一种传动轴的支撑结构的制作方法

本发明涉及轴承技术领域，特别涉及一种传动轴的支撑结构。

背景技术：

随着汽车工业的不断发展，人们对车辆各方面性能的要求也日渐严格，其中就包括乘坐舒适性和机械性能可靠性的要求，自然而然地，nvh作为评估车辆舒适性的一个重要方面越来越为人们所关注和重视。轴承作为车辆结构中一个非常重要的组成部分，其自身的可靠性也很大程度上决定了整个系统的可靠性。此外，轴承作为一个高速转动的零部件，其自身产生的振动及噪声也是一个不容忽视的方面。

现有技术中一般采用成对的轴承将传动轴支撑在壳体中，两个轴承套接在传动轴的两端，同时固定外圈，将内圈作为静子，如图1所示，又或是同时将外圈作为静子，因此，成对的两个轴承的工作状态完全相同，且成对的两个轴承往往参数相同，当两个轴承由于某种缺陷成为振动源时，其振动产生的同频噪声声波叠加会产生更大噪声，从而降低传动系统的nvh性能。

技术实现要素：

本发明要解决的是成对使用的轴承工作状态完全相同，导致同频噪声声波叠加而产生更大噪音的技术问题。

为解决上述技术问题，本发明公开了一种传动轴的支撑结构，所述支撑结构包括：

传动轴；

第一轴承，所述第一轴承包括第一外圈和第一内圈，所述第一外圈与所述传动轴的一端连接；

第二轴承，所述第二轴承包括第二外圈和第二内圈，所述第二内圈套设于所述传动轴；

其中，所述传动轴带动所述第一外圈和所述第二内圈一体地旋转。

进一步地，所述第一轴承和所述第二轴承均为角接触轴承。

进一步地，所述第一轴承还包括第一保持架，所述第二轴承还包括第二保持架，所述第一保持架的旋转频率与所述第二保持架的旋转频率不同。

进一步地，所述第一保持架的旋转频率为所述第二保持架的旋转频率为其中，γ定义为dcosα/dm，其中d为轴承滚动体的直径，α为轴承的接触角，dm为轴承的节圆直径，n为传动轴的转速。

进一步地，所述传动轴还包括连接部，所述连接部位于所述传动轴的一端，所述连接部与所述第一外圈连接固定。

进一步地，所述传动轴的一端套接有传动件，所述传动件与所述传动轴刚性连接，所述传动件的内壁与所述第一外圈无相对旋转地连接。

进一步地，所述第一内圈通过第一固定件不可旋转地固定。

进一步地，所述第二外圈通过第二固定件不可旋转地固定。

进一步地，所述第一轴承靠近所述传动轴的一侧与所述传动轴之间留有缝隙。

进一步地，所述传动轴上还设有用于传动的轮齿部。

采用上述技术方案，本发明所述的具有如下有益效果：

1)本技术方案的传动轴支撑结构，其第一轴承的第一外圈与所述传动轴连接，第二轴承的第二内圈与所述传动轴连接，以使传动轴能够带动第一外圈和第二内圈一起旋转运动，从而使得第一轴承和第二轴承的保持架转速产生差异，避免成对轴承噪声声波的频率相同导致的噪声声波叠加，从而减小传动轴支撑结构工作状态下噪音，提升了传动系统的nvh性能；

2)本技术方案中成对轴承中的一个轴承以嵌入的方式安装，一定程度上允许了传动轴的轴向长度进一步缩短，从而减小了整体结构的安装空间，使得整个传动轴的结构更加紧凑，有助于实现汽车零部件的更加轻量化和小型化；

3)本技术方案的实现手段简单，采用主动降噪的方法，成本较低。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例中的技术方案，下面将对实施例描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。

图1为现有技术的传动轴支撑结构的示意图；

图2为本发明一实施例的传动轴支撑结构的示意图；

图3为本发明一实施例的传动轴支撑结构的轴承工作原理示意图；

图4为本发明另一实施例的传动轴支撑结构的示意图；

以下对附图作补充说明：

1-传动轴；2-第一轴承；201-第一外圈；202-第一内圈；3-第二轴承；301-第二外圈；302-第二外圈；4-连接部；5-传动件；6-轮齿。

具体实施方式

下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述。显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有作出创造性劳动的前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

此处所称的“一个实施例”或“实施例”是指可包含于本发明至少一个实现方式中的特定特征、结构或特性。在本发明的描述中，需要理解的是，术语“上”、“下”、“顶”、“底”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。此外，术语“第一”、“第二”仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性或者隐含指明所指示的技术特征的数量。由此，限定有“第一”、“第二”的特征可以明示或者隐含的包括一个或者更多个该特征。而且，术语“第一”、“第二”等是用于区别类似的对象，而不必用于描述特定的顺序或先后次序。应该理解这样使用的数据在适当情况下可以互换，以便这里描述的本发明的实施例能够以除了在这里图示或描述的那些以外的顺序实施。

实施例1：

为解决现有技术中成对使用的轴承工作状态完全相同，导致声波叠加而产生更大噪音的技术问题。图2示出了本发明一实施例提供的传动轴支撑结构的示意图。如图2所示，本实施例提供的一种传动轴的支撑结构，包括：

传动轴1；

第一轴承2，第一轴承2包括第一外圈201和第一内圈202，第一外圈201与传动轴1的一端连接；

第二轴承3，第二轴承3包括第二外圈301和第二内圈302，第二内圈302套设于传动轴1；

其中，传动轴1在旋转的同时带动第一外圈201和第二内圈302一体地旋转，第一外圈201和第二内圈302与传动轴1均无相对旋转或滑动。

该实施例中，传动轴支撑结构的第一轴承的第一外圈与所述传动轴连接，第二轴承的第二内圈与所述传动轴连接，以使传动轴能够带动第一外圈和第二内圈一起旋转运动，从而使得第一轴承和第二轴承的保持架转速产生差异，避免成对轴承噪声声波的频率相同导致的噪声声波叠加，从而减小传动轴支撑结构工作状态下噪音，提升了传动系统的nvh性能。

在一些实施例中，传动轴1还包括连接部4，连接部4位于传动轴1的一端，连接部4与第一外圈201连接固定。

需要说明的是，连接部4可以是如图所示的与传动轴1一体成型的内嵌凹槽结构，通过凹槽将第一轴承2以内嵌的方式安装于传动轴1的一端，使得第一外圈201与传动轴1连接固定并且能够一体地旋转，为了保证传动轴1能够旋转自如，第一轴承2嵌入传动轴1的一侧与传动轴1之间留有缝隙，以防止第一轴承2的嵌入面与传动轴1接触产生摩擦力；此外，连接部4也可以是其他的连接结构或者连接件，只要其能够将第一外圈201与传动轴1共轴地连接固定，且保证传动轴1能在第一轴承2和第二轴承3的支承下，带动第一外圈201和第二内圈302自如地旋转即可。

在一些实施例中，第一轴承2和第二轴承3均为角接触轴承。

在一些实施例中，第一轴承2还包括第一保持架，第二轴承3还包括第二保持架，第一保持架的旋转频率与第二保持架的旋转频率不相同。

在一些实施例中，第一保持架的旋转频率为第二保持架的旋转频率为为了方便表达，γ为一个自定义的值，γ的定义为dcosα与dm的比值，即γ＝dcosα/dm，其中，d为轴承滚动体的直径，α为轴承的接触角，dm为轴承的节圆直径，n为传动轴的转速。

下面将结合轴承的工作状态对本发明的支撑结构的工作原理进行具体阐述，如图3所示：

一般情况下，当一个轴承处于工作状态时，根据的绕轴旋转线速度的计算公式：

υ＝ωr(1)

式中ω以rad/s计算。

则轴承内圈滚道的线速度vi为：

其中，ωi为轴承内圈滚道的角速度，dm为轴承的节圆直径，d为轴承滚动体的直径，α为轴承的接触角，γ的定义为dcosα与dm的比值，即γ＝dcosα/dm；

同理，轴承外圈滚道的线速度vo为：

根据角速度的计算公式：

式中n以r/min为单位，因此

其中ni为轴承内圈滚道的转速，no为轴承外圈滚道的转速。

如果在滚道接触处没有严重滑动，则轴承保持架的线速度vm是其内圈滚道线速度vi和外圈滚道线速度vo的平均值，于是

将式(5)和(6)带入式(7)得：

又由于

其中，ωm为轴承保持架的角速度，nm为轴承保持架的转速。

因此，轴承保持架的转速为：

现有技术中，当成对使用的两个轴承的外圈同时作为静子，则两个轴承的外圈滚道转速no均为0，两个轴承的内圈滚道转速ni均等于传动轴转速n，那么，两个轴承的保持架转速均表示为又由于成对使用的两个轴承的各参数都相同，也即两个轴承的γ值相同，因此，两个轴承保持架的转速相同，则两个轴承保持架的旋转频率也相同，均为同理，假设成对使用的两个轴承的内圈同时作为静子，则两个轴承的内圈滚道转速ni均为0，两个轴承的外圈滚道转速no均等于传动轴转速n，那么，两个轴承的保持架转速均表示为又由于成对使用的两个轴承的各参数都相同，也即两个轴承的γ值相同，因此，两个轴承保持架的转速相同，则两个轴承保持架的旋转频率也相同，均为

如上所述，当采用现有技术的成对轴承安装方案时，两个轴承的旋转频率一致，因此，当轴承由于某种缺陷成为振动源时，两个轴承振动产生的同频噪声声波叠加会产生更大的噪声。

本发明的技术方案中，第一内圈202作为静子，传动轴1带动第一外圈201一体地旋转，则第一轴承2的内圈滚道转速ni1为0，第一轴承2的外圈滚道转速no1等于传动轴1的转速n，根据式(10)，第一轴承2的保持架转速为那么第一轴承2的旋转频率为

同理，第二外圈301作为静子，传动轴1带动第二内圈302一体地旋转，则第二轴承3的外圈滚道转速no2为0，第二轴承3的内圈滚道转速ni2等于传动轴1的转速n，根据式(10)，第二轴承3的保持架转速为那么第二轴承3的旋转频率为

又因为γ1和γ2均不为0，即使当第一轴承2和第二轴承3的γ值相同，第一轴承2和第二轴承3的旋转频率也不相同，因此，当第一轴承2和第二轴承3由于某种缺陷成为振动源时，第一轴承2与第二轴承3产生的振动噪声频率也不相同，从而避免了现有技术中同频噪声声波叠加的可能。

相对于现有技术，本实施例提供的支撑结构中成对使用的轴承采用不同的安装方式，第一轴承2以第一内圈202作为静子，第二轴承3以第二外圈301作为静子，这样，两个轴承的工作状态并不相同，其保持架的旋转频率也不同，从而使第一轴承2和第二轴承3的振动噪声声波频率产生差异，避免了同频噪声声波的叠加而产生更大的噪声，提升了传动系统的nvh性能，此外，本技术方案采用主动降噪的方法，实现手段较为简单，且成本较低。

实施例2：

如图3显示了本发明技术方案的又一实施方式，本实施例为本发明的支撑结构在汽车变速器中的应用。

传动轴1的一端套接有传动件5，传动件5与传动轴1刚性连接，传动件5的内壁与第一轴承2的外圈无相对旋转地连接。

本实施例中，传动轴1为变速器的输出轴，传动件5为焊接在输出轴一端的输出齿轮，第一轴承2以嵌入的方式安装在齿轮中，齿轮的内壁与第一轴承2的外圈过盈配合，与输出齿轮啮合的输入齿轮带动输出齿轮旋转，输出轴与输出齿轮一体地旋转并带动第一轴承2的外圈一体地旋转。

进一步地，第一轴承2的内圈作为静子与变速器壳体连接固定。

为了保证输出轴能够旋转自如，第一轴承2嵌入齿轮的一侧与输出轴之间留有缝隙。

进一步地，输出轴上还设有用于传动的轮齿部6，轮齿部6与输出轴一体化成型。

进一步地，第二轴承3的内圈套设于输出轴的另一端，第二轴承3的内圈与输出轴过盈配合，输出轴带动第二轴承3的内圈一体地旋转。

进一步地，第二轴承3的外圈作为静子与变速器壳体连接固定。

本实施例中，第一轴承2的保持架旋转频率不同于第二轴承3的保持架旋转频率，当第一轴承2和第二轴承3由于某种缺陷成为振动源时，其振动产生的噪声频率也不同，避免了同频噪声声波叠加而产生更大噪声的可能，提升了传动系统的nvh性能；此外，将第一轴承2以嵌入的方式安装于齿轮中，可以缩短输出轴的轴向长度，从而减小了整体结构的安装空间，使得整个输出轴的结构更加紧凑，使变速器的体积进一步减小。

变速器作为汽车的重要组成部分，对于车辆的正常行驶、动力性以及经济性都有着重大影响，随着汽车技术的不断发展，对汽车变速器的设计要求也越来越高，而本发明的技术方案有助于实现变速器的更加轻量化、小型化、静音化等。

需要说明的是，本实施例仅仅示出了本发明的支撑结构在变速器输出轴上的应用，实际上本发明的技术方案也可以应用于变速器的其他传动轴，或是应用于其他汽车零部件的传动轴。

以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。