JP2002021871A - 鉄道車両用歯車形撓み軸継手 - Google Patents
鉄道車両用歯車形撓み軸継手Info
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D3/00—Yielding couplings, i.e. with means permitting movement between the connected parts during the drive
- F16D3/16—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts
- F16D3/18—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts the coupling parts (1) having slidably-interengaging teeth
- F16D3/185—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts the coupling parts (1) having slidably-interengaging teeth radial teeth connecting concentric inner and outer coupling parts
Abstract
クラッシュ化、低アンバランス化を達成すること。 【解決手段】 ほぼ同一軸線上に対向配置された二つの
軸を接続する歯車形撓み軸継手である。外歯歯車3a,
4aのピッチ円曲線を構成する歯幅中央の主クラウニン
グ半径R1 を小さくなす。この外歯歯車3a,4aと、
これと対を成す内歯歯車5a,6aの精度を共に向上さ
せてバックラッシュを小さくする。 【効果】 歯面接触応力は許容値以内を確保しつつも、
従来のものよりも小バックラッシュ化と低アンバランス
化を達成できる。その結果、無負荷時あるいは軽負荷時
に、バックラッシュが原因で発生する、チャタリングや
振れ回り振動が抑制され、振動や騒音を低減できる。
Description
おいてほぼ同一軸線上に対向する軸と軸の間に介設さ
れ、ばね変位などによる両軸間の相対変位を許容し、か
つ、モータのトルクを伝達する鉄道車両用継手におい
て、歯車を用いてその機能を満足する鉄道車両用歯車形
撓み軸継手に関するものである。
相対向する一対のモータ軸1と歯車装置の小歯車軸2の
軸端に、それぞれ外歯歯車3a,4aを有する内筒3,
4を例えばテーパ焼嵌めにより装着し、これら内筒3,
4のそれぞれの外歯歯車3a,4aに噛み合う内歯歯車
5a,6aを有する外筒5,6を遊動可能に配置するこ
とにより、台車枠変位により生じるモータと歯車装置間
の軸方向、径方向の相対変位を許容する構造である。な
お、図1中の7,8は特殊ナット、9,10は中心板を
示す。
な状態となって、モータ軸1と歯車装置の小歯車軸2の
相対変位を許容するため、歯の一部は、図3に示したよ
うに傾き、動作角θが大きくなるにつれて外歯3aa,
4aaと内歯5aa,6aaの隙間が小さくなる。そし
て、最大動作角θが発生した際にも外歯3aa,4aa
と内歯5aa,6aaが干渉しないことが必要であり、
このような条件を満足するように外歯3aa,4aaと
内歯5aa,6aaの歯厚が決定される。
aと内歯5aa,6aaの歯厚を決定した場合、動作角
θが小さくなってゆくと、内歯5aa,6aaと外歯3
aa,4aa間の隙間が大きくなってゆき、動作角θが
0°となった際に前記隙間は最大となる。そして、その
際の隙間量をバックラッシュδと称しているが(図4参
照)、このバックラッシュδにより振動や騒音が大きく
なる場合がある。
荷によって、外歯と内歯に拘束力が発生して自動調心さ
れるので、バックラッシュδの影響は小さいが、製作誤
差による偏心量のため、振れ回り振動が発生する。しか
し、その偏心量は小さく、振動レベルは小さい。
は、バックラッシュδによる遊隙のため、図5に示すよ
うに、歯部のばね作用により、内筒3,4に対し外筒
5,6はバックラッシュδ分だけ円周方向に回転し、同
一歯の逆の面に当たる。そして、逆方向の歯のばね作用
が発生し逆方向に回転する。以上のことを繰り返すこと
によって、回転方向のチャタリングが発生する。
ックラッシュδの1/2だけ芯ずれが生じるので、外筒
5,6が振れ回って振れ回り振動が発生し、騒音の発生
源になる。そして、これらの振動は、継手のみならず歯
車装置、モータ、車体等へも伝播することがあり、伝播
した場合には乗客の快適性が損なわれる。
は、従来は、歯部を熱処理した後に外歯歯車3a,4a
と内歯歯車5a,6aを組合わせて共ラッピングを施工
し、夫々の歯のなじみをつけることにしている。しかし
ながら、各歯には熱処理による歪等があることから、図
7に示したように、理論上の位置(細線)から相違した
位置(実線)に実際の歯面が存在する、すなわち、ピッ
チ誤差が発生していることになる。
には、理論上は全ての歯が均一に当ることになるが、実
際にはピッチ誤差があるので、このピッチ誤差が大きい
場合には、各歯車対が均一には当接せずに、ある歯車対
の荷重分担は大きく、また、歯車対によっては接触して
いない場合もある。すなわち、理論上の全ての歯車対が
均一に当接する場合に比べて荷重分担が大きい歯車が存
在することになり、当然にその歯車では歯面接触応力が
大きくなってしまう。
容するため、例えば図8や図9に示したように、外歯3
aa,4aaに円弧R1 やR2 にてクラウニングを施し
ており、外歯歯車3a,4aのピッチ円直径上における
軸方向円筒断面で歯筋形状を見ると図4に示したような
形状になっている。
央の主クラウニング半径R1 が小さいほどバックラッシ
ュδを小さくできるが、歯幅中央の主クラウニング半径
R1が小さくなると歯面接触応力が大きくなってしまう
ので、歯幅中央のクラウニング半径R1 を小さくするに
は強度面で限界がある。
を可能な限り小さくすることを目指し、歯面接触応力が
限界を超えない程度に歯幅中央の主クラウニング半径R
1 を小さくしている。しかしながら、ラッピング仕上げ
のように歯車精度が悪いと同一設計形状でも特定の歯で
歯面接触応力が大きくなってしまう。そのため、クラウ
ニング形状を工夫することのみで小バックラッシュ化を
達成するには限界があり、低騒音化するにも限界があっ
た。また、従来は、強度面より、歯幅中央の主クラウニ
ング半径R1 は外歯の歯幅cよりもかなり大きくなされ
ていた。
周面の中心C2 に対して歯車の中心C1 の理想位置から
のずれ量つまり偏肉が発生し、アンバランス量が大きく
なる。特に図10に示したように径が大きく質量も大き
い外筒5,6についての偏肉が大きくなると、アンバラ
ンス量が大きくなり、軸継手としての振動や騒音が大き
くなってしまう。
の歯車形撓み軸継手では、歯部のバックラッシュδによ
る遊隙が存在するため、無負荷あるいは軽負荷の場合
に、歯部のばね作用によるチャタリングや、外筒の芯ず
れによる振れ回り振動により、振動や騒音が大きくなる
場合がある。
形状では、歯筋曲線の接線角度変化を大きく与えること
が出来ないので、動作角θが大きくなった場合であって
も外歯歯車と内歯歯車が干渉しないようにするために、 1)ピッチ円曲線の歯幅中央の主クラウニング半径R1
を小さくすることで、歯筋曲線の接線角度変化を大きく
し、動作角θが大きい場合でも歯が干渉しないようにす
るか、あるいは、 2)歯厚を全幅で薄くして歯が干渉しないようにして、
バックラッシュδが大きくなるのを容認する。という方
法を採用していた。
ニング半径R1 をただ単に小さくした場合には、外歯歯
車を創成するラック歯形を直線とする場合、歯筋曲線が
尖って干渉したり、歯面間の相対曲率半径が小さくなる
ために接触面圧が増大して歯面の負荷能力が減少するな
どの不都合が生じる。現在の鉄道車両用継手の使用条件
を踏まえると、歯幅中央の主クラウニング半径R1 の大
きさは、小さくともせいぜい歯幅cの1.25倍程度で
あり、歯幅cよりもかなり大きくなってしまっている。
は、バックラッシュδが大きくなるので、振動や騒音が
大きくなってしまうという欠点があった。
なるようなピッチ円曲線で、バックラッシュδを最小値
にすることとしているが、近年、鉄道車両用台車の乗心
地改善のため、軸ばね剛性が小さくなり、本継手に要求
される許容動作角θが大きくなってくる傾向にあるの
で、バックラッシュδを小さくするには限界があり、振
動や騒音問題が発生している。
外歯と内歯のなじみをとる程度であることから、ピッチ
誤差のばらつきが大きく、また、表面粗さが大きいの
で、歯面接触応力は高い傾向になり、歯車形状の工夫だ
けでは強度面から小バックラッシュ化には限界があっ
た。また、歯車精度が悪いため、偏肉が大きくなり、継
手本体のアンバランス量も大きくなるので、振動や騒音
が大きくなっていた。
は、外歯歯車のクラウニング形状についての改良で小バ
ックラッシュ化、低振動、低騒音化を果たしているが、
形状の工夫のみでは限界があった。
たものであり、歯面接触応力は許容範囲内に保って、小
バックラッシュ化、低アンバランス化を達成できる歯車
形撓み軸継手を提供することを目的としている。
ために、本発明の鉄道車両用歯車形撓み軸継手は、外歯
歯車のピッチ円曲線を構成する歯幅中央の主クラウニン
グ半径R1 を小さくなすと共に、この外歯歯車と、これ
と対を成す内歯歯車の精度を共に向上させてバックラッ
シュを小さくすることとしている。そして、このように
することで、少なくとも従来と同等の強度を確保できる
のと共に、無負荷時或いは軽負荷時に、バックラッシュ
が原因で発生するチャタリングや振れ回りを抑制でき
る。
継手は、ほぼ同一軸線上に対向配置された二つの軸を接
続する歯車形撓み軸継手であって、外歯歯車のピッチ円
曲線を構成する歯幅中央の主クラウニング半径R1 を小
さくなすと共に、この外歯歯車と、これと対を成す内歯
歯車の精度を共に向上させてバックラッシュを小さくし
たものである。
内歯歯車と外歯歯車の精度を向上させるので、表面粗さ
が小さくなり、また、特にピッチ誤差が向上する。その
結果、各歯車の荷重分担が均等になって、最大歯面接触
応力が低減する。そして、最大歯面接触応力が低減する
ことで、歯面接触応力に余裕ができることになって、外
歯歯車における歯幅中央の主クラウニング半径R1 を小
さくしても強度上問題がなくなり、バックラッシュを小
さくできる。バックラッシュが小さくなると、歯厚がバ
ックラッシュ分増加できる結果、歯元応力が低減し、従
来以上の強度を確保できることになる。
手では、バックラッシュが小さくなることで、無負荷時
或いは軽負荷時に、バックラッシュが原因で発生するチ
ャタリングや振れ回りを抑制でき、振動や騒音を低減す
ることができる。
手のように、歯車精度を向上させると歯溝の振れが小さ
くなるので、特に質量や外径が大きい外筒の外周面の中
心に対して歯車中心の理想位置からのずれ量、つまり偏
肉が小さくなる結果、アンバランス量が小さくなり、振
れ回り振動が低減し、低振動、低騒音化が図れるという
効果もある。
て考えると、上記した本発明の鉄道車両用歯車形撓み軸
継手において、外歯歯車の歯幅中央での主クラウニング
半径R1 は歯幅cの0.5〜1.25倍、具体的には1
0〜25mm、バックラッシュは0.3〜0.6mm、
歯車の精度は、中心線平均粗さRaが1.6μm以下
で、かつ、単一ピッチ誤差が10μm以下、中心線平
均粗さRaが1.6μm以下で、かつ、歯溝の振れが2
8μm以下、中心線平均粗さRaが1.6μm以下
で、かつ、単一ピッチ誤差が10μm以下、歯溝の振れ
が28μm以下であること、の少なくとも何れか一つを
満足することが望ましい。
いて、外歯歯車の歯幅中央での主クラウニング半径R1
、バックラッシュ、歯車の精度が上記した範囲内であ
ることが望ましいのは、以下の理由による。
径R1 が歯幅cの0.5倍未満の場合には、歯面接触応
力σを許容範囲内に収めることが難しいからであり、反
対に1.25倍を超えた場合には、現行の鉄道車両用歯
車形撓み軸継手と大差がなくなるからである。
両では、使用条件の変更、特に動作角が小さくならない
限り、バックラッシュをあまり小さくしすぎると、潤滑
不良のため焼付が考えられるので、バックラッシュは
0.3mmが限度であるからである。反対にバックラッ
シュが0.6mmを超えた場合には、現行の鉄道車両用
歯車形撓み軸継手と大差がなくなるからである。
る中心線平均粗さRaが1.6μmを超えた場合には、
最大歯面接触応力が増大してしまうからである。
車における中心線平均粗さRaが1.6μm以下で、か
つ、単一ピッチ誤差が10μm以下の場合、中心線平
均粗さRaが1.6μm以下で、かつ、歯溝の振れが2
8μm以下の場合、中心線平均粗さRaが1.6μm
以下で、かつ、単一ピッチ誤差が10μm以下、歯溝の
振れが28μm以下の場合、の何れかである場合に、各
歯車の荷重分担が均等になって最大歯面接触応力が低減
したり、外筒の偏肉が小さくなってアンバランス量が小
さくなった。
いて説明する。負荷及び外歯歯車の主クラウニング半径
R1 を一定(負荷:5000N・m、主クラウニング半
径R1 :1.85c)にして、内歯歯車の単一ピッチ誤
差を変化させた場合の歯面接触応力σの変化を図11に
示す。図11より、内歯歯車の単一ピッチ誤差が小さく
なるほど歯面接触応力σが小さくなってゆくことは明ら
かである。上記したように負荷及び外歯歯車の主クラウ
ニング半径R1 を一定とした場合、内歯歯車における単
一ピッチ誤差を現状の20μmから10μmへと減少さ
せた場合には、歯面接触応力σは、0.87σa(σ
a:許容歯面接触応力)から0.77σaと約10%低
減することができる。
を変化させた場合の歯面接触応力σとバックラッシュδ
の関係についての一例を以下に示す。下記表1における
No.2では内歯歯車と外歯歯車の仕上精度を向上させ
た場合における効果をみるために、No.1の現行継手
よりも内歯歯車と外歯歯車の単一ピッチ誤差と歯溝の振
れを、単一ピッチ誤差は現行継手の20μmから10μ
mに、また、歯溝の振れは現行継手の57μmから28
μmに低減させた。
歯車と外歯歯車の仕上精度を向上させることで強度的に
余裕ができるため、No.1の現行継手よりも内歯歯車
の単一ピッチ誤差と歯溝の振れをNo.2と同様に低減
させるのと共に、歯幅をNo.1の現行継手の0.8倍
に小さくして中心間距離x(図1参照)を現行継手の
1.03倍に広げた条件で検討した。なお、下記表1に
は、外歯歯車の主クラウニング半径R1 が同一の場合に
おける、バックラッシュδと歯面接触応力σの検討結果
を併せて示している。
主クラウニング半径R1 が減少してゆくと、No.1〜
No.3のいずれの場合も、歯面接触応力σ(図12に
おける実線)は反比例して増加してゆくことが判る。こ
れに対してバックラッシュδ(図12における破線)は
比例して小さくなってゆく。
が同一の大きさの場合について検討すると、図12に実
線で示す歯面接触応力σは、歯車の単一ピッチ誤差や歯
溝の振れといった精度による相違をみると、表1におけ
るNo.1に比べてNo.2では10%以上低減するこ
とが判る。しかしながら、図12より明らかなように、
バックラッシュδの低減率は2〜3%である。
下であればよいので、外歯歯車の主クラウニング半径R
1 を小さくすることにより歯面接触応力σが増加して
も、歯面接触応力σが許容値以下であれば強度上は問題
はない。従って、許容値の範囲内で外歯歯車の主クラウ
ニング半径R1 を小さくすることによりバックラッシュ
δを小さくすることができる。
の場合について考えると、No.1に比べてNo.2の
場合に歯面に強度的に余裕ができるのは、歯車の精度を
向上させることにより各歯の荷重が均等になり、最大荷
重が低減したためである。従って、歯元応力も同様に低
減し、強度的に余裕ができるので、歯幅を小さくするこ
とができて中心間距離xを大きくとることができ、動作
角θは小さくなる。すなわち、表1におけるNo.3で
ある。
ラウニング半径R1 が同一の場合について考えると、図
12より明らかなように、バックラッシュδはNo.1
と比べて6〜8%、No.2と比べても4〜5%低減す
る。同様に歯面接触応力σもNo.1と比べて13%以
上、No.2と比べても3%以上低減する。
を設計すると、歯面接触応力σの許容値から考えて外歯
歯車の主クラウニング半径R1 は、歯車の精度を向上さ
せた場合には、歯幅cに対して0.5〜1.25倍程度
となる値まで小さくしても問題はなくなり、バックラッ
シュδも大幅に低減できることが判った。
のAとなるような主クラウニング半径R1 で外歯歯車が
設計されていた場合、歯車の精度を向上させたNo.2
ではB点で、さらに、歯車の精度向上と共に歯幅を小さ
くして中心間距離を広げたNo.3ではC点で設計する
ことが可能になり、外歯歯車の主クラウニング半径R1
はNo.1の現行継手に比べてNo.2では約22%、
No.3では約30%小さくでき、また、バックラッシ
ュδはNo.1の現行継手(δA )に比べてNo.2で
は約20%(δB )、No.3では約28%(δC )低
減することができる。
精度向上により歯溝の振れを現状継手の57μmから2
8μmにすることで、図10に示したような外周面の中
心に対して歯車中心の理想位置からのずれ量つまり偏肉
が小さくなる結果、アンバランス量が小さくなり、振れ
回り振動が低減し、低振動、低騒音化が図れる。
図8にR1 、R2 で示した2個の円弧でクラウニングを
施したものに限らず、図9に示したような1個(R1 )
のみの円弧でクラウニングを施したものや、図示省略し
たが、多数の円弧でクラウニングを施したものでも、同
様の効果を奏することは言うまでもない。また、歯車の
精度を向上させる手法としては、特に限定されるもので
はないが、研削仕上げなどが有効である。
み軸継手によれば、歯面接触応力は許容値以内を確保し
つつも、従来のものよりも小バックラッシュ化と低アン
バランス化を達成することができる。そしてその結果、
無負荷時あるいは軽負荷時に、バックラッシュが原因で
発生する、チャタリングや振れ回り振動が抑制され、振
動や騒音を低減することができるようになる。
である。
ある。
説明図である。
図である。
示す図である。
態を示す図である。
示す概念図である。
を示す図である。
を示す図である。
す図である。
図である。
接触応力の関係を示す図である。
Claims (6)
- 【請求項1】 ほぼ同一軸線上に対向配置された二つの
軸を接続する歯車形撓み軸継手であって、外歯歯車のピ
ッチ円曲線を構成する歯幅中央の主クラウニング半径R
1 を小さくなすと共に、この外歯歯車と、これと対を成
す内歯歯車の精度を共に向上させてバックラッシュを小
さくしたことを特徴とする鉄道車両用歯車形撓み軸継
手。 - 【請求項2】 外歯歯車の歯幅中央での主クラウニング
半径R1 が歯幅cの0.5〜1.25倍であることを特
徴とする請求項1記載の鉄道車両用歯車形撓み軸継手。 - 【請求項3】 バックラッシュが0.3〜0.6mmで
あることを特徴とする請求項1又は2記載の鉄道車両用
歯車形撓み軸継手。 - 【請求項4】 歯車の精度は、中心線平均粗さRaが
1.6μm以下で、かつ、単一ピッチ誤差が10μm以
下であることを特徴とする請求項1〜3の何れか記載の
鉄道車両用歯車形撓み軸継手。 - 【請求項5】 歯車の精度は、中心線平均粗さRaが
1.6μm以下で、かつ、歯溝の振れが28μm以下で
あることを特徴とする請求項1〜3の何れか記載の鉄道
車両用歯車形撓み軸継手。 - 【請求項6】 歯車の精度は、中心線平均粗さRaが
1.6μm以下で、かつ、単一ピッチ誤差が10μm以
下、歯溝の振れが28μm以下であることを特徴とする
請求項1〜3の何れか記載の鉄道車両用歯車形撓み軸継
手。
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---|---|---|---|
JP2000206911A JP2002021871A (ja) | 2000-07-07 | 2000-07-07 | 鉄道車両用歯車形撓み軸継手 |
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JP (1) | JP2002021871A (ja) |
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2000
- 2000-07-07 JP JP2000206911A patent/JP2002021871A/ja active Pending
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