller, creating a
  • the impeller may be configured as a compressor wheel for compressing air.
  • a rotating compressor wheel is flowed around by the air and compresses it by a rotation of the compressor wheel.
  • Compressor wheel a plurality of blades, which are arranged along a circumference. A geometry of those blades during operation of the turbomachine causes air to be compressed and fed to a compressor outlet.
  • the compressor can, for. B. in the case of the exhaust gas turbocharger, via a on a
  • the shaft may be driven common shaft and driven by the exhaust gas of the internal combustion engine turbine, or, instead of the turbine wheel, the shaft may be driven by an electric motor.
  • the invention relates to a turbomachine for a motor vehicle, comprising at least one rotor, which at least one shaft, at least one arranged on the shaft and rotatably connected to the shaft impeller, and at least one on respective, contacting contact surfaces on the impeller supported
  • Fastening element for axially fixing the impeller has on the shaft, wherein at least a portion of the contact surface of the impeller is covered in the radial direction to the outside of at least a portion of the contact surface of the fastener.
  • Turbomachine in particular a motor vehicle, shown.
  • the motor vehicle can be driven by an internal combustion engine, which has at least one combustion chamber, which is designed, for example, as a cylinder.
  • an internal combustion engine which has at least one combustion chamber, which is designed, for example, as a cylinder.
  • air and fuel are supplied to the combustion chamber for operating the internal combustion engine.
  • a fuel-air mixture is formed in the combustion chamber, which is burned. This results in exhaust gas of the internal combustion engine.
  • Internal combustion engine further comprises an intake tract, which is traversed by the air or is flowed through. Through the intake tract, the air is guided to the and in particular into the combustion chamber.
  • the internal combustion engine also has an exhaust tract through which exhaust gas can flow, through which the exhaust gas is discharged from the combustion chamber.
  • the internal combustion engine may have the turbomachine, which ensures a particularly dense filling of the combustion chamber of the internal combustion engine with air.
  • the turbomachine can z. B. may be formed as an exhaust gas turbocharger having a compressor arranged in the intake and a turbine disposed in the exhaust tract turbine. The turbine is powered by the exhaust gas
  • the turbomachine z. B be designed as an electrically drivable compressor whose arranged in the intake compressor of a
  • Electric motor is driven.
  • the rotor 12 In the turbomachine, there is the rotor 12 partially shown in the figure, which has a shaft 14 with at least one impeller 16 and at least one
  • the shaft 14 is a rotationally symmetrical about a longitudinal center axis 1 formed rotatable element, wherein the longitudinal center axis 1 along a longitudinal extent of the shaft 14 extends. Starting from the longitudinal center axis 1 extends in the radial direction, a shaft radius, which is a distance of a shaft surface 22 of the
  • the at least one impeller 16 On the shaft surface 22 is the at least one impeller 16, with a
  • the through hole has a diameter and has a surface 24 which, when mounted, contacts the shaft surface 22.
  • the impeller 16 has a contact surface 26.
  • the rotor 12 on one side of the impeller, the fastening element 18 through which passes a further rotationally symmetrical, axial through hole.
  • the further through-hole has a surface 28 which, when mounted, contacts the shaft surface 22 to prevent rotation of the fastener 18 relative to the shaft 14, e.g. B. by means of a frictional connection.
  • the fastener 18 has a contact surface 30 which faces the contact surface 26 of the impeller and this touches in the assembled state, so that the
  • Fixing element 18 prevents axial movement of the impeller.
  • Fastener 22 lower centrifugal forces than on the impeller 16, whereby the shaft 14 and the fastener 18 in comparison to the impeller 16 in a grow or stretch to a lesser extent. It is the diameter of the through hole of the impeller 16 is widened during operation, while the diameter of the shaft 14 is not expanded to the same extent, which is why due to the centrifugal forces a relative movement between the seated on the shaft 14 impeller 16 and the shaft 14 arise.
  • Impeller 16 and the shaft 14 an unwanted sliding friction occur, which can reduce the performance of the impeller 16. Furthermore, the unwanted
  • Contact surface 26 of the impeller 16 is formed such that it forms a protrusion 32, which has a wheel 16 near the radial diameter and the impeller 16 in the axial direction remote radial diameter which is smaller than the impeller 16 near radial diameter.
  • the contact surface 30 of the fastener 18 is formed such that it has a receptacle, for. B. forms a funnel-shaped bearing shell having a protrusion 32 corresponding shape so that the protrusion 32 can be inserted into the bearing shell.
  • the contact surface 26 and the contact surface 30 are in contact with each other and ideally have a frictional connection.
  • Fastener 18 abuts.
  • the contact surface 26 and the contact surface 30 are clamped together by the centrifugal forces, whereby the impeller 16 at an intended axial position and centered around the
  • the protrusion 32 of the impeller 16 and the bearing shell of the fastening element 18 with the respectively associated contact surface 26 and 30 have a cone-shaped form.
  • the impeller 16 is centrally received in the bearing shell and, based on the
  • the impeller 16 may be braced with the fastener 18 in the axial direction, d. H. an axial movement of the impeller 16 relative to the shaft 14 is prevented.
  • the rotor 12 has a second fastening element 34, which is arranged on a second side of the rotor 16 on the shaft 14.
  • the second side of the impeller 16 is the first side facing away in the axial direction and is opposite her.
  • the second side of the impeller 6 comprises a contact surface 38 and the second fastener 34 has a contact surface 36.
  • Contact surface 36 and contact surface 38 are in contact with each other, whereby the second fastener 34 is supported on the impeller 16 to the impeller 16 axially on the shaft 4 set. In this case, at least a portion of the other
  • the contact surface 36 of the fastener 34 is formed such that it has a receptacle, for. B. a funnel-shaped bearing shell, forms, one of the protrusion 39 corresponding shape, so that the protrusion 39 can be inserted into the bearing shell, so that the contact surface 38 and the
  • Contact surface 36 are in contact with each other and ideally have a frictional connection. This has the same advantages as in a configuration of the contact surface 26 of the impeller 16 and the contact surface 30 of the first
  • the first fastening element 18 may be formed as a thrust washer, which may alternatively be referred to as a sealing bush and is attached to the shaft.
  • the thrust washer includes a rotationally symmetrical, axial, unthreaded through-hole having a surface 28 that contacts the shaft surface 22 when assembled, the surface 28 being smooth, such that upon assembly, the shaft 14 may be passed through the through-hole.
  • the thrust washer itself is supported against a shaft shoulder, not shown, and has a plurality of along a circumference of the thrust washer extending grooves 42, in which a plurality of tightly connected to the impeller housing 40 piston seals 44 engage to realize a so-called labyrinth seal, which an undesirable leakage of a gas that flows around the impeller 16, the best possible prevented from the impeller housing 40.
  • the second fastening element 34 may be formed as a screwed onto the shaft nut, which is also referred to as impeller nut.
  • the impeller nut is provided with an internal thread 46.
  • the shaft 14 has a male thread 48 matching the internal thread 46 of the nut and formed at the free end 20 of the shaft 14.
  • the nut with the internal thread 46 is turned onto the external thread 48.
  • the impeller 16 is braced with the impeller nut in the axial direction.
  • the impeller 16 shown in the figure may be formed as a compressor wheel, by means of which the air which is supplied to the combustion chamber of the internal combustion engine, is compressed.
  • a nature and a geometry of the impeller 16 are designed such that the air that the impeller 16 flows around, is compressed at a designated rotation of the impeller and fed to a compressor outlet, which in the intake of the
  • Internal combustion engine is ordered. By compressing or compressing the air, a particularly efficient operation of the internal combustion engine is achieved.

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Abstract

Rotor (12) für eine Strömungsmaschine, insbesondere eines Kraftfahrzeugs. Der Rotor (12) weist wenigstens eine Welle (14), wenigstens ein auf der Welle (14) angeordnetes und drehfest mit der Welle (14) verbundenes Laufrad (16) sowie wenigstens ein Befestigungselement (18, 34) auf, das sich über jeweilige, sich berührende Kontaktflächen (26, 30, 36, 38) an dem Laufrad (16) abstützt, um das Laufrad (16) in einer axialen Richtung auf der Welle (14) festzulegen. Dabei überdeckt zumindest ein Teilbereich der Kontaktfläche (30, 36) des Befestigungselements (18, 34) in radialer Richtung nach außen zumindest einen Teilbereich der Kontaktfläche (26, 38) des Laufrades (16).

Description

Rotor für eine Strömungsmaschine, insbesondere eines Kraftfahrzeugs
Die Erfindung betrifft einen Rotor für eine Strömungsmaschine, insbesondere eines Kraftfahrzeugs, der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Art.
Um einen besonders effizienten Betrieb einer Verbrennungskraftmaschine zu erreichen, wird Luft für die Verbrennungskraftmaschine üblicherweise durch eine
Strömungsmaschine, die z. B. als Abgasturbolader ausgebildet sein kann, verdichtet, bevor die Luft einem Brennraum der Verbrennungskraftmaschine zugeführt wird. Dabei kommt in dem Abgasturbolader ein solcher Rotor zum Einsatz.
Zum Beispiel offenbart die DE 102014203840 A1 einen herkömmlichen Rotor für einen Abgasturbolader, mit wenigstens einer Welle, mit wenigstens einem auf der Welle angeordneten und drehfest mit der Welle verbundenen Laufrad, welches als Turbinenrad oder Verdichterrad ausgebildet sein kann. Weiter weist der Abgasturbolader wenigstens eine über jeweilige, sich berührende Kontaktflächen an dem Laufrad abgestützten Befestigungselement zum axialen Festlegen des Laufrades auf der Welle auf. Dabei ist das Befestigungselement an der Welle über einen Kegelsitz abgestützt.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, einen Rotor der eingangs genannten Art derart weiterzuentwickeln, dass eine besonders lange Lebensdauer des Rotors erreicht wird.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch einen Rotor mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen
Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Patentansprüchen angegeben.
Um einen Rotor derart weiterzuentwickeln, dass der Rotor eine besonders lange
Lebensdauer hat, wird erfindungsgemäß ein Rotor für eine Strömungsmaschine, insbesondere eines Kraftfahrzeugs bereitgestellt, mit wenigstens einer Welle, mit wenigstens einem auf der Welle angeordneten und drehfest mit der Welle verbundenen Laufrad, und mit wenigstens einem über jeweilige, sich berührende Kontaktflächen an dem Laufrad abgestützten Befestigungselement zum axialen Festlegen des Laufrades auf der Welle, wobei zumindest ein Teilbereich der Kontaktfläche des Laufrades in radialer Richtung nach außen von zumindest einem Teilbereich der Kontaktfläche des Befestigungselements überdeckt ist.
Beispielsweise ist an dem Befestigungselement eine Aufnahme, insbesondere eine trichterförmige Lagerschale vorgesehen. Eine an dem Laufrad ausgebildete
Hervorstehung, die eine zu der trichterförmigen Lagerschale korrespondierende Form hat, ist in die Lagerschale in axialer Richtung eingeführt, sodass die Lagerschale zumindest einen Teil der Hervorstehung umschließt. Dabei berühren sich die
Kontaktfläche des Laufrades und die Kontaktfläche des Befestigungselements und liegen idealerweise bündig aneinander an. Zwischen den Kontaktflächen ist also eine Passform vorhanden. Mittels dieser Passform sind das Befestigungselement und das Laufrad durch bei einem Betrieb auftretende Fliehkräfte bzw. Zentrifugalkräfte miteinander verklemmt. Da die Kontaktfläche des Laufrades erfindungsgemäß zumindest teilweise von der Kontaktfläche des Befestigungselements umschlossen ist, wird die Kontaktfläche des Laufrades bei einer radialen Dehnung und der damit einhergehenden Aufweitung des Durchmessers des Laufrades gehalten.
Der Erfindung liegen insbesondere folgende Erkenntnisse zugrunde: Während eines Betriebs der Strömungsmaschine, insbesondere des Abgasturboladers, ist ein solcher Rotor hohen thermischen und/oder mechanischen Belastungen unterworfen.
Beispielsweise kann ein bei einer besonders hohen Drehzahl betriebener Rotor durch darauf einwirkende Zentrifugalkräfte wachsen. Dies bedeutet, dass ein Materialgefüge des Rotors in radialer Richtung einer elastischen Verformung unterworfen ist, also nach außen hin gedehnt und Spannungen ausgesetzt wird. Bei gleicher Drehzahl wachsen das Befestigungselement und die Welle weniger bzw. werden das Befestigungselement und die Welle in einem geringeren Maße gedehnt als das Laufrad, da sie geringeren
Zentrifugalkräften unterworfen sind bzw. da sie einen geringeren Durchmesser als das Laufrad haben. Da ein Durchmesser eines Durchgangslochs des Laufrades während des Betriebs aufgeweitet wird, sich aber der Durchmesser der Welle nicht in einem gleichen Maße ebenfalls aufgeweitet wird, kann aufgrund der Zentrifugalkräfte eine
Relativbewegung zwischen dem auf der Welle sitzenden Laufrad und der Welle entstehen. Durch diese Relativbewegung tritt zwischen dem Laufrad und der Welle eine unerwünschte Gleitreibung auf, welche auf Dauer zu einem erheblichen Schaden des Rotors führt, welcher in ein Versagen des Rotors mündet.
Untersuchungen haben ferner gezeigt, dass mit einer Dehnung in radialer Richtung des Laufrades eine axiale Stauchung des Laufrades einhergehen kann, d. h. ein Maß des Laufrades in axialer Richtung ist während des Betriebs geringer als während eines Stillstands des Rotors. Einem Entfernen der im Stillstand bzw. bei niedriger Drehzahl aneinander anliegenden Kontaktflächen wird üblicherweise durch ein Vorspannen mittels des Befestigungselements der Welle in axialer Richtung entgegengewirkt. Verringert sich also während des Betriebs das Maß des Laufrades in axialer Richtung, kann sich die vorgespannte Welle zusammenziehen und die axiale Stauchung des Laufrades so ausgleichen, dass die Kontaktflächen während des Betriebs weiter aneinander anliegen.
Unter anderem der zuvor genannte Grund führt dazu, dass eine gewünschte, besonders lange Lebensdauer des Rotors, insbesondere eine Dauerstandfestigkeit des Rotors, nicht erreicht wird. Das heißt, ein herkömmlicher Rotor hat lediglich eine Zeitstandfestigkeit bezogen auf eine vorgegebene Laufradtemperatur.
Dadurch dass zumindest ein Teilbereich des Laufrades in radialer Richtung nach außen von zumindest einem Teilbereich der Kontaktfläche des Befestigungselements überdeckt ist, kann in das Laufrad eine radiale Druckspannung induziert werden, welche den betriebsbelastenden Zentrifugalkräften genau entgegenwirkt. Es können also durch die geometrischen Ausführungen nach Anspruch 1 die Belastung und auftretende
Spannungen für das in Betrieb befindliche Laufrad verringert werden, sodass eine, z. B. in einem Lastenheft geforderte Lebensdauer des Rotors erreicht wird. Insbesondere nimmt eine Zeitstandfestigkeit des Rotors, insbesondere des wenigstens einen Laufrades, bei einer vorgegebenen Laufradtemperatur einen besonders hohen Wert an. Idealerweise strebt der Wert gegen unendlich, d. h. der Rotor hat bei der vorgegebenen
Laufradtemperatur eine Dauerstandfestigkeit.
In einer weiteren Ausführungsform hat es sich als vorteilhaft erwiesen, dass die
Kontaktflächen schräg zur axialen Richtung verlaufen. Beispielsweise hat die jeweilige Kontaktfläche des Laufrades einen ersten radialen Durchmesser und einen zweiten radialen Durchmesser, welche jeweils senkrecht zu der axialen Richtung, also in radialer Richtung liegen, wobei der erste radiale Durchmesser, der nahe am Laufrad ist, größer ist als der zweite radiale Durchmesser, der entfernt vom Laufrad ist. Das hat den Vorteil, dass, im Falle der radialen Dehnung des Laufrades, die beiden schräg zueinander verlaufenden Kontaktflächen miteinander in Berührung stehen, sodass das Laufrad auf der Welle radial zentriert, axial gehalten und sich das Laufrad und die Welle miteinander verspannen, wodurch das Laufrad drehfest mit der Welle verbunden bleibt. Hierdurch kann eine radiale Druckspannung besonders gut in das Laufrad induziert werden, welche den betriebsbelastenden Zentrifugalkräften genau entgegenwirkt.
Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ist es von Vorteil, dass die Kontaktflächen jeweils konusförmig ausgebildet sind. Das bedeutet, dass, in einer Schnittebene, in der eine Längsmittenachse der Welle liegt, jeweilige von den Kontaktflächen und der Schnittebene gebildete Schnittgeraden mit der
Längsmittenachse jeweils einen Winkel bilden, der größer 0° und kleiner 90° ist. Das hat den Vorteil, dass, im Falle der radialen Dehnung des Laufrades, die beiden konus- bzw. kegelartig verlaufenden Kontaktflächen weiterhin miteinander in Berührung stehen, sodass das Laufrad auf der Welle radial zentriert, axial gehalten und drehfest mit der Welle verbunden bleibt. Des Weiteren ist ein konusartiger Verlauf der Kontaktflächen in einer Fertigung des Laufrades und des Befestigungselements besonders einfach zu realisieren.
Ferner ist es von Vorteil, dass das Laufrad mit dem Befestigungselement in axialer Richtung verspannt ist. Das bedeutet, dass die Kontaktfläche des Befestigungselements mit der Kontaktfläche des Laufrades untereinander derart in Berührung stehen, dass zwischen dem Laufrad und dem Befestigungselement eine reibschlüssige Verbindung hergestellt ist, sodass eine Rotationsbewegung des Laufrades bezogen auf das
Befestigungselement verhindert ist.
Eine weitere Ausführungsform der vorliegenden Erfindung sieht vor, dass das
Befestigungselement auf einer ersten Seite des Laufrades angeordnet ist, wobei der Rotor ein auf einer der ersten Seite in axialer Richtung abgewandten zweiten Seite des Laufrades auf der Welle angeordnetes, über jeweilige weitere, sich berührende
Kontaktflächen an dem Laufrad abgestütztes zweites Befestigungselement zum axialen Festlegen des Laufrades auf der Welle umfasst, und wobei zumindest ein Teilbereich der weiteren Kontaktfläche des Laufrades in radialer Richtung nach außen von zumindest einem Teilbereich der weiteren Kontaktfläche des zweiten Befestigungselements überdeckt ist.
Mit anderen Worten ist das Befestigungselement auf einer ersten Seite des Laufrades angeordnet, wobei der Rotor ein zweites Befestigungselement aufweist, welches auf einer zweiten Seite des Laufrades auf der Welle angeordnet ist. Die zweite Seite des Laufrades ist der ersten Seite in axialer Richtung abgewandt ist und liegt ihr gegenüber. Ferner umfassen die zweite Seite des Laufrades und das zweite Befestigungselement jeweils eine Kontaktfläche. Über diese sich berührenden Kontaktflächen stützt sich das zweite Befestigungselement an dem Laufrad ab, um das Laufrad axial auf der Welle
festzulegen.
Mit wieder anderen Worten weist das zweite Befestigungselement z. B. einen
Aufnahmebereich, insbesondere eine trichterförmige Lagerschale auf. An dem Laufrad ist eine Hervorstehung ausgebildet, die eine zu der trichterförmigen Lagerschale
korrespondierende Form hat. Die Hervorstehung ist in die Lagerschale in axialer Richtung eingeführt, sodass die Lagerschale zumindest einen Teil der Hervorstehung umschließt. Dabei berühren sich die Kontaktfläche des Laufrades und die Kontaktfläche des zweiten Befestigungselements und liegen idealerweise bündig aneinander an. Dabei sind das zweite Befestigungselement und das Laufrad durch bei einem Betrieb auftretende
Fliehkräfte bzw. Zentrifugalkräfte miteinander verklemmt, wodurch eine Relativbewegung des Laufrades auf der Welle verhindert wird.
Vorteilhafterweise ist das erste Befestigungselement eine Anlaufscheibe, welche auf die Welle aufgesteckt ist. Die Anlaufscheibe weist ein gewindeloses Durchgangsloch auf, durch welches die Welle hindurchgeführt werden kann, und das eingerichtet ist, einen Teil der Welle aufzunehmen und zu umschließen. Die Anlaufscheibe sitzt fest auf der Welle, sodass eine Wellenoberfläche und ein Fläche des Durchgangsloches miteinander in Kontakt stehen und idealerweise einen reibschlüssigen Kontakt herstellen, wodurch die Anlaufscheibe drehfest auf der Welle angeordnet ist. Ferner weist die Anlaufscheibe mindestens eine Nut auf, in die jeweils ein an einem Laufradgehäuse fest verspannter Kolbendichtring eingreift, wodurch eine sogenannte Labyrinthdichtung gebildet wird.
Durch einen Einsatz der Anlaufscheibe als Befestigungselement wird einerseits das Laufrad auf der Welle axial festgelegt, und andererseits wird das Laufradgehäuse durch die Labyrinthdichtung abgedichtet, sodass ein Gas, das das Laufrad umströmt nicht unerwünschter Weise aus dem Laufradgehäuse austreten kann.
Als vorteilhaft hat es sich weiter erwiesen, dass das zweite Befestigungselement als eine auf die Welle aufgeschraubte Mutter ausgebildet ist, mittels welcher unter axialem
Verspannen des Laufrades mit der Mutter das Laufrad gegen das erste
Befestigungselement in axialer Richtung gespannt ist. Das bedeutet, dass die Welle an einem freien Ende mit einem Außengewinde versehen ist, und die Mutter, welche als Laufradmutter bezeichnet werden kann, ein zu dem Außengewinde passendes
Innengewinde aufweist. Die Laufradmutter kann so auf die Welle aufgeschraubt werden, dass das Laufrad auf der Welle gehalten wird. Nach einem vollständigen Aufschrauben der Mutter auf die Welle berühren sich die Kontaktfläche der Laufradmutter und die Kontaktfläche des Laufrades und stellen einen reibschlüssigen Kontakt her, sodass die Laufradmutter eine Rotationsbewegung des Laufrades verhindert, wodurch eine
Rotationsbewegung des Laufrades bezogen auf die Welle verhindert ist. Des Weiteren verhindert die Laufradmutter durch das Verspannen mit dem Laufrad, dass das Laufrad in axialer Richtung gegenüber der Welle lose bzw. verschiebbar ist.
Des Weiteren kann das Laufrad als ein Verdichterrad zum Verdichten von Luft ausgebildet sein. Ein solches rotierendes Verdichterrad wird von der Luft umströmt und verdichtet diese durch eine Rotation des Verdichterrades. Hierfür umfasst das
Verdichterrad eine Mehrzahl an Schaufeln, die entlang eines Umfanges angeordnet sind. Eine Geometrie jener Schaufeln führt während des Betriebs der Strömungsmaschine dazu, dass Luft verdichtet wird und an einen Verdichterausgang geführt wird. Das Verdichterrad kann, z. B. im Falle des Abgasturboladers, über eine auf einer
gemeinsamen Welle sitzenden und vom Abgas der Verbrennungskraftmaschine angetriebenen Turbinenrad angetrieben sein, oder, anstatt des Turbinenrades, kann die Welle von einem Elektromotor angetrieben sein.
Außerdem betrifft die Erfindung eine Strömungsmaschine für ein Kraftfahrzeug, mit wenigstens einem Rotor, welcher wenigstens eine Welle, wenigstens ein auf der Welle angeordnetes und drehfest mit der Welle verbundenes Laufrad, und wenigstens ein über jeweilige, sich berührende Kontaktflächen an dem Laufrad abgestütztes
Befestigungselement zum axialen Festlegen des Laufrades auf der Welle aufweist, wobei zumindest ein Teilbereich der Kontaktfläche des Laufrades in radialer Richtung nach außen von zumindest einem Teilbereich der Kontaktfläche des Befestigungselements überdeckt ist.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung eines bevorzugten Ausführungsbeispiels sowie anhand der Zeichnung. Die vorstehend in der Beschreibung genannten Merkmale und
Merkmalskombinationen sowie die nachfolgend in der Figurenbeschreibung genannten und/oder in der Figur alleine gezeigten Merkmale und Merkmalskombinationen sind nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen. Dabei zeigt die einzige Figur in einer Querschnittsdarstellung einen Teil eines Rotors einer Strömungsmaschine, insbesondere eines Kraftfahrzeugs.
In den Figuren sind gleiche oder funktionsgleiche Elemente mit gleichen Bezugszeichen versehen.
In der Figur ist in einer Querschnittsdarstellung ein Teil 10 eines Rotors 12 der
Strömungsmaschine, insbesondere eines Kraftfahrzeugs, abgebildet.
Das Kraftfahrzeug kann von einer Verbrennungskraftmaschine antreibbar sein, welche wenigstens einen Brennraum aufweist, welcher beispielsweise als Zylinder ausgebildet ist. Während eines gefeuerten Betriebs der Verbrennungskraftmaschine werden dem Brennraum Luft und Kraftstoff zum Betreiben der Verbrennungskraftmaschine zugeführt. Dadurch bildet sich im Brennraum ein Kraftstoff-Luft-Gemisch, welches verbrannt wird. Daraus resultiert Abgas der Verbrennungskraftmaschine. Die
Verbrennungskraftmaschine umfasst weiter einen Ansaugtrakt, der von der Luft durchströmbar ist bzw. durchströmt wird. Durch den Ansaugtrakt wird die Luft zu dem und insbesondere in den Brennraum geführt. Die Verbrennungskraftmaschine weist außerdem einen von Abgas durchströmbaren Abgastrakt auf, durch welchen das Abgas aus dem Brennraum abgeführt wird.
Ferner kann die Verbrennungskraftmaschine die Strömungsmaschine aufweisen, welche eine besonders dichte Füllung des Brennraums der Verbrennungskraftmaschine mit Luft gewährleistet. Die Strömungsmaschine kann z. B. als Abgasturbolader ausgebildet sein, welcher einen in dem Ansaugtrakt angeordneten Verdichter und eine in dem Abgastrakt angeordnete Turbine aufweist. Die Turbine wird durch das Abgas der
Verbrennungskraftmaschine angetrieben und treibt ihrerseits den Verdichter an, welcher die Luft ansaugt, verdichtet und dem Brennraum der Verbrennungskraftmaschine zuführt. Alternativ kann die Strömungsmaschine z. B. als elektrisch antreibbarer Verdichter ausgebildet sein, dessen in dem Ansaugtrakt angeordneter Verdichter von einem
Elektromotor angetrieben wird.
In der Strömungsmaschine befindet sich der in der Figur teilweise gezeigte Rotor 12, der eine Welle 14 mit wenigstens einem Laufrad 16 und wenigstens einem
Befestigungselement 18 aufweist. Die Welle 14 ist ein rotationssymmetrisch um eine Längsmittenachse 1 ausgebildetes rotierbares Element, wobei die Längsmittenachse 1 entlang einer Längserstreckung der Welle 14 verläuft. Ausgehend von der Längsmittenachse 1 verläuft in radialer Richtung ein Wellenradius, welcher einen Abstand einer Wellenoberfläche 22 von der
Längsmittenachse 1 definiert.
Auf der Wellenoberfläche 22 ist das wenigstens eine Laufrad 16, mit einem
Laufraddurchmesser und einer Laufradlänge angeordnet, durch welches hindurch ein rotationssymmetrisches, axiales Durchgangsloch gebildet ist. Das Durchgangsloch hat einen Durchmesser hat und weist eine Oberfläche 24 auf, die in montiertem Zustand die Wellenoberfläche 22 berührt. Bevorzugt herrscht zwischen der Oberfläche 24 des Laufrades 16 und der Wellenoberfläche 22 eine reibschlüssige Verbindung, sodass eine Rotation des Laufrades 16 relativ zur Welle 14 verhindert wird. Zumindest auf einer Seite des Laufrades 16 weist das Laufrad 16 eine Kontaktfläche 26 auf.
Weiter weist der Rotor 12 auf der einen Seite des Laufrades das Befestigungselement 18 auf, durch welches ein weiteres rotationssymmetrisches, axiales Durchgangsloch verläuft. Das weitere Durchgangsloch weist eine Oberfläche 28 auf, die in montiertem Zustand die Wellenoberfläche 22 berührt, sodass eine Rotation des Befestigungselements 18 relativ zur Welle 14 verhindert wird, z. B. mittels einer reibschlüssigen Verbindung. Weiter weist das Befestigungselement 18 eine Kontaktfläche 30 auf, die der Kontaktfläche 26 des Laufrades zugewandt ist und diese in montiertem Zustand berührt, sodass das
Befestigungselement 18 eine axiale Bewegung des Laufrades verhindert.
Bei bestimmten Betriebszuständen der Strömungsmaschine, z. B. bei einer hohen bis hin zu einer überhöhten Drehzahl des Laufrades 16, ist der Rotor 12 besonders hohen thermischen und/oder mechanischen Belastungen ausgesetzt, welche z. B. zu einem von Zentrifugalkräften verursachten, reversiblen sogenannten Wachsen des Rotors 12 führen können, wodurch ein Materialgefüge im Betrieb der Strömungsmaschine einer radial gerichteten, elastischen Verformung unterworfen wird. Hierdurch entstehen insbesondere in dem Material des Laufrades 16 hohe und ungünstig verlaufende Spannungen, die sich nachteilig auf die Lebensdauer des Laufrades 16 auswirken.
Da das Befestigungselement 18 und die Welle 14 im Vergleich zu dem Laufrad 16 einen besonders geringen Durchmesser haben, greifen an der Welle 14 und dem
Befestigungselement 22 geringere Zentrifugalkräfte als an dem Laufrad 16 an, wodurch die Welle 14 und das Befestigungselement 18 im Vergleich zu dem Laufrad 16 in einem geringeren Maße wachsen bzw. gedehnt werden. Es wird der also Durchmesser des Durchgangsloches des Laufrades 16 während des Betriebs aufgeweitet, während der Durchmesser der Welle 14 nicht in gleichem Maße aufgeweitet wird, weshalb aufgrund der Zentrifugalkräfte eine Relativbewegung zwischen dem auf der Welle 14 sitzenden Laufrad 16 und der Welle 14 entstehen.
Die an dem Laufrad 16 angreifenden Zentrifugalkräfte bewirken also schließlich, dass das Laufrad 16 relativ zu der Welle 14 rotieren kann. Hierdurch kann zwischen dem
Laufrad 16 und der Welle 14 eine ungewollte Gleitreibung auftreten, wodurch sich die Leistung des Laufrades 16 verringern kann. Des Weiteren kann die ungewollte
Gleitreibung zu Schäden an der Welle 14, dem Laufrad 16 und/oder dem
Befestigungselement 18 kommen, was sich nachteilig auf die Lebensdauer des Rotors auswirkt.
Bei einem Herunterfahren des Rotors 12 der Strömungsmaschine - also bei sinkender Drehzahl - verringern sich die an dem Rotor 12 angreifenden Zentrifugalkräfte, sodass sich das Material elastisch wieder zusammenzieht, wodurch die ungewollte Gleitreibung nicht mehr auftritt und die im Material des Laufrades ungünstig verlaufenden Spannungen abgebaut werden.
Um nun eine besonders lange Lebensdauer des Rotors 12 zu erreichen, ist die
Kontaktfläche 26 des Laufrades 16 derart ausgeformt, dass sie eine Hervorstehung 32 bildet, welche einen dem Laufrad 16 nahen radialen Durchmesser und einen dem Laufrad 16 in axialer Richtung entfernten radialen Durchmesser aufweist, welcher kleiner ist als der dem Laufrad 16 nahen radiale Durchmesser. Weiter ist die Kontaktfläche 30 des Befestigungselements 18 derart ausgeformt, dass sie eine Aufnahme, z. B. eine trichterförmige Lagerschale ausbildet, die eine der Hervorstehung 32 entsprechende Form hat, sodass die Hervorstehung 32 in die Lagerschale eingeführt werden kann. Dadurch stehen die Kontaktfläche 26 und die Kontaktfläche 30 miteinander in Berührung und haben idealerweise eine reibschlüssige Verbindung. Hierdurch ist zumindest ein Teilbereich der Kontaktfläche 26 des Laufrades 16 in radialer Richtung nach außen von zumindest einem Teilbereich der Kontaktfläche 30 des Befestigungselements 18 überdeckt, sodass dem Wachsen des Laufrades 16 zumindest in dem überdeckten Bereich des Laufrades 16 entgegengewirkt wird. Anders ausgedrückt ergibt sich ein günstigerer Verlauf der Spannungen im Material des Laufrades 16 im Vergleich zu einem herkömmlichen Rotor, da durch das das Laufrad 16 teilweise überdeckende
Befestigungselement 18 in das Laufrad 16 eine radiale Druckspannung induziert wird, welche den betriebsbelastenden Zentrifugalkräften genau entgegenwirkt. So wird eine besonders lange Lebensdauer des Rotors 12 erreicht, d. h. eine Zeitstandfestigkeit des Rotors 12 wird erhöht und idealerweise erhält der Rotor 12 eine Dauerstandfestigkeit.
Ferner ist in der Figur erkennbar, dass die in der Querschnittdarstellung dargestellten, von der Schnittebene und der Kontaktfläche 26 und 30 gebildeten Schnittgeraden schräg zu der Längsmittenachse 1 der Welle 14 verlaufen, was bedeutet, dass die
Kontaktflächen im Allgemeinen schräg zu der Welle 14 verlaufen. Dies führt dazu, dass die Kontaktfläche 26 des Laufrades 16 während des Betriebs bei einer hohen Drehzahl, insbesondere bei einer aximaldrehzahl an der Kontaktfläche 30 des
Befestigungselements 18 anliegt. Mit anderen Worten sind die Kontaktfläche 26 und die Kontaktfläche 30 durch die Zentrifugalkräfte miteinander verklemmt, wodurch das Laufrad 16 an einer bestimmungsgemäßen axialen Position und zentriert um die
Längsmittenachse 1 gehalten wird.
Des Weiteren hat es sich als vorteilhaft herausgestellt, dass die Hervorstehung 32 des Laufrades 16 und die Lagerschale des Befestigungselements 18 mit der jeweils zugehörigen Kontaktfläche 26 und 30 eine konusförmige Form aufweisen. Hierdurch kann das Laufrad 16 zentrisch in die Lagerschale aufgenommen und, bezogen auf die
Längsmittenachse 1 , zentriert werden.
Außerdem kann das Laufrad 16 mit dem Befestigungselement 18 in axialer Richtung verspannt sein, d. h. eine axiale Bewegung des Laufrades 16 relativ zur Welle 14 wird verhindert.
In der Figur ist ferner zu erkennen, dass der Rotor 12 ein zweites Befestigungselement 34 aufweist, welches auf einer zweiten Seite des Laufrades 16 auf der Welle 14 angeordnet ist. Die zweite Seite des Laufrades 16 ist der ersten Seite in axialer Richtung abgewandt ist und liegt ihr gegenüber. Ferner umfasst die zweite Seite des Laufrades 6 eine Kontaktfläche 38 und das zweite Befestigungselement 34 eine Kontaktfläche 36. Kontaktfläche 36 und Kontaktfläche 38 stehen miteinander in Berührung, wodurch sich das zweite Befestigungselement 34 an dem Laufrad 16 abstützt, um das Laufrad 16 axial auf der Welle 4 festzulegen. Hierbei wird zumindest ein Teilbereich der weiteren
Kontaktfläche 38 des Laufrades 16 in radialer Richtung nach außen von zumindest einem Teilbereich der weiteren Kontaktfläche 38 des zweiten Befestigungselements 34 überdeckt. Das bedeutet, dass die Kontaktfläche 38 des Laufrades 16 derart ausgeformt ist, dass sie eine Hervorstehung 39 bildet, welch© einen dem Laufrad 16 nahen radialen Durchmesser und einen dem Laufrad 16 in axialer Richtung entfernten radialen Durchmesser aufweist, welcher kleiner ist als der dem Laufrad 16 nahen radiale
Durchmesser. Weiter ist die Kontaktfläche 36 des Befestigungselements 34 derart ausgeformt, dass sie eine Aufnahme, z. B. eine trichterförmige Lagerschale, ausbildet, der eine der Hervorstehung 39 entsprechende Form hat, sodass die Hervorstehung 39 in die Lagerschale eingeführt werden kann, damit die Kontaktfläche 38 und die
Kontaktfläche 36 miteinander in Berührung stehen und idealerweise eine reibschlüssige Verbindung haben. Dies bringt die gleichen Vorteile mit sich, wie bei einer Konfiguration der Kontaktfläche 26 des Laufrades 16 und der Kontaktfläche 30 des ersten
Befestigungselements 18.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform kann das erste Befestigungselement 18 als eine Anlaufscheibe ausgebildet sein, welche alternativ als Dichtungsbuchse bezeichnet werden kann und auf die Welle aufgesteckt ist. Die Anlaufscheibe umfasst ein rotationssymmetrisches, axiales, gewindeloses Durchgangsloch mit einer Oberfläche 28, die in montiertem Zustand die Wellenoberfläche 22 berührt, wobei die Oberfläche 28 glatt ist, sodass bei einer Montage die Welle 14 durch das Durchgangsloch hindurch geführt werden kann. Die Anlaufscheibe selbst ist gegen einen nicht gezeigte Wellenschulter abgestützt und weist mehrere entlang einem Umfang der Anlaufscheibe verlaufende Nuten 42 auf, in welche eine Mehrzahl von fest mit dem Laufradgehäuse 40 verspannte Kolbendichtringe 44 eingreifen, um eine sogenannte Labyrinthdichtung zu realisieren, welche ein unerwünschtes Austreten von einem Gas, das das Laufrad 16 umströmt, aus dem Laufradgehäuse 40 bestmöglich unterbindet.
Wie in der Figur gezeigt, kann das zweite Befestigungselement 34 als eine auf die Welle aufgeschraubte Mutter ausgebildet sein, welche auch als Laufradmutter bezeichnet wird. Ferner ist die Laufradmutter mit einem Innengewinde 46 versehen. Die Welle 14 weist ein zu dem Innengewinde 46 der Mutter passendes Außengewinde 48 auf, das an dem freien Ende 20 der Welle 14 ausgeformt ist. Um das Laufrad 16 in axialer Richtung gegen das erste Befestigungselement 18 bzw. die Anlaufscheibe zu spannen, wird die Mutter mit dem Innengewinde 46 auf das Außengewinde 48 aufgedreht. Durch das Aufdrehen der Laufradmutter auf die Welle 14 wird das Laufrad 16 mit der Laufradmutter in axialer Richtung verspannt.
Ferner kann das in der Figur abgebildete Laufrad 16 als ein Verdichterrad ausgebildet sein, mittels welchem die Luft, die dem Brennraum der Verbrennungskraftmaschine zugeführt wird, verdichtet wird. Mit anderen Worten ist eine Beschaffenheit und eine Geometrie des Laufrades 16 derart ausgelegt, dass die Luft, die das Laufrad 16 umströmt, bei einer bestimmungsgemäßen Rotation des Laufrades komprimiert und an einen Verdichterausgang geleitet wird, der im Ansaugtrakt der
Verbrennungskraftmaschine angerordnet ist. Durch das Verdichten bzw. Komprimieren der Luft wird ein besonders effizienter Betrieb der Verbrennungskraftmaschine erreicht.
Durch die zumindest teilweise Überdeckung der Kontaktfläche 26 bzw. 38 durch das erste bzw. das zweite Befestigungselement 18 bzw. 34 wird erreicht, dass das Laufrad 16 im Betrieb auch bei hohen Drehzahlen des Rotors 12 in seiner gewünschten axialen Position zentriert und drehfest um die Längsmittenachse 1 gehalten bleibt, wodurch eine
Relativbewegung des Laufrades 16 bezogen auf die Welle 14 verhindert wird. Durch ein Ausbleiben der Relativbewegung wird die zwischen der Welle 14 und dem Laufrad 16 auftretende, unerwünschte Gleitreibung verhindert. Weiterhin können in dem Laufrad 16 während des Betriebs auftretende Spannungen im Vergleich zu einem herkömmlichen Rotor verringert werden, da durch das das Laufrad 16 teilweise überdeckende
Befestigungselement 18 in das Laufrad 16 eine radiale Druckspannung induziert wird, welche den betriebsbelastenden Zentrifugalkräften, genau entgegenwirkt. Durch die ausbleibende Relativbewegung des Laufrades 16 und die im Vergleich zu einem herkömmlichen Rotor günstigeren Spannungsverläufe im Laufrad 16, wird eine besonders hohe Lebensdauer des Rotors, idealerweise eine Dauerstandfestigkeit, erreicht.
Bezugszeichenliste
1 Längsmittenachse
10 Teil der Strömungsmaschine
12 Rotor
14 Welle
16 Laufrad
18 (erstes) Befestigungselement
20 freies Ende
22 Wellenoberfläche
24 Oberfläche
26 Kontaktfläche
28 Oberfläche
30 Kontaktfläche
32 Hervorstehung
34 zweites Befestigungselement
36 Kontaktfläche
38 Kontaktfläche
39 Hervorstehung
40 Laufradgehäuse
42 Nuten
44 Kolbenringe
46 Innengewinde
48 Außengewinde

Claims

Patentansprüche
1. Rotor (12) für eine Strömungsmaschine, insbesondere eines Kraftfahrzeugs, mit wenigstens einer Welle (14), mit wenigstens einem auf der Welle (14)
angeordneten und drehfest mit der Welle (14) verbundenen Laufrad (16), und mit wenigstens einem über jeweilige, sich berührende Kontaktflächen (26, 30, 36, 38) an dem Laufrad (16) abgestützten Befestigungselement (18, 34) zum axialen Festlegen des Laufrades (16) auf der Welle (14),
dadurch gekennzeichnet, dass
zumindest ein Teilbereich der Kontaktfläche (26, 38) des Laufrades (16) in radialer Richtung nach außen von zumindest einem Teilbereich der Kontaktfläche (30, 36) des Befestigungselements (18, 34) überdeckt ist.
2. Rotor nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Kontaktflächen (26, 30, 36, 38) schräg zur axialen Richtung verlaufen.
3. Rotor nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Kontaktflächen (26, 30, 36, 38) jeweils konusförmig ausgebildet sind.
4. Rotor nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Laufrad (16) mit dem Befestigungselement (18, 34) in axialer Richtung verspannt ist.
5. Rotor nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Befestigungselement (18) auf einer ersten Seite des Laufrades (16) angeordnet ist, wobei der Rotor (12) ein auf einer der ersten Seite in axialer Richtung abgewandten zweiten Seite des Laufrades (16) auf der Welle (14) angeordnetes, über jeweilige weitere, sich berührende Kontaktflächen (36, 38) an dem Laufrad (16) abgestütztes zweites Befestigungselement (34) zum axialen Festlegen des Laufrades (16) auf der Welle (14) umfasst, und wobei zumindest ein Teilbereich der weiteren Kontaktfläche (38) des Laufrades (16) in radialer Richtung nach außen von zumindest einem Teilbereich der weiteren Kontaktfläche (36) des zweiten
Befestigungselements (34) überdeckt ist.
6. Rotor nach Anspruch 5,
dadurch gekennzeichnet, dass
das erste Befestigungselement (18) eine Anlaufscheibe ist, welche auf die Welle (14) aufgesteckt ist.
7. Rotor nach Anspruch 5 oder 6,
dadurch gekennzeichnet, dass
das zweite Befestigungselement (34) als eine auf die Welle (14) aufgeschraubte Mutter ausgebildet ist, mittels welcher unter axialem Verspannen des Laufrades (16) mit der Mutter das Laufrad (16) gegen das erste Befestigungselement (18) in axialer Richtung gespannt ist.
8. Rotor nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Laufrad (16) als ein Verdichterrad zum Verdichten von Luft ausgebildet ist.
9. Strömungsmaschine für ein Kraftfahrzeug, mit wenigstens einem Rotor (12), welcher wenigstens eine Welle (14), wenigstens ein auf der Welle (14)
angeordnetes und drehfest mit der Welle (14) verbundenes Laufrad (16), und wenigstens ein über jeweilige, sich berührende Kontaktflächen (26, 30, 36, 38) an dem Laufrad (16) abgestütztes Befestigungselement (18, 34) zum axialen
Festlegen des Laufrades (16) auf der Welle (14) aufweist,
dadurch gekennzeichnet, dass
zumindest ein Teilbereich der Kontaktfläche (26, 38) des Laufrades (16) in radialer Richtung nach außen von zumindest einem Teilbereich der Kontaktfläche (30, 36) des Befestigungselements (18, 34) überdeckt ist.
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