WO2023143669A1 - Baugruppe, insbesondere rotoranordnung oder statoranordnung, für eine elektrische maschine und elektrische maschine - Google Patents

Baugruppe, insbesondere rotoranordnung oder statoranordnung, für eine elektrische maschine und elektrische maschine Download PDF

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WO2023143669A1
WO2023143669A1 PCT/DE2023/100054 DE2023100054W WO2023143669A1 WO 2023143669 A1 WO2023143669 A1 WO 2023143669A1 DE 2023100054 W DE2023100054 W DE 2023100054W WO 2023143669 A1 WO2023143669 A1 WO 2023143669A1
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WO
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rotor
ring
gap
volume
damping fluid
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PCT/DE2023/100054
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Inventor
Sebastian Kaiser
Olaf Werner
Fabian Benesch
Christoph Raber
René Daikeler
Shen DING
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG & Co. KG
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Publication date
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    • H02—GENERATION; CONVERSION OR DISTRIBUTION OF ELECTRIC POWER
    • H02K—DYNAMO-ELECTRIC MACHINES
    • H02K1/00—Details of the magnetic circuit
    • H02K1/06—Details of the magnetic circuit characterised by the shape, form or construction
    • H02K1/12—Stationary parts of the magnetic circuit
    • H02K1/18—Means for mounting or fastening magnetic stationary parts on to, or to, the stator structures
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    • H02—GENERATION; CONVERSION OR DISTRIBUTION OF ELECTRIC POWER
    • H02K—DYNAMO-ELECTRIC MACHINES
    • H02K1/00—Details of the magnetic circuit
    • H02K1/06—Details of the magnetic circuit characterised by the shape, form or construction
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    • H02K1/27—Rotor cores with permanent magnets
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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
    • H02K7/04—Balancing means

Definitions

  • Assembly in particular a rotor arrangement or a stator arrangement, for an electrical machine and an electrical machine
  • the present invention relates to an assembly, in particular a rotor arrangement or stator arrangement, for an electrical machine, consisting of a number of components.
  • the present invention relates to an electrical machine.
  • Rotating electrical machines that can be operated both as a generator and as an electric motor have been known for a long time. They serve to convert electrical energy into kinetic energy and/or vice versa.
  • Such an electrical machine includes a stationary stator and a rotatably mounted rotor, each of which carries electromagnets or permanent magnets.
  • the functional concept of an electric machine operated as an electric motor is based on the fact that magnetic fields generated by means of an electric current interact with the magnetic fields of electromagnets or permanent magnets in such a way that the rotor is set in rotation.
  • the functional concept of an electrical machine operated as a generator is based on the fact that a change in the magnetic field caused by the rotation of the rotor induces an electrical current.
  • the electric machine is part of a drive train of the motor vehicle and is used to make the electrical energy stored in an electrical energy store of the motor vehicle usable for the propulsion of the motor vehicle by introducing a drive torque into the drive train.
  • the electric machine is used as an electric motor.
  • the motor vehicle is operated in a recuperation mode, in which the electric machine acts as a generator and kinetic energy of the motor vehicle is converted into electrical energy that can be used, for example, to charge the electrical energy store.
  • a problem that frequently occurs in electrical machines, particularly those used in motor vehicles, is undesired vibrations or oscillations of components of the electrical machine.
  • Components of the electrical machine in particular the rotor arrangement and/or the stator arrangement, can be made to vibrate due to the above-described interaction of the magnetic fields and the dynamic processes, with the vibration frequencies typically in the kHz range typically representing the natural frequencies or higher modes of the components are. These vibrations are not only problematic from an energetic point of view, but are also often haptically and/or acoustically perceptible to the vehicle occupants. This is disadvantageous.
  • the object is achieved with the assembly of the type mentioned at the outset in that at least one volume filled with a damping fluid is formed between at least two of the components, the damping fluid being displaced as a result of a change in geometry of the volume resulting from an elastic oscillation of at least one component limiting the volume Vibration damping can be displaced.
  • the invention is based on the finding that the vibration energy present in the vibrating component of the electrical machine is dissipated and reduced by the displacement of the damping fluid, as a result of which the vibration is ultimately damped. Due to the viscosity of the damping fluid in particular, energy is required to shift the same, which energy is withdrawn from the existing vibration and dissipated.
  • the component limits the volume. This means that the volume filled with the damping fluid has a plurality of walls, with at least one of these walls being formed by the component. Due to the vibration of this component, this wall changes its position with respect to at least one of the other walls of the volume. This change in position causes the displacement or movement of the damping fluid.
  • the damping concept implemented within the scope of the present invention can also be referred to as squeeze oil damping.
  • the volume can be referred to as a closed volume.
  • the volume can comprise a volume compensation section. This can be provided as a depression, in particular a blind hole, in at least one of the walls delimiting the volume, with a pressure plunger sealing the depression in a fluid-tight manner and movable towards the bottom being arranged on the bottom of the depression, which is coupled to the bottom via a compression spring. A change in volume that would occur without the volume compensation section is compensated for by the movement of the plunger.
  • volume compensation section Alternative options are also conceivable with regard to the volume compensation section, namely that a gas cushion or another compressible element is provided instead of the compression spring. Also conceivable are configurations without a pressure stamp, in which, for example, only one compensating gas, in particular one forming a nitrogen cushion, is provided, with no further component such as the pressure stamp being arranged between the damping fluid and the compensating gas. Another conceivable option for realizing the volume compensation is given by means of the principle of emulsion damping.
  • the volume may be an open volume. This means that the volume is supplied with the damping fluid from a damping fluid reservoir and via a damping fluid supply channel.
  • the volume can also be open to the effect that the damping fluid can escape from the volume into an interior space delimited by a housing of the electrical machine.
  • the damping fluid is used in of this embodiment also as a lubricating and/or cooling medium for the stator and rotor assembly.
  • the damping fluid can circulate here. In this way, it can be conveyed from the damping fluid reservoir via the damping fluid supply channel to the volume and then further conveyed into the interior space, where it can collect in a damping fluid collection section of the electrical machine due to gravity.
  • the damping fluid collection portion may be the damping fluid reservoir.
  • the damping fluid can be conveyed further from the damping fluid collection section to the damping fluid reservoir.
  • a fluid pump can be provided for conveying the damping fluid, which is arranged, for example, between the damping fluid collecting section and the damping fluid reservoir or between the damping fluid collecting section and the damping fluid supply channel.
  • the damping fluid can be a liquid, such as an oil, and can be pressurized. Alternatively, ambient or atmospheric pressure can prevail in the damping fluid.
  • the volume is a gap, in particular a planar gap, or includes such a gap.
  • the vibration of the component causes a width of the gap to change such that the damping fluid disposed within the gap is displaced.
  • the gap dimension i.e. the width of the gap
  • an extremely narrow gap has the effect that the relative movement between the surfaces delimiting the gap is reduced. In this case, these surfaces are approximately rigidly connected to one another, so that the energy dissipation would be insufficient for vibration damping.
  • the gap size must therefore be selected in such a way that these two effects do not occur or at least only occur very slightly. Values between 0.1 mm and 0.3 mm, for example, come into consideration for the gap width or the gap dimension.
  • the gap can be designed in a meandering or labyrinth-like manner by means of interlocking projections of the components whose walls delimit the respective gap be.
  • the gap is thus lengthened due to the geometric shape of the projections, so that when the gap width changes, more damping fluid is displaced and the damping effect is therefore intensified.
  • the volume is a chamber or includes one.
  • a change in the geometry of the chamber and thus a damping effect of any vibration or oscillation can be made possible by flexible or elastic seals that seal the chamber.
  • the assembly according to the invention can be a stator assembly of the electrical machine.
  • the components can be a, in particular disk-shaped, stator and/or a housing of the electric machine, to which the stator is attached, and/or a flange attached to the housing and extending radially inward and arranged in the axial direction next to the stator, or a be a housing cover arranged in the axial direction next to the stator.
  • the assembly according to the invention can be a rotor arrangement of the electrical machine.
  • a first component of the rotor arrangement can be a rotor shaft and a second component of the rotor arrangement can be a disk-shaped rotor of an axial flow machine, which is attached directly or indirectly to the rotor shaft, with the volume between the rotor shaft and the rotor and/or between the rotor shaft and a attaching the rotor to the third component of the rotor assembly is formed.
  • the rotor and a stator are offset and in particular arranged directly adjacent to one another or next to one another.
  • the rotor can also be referred to as a rotor disc.
  • the stator can also be disc-shaped and is fixed to a non-rotatable component of the electrical machine, such as the housing.
  • the axial flow machine can be a so-called H-arrangement, in which two axially spaced-apart plug-in or fixed rotors are provided, with the stator extending between the two rotors.
  • H-arrangement in which two axially spaced-apart plug-in or fixed rotors are provided, with the stator extending between the two rotors.
  • the shape of the rotors, including the rotor shaft is reminiscent of an "H”.
  • I-arrangement is also conceivable, in which only one rotor is attached to the rotor shaft, with a stator of the electrical machine being arranged on both sides of the rotor, viewed in the axial direction.
  • the fundamental mode of vibration of the stator or rotor disc in which the radial outer area of the rotor disc oscillates back and forth along the axial direction, is particularly relevant.
  • the geometric shape that the disc takes on here is reminiscent of the shape of a bowl or an umbrella, so this mode is also referred to as umbrella mode.
  • higher-order oscillations can also be damped within the scope of the present invention. Examples of higher-order vibration modes that can also be damped using the concept of the present invention are the tilt and saddle modes, these designations going back to the shape of the disk that arises in each case during the vibration.
  • the third component can be seen in the axial direction next to the rotor arranged ring, which surrounds the rotor shaft in the circumferential direction and is attached to the rotor, with an axial gap as a gap, which extends in the axial direction and along the circumferential direction and is arranged between the ring and the rotor shaft, and/or a radial gap, which extends at an angle to the axial direction, in particular in the radial direction, and between the ring and a shaft shoulder, which widens the rotor shaft in the radial direction and seen in the axial direction next to the ring is arranged, is arranged, is provided.
  • the vibrations occurring on the part of the rotor are transmitted to the ring, which limits the volume and consequently transmits the force causing the damping to the vibrating rotor.
  • the ring therefore delimits both the axial and the radial gap.
  • the axial gap has the geometric shape of a cylinder jacket or a hollow cylinder.
  • the radial gap is in the form of a circular disc with a central circular recess.
  • the axial gap and the radial gap are preferably connected to one another, in particular via a front end of the axial gap and a radially inner end of the radial gap. Viewed in the axial direction, the axial gap can be delimited or sealed by a connecting disk, which will be discussed in detail later.
  • the shaft shoulder can be designed in the manner of a flange and/or in one piece with the remaining section of the rotor shaft.
  • the shaft shoulder forms a peripheral projection that expands the diameter of the rotor shaft accordingly.
  • the ring can be surrounded on the outside by a sealing element, in particular a tubular and/or membrane-like one, by means of which at least one of the gaps is sealed in a fluid-tight manner.
  • the sealing element which consists of an elastic plastic, for example, seals the radial gap radially outwards.
  • the tubular or hollow-cylindrical sealing element preferably completely surrounds the ring and the shaft shoulder.
  • the sealing element can seal off a plurality of radial gaps, elasticity of the sealing element in the radial direction enabling the damping fluid to be transferred from one radial gap to another.
  • the elasticity of the sealing element can also serve to keep the volume constant.
  • the ring can be composed of several separate ring segments that are each connected to the rotor.
  • the ring which is circular when viewed in the axial direction, can therefore be formed from a plurality of arcuate ring segments which, in particular, are identical to one another. Provision is particularly preferably made for a gap to be formed between at least two of the ring segments. At least two of the ring segments can therefore represent components of the rotor arrangement, between which the gap, which can also be referred to as the segment gap, or the volume is formed.
  • the segment gaps can extend in the axial and radial direction and in particular can be arranged uniformly around the axis of rotation of the rotor arrangement.
  • the segment gaps can, viewed inward in the radial direction, open into the axial gap and, viewed in the radial direction outward, be sealed and/or connected to one another in a fluid-tight manner by means of the sealing element. Furthermore, the segment gaps, seen in the axial direction, can open out into the radial gap and, seen in the axial direction in the opposite direction, can be delimited or sealed off by the connecting disk already mentioned.
  • the rotor has, in an inner region viewed in the radial direction, spring tongues that extend at least partially in the radial direction and are connected to the ring in such a way that rotor movements caused by natural vibration of the rotor are transmitted via the spring tongues to the ring are transferrable.
  • the spring tongues can be separated from one another by slots.
  • the spring tongues can each be connected to one of the ring segments, for example by means of a screw.
  • vibrations occur primarily within the framework of the umbrella mode, so that the resulting vibration movements or amplitudes are mainly present in the radial outer area of the rotor.
  • the vibrations or the movements occurring within the scope of the vibrations are transmitted or conducted into the radial inner area of the rotor by the spring tongues.
  • the vibratory movement of the rotor that occurs as part of the umbrella mode in its radial outer area causes the spring tongue, which is arranged in the same circular segment of the rotor, to move into the moves in the opposite direction, so that a similar movement coupling is realized as with a slotted disk spring.
  • the spring tongues cause the oscillatory movement of the rotor to be transmitted from the radial outer area to the radial inner area of the rotor and consequently to the ring segments.
  • the connecting disk can be formed from sheet metal, which consists in particular of a metal.
  • the connecting disk can be ring-shaped and can engage in an annular groove surrounding the rotor shaft in the circumferential direction.
  • the connecting disc can be fixed to the rotor shaft by means of caulking. Viewed radially, the connecting disk can be screwed on the inside to an end face of the rotor shaft extending in the radial direction, with both the rotor and the ring being fastened to the rotor shaft by means of this connection.
  • Screws can be passed through the bores, via which the rotor is fastened to the connecting disk.
  • the screws can be screwed into threaded holes in the ring, the heads of the screws being supported on the rotor, in particular in corresponding countersunk holes.
  • the rotor and the ring are therefore connected to the connecting disk via the screws, which in turn is fastened to the rotor shaft.
  • the rotor is not formed axially symmetrically around its point of attachment to the rotor shaft.
  • a radially outwardly acting centrifugal or centrifugal force of the rotor results, which acts axially offset with respect to the connection point of the rotor.
  • This results in a torque acting on the rotor which deforms or bends the rotor in the axial direction, resulting in a change in the width of an air gap between the rotor and the stator of the electrical machine.
  • the distance between the magnets on the rotor and stator side also changes accordingly, which is unfavorable for the operation of the electrical machine.
  • the rotor and the connecting disk and, if applicable, other components of the rotor arrangement must be designed and adapted to one another with regard to their geometric dimensions, masses and material properties such that the change in the width of the air gap between the rotor and the stator is at least partially compensated.
  • Due to the use of the connecting disk for connecting the rotor to the rotor shaft a further degree of freedom is created with regard to the structural design, namely with regard to the mechanical and geometric properties of the connecting disk.
  • This can also deform during rotation due to the centrifugal or centrifugal force of the rotor, with this deformation counteracting or compensating for the deformation described above, which causes the change in the gap width.
  • the dimensions and the modulus of elasticity of the connecting disk can be selected such that the deformation of the connecting disk caused during rotation at least partially and preferably completely compensates for the deformation of the rotor with regard to the change in gap width.
  • At least one element that inhibits the displacement of the damping fluid is arranged in the region of the volume.
  • the inhibiting element causes a constriction in the volume such that when the damping fluid is displaced, additional resistance is generated in addition to the resistance that is present anyway due to the viscosity of the damping fluid, whereby the damping effect is intensified.
  • the gap can thus be connected to a further gap and/or the damping fluid reservoir via the inhibiting element.
  • the inhibiting element can be provided in the area of the volume compensation section.
  • the restraining element provided as a screen can be a disk with a plurality of through-holes.
  • the inhibiting element provided as a throttle can be a perforated disc, e.g. with a central hole.
  • the vibration damping realized in the present invention can also be effected predominantly or completely by means of the inhibiting element.
  • the flat gap can have such a large gap dimension that there is hardly any resistance from the damping fluid in the area of the gap, but instead the required resistance is brought about by means of the inhibiting element.
  • the gap ultimately causes predominantly or exclusively the fluid displacement that takes place via the inhibiting element.
  • the present invention also relates to an electrical machine comprising at least one assembly according to one of the preceding claims.
  • the electrical machine is particularly preferably an axial flow machine, in particular according to an H or I arrangement already explained above.
  • the electric machine preferably has both an assembly according to the invention designed as a rotor arrangement and as a stator arrangement. All the advantages, aspects and features explained in connection with the assembly according to the invention apply equally to the electric machine according to the invention and vice versa.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section of a first exemplary embodiment of an electrical machine according to the invention, comprising a first exemplary embodiment of an assembly according to the invention, which is designed as a rotor arrangement,
  • FIG. 2 shows a detailed view of the assembly of FIG. 1 in a longitudinal section
  • Figure 3 is an exploded view of the assembly of Figures 1 and 2
  • FIGS. 1 to 3 shows a schematic longitudinal sectional representation of the assembly of FIGS. 1 to 3 to illustrate the fundamental vibration mode of the rotors of the rotor arrangement
  • Figure 5 - 7 possible features and / or modifications of the assembly of the previous figures
  • Figure 8 - 9 is a schematic diagram to explain the torque ratios in the assembly of the previous figures.
  • FIG. 10 shows a longitudinal section of a second exemplary embodiment of an electrical machine according to the invention, comprising a second exemplary embodiment of an assembly according to the invention designed as a rotor arrangement and a third exemplary embodiment of an assembly according to the invention designed as a stator arrangement.
  • Figure 1 shows schematically a longitudinal section through an embodiment of an electrical machine 1 according to the invention comprising a first embodiment of an assembly according to the invention, in this case a rotor arrangement 2.
  • the rotor arrangement 2 arranged in a housing 31 of the electrical machine 1 is, which is not shown in detail in the figures, rotatably mounted about an axis of rotation 7 running along the axial direction. It comprises several components 3, namely a rotor shaft 4 and two disk-shaped rotors 5, 6 fastened to the rotor shaft 4.
  • the electrical machine 1 is designed as an axial flow machine, with a stator 8 of the electrical machine 1 extending between the rotors 5 , 6 .
  • the stator 8 of the electrical machine 1 is fastened to the housing 31 in a rotationally fixed manner.
  • the electrical machine 1 is designed as a so-called H-arrangement, since the rotors 5, 6 together with the rotor shaft 4 are reminiscent of the shape of the letter H.
  • the electrical machine 1 can be designed as an I-arrangement, in which two stators are provided, between which a rotor is arranged.
  • Magnets 9 are arranged on the rotor 5, 6 and the stator 8, namely electromagnets and, if necessary, permanent magnets.
  • FIG. 2 shows the upper part of the cross-sectional view of Figure 1, for the sake of clarity without the housing 31 and without the stator 8. Since the rotation arrangement 2 is rotationally symmetrical about the rotation axis 7, the lower part, which is not visible in Figure 2, corresponds to the rotor arrangement 2 mainly the upper part.
  • FIG. 3 shows an exploded view of the rotor arrangement 2.
  • the rotors 5, 6 are mirror-symmetrical with respect to an axis or plane 32 perpendicular to the axis of rotation 7, so that the aspects explained below only with reference to the rotor 5 apply equally to the rotor 6.
  • a further component 3 of the rotor arrangement 2 is a ring 10 which is arranged next to the rotor 5 as seen in the axial direction and which surrounds the rotor shaft 4 in the circumferential direction and to which the rotor 5 is fastened.
  • the ring 10 is between the rotor 5 and a shaft shoulder designed as a flange-like widening of the rotor shaft 4
  • the connecting disk 13 arranged, via which the ring 10 is attached to the rotor 5 and which is only an example of a metal sheet metal disc.
  • the connecting disk 13 is caulked to the rotor shaft 4 in the region of a shaft section 15 thereof, with the rotor 5 and the ring 10 being fastened to the rotor shaft 4 by means of this connection.
  • the connecting disk 13 it is conceivable for the connecting disk 13 to be fastened to the rotor shaft 4 by means of other fastening methods, for example by means of a screw connection and/or welding or the like.
  • the fastening of the connecting disk 13 to the rotor shaft 4 is sufficient for the required torque transmission to be able to take place from the rotor 5 to the rotor shaft 4 and for sufficient support with regard to an axial magnetic force to be ensured.
  • the ring 10 comprises a plurality of identical ring segments 11 , in this case twelve by way of example. Screws 14 are provided for fastening the ring 10 to the rotor 5 , which pass through the rotor 5 and the connecting disk 13 and are screwed into a respective threaded bore of the ring 10 .
  • Each of the ring segments 11 has a corresponding threaded hole for this purpose, so that each of the ring segments 12 is attached via a separate screw 14. A total of twelve screws 14 are therefore provided.
  • a sealing element 16 designed as a sealing sleeve is provided, which, viewed in the radial direction, completely surrounds the ring 10 and the shaft shoulder 12 on the outside.
  • the sealing element 16 is tubular or sleeve and membrane-like and consists, for example, of an elastic plastic, with a metal also being conceivable as a material.
  • the sealing element 16 rests on a collar 33 of the connecting disk 13 which extends in the axial direction and is on the radially outer side.
  • a sealing ring 17 made of an elastomer and designed as an O-ring is arranged between the collar 33 and the axial end of the sealing element 16 . Details regarding the specific purpose of the sealing member 16 will be explained later.
  • gaps 18 filled with a damping fluid are formed between the components 3, in the present case between the ring 10 and the rotor shaft 4 and between the ring 10 and the shaft shoulder 12, flat gaps 18 filled with a damping fluid are formed.
  • An axial gap 19 extending in the axial direction and along the circumferential direction and a radial gap 20 extending in the radial direction are thus provided as the gap 18 .
  • Further gaps 18, namely segment gaps 21, are formed between the ring segments 11, which extend along the radial and axial directions.
  • the gaps 18, in particular the radial gap 20, have a gap dimension or a gap width of between 0.1 mm and 0.3 mm.
  • the gaps 18 form a volume that includes the spaces between the ring 10 and the rotor shaft 4, between the ring 10 and the shaft shoulder 12, and between two adjacent ring segments 11.
  • the volume or gaps 18 are filled with the damping fluid provided as an oil.
  • An oscillation or vibration of one of the components 3 causes the Geometry or gap width at least one of the gaps 18 changes, which leads to a displacement of the damping fluid within the volume. Due to the viscosity in particular, this displacement causes vibration damping, which can also be referred to as crushed oil damping.
  • This vibration can be an oscillation present on the part of the rotors 5, 6, which frequently occurs during dynamic operation of the electrical machine 1.
  • the connecting disc 13 is flexible or soft in such a way that the vibration of the rotors 5, 6 is transmitted to the respective ring 10 and thus to the gaps 18.
  • the sealing element 16 rests axially at the end on a respective collar 33 of the two connecting disks 13 , forming a fluid-tight seal by means of the sealing ring 17 .
  • the collar 33 ultimately forms a spacer such that a gap-like intermediate space 34 is formed between the sealing element 16 and the ring 10 and the shaft shoulder 12, which connects the gaps 18 assigned to the left-hand rotor 5 with the gaps assigned to the right-hand rotor 6. Consequently, the damping fluid can be shifted from the gaps 18, which are assigned to the left-hand rotor 5 in FIG. 2, to the gaps 18, which are assigned to the right-hand rotor 6 in FIG. 2, and vice versa.
  • the vibrations occurring on the part of the disk-like rotors 5, 6 occur mainly in the radial edge or outer area of the respective rotor 5, 6. In other words, the vibrations are most pronounced in the radially outer edge area of the rotors 5, 6 and therefore have the greatest amplitude or deflection there.
  • a schematic view of the electrical machine 1 is shown on the left and right in FIG .
  • the geometric shape of the rotors 5, 6 is reminiscent of an umbrella, so that this mode is also referred to as umbrella mode.
  • the division of the rotor 5 into sectors with regard to the spring tongues 22 corresponds to the division of the rotor 5 into sectors with regard to the magnets 9.
  • the gaps 23 do not completely cut through the rotor 5 in the axial direction, but only part of the way the side of the rotor 5 facing away from the magnet 9. Otherwise, the magnetic flux conduction in the rotor 5 required for the correct functioning of the electrical machine 1 would not be present or would be impaired.
  • the magnets 9 are carried on the rotor 5 by a ring-shaped or disc-shaped carrier component made of a flux-conducting material, which is not shown in detail in the figures.
  • the support component is closed, which means that the slots 23 that can be seen on the right-hand rotor 6 in FIG. 3 extend in the axial direction only as far as the support component.
  • the spring tongues 22 are ultimately formed in the non-electromagnetically active part of the rotor 5, namely in the vicinity of the screws 14.
  • FIGS. 1 and 2 Details such as the ring 10, the connecting disc 13 and the shaft shoulder 12 omitted for reasons of clarity.
  • the sealing element 16 is indicated only schematically in these figures.
  • FIG. 5 shows aspects of the rotor arrangement 2 with regard to an element 35 which inhibits the displacement of the damping fluid and which intensifies the damping effect described above.
  • the inhibiting element 35 can be, for example, an orifice plate or a throttle, which further increases the flow resistance of the damping fluid due to the viscosity or causes an additional component of the flow resistance in this respect. It is also conceivable with regard to the inhibiting element 35 that this predominantly or completely causes the damping effect with regard to the vibrations or oscillations.
  • the axial gap 20 is specifically formed, in the area of which a volume compensation section 36 is provided, in the area of which the inhibiting element 35 is in turn arranged.
  • the volume compensation section 36 ensures that the entire volume content remains the same despite the change in the width of the axial gap 20 .
  • the volume compensation section 36 is designed as a recess, specifically as a blind hole, in the ring 10 and/or the shaft shoulder 12 . In relation to the positioning of the volume compensation section 36 shown in FIG. 5, it can also be provided further down and branching off at an angle from the gap 18 .
  • a pressure plunger 37 is arranged which seals the blind hole in a fluid-tight manner and can be moved towards the bottom, which is coupled to the bottom of the blind hole via a compression spring 38 .
  • a change in the volumetric content is compensated for by the movement of the plunger 37, which takes place against the elastic restoring force of the compression spring 38.
  • volume compensation section 36 additional or alternative options are conceivable that deviate from the specific embodiments shown in the figures.
  • a gas cushion or another compressible element can be provided instead of the compression spring 38.
  • the pressure plunger 37 is fundamentally dispensable, as an alternative, for example a nitrogen cushion forming, compensating gas can be provided, wherein the damping fluid and the compensating gas are separated from each other only via the corresponding phase boundary.
  • the volume compensation can also be achieved using the emulsion damping principle.
  • volume compensation section 36 it can also be provided with regard to the volume compensation that the sealing element 16 has an elasticity with respect to the radial direction, so that the oil can collect under a radial bulge of the sealing element 16 in the gap-like intermediate space 34.
  • the rotor arrangement 2 shown in FIG. 6 largely corresponds to that shown in FIG. The difference, however, is that the gap 18 is designed in a meandering or labyrinthine manner and is therefore lengthened. This geometric shape is realized by means of interlocking projections 39 of the components 3, the walls of which delimit the gap 18. As a result, more oil is displaced when the gap width changes, so that the damping effect is correspondingly increased.
  • the volume formed by gaps 18 is open.
  • the rotor shaft 4 has a damping fluid supply channel 40 through which the oil is supplied to the gap 18 from a damping fluid reservoir not shown in detail.
  • the damping fluid supply channel 40 runs along the axial direction through the rotor shaft 4.
  • the volume or the gap 18 is also open, so that the oil can then escape into an interior space 58 of the electric machine 1 delimited by the housing 31.
  • the damping fluid also serves as a lubricant and/or coolant.
  • FIG. 8 is an embodiment of the assembly or rotor arrangement 2 according to the invention, in which the connecting disk 13 is not provided.
  • the left partial image of FIG. 8 shows the case in which the rotor arrangement 2 is not rotating.
  • the second part of the figure from the left shows the case in which the rotor arrangement 2 rotates, the rotation being indicated by the arrow 41 .
  • the two partial images on the right in FIG. 8 show the same as the two partial images on the left in FIG. 8 in a greatly simplified or extremely schematic form.
  • FIG. 9 shows the same as FIG. 8, with the difference that the connecting disk 13 is provided in the rotor arrangement shown in FIG. 9, but this is indicated only extremely schematically.
  • the aspects explained in Figures 8 and 9 are presented on the basis of rotor 6, but apply equally to rotor 5.
  • the rotor 6 is not designed axially symmetrically around its connection point 27 to the rotor shaft 4 . This is due in particular to the fact that the magnets 9 are only provided on one side of the rotor 6 . Consequently, the center of gravity 26 of the rotor 6 is axially offset with respect to the connection point 27, so that a centrifugal force 25, which is naturally stronger the higher the speed of the rotor arrangement 2, does not act on the connection point 27 but is offset axially thereto.
  • a lever arm 28 is thus created between the connection point 27 and the center of gravity 26, on which the centrifugal force 25 acts is indicated, the rotor 5 bends in the event of a rotation, so that the center of gravity 16 shifts clockwise, as indicated by the arrow 30, and the width of an air gap 24 that is present between the rotor 6 and the stator 8 consequently changes.
  • This change obviously also results in a change in the distance between the magnets 9 of the rotor 6 and the stator 8 , which is disadvantageous with regard to the operation of the electric machine 1 .
  • the connecting disk 13 is located at the connection point 42 at which it is attached to the rotor shaft 4 .
  • the center of gravity 26 of the rotor 6 is positioned offset in the axial direction in relation to the connection point 27, namely offset by the lever arm 28.
  • the same also applies to the connection point 42, with the lever arm 43 being present between this and the center of gravity 26 .
  • the width of the air gap 24 changes due to the leverage with respect to the lever arm 28, which is indicated by the arrow 44.
  • this effect is exploited in such a way that the properties of the rotor 6 and the connecting disk 13, i.e. their geometric dimensions, masses and moduli of elasticity, are adapted to one another in such a way that the centrifugal force-induced displacement of the center of gravity 26 and thus the change in width of the air gap 24 is fully compensated or at least significantly reduced.
  • This is indicated in FIG. 9 by arrow 30, which is shorter than in FIG.
  • a second embodiment of an electrical machine 45 according to the invention is explained with reference to FIG. This is implemented as the (-arrangement already mentioned above, with only a single rotor 46 being fastened to the rotor shaft 4 in the rotor arrangement 2 of the electric machine 45.
  • a stator 47, 48 is arranged on both sides of the rotor 46, viewed in the axial direction
  • the stators 47, 48 are part of an assembly according to the invention of the electrical machine 45 provided as a stator arrangement 49.
  • the rotor 46 is arranged next to the shaft shoulder 12, in which case the ring 10 and/or the connecting disk 13 can also be provided, which are not shown in FIG. 10 for reasons of clarity.
  • the aspects set out above regarding of the rotor arrangement 2 ultimately apply equally to the electric machine 45 and will not be repeated again at this point.
  • stator arrangement 49 Details of the stator arrangement 49 are presented below. In this case, too, gaps 18 forming a volume are provided, which extend between components 3 of the stator arrangement 49 .
  • the gaps 18 are filled with the damping fluid and consequently dampen a vibration of the components 3 of the stator assembly 49, as explained above.
  • the stator 47 is connected or attached to the housing 31, with the gap 18 between the housing 31 or a flange 57 of the housing and the stator 47 is arranged.
  • the volume compensation section 36 together with the inhibiting element 35, the pressure plunger 37 and the compression spring 38 are provided, which is not shown in detail.
  • the alternative options explained above in this regard are also conceivable with regard to the volume compensation section 36 in this embodiment.
  • the stator 48 is also connected or fastened to the housing 31 , the volume or gap 18 extending axially between a housing cover 51 of the housing 31 and the stator 48 .
  • the housing 31 and the housing cover 51 are considered components 3 of the stator assembly 49.
  • three different configurations 52, 53, 54 are shown in Figure 10 with regard to the formation of the volume, which can be used individually or in any Combination can be realized with each other.
  • the volume is designed as a chamber 55 which is delimited by the stator 48 and the housing cover 51 .
  • the volume compensation section 36 together with the inhibiting element 35, pressure plunger 37 and compression spring 38 is provided.
  • the volume compensation section 36 is arranged on the housing cover 51 or formed on it.
  • the chamber 55 is sealed by means of axially flexible or elastic seals 56, so that the geometry of the chamber 55 can be changed is if there is a vibration or oscillation in the stator 48 .
  • the seals 56 are sealing rings attached to the housing cover 51 .
  • the gap 18 is provided in addition to the chamber 55 .
  • the volume compensation section 36 is provided together with the plunger 37 and the compression spring 38, but without the inhibiting element 35.
  • the alternative options that are conceivable with regard to the volume compensation section 36 are also conceivable here.
  • the volume encompassing the gap 18 and the chamber 55 in the second configuration 53 is also sealed off via the elastic seals 56 .
  • the volume comprising the gap 18 and the chamber 55 is open.
  • the damping fluid supply channel 40 is provided, which can be formed, for example, on the housing cover 51 and through which the oil is supplied to the volume from a damping fluid reservoir that is not shown in detail.
  • the volume is also open to the interior space 58 of the electric machine 45, which is delimited by the housing 31, so that it also serves as a lubricant and/or coolant.
  • the damping fluid can circulate in the case of the open volume and be conveyed or circulated accordingly by means of a fluid pump.
  • the damping fluid can be conveyed from the damping fluid reservoir via the damping fluid supply channel 40 to the gap 18 and the chamber 55 .
  • the damping fluid can be conveyed further into the interior 58, where it collects in a damping fluid collecting section of the electric machine 45, which is not shown in detail in the figures, due to the force of gravity.
  • the damping fluid collection section is the damping fluid reservoir or that the damping fluid is conveyed from the damping fluid collection section to the damping fluid reservoir.

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Abstract

Baugruppe, insbesondere Rotoranordnung (2) oder Statoranordnung (49), für eine elektrische Maschine (1, 45), bestehend aus mehreren Komponenten (3), wobei zwischen wenigstens zwei der Komponenten (3) wenigstens ein mit einem Dämpfungsfluid gefülltes Volumen ausgebildet ist, wobei das Dämpfungsfluid infolge einer aus einer elastischen Schwingung wenigstens einer das Volumen begrenzenden Komponente (3) resultierenden Geometrieänderung des Volumens zur Schwingungsdämpfung verlagerbar ist.

Description

Baugruppe, insbesondere Rotoranordnunq oder Statoranordnunq, für eine elektrische Maschine und elektrische Maschine
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Baugruppe, insbesondere Rotoranordnung oder Statoranordnung, für eine elektrische Maschine, bestehend aus mehreren Komponenten. Zudem betrifft die vorliegende Erfindung eine elektrische Maschine.
Rotierende elektrische Maschinen, die sowohl als Generator als auch als Elektromotor betreibbar sind, sind seit langem bekannt. Sie dienen dazu, elektrische Energie in kinetische Energie umzuwandeln und/oder umgekehrt. Eine solche elektrische Maschine umfasst einen feststehenden Stator sowie einen rotierbar gelagerten Rotor, die jeweils Elektro- bzw. Permanentmagneten tragen. Das Funktionskonzept einer als Elektromotor betriebenen elektrischen Maschine beruht darauf, dass mittels eines elektrischen Stroms erzeugte Magnetfelder mit den Magnetfeldern von Elektro- oder Permanentmagneten derart interagieren, dass der Rotor in Rotation versetzt wird. Das Funktionskonzept einer als Generator betriebenen elektrischen Maschine beruht darauf, dass eine durch die Rotation des Rotors bewirkte Änderung des Magnetfeldes einen elektrischen Strom induziert.
Ein Anwendungsgebiet von elektrischen Maschinen, das zunehmend an Bedeutung gewinnt, ist die Verwendung bei Kraftfahrzeugen, etwa bei Hybrid- oder reinen Elektrofahrzeugen. Die elektrische Maschine ist hierbei ein Teil eines Antriebsstrangs des Kraftfahrzeugs und dient dazu, die in einem elektrischen Energiespeicher des Kraftfahrzeugs gespeicherte elektrische Energie für den Vortrieb des Kraftfahrzeugs nutzbar zu machen, indem sie ein Antriebsmoment in den Antriebsstrang einleitet. Die elektrische Maschine wird in diesem Fall als Elektromotor genutzt. Denkbar ist zudem, dass das Kraftfahrzeug in einem Rekuperationsbetrieb betrieben wird, in dem die elektrische Maschine als Generator fungiert und kinetische Energie des Kraftfahrzeugs in elektrische Energie umwandelt wird, die etwa zum Aufladen des elektrischen Energiespeichers nutzbar ist. Ein bei, insbesondere in Kraftfahrzeugen genutzten, elektrischen Maschinen häufig auftretendes Problem sind unerwünschte Vibrationen respektive Schwingungen von Komponenten der elektrischen Maschine. So können Komponenten der elektrischen Maschine, insbesondere der Rotoranordnung und/oder der Statoranordnung, aufgrund der oben beschriebenen Interaktion der Magnetfelder sowie der dynamischen Vorgänge in Vibration versetzt werden, wobei die sich typischerweise im kHz-Bereich bewegenden Schwingungsfrequenzen typischerweise die Eigenfrequenzen oder höhere Moden der Komponenten sind. Diese Vibrationen sind nicht nur aus energetischer Sicht problematisch, sondern sind auch häufig fahrzeuginsassenseitig haptisch und/oder akustisch wahrnehmbar. Dies ist nachteilig.
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein hinsichtlich dieser Problematik verbessertes Konzept im Zusammenhang mit einer elektrischen Maschine zu realisieren.
Erfindungsgemäß wird die Aufgabe bei der Baugruppe der eingangs genannten Art dadurch gelöst, dass zwischen wenigstens zwei der Komponenten wenigstens ein mit einem Dämpfungsfluid gefülltes Volumen ausgebildet ist, wobei das Dämpfungsfluid infolge einer aus einer elastischen Schwingung wenigstens einer das Volumen begrenzenden Komponente resultierenden Geometrieänderung des Volumens zur Schwingungsdämpfung verlagerbar ist.
Die Erfindung beruht auf der Erkenntnis, dass die in der vibrierenden Komponente der elektrischen Maschine vorhandene Schwingungsenergie durch die Verlagerung des Dämpfungsfluids abgeführt und reduziert wird, wodurch letztlich eine Dämpfung der Vibration erfolgt. Insbesondere aufgrund der Viskosität des Dämpfungsfluids ist zur Verlagerung desselben Energie erforderlich, die der vorliegenden Schwingung entzogen und dissipiert wird.
Bei der vorliegenden Erfindung begrenzt die Komponente das Volumen. Das heißt, dass das mit dem Dämpfungsfluid gefüllte Volumen mehrere Wandungen aufweist, wobei wenigstens eine dieser Wandungen von der Komponente gebildet wird. Aufgrund der Vibration dieser Komponente verändert diese Wandung bezüglich wenigstens einer der übrigen Wandungen des Volumens ihre Position. Diese Positionsveränderung bewirkt die Verlagerung bzw. Bewegung des Dämpfungsfluids. Das im Rahmen der vorliegenden Erfindung realisierte Dämpfungskonzept kann auch als Quetschöldämpfung bezeichnet werden.
Die Geometrieänderung des Volumens erfolgt bevorzugt unter gleichbleibendem Rauminhalt des Volumens, so dass das näherungsweise inkompressible Dämpfungsfluid lediglich seine geometrische Form entsprechend der Änderung des Volumens ändert. Das Volumen kann in dieser Ausführungsform als geschlossenes Volumen bezeichnet werden. Um sicherzustellen, dass der gesamte Rauminhalt des Volumens trotz der Bewegung der Wandung gleichbleibt, kann das Volumen einen Volumenausgleichsabschnitt umfassen. Dieser kann als eine Vertiefung, insbesondere Sackbohrung, in wenigstens einer der das Volumen begrenzenden Wandungen vorgesehen sein, wobei am Boden der Vertiefung ein die Vertiefung fluiddicht abdichtender und zum Boden hin beweglicher Druckstempel angeordnet ist, der über eine Druckfeder mit dem Boden gekoppelt ist. Eine Änderung des Rauminhaltes, die ohne dem Volumenausgleichsabschnitt erfolgend würde, wird mittels der Bewegung des Druckstempels kompensiert. Bezüglich des Volumenausgleichsabschnitts sind zudem alternative Optionen denkbar, nämlich dass anstelle der Druckfeder ein Gaspolster oder ein anderes kompressibles Element vorgesehen ist. Denkbar sind zudem Ausführungen ohne Druckstempel, bei denen beispielsweise lediglich ein, insbesondere ein Stickstoffpolster ausbildendes, Ausgleichsgas vorgesehen ist, wobei zwischen dem Dämpfungsfluid und dem Ausgleichsgas keine weitere Komponente wie der Druckstempel angeordnet ist. Eine weitere denkbare Option zur Realisierung des Volumenausgleichs ist mittels des Prinzips einer Emulsionsdämpfung gegeben.
Das Volumen kann alternativ ein offenes Volumen sein. Das heißt, dass dem Volumen das Dämpfungsfluid aus einem Dämpfungsfluidreservoir und über einen Dämpfungsfluidzuführkanal zugeführt wird. Das Volumen kann auch dahingehend offen sein, so dass das Dämpfungsfluid von dem Volumen in einen von einem Gehäuse der elektrischen Maschine begrenzten Innenraum austreten kann. Das Dämpfungsfluid dient in dieser Ausführungsform ferner als ein Schmier- und/oder Kühlmittel für die Stator- und Rotoranordnung. Das Dämpfungsfluid kann hierbei zirkulieren. So kann dieses von dem Dämpfungsfluidreservoir über den Dämpfungsfluidzuführkanal zum Volumen gefördert und anschließend weiter in den Innenraum gefördert werden, wo es sich in einen Dämpfungsfluidsammelabschnitt der elektrischen Maschine aufgrund der Schwerkraft sammeln kann. Der Dämpfungsfluidsammelabschnitt kann das Dämpfungsfluidreservoir sein. Das Dämpfungsfluid kann von dem Dämpfungsfluidsammelabschnitt zum Dämpfungsfluidreservoir weiter gefördert werden. Zum Fördern des Dämpfungsfluids kann eine Fluidpumpe vorgesehen sein, die etwa zwischen dem Dämpfungsfluidsammelabschnitt und dem Dämpfungsfluidreservoir oder zwischen dem Dämpfungsfluidsammelabschnitt und dem Dämpfungsfluidzuführkanal angeordnet ist.
Das Dämpfungsfluid kann eine Flüssigkeit wie etwa ein Öl sein, und kann mit Druck beaufschlagt sein. Alternativ kann im Dämpfungsfluid Umgebungs- bzw. Atmosphärendruck herrschen.
Bei der erfindungsgemäßen Baugruppe kann vorgesehen sein, dass das Volumen ein, insbesondere flächiger, Spalt ist oder einen solchen umfasst. In dieser Ausführungsform bewirkt die Vibration der Komponente eine Änderung einer Breite des Spalts derart, dass das innerhalb des Spalts angeordnete Dämpfungsfluid verlagert wird. Hinsichtlich der Auslegung des Spaltmaßes, also der Breite des Spaltes, ist einerseits maßgeblich, dass bei einem zu breiten Spalt zu wenig Schwingungsenergie dissipiert wird. Andererseits ergibt sich bei einem äußerst engen Spalt der Effekt, dass die Relativbewegung zwischen den den Spalt begrenzenden Flächen verringert wird. Näherungsweise sind in diesem Fall diese Flächen starr miteinander verbunden, so dass die Energiedissipation für eine Schwingungsdämpfung unzureichend wäre. Insgesamt muss das Spaltmaß folglich derart gewählt werden, dass diese beiden Effekte ausbleiben oder zumindest nur sehr gering auftreten. Für die Spaltbreite bzw. das Spaltmaß kommen beispielsweise Werte zwischen 0,1 mm und 0,3 mm in Betracht.
Der Spalt kann mittels ineinander eingreifender Vorsprünge der Komponenten, deren Wandungen den jeweiligen Spalt begrenzen, mäander- bzw. labyrinthartig ausgebildet sein. So wird der Spalt aufgrund der geometrischen Form der Vorsprünge verlängert, so dass bei der Änderung der Spaltbreite mehr Dämpfungsfluid verlagert und mithin der Dämpfungseffekt verstärkt wird.
Zusätzlich oder alternativ kann bei der erfindungsgemäßen Baugruppe vorgesehen sein, dass das Volumen eine Kammer ist oder eine solche umfasst. Eine Änderung der Geometrie der Kammer und mithin eine Dämpfungswirkung einer etwaigen Vibration bzw. Schwingung kann über nachgiebige bzw. elastische Dichtungen, die die Kammer abdichten, ermöglicht werden.
Die erfindungsgemäße Baugruppe kann eine Statoranordnung der elektrischen Maschine sein. Hierbei können die Komponenten ein, insbesondere scheibenförmiger, Stator und/oder ein Gehäuse der elektrischen Maschine, an dem der Stator befestigt ist, und/oder ein an dem Gehäuse befestigter und sich radial nach innen erstreckender und in Axialrichtung neben dem Stator angeordneter Flansch oder ein in Axialrichtung neben dem Stator angeordneter Gehäusedeckel sein.
Die erfindungsgemäße Baugruppe kann eine Rotoranordnung der elektrischen Maschine sein. Hierbei kann eine erste Komponente der Rotoranordnung eine Rotorwelle und eine zweite Komponente der Rotoranordnung ein scheibenförmiger Rotor einer Axialflussmaschine sein, der mittelbar oder unmittelbar an der Rotorwelle befestigt ist, wobei das Volumen zwischen der Rotorwelle und dem Rotor und/oder zwischen der Rotorwelle und einer an dem Rotor befestigen dritten Komponente der Rotoranordnung ausgebildet ist. Bezogen auf eine Rotationsachse der Rotorwelle bzw. der Rotoranordnung sind der Rotor und ein Stator versetzt und insbesondere unmittelbar benachbart zueinander bzw. nebeneinander angeordnet. Der Rotor kann auch als Rotorscheibe bezeichnet werden. Der Stator kann ebenfalls scheibenförmig sein und ist an einer rotationsfesten Komponente der elektrischen Maschine, etwa dem Gehäuse, befestigt.
Die Axialflussmaschine kann bezüglich ihrer Bauweise eine sogenannte H-Anordnung sein, bei der zwei axial beabstandet zueinander an der Rotorwelle aufgesteckte bzw. befestigte Rotoren vorgesehen sind, wobei sich der Stator zwischen den beiden Rotoren erstreckt. Im Längsschnitt betrachtet erinnert die Form der Rotoren samt der Rotorwelle an ein „H“. Denkbar ist ferner eine sogenannte I-Anordnung, bei der lediglich ein Rotor an der Rotorwelle befestigt ist, wobei, in Axialrichtung gesehen, an beiden Seiten des Rotors jeweils ein Stator der elektrischen Maschine angeordnet ist.
Die oben erläuterten Schwingungen bzw. Vibrationen treten bei gemäß der H-Anord- nung realisierten Axialflussmaschinen hauptsächlich an den scheibenförmigen Rotoren auf, da bauartbedingt auf die beiden Rotoren jeweils unausgeglichene axiale Anregungskräfte wirken. Bei Axialflussmaschinen gemäß der der I-Anordnung kommt es aus Symmetriegründen zu einem weitgehenden Ausgleich der axialen Anregungskräfte, die auf den Rotor wirken. Allerdings erfolgt bei der I-Anordnung ein derartiger Ausgleich nicht an den Statoren, so dass entsprechende Vibrationen seitens der Statoren zu erwarten sind. Allgemein, also bei Axialflussmaschinen, die nicht als H- bzw. I-Anordnung realisiert sind, treten die Schwingungen bzw. Vibrationen an Komponenten auf, bei denen sich die axialen Anregungen nicht, insbesondere symmetriebedingt, ausgleichen.
In der Praxis ist die Schwingungs-Grundmode der Vibration der Stator- bzw. Rotorscheibe, bei der der radiale Außenbereich der Rotorscheibe entlang der Axialrichtung hin und her schwingt, besonders relevant. Die geometrische Form, die die Scheibe hierbei einnimmt, erinnert an die Form einer Schüssel oder eines Schirmes, sodass diese Mode auch als Schirmmode bezeichnet wird. Neben dieser Grundmode können im Rahmen der vorliegenden Erfindung auch Schwingungen höherer Ordnung gedämpft werden. Beispiele für Schwingungsmoden höherer Ordnung, die ebenfalls mittels des Konzepts der vorliegenden Erfindung gedämpft werden können, sind die Kipp- und die Sattelmode, wobei diese Bezeichnungen auf die bei der Schwingung jeweils entstehende Form der Scheibe zurückgehen.
Die dritte Komponente kann ein in Axialrichtung gesehen neben dem Rotor angeordneter Ring sein, der die Rotorwelle in Umfangsrichtung umgreift und an dem Rotor befestigt ist, wobei als Spalt ein Axialspalt, der sich in Axialrichtung und entlang der Umfangsrichtung erstreckt und zwischen dem Ring und der Rotorwelle angeordnet ist, und/oder ein Radialspalt, der sich gewinkelt zur Axialrichtung, insbesondere in Radialrichtung, erstreckt und zwischen dem Ring und einer Wellenschulter, die die Rotorwelle in Radialrichtung verbreitert und in Axialrichtung gesehen neben dem Ring angeordnet ist, angeordnet ist, vorgesehen ist. Die seitens des Rotors auftretenden Schwingungen werden in dieser Ausführungsform auf den Ring übertragen, der das Volumen begrenzt und mithin die die Dämpfung bewirkende Kraft auf den vibrierenden Rotor überträgt.
Der Ring begrenzt mithin sowohl den Axial- als auch den Radialspalt. Der Axialspalt weist die geometrische Form eines Zylindermantels bzw. eines Hohlzylinders auf. Der Radialspalt weist die Form einer kreisförmigen Scheibe mit mittiger, kreisförmiger Ausnehmung auf. Der Axialspalt und der Radialspalt sind bevorzugt miteinander verbunden, insbesondere über ein stirnseitiges Ende des Axialspalts und ein radial innenliegendes Ende des Radialspalts. Der Axialspalt kann, in Axialrichtung gesehen, von einer Verbindungsscheibe begrenzt bzw. abgedichtet sein, auf die später noch im Detail eingegangen wird.
Die Wellenschulter kann flanschartig und/oder einstückig mit dem übrigen Abschnitt der Rotorwelle ausgebildet sein. Bevorzugt bildet die Wellenschulter einen um umlaufenden Vorsprung aus, der den Durchmesser der Rotorwelle entsprechend erweitert.
Der Ring kann in Radialrichtung gesehen außenseitig von einem, insbesondere rohr- und/oder membranartigen, Dichtelement umgriffen sein, mittels dem wenigstens einer der Spalte fluiddicht abgedichtet ist. Das Dichtelement, dass beispielsweise aus einem elastischen Kunststoff besteht, dichtet etwa den Radialspalt radial nach außen hin ab. Das rohr- bzw. hohlzylinderförmige Dichtelement umgreift den Ring und die Wellenschulter bevorzugt vollständig. Das Dichtelement kann mehrere Radialspalte abdichten, wobei eine Elastizität des Dichtelements in Radialrichtung den Transfer des Dämpfungsfluids von einen in einen anderen Radialspalt ermöglicht. Insbesondere kann die Elastizität des Dichtelements auch dazu dienen, den Rauminhalt des Volumens konstant zu halten. Der Ring kann sich aus mehreren separaten und jeweils mit dem Rotor verbundenen Ringsegmenten zusammensetzen. Der in Axialrichtung betrachtet kreisförmige Ring kann also aus mehreren bogenförmigen Ringsegmenten gebildet sein, die insbesondere untereinander gleich sind. Besonders bevorzugt ist vorgesehen, dass zwischen wenigstens zwei der Ringsegmente ein Spalt ausgebildet ist. Wenigstens zwei der Ringsegmente können mithin Komponenten der Rotoranordnung darstellen, zwischen denen der Spalt, der auch als Segmentspalt bezeichnet werden kann, bzw. das Volumen ausgebildet ist. Die Segmentspalte können sich in Axial- und Radialrichtung erstrecken und insbesondere gleichmäßig um die Rotationsachse der Rotoranordnung herum angeordnet sein. Die Segmentspalte können, in Radialrichtung nach innen gesehen, in den Axialspalt münden und, in Radialrichtung nach außen gesehen, mittels des Dichtelements fluiddicht abgedichtet und/oder miteinander verbunden sein. Weiterhin können die Segmentspalte, in Axialrichtung gesehen, in den Radialspalt münden und, in Axialrichtung in die entgegengesetzte Richtung gesehen, von der bereits genannten Verbindungsscheibe begrenzt bzw. abgedichtet sein.
In einer besonders bevorzugten Ausführungsform der erfindungsgemäßen und als Rotoranordnung ausgebildeten Baugruppe weist der Rotor in einem in Radialrichtung gesehenen Innenbereich sich zumindest teilweise in Radialrichtung erstreckende und mit dem Ring verbundene Federzungen derart auf, dass durch eine Eigenschwingung des Rotors verursachte Rotorbewegungen über die Federzungen auf den Ring übertragbar sind. Die Federzungen können über Schlitze voneinander abgetrennt sein. Die Federzungen können jeweils mit einem der Ringsegmente verbunden sein, etwa mittels einer Schraube. Wie bereits oben erläutert wurde, treten bei dem scheibenförmigen Rotor Schwingungen vor allem im Rahmen der Schirmmode auf, so dass die resultierenden Schwingungsbewegungen bzw. -amplituden hauptsächlich im radialen Außenbereich des Rotors vorliegen. Durch die Federzungen werden die Schwingungen bzw. die im Rahmen der Schwingungen auftretenden Bewegungen in den radialen Innenbereich des Rotors übertragen bzw. geleitet. So führt die im Rahmen der Schirmmode auftretende Vibrationsbewegung des Rotors in dessen radialem Außenbereich dazu, dass sich die in demselben Kreissegment des Rotors angeordnete Federzunge in die entgegengesetzte Richtung bewegt, so dass eine ähnliche Bewegungskopplung realisiert ist wie bei einer geschlitzten Tellerfeder. Die Federzungen bewirken eine Übertragung der Schwingungsbewegung des Rotors von dem radialen Außenbereich in den radialen Innenbereich des Rotors und mithin auf die Ringsegmente.
Besonders bevorzugt ist vorgesehen, dass der Ring über die bereits oben erwähnte Verbindungsscheibe, die an der Rotorwelle befestigt ist, an dem Rotor befestigt ist. Die Verbindungsscheibe kann aus einem Blech, das insbesondere aus einem Metall besteht, ausgebildet sein. Die Verbindungsscheibe kann ringförmig sein und in eine die Rotorwelle im Umfangrichtung umgreifende Ringnut eingreifen. Die Verbindungsscheibe kann mittels Verstemmen an der Rotorwelle befestigt sein. Die Verbindungsscheibe kann radial gesehen innenseitig an einer sich in Radialrichtung erstreckenden Stirnfläche der Rotorwelle angeschraubt sein, wobei mittels dieser Verbindung sowohl der Rotor als auch der Ring an der Rotorwelle befestigt ist.
Die Verbindungsscheibe kann Bohrungen aufweisen, die diese axial durchlaufen.
Durch die Bohrungen können Schrauben geführt sein, über die der Rotor an der Verbindungsscheibe befestigt ist. Die Schrauben können in Gewindebohrungen des Ringes eingeschraubt sein, wobei sich die Köpfe der Schrauben auf dem Rotor abstützen, insbesondere in entsprechenden Senklöchern. Über die Schrauben erfolgt mithin die Anbindung des Rotors und des Rings an die Verbindungsscheibe, die ihrerseits wiederum an der Rotorwelle befestigt ist.
Typischerweise ist der Rotor nicht axialsymmetrisch um seine Anbindungsstelle an der Rotorwelle herum ausgebildet. Bei hohen Drehzahlen ergibt sich mithin eine radial nach außen wirkende Flieh- bzw. Zentrifugalkraft des Rotors, die axial versetzt bezüglich der Anbindungsstelle des Rotors angreift. Hierdurch entsteht ein auf den Rotor wirkendes Drehmoment, das den Rotor in Axialrichtung verformt bzw. verbiegt, so dass eine Änderung einer Breite eines Luftspalts zwischen dem Rotor und dem Stator der elektrischen Maschine resultiert. Entsprechend ändert sich auch der Abstand zwischen rotor- und statorseitigen Magneten, was für den Betrieb der elektrischen Maschine ungünstig ist. Um diesem Effekt zu begegnen, können bei der Rotoranordnung der Rotor und die Verbindungsscheibe und gegebenenfalls weitere Bauteile der Rotoranordnung bezüglich ihrer geometrischen Abmessungen, Massen und Matenaleigenschaften derart ausgebildet und aneinander angepasst sein, dass die während der Rotation der Rotoranordnung um die Rotations- bzw. Rotorwellenachse auftretende Änderung der Breite des Luftspalts zwischen dem Rotor und dem Stator zumindest teilweise kompensiert wird. So wird aufgrund der Verwendung der Verbindungsscheibe zur Anbindung des Rotors an die Rotorwelle ein weiterer Freiheitsgrad hinsichtlich der konstruktiven Ausgestaltung geschaffen, nämlich hinsichtlich der mechanischen und geometrischen Eigenschaften der Verbindungsscheibe. Diese kann sich bei der Rotation aufgrund der Flieh- bzw. Zentrifugalkraft des Rotors ebenfalls verformen, wobei diese Verformung der oben beschriebenen Verformung, die die Änderung der Spaltbreite bewirkt, entgegenwirkt respektive diese kompensiert. So können beispielsweise die Abmessungen und das E-Modul der Verbindungsscheibe derart gewählt werden, dass die bei der Rotation bewirkte Verformung der Verbindungsscheibe die Verformung des Rotors hinsichtlich der Spaltbreitenänderung zumindest teilweise und bevorzugt vollständig kompensiert.
Bei der erfindungsgemäßen Baugruppe kann vorgesehen sein, dass im Bereich des Volumens wenigstens ein die Verlagerung des Dämpfungsfluids hemmendes Element, insbesondere eine Blende und/oder eine Drossel, angeordnet ist. Das hemmende Element bewirkt eine Engstelle im Volumen derart, dass bei der Verlagerung des Dämpfungsfluids zusätzlich zum aufgrund der Viskosität des Dämpfungsfluids ohnehin vorliegenden Widerstands ein zusätzlicher Widerstand generiert wird, wodurch der Dämpfungseffekt verstärkt wird. So kann der Spalt über das hemmende Element mit einem weiteren Spalt und/oder dem Dämpfungsfluidreservoir verbunden sein. Zusätzlich oder alternativ kann das hemmende Element im Bereich des Volumenausgleichsabschnitts vorgesehen sein. Das als Blende vorgesehene hemmende Element kann eine Scheibe mit mehreren Durchgangslöchern sein. Das als Drossel vorgesehene hemmende Element kann eine Lochscheibe z.B. mit einem zentralen Loch sein.
Die bei der vorliegenden Erfindung realisierte Schwingungsdämpfung kann auch überwiegend oder vollständig mittels des hemmenden Elements bewirkt werden. In diesem Fall kann der flächige Spalt ein derart großes Spaltmaß aufweisen, dass im Bereich des Spaltes kaum ein Widerstand des Dämpfungsfluids entsteht, sondern dass der erforderliche Widerstand stattdessen mittels des hemmenden Elements bewirkt wird.
Der Spalt bewirkt in dieser Ausführungsform letztlich überwiegend bzw. ausschließlich die über das hemmende Element erfolgende Fluidverdrängung.
Die vorliegende Erfindung betrifft ferner eine elektrische Maschine umfassend wenigstens eine Baugruppe nach einem der vorangehenden Ansprüche. Die elektrische Maschine ist besonders bevorzugt eine Axialflussmaschine, insbesondere gemäß einer bereits oben erläuterten H- oder I-Anordnung. Bevorzugt weist die elektrische Maschine sowohl eine als Rotoranordnung als auch eine als Statoranordnung ausgebildete erfindungsgemäße Baugruppe auf. Sämtliche im Zusammenhang mit der erfindungsgemäßen Baugruppe erläuterten Vorteile, Aspekte und Merkmale gelten gleichermaßen für die erfindungsgemäße elektrische Maschine und umgekehrt.
Weitere Vorteile und Einzelheiten der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus den nachfolgend erläuterten Ausführungsbeispielen sowie aus den Zeichnungen. Hierbei zeigen schematisch:
Figur 1 einen Längsschnitt eines ersten Ausführungsbeispiels einer erfindungsgemäßen elektrischen Maschine umfassend ein erstes Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Baugruppe, die als eine Rotoranordnung ausgebildet ist,
Figur 2 eine Detailansicht der Baugruppe der Figur 1 in einem Längsschnitt,
Figur 3 eine Explosionsdarstellung der Baugruppe der Figuren 1 und 2,
Figur 4 eine schematische Längsschnittdarstellung der Baugruppe der Figuren 1 bis 3 zur Veranschaulichung der Schwingungs-Grundmode der Rotoren der Rotoranordnung, Figur 5 - 7 mögliche Merkmale und/oder Abwandlungen der Baugruppe der vorangehenden Figuren, und
Figur 8 - 9 eine Prinzipdarstellung zur Erläuterung der Drehmomentverhältnisse bei der Baugruppe der vorangehenden Figuren, und
Figur 10 einen Längsschnitt eines zweiten Ausführungsbeispiels einer erfindungsgemäßen elektrischen Maschine umfassend ein zweites Ausführungsbeispiel einer als eine Rotoranordnung ausgebildeten erfindungsgemäßen Baugruppe und ein drittes Ausführungsbeispiel einer als eine Statoranordnung ausgebildeten erfindungsgemäßen Baugruppe.
Figur 1 zeigt schematisch einen Längsschnitt durch ein Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen elektrischen Maschine 1 umfassend ein erstes Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Baugruppe, vorliegend eine Rotoranordnung 2. Die in einem Gehäuse 31 der elektrischen Maschine 1 angeordnete Rotoranordnung 2 ist, was in den Figuren nicht näher gezeigt ist, um eine entlang der Axialrichtung verlaufende Rotationsachse 7 drehbar gelagert. Sie umfasst mehrere Komponenten 3, nämlich eine Rotorwelle 4 und zwei an der Rotorwelle 4 befestigte, scheibenförmige Rotoren 5, 6.
Die elektrische Maschine 1 ist als eine Axialflussmaschine ausgebildet, wobei sich zwischen den Rotoren 5, 6 ein Stator 8 der elektrischen Maschine 1 erstreckt. Der Stator 8 der elektrischen Maschine 1 ist an dem Gehäuse 31 drehfest befestigt. Die elektrische Maschine 1 ist als eine sogenannte H-Anordnung ausgebildet, da die Rotoren 5, 6 zusammen mit der Rotorwelle 4 an die Form des Buchstabens H erinnern. Alternativ kann die elektrische Maschine 1 als eine I-Anordnung ausgebildet sein, bei der zwei Statoren vorgesehen sind, zwischen denen ein Rotor angeordnet ist. An dem Rotor 5, 6 sowie dem Stator 8 sind jeweils Magnete 9 angeordnet, nämlich Elektromagnete und gegebenenfalls Permanentmagnete. Nachfolgend werden weitere Details der Rotoranordnung 2 anhand der Figuren 2 und 3 erläutert. Die Figur 2 zeigt den oberen Teil der Querschnittsdarstellung der Figur 1 , der Übersichtlichkeit halber ohne dem Gehäuse 31 und ohne dem Stator 8. Da die Rotationsanordnung 2 um die Rotationsachse 7 rotationssymmetrisch ausgebildet ist, entspricht der in Figur 2 nicht sichtbare untere Teil der Rotoranordnung 2 im Wesentlichen dem oberen Teil. Figur 3 zeigt eine Explosionsdarstellung der Rotoranordnung 2. Die Rotoren 5, 6 sind spiegelsymmetrisch bezüglich einer senkrecht auf die Rotationsachse 7 stehenden Achse bzw. Ebene 32 ausgebildet, so dass die nachfolgend lediglich anhand des Rotors 5 erläuterten Aspekte gleichermaßen für den Rotor 6 gelten.
Eine weitere Komponente 3 der Rotoranordnung 2 ist ein in Axialrichtung gesehen neben dem Rotor 5 angeordneter Ring 10, der die Rotorwelle 4 in Umfangsrichtung umgreift und an dem der Rotor 5 befestigt ist. Der Ring 10 ist zwischen dem Rotor 5 und einer als flanschartige Verbreiterung der Rotorwelle 4 ausgebildeten Wellenschulter
12 angeordnet. Zwischen dem Ring 10 und dem Rotor 5 ist eine Verbindungsscheibe
13 angeordnet, über die der Ring 10 an dem Rotor 5 befestigt ist und die lediglich beispielhaft eine metallene Blechscheibe ist. Die Verbindungsscheibe 13 ist im Bereich eines Wellenabschnitts 15 der Rotorwelle 4 mit dieser verstemmt, wobei mittels dieser Verbindung der Rotor 5 sowie der Ring 10 an der Rotorwelle 4 befestigt ist. Zusätzlich oder alternativ ist denkbar, dass die Verbindungsscheibe 13 mittels weiterer Befestigungsmethoden, etwa mittels einer Verschraubung und/oder Verschweißung oder dergleichen, an der Rotorwelle 4 befestigt ist. Letztlich ist die Befestigung der Verbindungsscheibe 13 an der Rotorwelle 4 dazu ausreichend, dass die erforderliche Drehmomentübertragung von dem Rotor 5 auf die Rotorwelle 4 erfolgen kann und dass eine ausreichende Abstützung hinsichtlich einer axialen Magnetkraft gewährleistet ist.
Der Ring 10 umfasst mehrere identische, vorliegend exemplarisch zwölf, Ringsegmente 11 . Zur Befestigung des Ring 10 an dem Rotor 5 sind Schrauben 14 vorgesehen, die den Rotor 5 sowie die Verbindungsscheibe 13 durchgreifen und in je eine Gewindebohrung des Rings 10 eingeschraubt sind. Jeder der Ringsegmente 11 weist hierfür eine entsprechende Gewindebohrung auf, sodass jedes der Ringsegmente 12 über eine separate Schraube 14 befestigt ist. Insgesamt sind mithin zwölf Schrauben 14 vorgesehen.
Ferner ist ein als eine Dichthülse ausgebildetes Dichtelement 16 vorgesehen, das, in Radialrichtung gesehen, den Ring 10 sowie die Wellenschulter 12 außenseitig vollständig umgreift. Das Dichtelement 16 ist rohr- bzw. hülsen- und membranartig und besteht beispielhaft aus einem elastischen Kunststoff, wobei als Material auch ein Metall denkbar ist. Das Dichtelement 16 liegt auf einen sich in Axialrichtung erstreckenden und radial außenseitigen Kragen 33 der Verbindungsscheibe 13 auf. Zur Ausbildung einer fluiddichten Abdichtung ist zwischen dem Kragen 33 und dem axialen Ende des Dichtelements 16 ein als ein O-Ring ausgebildeter Dichtring 17 aus einem Elastomer angeordnet. Details bezüglich des konkreten Zwecks des Dichtelements 16 werden später erläutert.
Zwischen den Komponenten 3, vorliegend zwischen dem Ring 10 und der Rotorwelle 4 sowie zwischen dem Ring 10 und der Wellenschulter 12, sind mit einem Dämpfungsfluid gefüllte, flächige Spalte 18 ausgebildet. Als Spalte 18 sind somit ein sich in Axial- und entlang der Umfangsrichtung erstreckender Axialspalt 19 sowie ein sich in Radialrichtung erstreckender Radialspalt 20 vorgesehen. Weitere Spalte 18, nämlich Segmentspalte 21 , sind zwischen den Ringsegmenten 11 ausgebildet, die sich entlang der Radial- und Axialrichtung erstrecken. Die Spalte 18, insbesondere der Radialspalt 20, weisen ein Spaltmaß bzw. eine Spaltbreite zwischen 0,1 mm und 0,3 mm auf.
Sämtliche im Zusammenhang mit dem Rotor 5 erläuterten Spalte 18 liegen gleichermaßen bei dem Rotor 6 vor.
Die Spalte 18 bilden insgesamt ein Volumen aus, das die Zwischenräume zwischen dem Ring 10 und der Rotorwelle 4, zwischen dem Ring 10 und der Wellenschulter 12 sowie zwischen zwei benachbarten Ringsegmenten 11 umfasst. Das Volumen bzw. die Spalte 18 sind mit dem als ein Öl vorgesehenen Dämpfungsfluid gefüllt. Eine Schwingung respektive Vibration einer der Komponenten 3 bewirkt, dass sich die Geometrie respektive Spaltbreite wenigstens einer der Spalte 18 ändert, was zu einer Verlagerung des Dämpfungsfluids innerhalb des Volumens führt. Insbesondere aufgrund der Viskosität bewirkt diese Verlagerung eine Dämpfung der Vibration, die auch als Quetschöldämpfung bezeichnet werden kann. Diese Vibration kann eine seitens der Rotoren 5, 6 vorliegende Schwingung sein, die beim dynamischen Betrieb der elektrischen Maschine 1 häufig auftritt. Die Verbindungsscheibe 13 weist eine Flexibilität respektive Weichheit derart auf, dass die Vibration der Rotoren 5, 6 auf den jeweiligen Ring 10 und mithin die Spalte 18 übertragen werden.
Wie bereits oben erläutert wurde, liegt das Dichtelement 16 axial gesehen endseitig auf jeweils einem Kragen 33 der beiden Verbindungsscheiben 13 unter Ausbildung einer fluiddichten Abdichtung mittels des Dichtrings 17 auf. Der Kragen 33 bildet letztlich einen Abstandshalter derart, dass sich zwischen dem Dichtelement 16 und dem Ring 10 sowie der Wellenschulter 12 ein spaltartiger Zwischenraum 34 ausbildet, der die dem linken Rotor 5 zugeordneten Spalte 18 mit die dem rechten Rotor 6 zugeordneten Spalte verbindet. Mithin kann das Dämpfungsfluid von den Spalten 18, die in Figur 2 dem linken Rotor 5 zugeordnet sind, zu den Spalten 18, die in Figur 2 dem rechten Rotor 6 zugeordnet sind, verlagert werden und umgekehrt.
Die seitens der scheibenartigen Rotoren 5, 6 auftretenden Schwingungen treten hauptsächlich im radialen Rand- bzw. Außenbereich des jeweiligen Rotors 5, 6 auf. Anders ausgedrückt sind die Schwingungen im radial gesehen äußeren Randbereich der Rotoren 5, 6 am stärksten ausgeprägt und weisen dort mithin die größte Amplitude respektive Auslenkung auf. Zum besseren Verständnis ist diesbezüglich in Figur 4 links und rechts eine schematische Ansicht der elektrischen Maschine 1 dargestellt, wobei die beiden Seiten dieser Figur jeweils die elektrische Maschine 1 zeigen, wenn die durch die Schwingung verursachte Auslenkung der Rotoren 5, 6 die jeweils maximale Auslenkung einnimmt. Die geometrische Form der Rotoren 5, 6 erinnert in dieser Schwingungs-Grundmode an einen Schirm, sodass diese Mode auch als Schirmmode bezeichnet wird. Um die anhand der Figur 4 veranschaulichten Schwingungsbewegungen effektiv über die Verbindungsscheibe 13 auf den Ring 10 und mithin auf die Spalte 18 zu übertragen und mithin eine möglichst optimale Dämpfungswirkung zu realisieren, ist es erforderlich, die Schwingungsbewegung in den radial gesehen inneren Bereich des jeweiligen Rotors 5, 6 zu übertragen. Dies erfolgt, unter erneuter Bezugnahme auf die Figuren 1 bis 3, über Federzungen 22 des Rotors 5, 6, die sich vom radialen Außenbereich in den radialen Innenbereich des Rotors 5, 6 erstrecken. Die Federzungen 22 sind über Spalte 23, die entlang der Radialrichtung verlaufen, voneinander abgetrennt. Bezogen auf die Figur 2 bewirkt eine durch die Schwingungen verursachte Auslenkung des linken Rotors 5 nach links eine entsprechend gegenläufige Auslenkung der Federzungen 22 nach rechts und umgekehrt. Die Anzahl der Federzungen 22 entspricht der Anzahl der Ringsegmente 11 , wobei jedes der Ringsegmente 11 über eine der Schrauben 14 mit einer der Federzungen 22 verbunden ist.
Beim gezeigten Ausführungsbeispiel entspricht die Aufteilung des Rotors 5 in Sektoren hinsichtlich der Federzungen 22 der Aufteilung des Rotors 5 in Sektoren hinsichtlich der Magnete 9. Im Bereich der Magnete 9 durchtrennen die Spalte 23 den Rotor 5 in Axialrichtung nicht komplett, sondern lediglich einen Teil auf der den Magneten 9 abgewandten Seite des Rotors 5. Ansonsten wäre die zur korrekten Funktionsweise der elektrischen Maschine 1 erforderliche magnetische Flussleitung im Rotor 5 nicht gegeben bzw. beeinträchtigt. Konkret werden die Magnete 9 auf dem Rotor 5 von einer in den Figuren nicht näher gezeigten und ring- bzw. scheibenförmigen Trägerkomponente aus einem Flussleitmaterial getragen. Die Trägerkomponente ist geschlossen, das heißt, dass sich die im in der Fig. 3 am rechten Rotor 6 erkennbaren Schlitze 23 in Axialrichtung lediglich bis zur Trägerkomponente erstrecken. Die Federzungen 22 sind letztlich im nicht elektromagnetisch wirksamen Teil des Rotors 5 ausgebildet, nämlich in der Umgebung der Schrauben 14.
Nachfolgend werden anhand der Figuren 5 bis 7 weitere Aspekte der erfindungsgemäßen elektrischen Maschine 1 bzw. der Rotoranordnung 2 erläutert. Bei diesen Figuren werden Details, etwa hinsichtlich des Rings 10, der Verbindungsscheibe 13 und der Wellenschulter 12 aus Übersichtlichkeitsgründen weggelassen. Das Dichtelement 16 ist in diesen Figuren nur schematisch angedeutet.
Figur 5 zeigt Aspekte der Rotoranordnung 2 hinsichtlich eines die Verlagerung des Dämpfungsfluids hemmenden Elements 35, durch das der oben beschriebene Dämpfungseffekt verstärkt wird. Das hemmende Element 35 kann beispielsweise eine Blende oder eine Drossel sein, die den viskositätsbedingten Strömungswiderstand des Dämpfungsfluids weiter erhöht respektive eine diesbezüglich zusätzliche Komponente des Strömungswiderstands bewirkt. Denkbar bezüglich des hemmenden Elements 35 ist zudem, dass dieses die Dämpfungswirkung bezüglich der Vibrationen bzw. Schwingungen überwiegend oder vollständig verursacht.
Bei der Figur 5 ist konkret der Axialspalt 20 ausgebildet, in dessen Bereich ein Volumenausgleichsabschnitt 36 vorgesehen ist, in dessen Bereich wiederum das hemmende Element 35 angeordnet ist. Durch den Volumenausgleichsabschnitt 36 wird sichergestellt, dass der gesamte Rauminhalt des Volumens trotz der Änderung der Breite des Axialspaltes 20 gleichbleibt. Der Volumenausgleichsabschnitt 36 ist als eine Vertiefung, konkret als eine Sackbohrung, in dem Ring 10 und/oder der Wellenschulter 12, ausgebildet. Bezogen auf die in der Figur 5 dargestellten Positionierung des Volumenausgleichsabschnitts 36 kann dieser auch weiter unten und gewinkelt vom Spalt 18 abzweigend, vorgesehen sein. Am Boden des Volumenausgleichsabschnitts 36 bzw. der Vertiefung ist ein die Sackbohrung fluiddicht abdichtender und zum Boden hin beweglicher Druckstempel 37 angeordnet, der über eine Druckfeder 38 mit dem Boden der Sackbohrung gekoppelt ist. Eine Änderung des Rauminhaltes des Volumens wird durch die Bewegung des Druckstempels 37, die entgegen der elastischen Rückstellkraft der Druckfeder 38 erfolgt, kompensiert.
Bezüglich der konkreten Ausführung des Volumenausgleichsabschnitts 36 sind zusätzliche oder alternative Optionen denkbar, die von den in den Figuren konkret dargestellten Ausführungsformen abweichen. So kann anstelle der Druckfeder 38 ein Gaspolster oder ein anderes kompressibles Element vorgesehen sein. Grundsätzlich entbehrlich ist zudem der Druckstempel 37, da alternativ ein, etwa ein Stickstoffpolster bildendes, Ausgleichsgas vorgesehen sein kann, wobei das Dämpfungsfluid und das Ausgleichsgas lediglich über die entsprechende Phasengrenze voneinander abgetrennt sind. Der Volumenausgleich ist außerdem durch das Emulsionsdämpfungsprinzip realisierbar.
Zusätzlich oder alternativ zum Volumenausgleichsabschnitt 36 kann bezüglich des Volumenausgleichs auch vorgesehen sein, dass das Dichtelement 16 eine Elastizität bezüglich der Radialrichtung aufweist, so dass sich das Öl unter einer radialen Aufwölbung des Dichtelements 16 in dem spaltartigen Zwischenraum 34 ansammeln kann.
Die in Figur 6 dargestellte Rotoranordnung 2 entspricht weitestgehend der in der Figur 5 gezeigten. Als Unterschied liegt jedoch vor, dass der Spalt 18 mäander- bzw. labyrinthartig und mithin verlängert ausgebildet ist. Diese geometrische Form wird mittels ineinander eingreifender Vorsprünge 39 der Komponenten 3 realisiert, deren Wandungen den Spalt 18 begrenzen. Mithin wird bei der Änderung der Spaltbreite mehr Öl verlagert, so dass der Dämpfungseffekt entsprechend verstärkt wird.
Eine weitere mögliche Abwandlung der erfindungsgemäßen Baugruppe bzw. Rotoranordnung 2 wird anhand der Figur 7 erläutert. In dieser Ausführungsform ist das durch die Spalte 18 gebildete Volumen offen. Hierzu weist die Rotorwelle 4 einen Dämpfungsfluidzuführkanal 40 auf, durch den das Öl aus einem nicht näher gezeigten Dämpfungsfluidreservoir dem Spalt 18 zugeführt wird. Der Dämpfungsfluidzuführkanal 40 verläuft entlang der Axialrichtung durch die Rotorwelle 4. Auf der radialen Außenseite ist das Volumen bzw. der Spalt 18 ebenfalls offen, so dass das Öl anschließend in einen vom Gehäuse 31 begrenzten Innenraum 58 der elektrischen Maschine 1 austreten kann. Das Dämpfungsfluid dient in dieser Ausführungsform mithin ferner als Schmier- und/oder Kühlmittel.
Nachfolgend wird anhand der Figuren 8 und 9 ein durch die Verwendung der Verbindungsscheibe 13 bewirkter Vorteil bei der erfindungsgemäßen Baugruppe bzw. Rotoranordnung 2 erläutert. In der Figur 8 ist eine Ausführungsform der erfindungsgemäßen Baugruppe bzw. Rotoranordnung 2 gezeigt, bei der die Verbindungsscheibe 13 nicht vorgesehen ist. Die linke Teilabbildung der Figur 8 zeigt den Fall, in der die Rotoranordnung 2 nicht rotiert. Die zweite Teilabbildung von links zeigt den Fall, in der die Rotoranordnung 2 rotiert, wobei die Rotation durch den Pfeil 41 angedeutet ist. Die beiden Teilabbildungen rechts in Figur 8 zeigen dasselbe wie die beiden Teilabbildungen links in Figur 8 in stark vereinfachter bzw. äußerst schematischer Form. Die Figur 9 zeigt dasselbe wie die Figur 8 mit dem Unterschied, dass bei der in der Figur 9 gezeigten Rotoranordnung die Verbindungsscheibe 13 vorgesehen ist, die jedoch nur äußerst schematisch angedeutet ist. Die in den Figuren 8 und 9 erläuterten Aspekte werden anhand des Rotors 6 dargelegt, gelten jedoch gleichermaßen für den Rotor 5.
Unter Bezugnahme auf die Figur 8 ist der Rotor 6 nicht axialsymmetrisch um seine Anbindungsstelle 27 an die Rotorwelle 4 herum ausgebildet. Dies liegt insbesondere daran, dass die Magnete 9 nur an einer Seite des Rotors 6 vorgesehen sind. Folglich ist der Schwerpunkt 26 des Rotors 6 bezüglich der Anbindungsstelle 27 axial versetzt, so dass eine Fliehkraft 25, die naturgemäß umso stärker ist, je höher die Drehzahl der Rotoranordnung 2 ist, nicht an der Anbindungsstelle 27, sondern axial versetzt hierzu angreift. So entsteht zwischen der Anbindungsstelle 27 und dem Schwerpunkt 26, an dem die Fliehkraft 25 angreift, ein Hebelarm 28. Da der Rotor 6 in Realität kein starres Bauteil ist, sondern eine Elastizität bzw. Steifigkeit aufweist, die in den Figuren durch die Spirale 29 symbolhaft angedeutet ist, verbiegt sich der Rotor 5 im Falle einer Rotation, so dass sich der Schwerpunkt 16 wie durch den Pfeil 30 angedeutet im Uhrzeigersinn verschiebt und sich mithin die Breite eines Luftspalts 24 ändert, der zwischen dem Rotor 6 und dem Stator 8 vorliegt. Diese Änderung hat ersichtlich auch eine Änderung des Abstands der Magnete 9 des Rotors 6 und Stators 8 zur Folge, was bezüglich des Betriebs der elektrischen Maschine 1 nachteilig ist.
Dieses Problem lässt sich mittels der Verbindungsscheibe 13 abschwächen bzw. im Idealfall umgehen. Bezogen auf die Figur 9 ist der Rotor 6, gleichermaßen wie der in Figur 8 dargestellte Rotor 6, an der Anbindungsstelle 27 an der Rotorwelle 4 angebunden. Diese Anbindung erfolgt bei der in Figur 9 gezeigten Konfiguration jedoch über eine axiale Verlängerung 50 des Rotors 6, die wiederum über die Verbindungsscheibe 13 an der Rotorwelle 4 angebunden ist. Die Verbindungsscheibe 13 befindet sich hierbei an der Anbindungsstelle 42, an der sie an der Rotorwelle 4 befestigt ist.
Gleichermaßen wie in der in Figur 8 gezeigten Konfiguration ist der Schwerpunkt 26 des Rotors 6 in Axialrichtung versetzt zur Anbindungsstelle 27 positioniert, nämlich versetzt um den Hebelarm 28. Selbiges gilt auch für die Anbindungsstelle 42, wobei zwischen dieser und dem Schwerpunkt 26 der Hebelarm 43 vorliegt. Im Falle der Rotation des Rotors 6 ergibt sich einerseits eine Breitenänderung des Luftspalts 24 aufgrund der Hebelwirkung hinsichtlich des Hebelarms 28, die durch den Pfeil 44 angedeutet ist. Andererseits ergibt sich eine Breitenänderung des Luftspalts 24 aufgrund der Hebelwirkung hinsichtlich des Hebelarms 43, die wiederum durch den Pfeil 45 angedeutet ist. Ersichtlich sind die beiden Breitenänderungen gegenläufig zueinander. Dieser Effekt wird bei dem gezeigten Ausführungsbeispiel dahingehend ausgenutzt, dass die Eigenschaften des Rotors 6 und der Verbindungsscheibe 13, also deren geometrische Abmessungen, Massen und E-Module, derart aneinander angepasst sind, dass die fliehkraftinduzierte Verschiebung des Schwerpunkts 26 und mithin die Breitenänderung des Luftspalts 24 vollständig kompensiert oder zumindest deutlich reduziert wird. Dies ist in der Figur 9 durch den im Vergleich zur Figur 8 kürzeren Pfeil 30 angedeutet.
Anhand der Figur 10 wird eine zweite Ausführungsform einer erfindungsgemäßen elektrischen Maschine 45 erläutert. Diese ist als die bereits oben angesprochene (-Anordnung realisiert, wobei bei der Rotoranordnung 2 der elektrischen Maschine 45 lediglich ein einziger Rotor 46 an der Rotorwelle 4 befestigt ist. In Axialrichtung gesehen ist an beiden Seiten des Rotors 46 jeweils ein Stator 47, 48 angeordnet. Die Statoren 47, 48 sind Teil einer als Statoranordnung 49 vorgesehenen erfindungsgemäßen Baugruppe der elektrischen Maschine 45.
Der Rotor 46 ist neben der Wellenschulter 12 angeordnet, wobei zudem der Ring 10 und/oder die Verbindungsscheibe 13 vorgesehen sein können, die aus Übersichtlichkeitsgründen in Figur 10 nicht gezeigt sind. Die oben dargelegten Aspekte hinsichtlich der Rotoranordnung 2 gelten letztlich gleichermaßen für die elektrische Maschine 45 und werden an dieser Stelle nicht nochmals wiederholt.
Nachfolgend werden Details zur Statoranordnung 49 dargestellt. Auch bei dieser sind ein Volumen bildende Spalte 18 vorgesehen, die sich zwischen Komponenten 3 der Statoranordnung 49 erstrecken. Die Spalte 18 sind mit dem Dämpfungsfluid gefüllt und bewirken folglich eine wie oben erläuterte Dämpfung einer Vibration der Komponenten 3 der Statoranordnung 49. Der Stator 47 ist an dem Gehäuse 31 angebunden bzw. befestigt, wobei der Spalt 18 zwischen dem Gehäuse 31 respektive einem Flansch 57 des Gehäuses und dem Stator 47 angeordnet ist. Im Bereich des in Axialrichtung verlaufenden Spaltes 18 sind, was nicht näher dargestellt ist, der Volumenausgleichsabschnitt 36 samt hemmendem Element 35, Druckstempel 37 und Druckfeder 38 vorgesehen. Auch in dieser Ausführungsform sind hinsichtlich des Volumenausgleichsabschnitts 36 die oben diesbezüglich erläuterten alternative Optionen denkbar.
Der Stator 48 ist ebenfalls an dem Gehäuse 31 angebunden bzw. befestigt, wobei sich das Volumen respektive der Spalt 18 axial zwischen einem Gehäusedeckel 51 des Gehäuses 31 und dem Stator 48 erstreckt. Bei der in Figur 10 gezeigten Ausführungsform gelten das Gehäuse 31 sowie der Gehäusedeckel 51 als Komponenten 3 der Statoranordnung 49. Bezüglich des Stators 48 sind in Figur 10 drei verschiedene Konfigurationen 52, 53, 54 hinsichtlich der Ausbildung des Volumens gezeigt, die einzeln oder in beliebiger Kombination miteinander realisiert sein können.
So ist bezüglich der ersten Konfiguration 52 vorgesehen, dass das Volumen als eine Kammer 55 ausgebildet ist, die von dem Stator 48 und dem Gehäusedeckel 51 begrenzt ist. Im Bereich der Kammer 55 ist der Volumenausgleichsabschnitt 36 samt hemmendem Element 35, Druckstempel 37 und Druckfeder 38 vorgesehen. Der Volumenausgleichsabschnitt 36 ist an dem Gehäusedeckel 51 angeordnet bzw. an diesem angeformt. Ferner ist die Kammer 55 über axial nachgiebige bzw. elastische Dichtungen 56 abgedichtet, so dass eine Änderung der Geometrie der Kammer 55 möglich ist, sofern beim Stator 48 eine Vibration bzw. Schwingung vorliegt. Die Dichtungen 56 sind an dem Gehäusedeckel 51 befestigte Dichtringe.
Bezüglich der zweiten Konfiguration 53 ist vorgesehen, dass zusätzlich zu der Kammer 55 der Spalt 18 vorgesehen ist. Ferner ist der Volumenausgleichsabschnitt 36 samt Druckstempel 37 und Druckfeder 38, jedoch ohne hemmendem Element 35 vorgesehen. Die bezüglich des Volumenausgleichsabschnitts 36 denkbaren alternativen Optionen sind auch hier denkbar. Auch das den Spalt 18 und die Kammer 55 umfassende Volumen in der zweiten Konfiguration 53 ist über die elastischen Dichtungen 56 abgedichtet.
Bezüglich der dritten Konfiguration 54 ist vorgesehen, dass das den Spalt 18 und die Kammer 55 umfassende Volumen offen ist. Entsprechend ist bei dieser Ausführungsform der Dämpfungsfluidzuführkanal 40 vorgesehen, der etwa an dem Gehäusedeckel 51 ausgebildet sein kann und durch den das Öl aus einem nicht näher gezeigten Dämpfungsfluidreservoir dem Volumen zugeführt wird. Das Volumen ist in dieser Ausführungsform ferner zu dem vom Gehäuse 31 begrenzen Innenraum 58 der elektrischen Maschine 45 offen, so dass dieses auch als Schmier- und/oder Kühlmittel dient.
Nachfolgend wird eine optionale Möglichkeit bezüglich des offenen Volumens der dritten Konfiguration 54 beschrieben, die gleichermaßen bei der anhand der Figur 7 erläuterten Ausführungsform vorgesehen sein kann. So kann das Dämpfungsfluid im Falle des offenen Volumens zirkulieren und mittels einer Fluidpumpe entsprechend gefördert bzw. umgewälzt werden. Konkret kann das Dämpfungsfluid vom Dämpfungsfluidreservoir über den Dämpfungsfluidzuführkanal 40 zum Spalt 18 und der Kammer 55 gefördert werden. Von hier aus kann das Dämpfungsfluid weiter in den Innenraum 58 gefördert werden, wo es sich in einen in den Figuren nicht näher gezeigten Dämpfungsfluidsammelabschnitt der elektrischen Maschine 45 aufgrund der Schwerkraft sammelt. Es ist denkbar, dass der Dämpfungsfluidsammelabschnitt das Dämpfungsfluidreservoir ist oder dass das Dämpfungsfluid von dem Dämpfungsfluidsammelabschnitt zum Dämpfungsfluidreservoir gefördert wird. Bezuqszeichenliste
1 Elektrische Maschine
2 Rotoranordnung
3 Erste Komponente
4 Rotorwelle
5 Rotor
6 Rotor
7 Rotationsachse
8 Stator
9 Magnet
10 Ring
11 Ringsegment
12 Wellenschulter
13 Verbindungsscheibe
14 Schraube
15 Wellenabschnitt
16 Dichtelement
17 Dichtring
18 Spalt
19 Axialspalt
20 Radialspalt
21 Segmentspalt
22 Federzunge
23 Spalte
24 Luftspalt
25 Fliehkraft
26 Schwerpunkt
27 Anbindungsstelle
28 Hebelarm
29 Spirale
30 Pfeil 31 Gehäuse
32 Ebene
33 Kragen
34 Zwischenraum
35 Hemmendes Element
36 Volumenausgleichsabschnitt
37 Druckstempel
38 Druckfeder
39 Vorsprung
40 Dämpfungsfluidzuführkanal
41 Pfeil
42 Anbindungsstelle
43 Hebelarm
44 Pfeil
45 elektrische Maschine
46 Rotor
47 Stator
48 Stator
49 Statoranordnung
50 axiale Verlängerung
51 Gehäusedeckel
52 Konfiguration
53 Konfiguration
54 Konfiguration
55 Kammer
56 Dichtung
57 Flansch
58 Innenraum

Claims

Patentansprüche
1 . Baugruppe, insbesondere Rotoranordnung (2) oder Statoranordnung (49), für eine elektrische Maschine (1 , 45), bestehend aus mehreren Komponenten (3), dadurch gekennzeichnet, dass zwischen wenigstens zwei der Komponenten (3) wenigstens ein mit einem Dämpfungsfluid gefülltes Volumen ausgebildet ist, wobei das Dämpfungsfluid infolge einer aus einer elastischen Schwingung wenigstens einer das Volumen begrenzenden Komponente (3) resultierenden Geometrieänderung des Volumens zur Schwingungsdämpfung verlagerbar ist.
2. Baugruppe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Volumen ein, insbesondere flächiger, Spalt (18) ist oder einen solchen umfasst.
3. Baugruppe nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Baugruppe die Rotoranordnung (2) ist, dadurch gekennzeichnet, dass eine erste Komponente (3) der Rotoranordnung (2) eine Rotorwelle (4) und eine zweite Komponente (3) der Rotoranordnung (2) ein scheibenförmiger Rotor (5, 6) einer Axialflussmaschine, der mittelbar oder unmittelbar an der Rotorwelle (4) befestigt ist, ist, wobei das Volumen zwischen der Rotorwelle (4) und dem Rotor (5, 6) und/oder zwischen der Rotorwelle (4) und einer an dem Rotor (5, 6) befestigten dritten Komponente (3) der Rotoranordnung (2) ausgebildet ist.
4. Baugruppe nach Anspruch 2 und 3, dadurch gekennzeichnet, dass die dritte Komponente (3) ein in Axialrichtung gesehen neben dem Rotor (5, 6) angeordneter Ring (10) ist, der die Rotorwelle (4) in Umfangsrichtung umgreift und an dem Rotor (5, 6) befestigt ist, wobei als Spalt (18) ein Axialspalt (19), der sich in Axialrichtung und entlang der Umfangsrichtung erstreckt und zwischen dem Ring (10) und der Rotorwelle (4) angeordnet ist, und/oder ein Radialspalt (20), der sich gewinkelt zur Axialrichtung, insbesondere in Radialrichtung, erstreckt und zwischen dem Ring (10) und einer Wellenschulter (12), die die Rotorwelle (4) in Radialrichtung verbreitert und in Axialrichtung gesehen neben dem Ring (10) angeordnet ist, angeordnet ist, vorgesehen ist. Baugruppe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Ring (10) in Radialrichtung gesehen außenseitig von einem, insbesondere rohr- und/oder membranartigen, Dichtelement (16) umgriffen ist, mittels dem wenigstens einer der Spalte (18) fluiddicht abgedichtet ist. Baugruppe nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass sich der Ring (10) aus mehreren separaten und jeweils mit dem Rotor (5, 6) verbundenen Ringsegmenten (11 ) zusammensetzt, wobei insbesondere vorgesehen ist, dass zwischen wenigstens zwei der Ringsegmente (11 ) ein Spalt (18) ausgebildet ist. Baugruppe nach einem der Ansprüche 4 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Rotor (5, 6) in einem in Radialrichtung gesehenen Innenbereich sich zumindest teilweise in Radialrichtung erstreckende und mit dem Ring (10) verbundene Federzungen (22) derart aufweist, dass durch eine Eigenschwingung des Rotors (5, 6) verursachte Rotorbewegungen über die Federzungen (22) auf den Ring (10) übertragbar sind. Baugruppe nach einem der Ansprüche 4 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Ring (10) über eine an der Rotorwelle (4) befestigte Verbindungsscheibe (13), insbesondere aus einem Blech, an dem Rotor (5, 6) befestigt ist. 9. Baugruppe nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass im Bereich des Volumens wenigstens ein die Verlagerung des Dämpfungsfluids hemmendes Element (35), insbesondere eine Blende und/oder eine Drossel, angeordnet ist.
10. Elektrische Maschine, insbesondere eine Axialflussmaschine, umfassend wenigstens eine Baugruppe nach einem der vorangehenden Ansprüche.
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