JP2007269078A - 鉄道車両用歯車装置及び鉄道車両用台車 - Google Patents

Abstract

【課題】鉄道車両用歯車装置の低振動化、低騒音化を図る。
【解決手段】鉄道車両用歯車装置３である。鉄道車両の常用車速域に相当する噛み合い周波数範囲内に大歯車３ｂの固有振動数が入らないように、大歯車３ｂのリム部３ｂａの厚みを半径方向に大きくすること又は歯部３ｂｄを大きくすることで、或いはリム部３ｂａの厚みを半径方向に大きくすること及び歯部３ｂｄを大きくすることで剛性を増大させる。
【効果】大歯車の固有振動数を常用速度範囲の噛み合い周波数範囲外とできるので、常用速度における大歯車の共振を避けることができる結果、歯車装置やこの歯車装置を搭載した台車の振動低減、さらには騒音低減が図れる。
【選択図】図１５

Description

本発明は、歯車箱の振動及び騒音を低減可能な鉄道車両用歯車装置、及び、この歯車装置を搭載した鉄道車両用台車に関するものである。

近年、鉄道車両に対しては、より一層の高速性が求められているが、高速性を求めると、車両振動が増大するので、たとえば振動によって発生する路線周辺への騒音低減といった環境問題や、さらには乗客の乗り心地改善等への対応が強く求められている。

鉄道車両は、図１６に示すように、モータ１が発生するトルクを、たわみ軸継手２を介して歯車装置３の小歯車軸（ピニオン軸ともいう）３ａに伝達し、この小歯車軸３ａに形成した小歯車３ａａに噛み合う大歯車３ｂを経て車軸４に取り付けた車輪５に伝達し、走行するようになっている。

このような歯車装置３の内部では、モータ１が発生するトルクによって小歯車３ａと大歯車３ｂが絶えず回転しているため、その回転によって絶えず振動していることになり、その振動を低減させることが重要である。

この歯車装置３に発生する振動・騒音を低減させる手段としては、たとえば次のようなものがある。
ａ）歯車の歯部に発生する振動伝播を抑止し、振動音および共鳴音を減少する目的で、外周に歯が形成された歯車本体の側面部に、制振用凹部を形成した低振動歯車。
特開平９−２６０１５号公報

ｂ）特定回転数域におけるウェブ、リブの振動を抑制する目的で、リム部に弾性支持部を介して重錘部を取り付けた減速機用歯車。
特開平１０−２８１２５９号公報

ｃ）歯車の騒音を低減する目的で、歯車の側部に環状部材をボルトによって取り付けたもの。
特開２０００−２２０７２６号公報

しかしながら、特許文献１で開示された方法では、制振用凹部によって歯車箱本体内部の潤滑油の流れが阻害され、正常な潤滑状態を維持できないことが懸念される。また、強度低下も懸念される。

また、特許文献２，３で開示された方法では、取り付けた弾性支持部やボルトの経年変化により減衰性能が劣化し、所定の性能が得られなくなる。また、歯車装置の使用中に取り付けた部材が外れた際、最悪の場合には、歯車装置の機能そのものが失われることになるので、鉄道車両用に適用することは避けるべきである。

解決しようとする問題点は、従来の歯車装置における大歯車を対象とした振動や騒音の低減手段は、鉄道車両用の歯車装置に適用するには問題があったという点である。

本発明の鉄道車両用歯車装置は、
鉄道車両用歯車装置の低振動化、低騒音化を図るために、
当該鉄道車両の常用車速域に相当する噛み合い周波数範囲内に、歯車装置の大歯車の固有振動数が入らないように、当該大歯車を構成した点を最も主要な特徴としている。

本発明の鉄道車両用歯車装置において、鉄道車両の常用車速域に相当する噛み合い周波数範囲内に大歯車の固有振動数が入らないようにするための大歯車の構成としては、大歯車のリム部又は歯部、或いはリム部及び歯部の剛性を増大させればよい。

そして、そのうち、大歯車の歯部の剛性を増大させるには、大歯車の歯部を大きくすればよい。また、大歯車のリム部の剛性を増大させるには、大歯車のリム部の厚みを半径方向に大きくすればよい。

上記の本発明に係る鉄道車両用歯車装置を搭載した鉄道車両用台車にあっては、常用速度における大歯車の共振を避けることができるので、鉄道車両用台車の振動や騒音を低減できるようになる。

本発明によれば、鉄道車両用歯車装置に使用されている大歯車の固有振動数を常用速度範囲の噛み合い周波数範囲外とできるので、常用速度における大歯車の共振を避けることができる。その結果、歯車装置やこの歯車装置を搭載した鉄道車両用台車の振動低減、さらには騒音低減に効果を発揮する。

以下、本発明の完成に至る新しい着想及びこの着想から課題解決に至るまでの経緯と共に、本発明を実施するための最良の形態について、図１〜図１５を用いて説明する。

発明者らが歯車装置の振動や騒音の低減について種々検討した結果、歯車の噛み合い周波数に対して、大歯車の固有振動数と車両の常用速度における噛み合い周波数が重なり合う範囲があることが分かった。そして、その速度域（以下、常用車速域という。）では、共振現象によって歯車装置の振動が非常に大きくなり、振動のみならず、さらには騒音に悪影響を及ぼすことが判明した。

まず、大歯車の固有振動数と車両常用速度の噛み合い周波数が重なりある範囲について説明する。
図１は、大歯車の固有振動特性を把握するため、車軸に大歯車を取り付けた状態で大歯車の打撃試験を行い、周波数と加速度の関係を整理した一例である。

ここで、打撃試験とは、以下に述べる方法を用いている。
図２は公知文献である「モード解析ハンドブック」（モード解析ハンドブック編集委員会編、コロナ社、２０００年）から引用した加振試験を説明するものである。

対象構造物６の加速度評価点には予め加速度計７を取り付けておき、力変換器８ａを取り付けたハンマ８で打撃することによって対象構造物６にインパルスを与え、同時に加速度計７の出力を得る。そして、このハンマ８の加振力と対象構造物６の振動加速度からＦＦＴ（高速フーリエ変換）解析器９を通して周波数応答関数１０を求め、さらには同時に対象構造物６の固有振動数を出力する。

図１に示した実験応答波形は、図２に示した周波数応答関数１０の一例である。図１のａとｂに示した周波数は、大歯車の振動が過大となる固有振動数に相当することが分かる。

一般に、歯車の噛み合いによって生じる振動周波数を噛み合い周波数とよび、噛み合い周波数をｆG（Hz）と記すと、車両速度Ｖ（mm／分）から次式で求めることができる。
ｆG＝（Ｖ／πＤ）×（ｎ／６０）
ただし、Ｄ：車輪径（mm）
ｎ：大歯車の歯数

次に、図３に車両の走行速度Ｖと噛み合い周波数ｆGとの関係の一例を示す。
噛み合い周波数ｆGは、前記の計算式から明らかなように、車輪径Ｄによって変化する。一般に、鉄道車両に用いられる車輪は、車両走行中にレールと接触するため、摩耗によって車輪径Ｄが小さくなり、車輪径Ｄがある一定以下となった場合には交換することになる。この交換時期に達した車輪を摩耗限車輪と呼ぶ。

図３のｃとｄに示す線はそれぞれ噛み合い周波数ｆGに対して、新製車輪（新品車輪）と摩耗限車輪を使用した場合の車両走行速度Ｖを示している。摩耗限に達した車輪は、新製車輪と比較して車輪径が小さいため、車両走行速度Ｖを同一とした場合には噛み合い周波数ｆGは大きくなる。

車両の走行速度Ｖはその車両性能や軌道条件によって決定されるが、図３のｅで示す最高速度と、ｆで示す定速運転で用いられる速度の範囲ｇを常用車速域と呼ぶ。一般には、ｆで示す定速運転で用いられる速度は、ｅで示す最高速度の８０％以上と想定される。
車両常用速度の周波数範囲とは、上記ｇで示す常用車速域に対応する周波数範囲であり、図３のｈで示す範囲となる。

図４は、前記図１と図３を重ね合わせた図である。発明者らが知見した大歯車の固有振動数と車両常用速度の噛み合い周波数ｆGが重なりある範囲とは、図４のｂに示した周波数である。

このように大歯車の固有振動数が噛み合い周波数ｆGの常用車速域に重なると、車両が通常走行状態において共振現象により大歯車の振動が過大となって歯車装置の振動が増大し、さらには歯車装置から発せられる騒音が大きくなるという問題を生じる。

このような振動、騒音問題を回避するために、前記周波数ｂのピーク値を下げる手段も考えられるが、ピーク値が当該周波数範囲に存在する限り共振現象は不可避であるため、有効な手段とはいえない。

また、図４には大歯車の固有振動数としてａも併せて示したが、これらは車両が加速または減速する際に通過するのみである。従って、一定速度で車両が走行することはほとんどないため、問題とはならない。

本発明は、鉄道車両用歯車装置やこの歯車装置を搭載した台車の低振動化、低騒音化を目的とし、より具体的にはそれを実現するための大歯車の制振構造を提供することを目的としたもので、鉄道車両の常用車速域に相当する噛み合い周波数範囲に、その固有振動数が入らない大歯車を用いて歯車装置を構成することを主たる特徴としている。

以下、本発明の上記構成を具体的に実現するための構造について説明する。
本発明の上記構成を具体的に実現するための構造を説明する前に、まず鉄道車両用歯車装置の断面図の一例を示す図５に基づいて歯車装置の各部位の呼称を述べる。なお、図５は、公知文献である特開平１０−１９６７６９号公報から引用したものである。

この図５は、鉄道車両用歯車装置１の要部構造の断面を示した図で、歯車箱３ｃに固定された軸受け蓋３ｄに軸受け３ｅと軸封装置３ｆが装着され、この軸受け３ｅに回転自在に支持された車軸４に大歯車３ｂが固定されている。

この図５より、特に本発明が対象とする大歯車３ｂを拡大して示したものが図６であり、図６中の３ｂａはリム部、３ｂｂは板部、３ｂｃはボス部、３ｂｄは歯幅を示す。なお、一般的な歯車においては，軽量化のため板部３ｂｂに穿孔されているものもある。

発明者らは、当該大歯車の変形モードを検討するため、有限要素法に基づいた検討を実施した。
図７に対象とする大歯車３ｂの外形状を、さらに図８には、図４のｂに示した固有振動数で発生する変形モードの計算結果を示す。

図８より、図４のｂに示した固有振動数で発生する変形モードの特徴は、リム部や歯部が周方向に波打つ形状になることが分かる。従って、鉄道車両の常用車速域に相当する噛み合い周波数範囲に、その固有振動数が入らない大歯車とするためには、大歯車がこのモード変形を抑制できるような構造、すなわちリム部や歯部の剛性を現状の大歯車より増大させればよい。

そのためには、図６に示した歯幅３ｂｄを大きくすることによって剛性を大きくするか、または図６に示したリム部３ｂａの厚み（半径方向長さ）を大きくして剛性を大きくする等の手段を講じれば良い。

上記の大歯車を用いた本発明の鉄道車両用歯車装置の効果を確認するために、発明者らは、図１に示した実験結果が得られた大歯車を対象に、以下に説明する発明品を試作し、打撃試験を行なった。

使用する大歯車は、対象とする車両や最高走行速度、または台車に使用されるモータ最大トルクによって変わるが、ここでは以下の大歯車を対象とした。

（１）基本仕様
公的規格ＪＩＳ Ｂ１７０１−２に示されたモジュールの標準値：６
基準ピッチ円直径：約５２０mm
歯数：８０枚

（２）歯幅
使用条件によって変わるが、鉄道車両に使用される歯車の歯幅は一般的には５０〜１００mmの範囲であるため、本打撃試験では７０mmとした。

（３）リム部の厚み（図６において３ｂａで示す矢印の距離）
公知文献（和栗明編著「歯車の設計・製作とその耐久力」、養賢堂、１９８０年）に準拠し、歯幅ｂに対して、リム部の厚みを歯幅の０．１〜０．４倍とした値を用いて設計した。

（４）歯車断面
図８に示したリム部のモード変形を抑制するため、図９および図１０に示す断面とした。
図９に示したものは、想像線で示す現状の大歯車のリム部よりも、リム部３ｂａを半径方向に伸ばして厚くしたものである。なお、リム部３ｂａの長さに制約はなく、板部３ｂｂの全てを覆うものでも構わないが、重量の制約から適正値を決めればよい。

図１０に示したものは、想像線で示す現状の大歯車の歯幅（リム部の幅）よりも、歯幅３ｂｄを軸方向に伸ばしたものである。なお、リム部３ｂａの全てを軸方向に延ばしたものでも構わないが、図１０に示すように、歯の加工上の問題から歯底位置から半径方向の内側のみを伸ばしたものが望ましい。また、リム部３ｂａの幅方向の伸長距離には制約はないが、重量及び本歯車を納める歯車箱の容量、幅等から適正値を決めればよい。

まず、有限要素法によって、図９および図１０に示した大歯車の固有値解析を行い、周波数と加速度の関係を整理した。併せて有限要素法に使用する解析モデルから体積を求め、密度を乗じて重量に換算し、現状品からの重量増加率も求め、同時に整理した。

次に、その結果から大歯車を製作し、車軸にこの大歯車を取り付けた状態で、周波数と加速度の関係を調査することによって、現状品からの改善効果を確認した。

１）リム部の厚みを半径方向に伸ばしたもの（図９に相当する構造）
図１１、図１２にリム部の厚み増加率と固有振動数の増加率の関係を示す。ここで、図１１は現状品に対してリム部を半径方向に伸ばした図９に示した大歯車、図１２は図９に示した大歯車の板部に直径が６５mmの孔を９つ穿孔した上で同様の評価をしたものである。ただし、一般にはリム部の厚さは図６に示したように歯先からの領域を対象とする場合もあるが、図１０、図１１とも歯底からの距離で整理した。

また、リム部の厚みを大きくすると、当然歯車の質量も増加する。歯車装置の設計に際しては当然質量も考慮する必要があるため、図１１、図１２にはリム部の厚み増加率と質量増加率の関係を併せて示した。ここで、図１１に示した関係から所望する固有振動数増加率を得ても、設計上の質量の制約より軽量化を図る必要があれば、図１２から軽量化を検討すればよい。図１１と図１２より、軽量化を目的として板部に穿孔しても、固有振動数の増加率は穿孔しない場合に比較してほぼ同様の結果を得ることができることが分かる。

２）歯幅を歯車軸方向に伸ばしたもの（図１０に相当する構造）
図１３、図１４に歯幅の増加率と固有振動数の増加率の関係を示す。ここで、図１３は現状品に対して歯幅の厚みを大きくした図１０に示した大歯車、図１４は図１０に示した大歯車の板部に直径が６０mmの孔を９つ穿孔した上で同様の評価をしたものである。ただし、図１０に示すように、リム部３ｂａの厚み方向の距離Ｌは、（基準ピッチ円直径Ｐａ−リム部の端面までの直径Ｄａ）／２とした。

また、歯幅の厚みを大きくすると、当然歯車の質量も増加するため、リム部の場合と同様に図１３、図１４には歯幅の増加率と質量増加率の関係を併せて示した。ここで、図１３に示した関係から所望する固有振動数増加率を得ても、設計上の質量の制約より軽量化を図る必要があれば、図１４から軽量化を検討すればよい。図１３と図１４より、軽量化を目的として板部に穿孔しても、固有振動数の増加率は穿孔しない場合に比較してほぼ同様の結果を得ることができることが分かる。

３）形状改良の方法
所望する固有振動数増加率は、適用する車両の緒元によって変わるため、図１１〜図１４に示した関係を用いてリム部の厚みあるいは歯幅を選定し、適切な固有振動数に調整すればよい。このとき、リム部の厚み増加率や歯幅の増加率に対する制限は全くなく、設計緒元である重量、大歯車を収める歯車箱の容量、幅等から適正値を決めればよい。

４）図１１のＡに相当する割合だけリム部の厚みを増加した大歯車を試作し、打撃試験を実施した結果
図１１のＡに相当する割合だけリム部の厚みを増加した大歯車を製作し、車軸に取り付けた状態で周波数と加速度の関係を整理し、さらに図１に示した現状品の打撃試験結果と比較した。

その結果を図１５に示すが、図１に示した周波数ｂに現れた固有振動数は、図１５のＡにシフトされており、本発明の効果を確認することができた。
なお、他仕様の歯車に対しても同様の方法を用いれば問題解決が図れることはいうまでもない。

本発明は上記の例に限らず、各請求項に記載された技術的思想の範囲内で、適宜実施の形態を変更しても良いことは、言うまでもない。

以上の本発明は、鉄道車両用の歯車装置に限らず、どのような歯車装置にも適用できる。

大歯車の打撃試験結果の一例を示した図である。 公知文献に示された打撃試験の説明図である。 車両の常用速度範囲の周波数範囲について説明する図である。 歯車の噛み合い周波数に対して、大歯車の固有振動数と車両常用速度における噛み合い周波数が重なり合う範囲があることを説明するために図１と図３を重ね合わせた図である。 公知文献に示された歯車装置の要部の断面図である。 公知文献に示された大歯車の断面図である。 有限要素解析に用いた大歯車の形状を示した斜視図である。 図４のｂに示した固有振動数における大歯車のモード変形図である。 本発明の構造を有する大歯車形状の一例を説明する断面図である。 本発明の構造を有する大歯車形状の他の例を説明する断面図である。 図９に示した例（板部に孔を穿孔しないもの）におけるリム部の厚み増加率と固有振動数増加率との関係を示した図である。 図９に示した例（板部に孔を穿孔したもの）におけるリム部の厚み増加率と固有振動数増加率との関係を示した図である。 図１０に示した例（板部に孔を穿孔しないもの）におけるリム部の厚み増加率と固有振動数増加率との関係を示した図である。 図１０に示した例（板部に孔を穿孔したもの）におけるリム部の厚み増加率と固有振動数増加率との関係を示した図である。 図１１に示したＡの特徴を有する歯車を用いた歯車装置の打撃試験結果を示した図である。 歯車装置の基本構成を説明する図である。

符号の説明

３ 歯車装置
３ｂ 大歯車
３ｂａ リム部
３ｂｄ 歯幅

Claims (5)

1. 鉄道車両用歯車装置において、
   当該鉄道車両の常用車速域に相当する噛み合い周波数範囲内に、前記歯車装置の大歯車の固有振動数が入らないように、当該大歯車を構成したことを特徴とする鉄道車両用歯車装置。
2. 前記大歯車のリム部又は歯部、或いはリム部及び歯部の剛性を増大させることで、鉄道車両の常用車速域に相当する噛み合い周波数範囲内に大歯車の固有振動数が入らないようにすることを特徴とする請求項１に記載の鉄道車両用歯車装置。
3. 前記大歯車の歯部を大きくすることで歯部の剛性を増大させることを特徴とする請求項２に記載の鉄道車両用歯車装置。
4. 前記大歯車のリム部の厚みを半径方向に大きくすることでリム部の剛性を増大させることを特徴とする請求項２に記載の鉄道車両用歯車装置。
5. 請求項１〜４の何れかに記載の鉄道車両用歯車装置を搭載したことを特徴とする鉄道車両用台車。