JP2018138810A - 平行カルダン駆動方式の鉄道車両用歯車装置 - Google Patents

Abstract

【課題】モジュールが４〜８、圧力角が２０〜３０°及びねじれ角が１５〜３０°の歯車諸元を夫々有する、対をなすはすば小歯車１とはすば大歯車２とを備える平行カルダン駆動方式の鉄道車両用歯車装置において、二次元的な歯面修整だけで大歯車と小歯車とが噛み合うときに発生する振動と騒音とを低減できる低コストのものを提供する。【解決手段】本発明の鉄道車両用歯車装置ＧＭは、はすば小歯車１の歯筋方向の歯面１１が単一の円弧曲線で表される、はすば小歯車の歯幅方向全幅の５５％以上の範囲に亘る円弧曲線形状のクラウニング修整面ＧＷ１と、歯幅方向両端側の残存部分のレリービング修整面ＧＷ２とを有する。クラウニング修整面の修整量Ｒは式（１）の範囲内に設定される。【選択図】図２

Description

本発明は、モジュールが４〜８、圧力角が２０〜３０°及びねじれ角が１５〜３０°の歯車諸元を夫々有する一対のはすば大歯車とはすば小歯車を備える平行カルダン駆動方式の鉄道車両用歯車装置に関する。

平行カルダン駆動方式の鉄道車両は、車台に固定の主電動機で発生するトルクを、撓み軸継手、歯車装置を介して車軸に伝達し、車軸に設けた車輪を回転させてレール上を走行する。このような鉄道車両に用いられる歯車装置（以下、単に「歯車装置」という）は、対をなすはすば大歯車（以下、単に「大歯車」という）とはすば小歯車（以下、単に「小歯車」という）とを備え、互いに噛み合いながら回転してトルクを伝達する。この場合、撓み軸継手に連結される回転軸に固定の小歯車と車軸に固定の大歯車とは歯車箱内に収納され、小歯車の軸方向両側に位置する回転軸部分が夫々第１の円錐ころ軸受を介して歯車箱に軸支されると共に、大歯車の軸方向両側に位置する車軸部分が夫々第２の円錐ころ軸受を介して歯車箱に軸支される。

この種の歯車装置では、例えば、温度変化に起因して円錐ころ軸受に給油するための潤滑油の粘度が変動して潤滑不良を引き起こすと、円錐ころ軸受が焼き付くといった不具合を招く。そこで、このような歯車装置では、第１及び第２の両円錐ころ軸受の内輪及び外輪と、ころとの夫々の軸方向間隙、所謂エンドプレー値（σｓ）の調整をシムによって行い、一般的な産業用歯車装置におけるエンドプレー値（２０〜３０μｍ）と比較して非常に大きなエンドプレー値（例えば、小歯車側では、σｓ：６０〜１７０μｍ、大歯車側では、σｓ：８０〜２１０μｍ）となるように組み立てることが一般的である。エンドプレー値を大きく設定した場合、円錐ころ軸受の回転軸周りのがたつきが大きくなり、これに伴って小歯車の回転軸の軸心での傾きも大きくなる。その結果、走行時（小歯車の回転時）、撓み軸継手が振動すると、小歯車に大きな歳差運動が生じ、対をなす大歯車と小歯車との噛み合いに悪影響を及ぼすことになる。

ここで、大歯車側では、そのエンドプレー値が小歯車のエンドプレー値と比較して一層大きく設定されるが、通常、大歯車が固定の車軸はそれ自体の軸長寸法が長く、しかも、車軸の両側に夫々外挿される車輪を介してレールで支持されている等のため、エンドプレー値を大きく設定しても、対をなす大歯車と小歯車との噛み合いに及ぼす悪影響は殆どないものと見做すことができる。このため、大歯車側に対しては、歯丈方向の歯面における歯形修整や、歯筋方向の歯面に対してクラウニング及びレリービング修整を施さず、小歯車に対してのみ、歯丈方向の歯面に対する歯形修整と、歯筋方向の歯面に対してクラウニングとレリービング修整とを施し、大歯車と小歯車との噛み合いを改善させることが従来から行われている。

即ち、小歯車に対しては、例えば、歯先の所定範囲と歯元の所定範囲とを歯幅全体の歯筋方向に亘って一律な形状で所定値（例えば、歯幅が７０ｍｍの場合、２０〜３０μｍ）の歯形修整を施し、歯筋方向の歯面に、歯幅方向中央領域を円弧曲線（例えば、半径Ｒ≒１７６８５ｍｍ）で所定値（例えば、２０μｍ）のクラウニングを施すと共に歯幅方向両端側を当該クラウニング時の円弧曲線とは異なる半径の円弧曲線で所定値（例えば、５０μｍ）のレリービング（修整）を施し、歯幅両端面でのクラウニングとレリービングと加算した歯筋方向の修整量を所定値（例えば、７０μｍ）として二次元的な歯面修整を施している。

ところで、近年では、鉄道車両の更なる速度向上の要請による電動機の高速回転化に伴い、小歯車の回転数が上昇の一途を辿っている。このため、大歯車と小歯車との間でトルク伝達を行う際に、上記のような歯形修整では、歯当たり領域の面積が小さくなって噛合い率の低下を招来し、大歯車と小歯車とが噛み合うときに発生する振動と騒音のオーバーオール値が大きくなり、しかも、オーバーオール値の主成分である、大歯車と小歯車とが噛み合うときに発生する騒音の周波数が２０００〜３０００Ｈｚの範囲に高周波化しているという問題が生じている。このような周波数帯域の騒音は、等ラウドネス曲線にて人間の聴覚が最も敏感となるものであり、同一のホン単位において１０００Ｈｚ以下の周波数帯域の騒音と比較して、１０倍程度うるさい騒音として人間が感知するため、不快感を与える。

従来、大歯車と小歯車とが噛み合うときに発生する振動と騒音とを低減する方法として、はすば歯車の歯面に対し、歯幅方向接触線ピッチの整数倍の幅の完全接触線領域を残し、この完全接触線領域以外の歯面で噛合い時に接触が起こらない３次元的なバイアス歯面修整を施すこと（つまり、歯筋方向位置によって逐次歯丈方向歯面における歯形形状が異なる、所謂バイアスアウトという三次元的な歯面修整を施すこと）が特許文献１で知られている。また、はすば歯車の歯面の有効噛み合い範囲に対して、歯面の噛み合い接触線方向に５〜２０μｍのクラウニングを施工し、この噛み合い接触線方向のクラウニングと、歯先及び歯元修整と歯筋修整のためのクラウニングとを加えた後の最大バイアス修整量が１０〜４０μｍとなるように、歯面に修整を施すこと（つまり、歯筋方向位置によって逐次歯丈方向歯面における歯形形状が異なる、所謂バイアスインという三次元的な歯面修整を施すこと）が特許文献２で知られている。

上記各特許文献記載のものはいずれも三次元的な歯面修整を施すため、従来から広く用いられている二次元的な歯面修整が可能な歯車研削盤（例えば、ＮＩＬＥＳ ＺＥ４００）ではもはや加工できない。このため、高価かつ高性能な歯車研削盤が必要となり、設備投資に多大なコストがかかる。しかも、三次元的な歯面修整を施すときの加工は、二次元的な歯面修整を施す場合と比較して多大な時間を要し（少なくとも５倍以上の加工時間）、生産性が格段に低下する。その結果、はすば歯車製作に多大なコストがかかるという問題がある。

そこで、本願の出願人は、はすば小歯車の歯筋方向の歯面に、単一の正弦関数で表される、はすば小歯車の歯幅方向全幅の５５％以上の範囲に亘る正弦曲線形状にてクラウニングを施す共に、歯幅方向両端側の残存部分を円弧形状にてレリービングを施して構成することを提案した（特許文献３参照）。ここで、上記歯車研削盤（ＮＩＬＥＳ ＺＥ４００）を用いて、はすば小歯車の歯筋方向の歯面に単一の正弦曲線形状にてクラウニングを施す場合、座標値入力された最寄りの３点の入力座標点を通過する軌跡から描かれる近似的な円弧曲線にて逐次に研削成形されていくことになる。このため、高精度で研削成形するためには可及的に数多くの入力座標点が必要となる。

然しながら、上記歯車研削盤では、入力できる座標点数に限界（４６点程度）がある。仮に正弦曲線形状にてクラウニングを施すための入力座標点を１１点とし、歯幅方向両端側の残存部分を半径の異なる二つの円弧形状を夫々組み合わせてレリービングを施すため、歯幅両端側に各々２点の入力座標点を追加して入力座標点の合計を１５点とした場合、初品のはすば小歯車を試し研削して、量産用の本研削の歯面形状を割り出し決定するには、上記三次元的な歯面修整を施す場合程ではないものの、未だ比較的長い時間を要するという問題がある。このため、生産性を更に向上し、更なる低コスト化を図るために改良の余地がある。

特許第２９６５９１３号公報 特許第４９５２３６２号公報 国際公開２０１５／１５８０６

本発明は、以上の点に鑑み、二次元的な歯面修整だけで大歯車と小歯車とが噛み合うときに発生する振動と騒音とを低減することができる機能を損なうことなく、更に生産性が良くて低コスト化が図れる平行カルダン駆動方式の鉄道車両用歯車装置を提供することをその課題とするものである。

上記の課題を解決するために、本発明は、モジュールが４〜８、圧力角が２０〜３０°及びねじれ角が１５〜３０°の歯車諸元を夫々有する、対をなすはすば小歯車とはすば大歯車とを備える平行カルダン駆動方式の鉄道車両用歯車装置において、はすば小歯車の歯筋方向の歯面は、単一の円弧曲線で表される、はすば小歯車の歯幅方向全幅の５５％以上の範囲に亘る円弧曲線形状のクラウニング修整面と、歯幅方向両端側の残存部分のレリービング修整面とを有し、前記はすば小歯車が回転しながら歳差運動することで生じ得るはすば大歯車に対する歯筋方向の最大隙間をＣｍ、圧力角をα、ねじれ角をβ、はすば小歯車がはすば大歯車と接触するときに変形する度合に対して影響度係数をＡ，Ｂとした場合、前記歯幅両端面でのクラウニングとレリービングとを加算した歯筋方向の修整量Ｒは、
の式（１）の範囲内に設定されることを特徴とする。

本発明によれば、例えば、従来から広く用いられている歯車研削盤（例えば、ＮＩＬＥＳ ＺＥ４００）により、はすば小歯車の歯筋方向の歯面に、単一の円弧曲線で表される、はすば小歯車の歯幅方向全幅の５５％以上の範囲に亘る円弧曲線形状にクラウニングを施してクラウニング修整面を切削成形する場合、最寄の３点の入力座標点を通過する軌跡から描くことができるため、入力座標点は３点で済む。そして、歯幅方向両端側の残存部分を、例えば、半径の異なる二つの円弧形状を夫々組み合わせてレリービングを施してレリービング修整面を切削成形する場合、歯幅方向両端側に各々２点の入力座標点を追加すれば良い。このため、必要とする入力座標点は７点で済む。従って、新設計の初品のはすば小歯車を試し研削して、量産用の本研削の歯面形状を割り出し決定するために要する時間は、上記特許文献３記載のものと比較して半分以下の時間で済む。結果として、生産性を向上できて更なる低コスト化が図れる。

ここで、本発明のように、はすば小歯車の歯筋方向の歯面に、単一の円弧曲線で表される、はすば小歯車の歯幅方向の全幅の５５％以上の範囲に亘る円弧曲線形状にてクラウニングを施す場合と、上記特許文献３に記載したように、はすば小歯車の歯筋方向の歯面に、単一の正弦関数で表される、はすば小歯車の歯幅方向全幅の５５％以上の範囲に亘る正弦曲線形状にてクラウニングを施す場合とでは、そのクラウニング修整量が５μｍ以下の小さな値になると、研削後の成形された歯面形状はほんの僅かな差異しか無い。このため、はすば大歯車とはすば小歯車が噛み合う時に発生する振動と騒音を低減化できるという機能は損なわれない。

本発明において、回転軸に固定のはすば小歯車が歯車箱内に収納され、はすば小歯車の軸方向両側に位置する回転軸部分が第１及び第２の各円錐ころ軸受を介して歯車箱に軸支されている場合、前記クラウニング修整面は、はすば小歯車のねじれ角βに対し、所定の角度修整量で更に修整されたものであり、クラウニング修整面を角度修整量（Δβ）だけ傾斜させた形状にすることが好ましい。この場合、前記第１及び第２の両円錐ころ軸受の内輪及び外輪と、ころとの夫々の軸方向間隙に相当するエンドプレー値をδｓ、スパン長さをＬとした場合、はすば小歯車のねじれ角の角度修整量Δβは、
の式（２）にて設定されることが好ましい。

以上によれば、小歯車の回転時、小歯車の歳差運動に追従するように小歯車と大歯車とが歯当たりすることで、歯当たり領域面積がより一層確保されて歯噛合い率が向上し、小歯車と大歯車とが噛み合うときに発生する側帯波を含む振動と騒音とを確実に低減することができる。

平行カルダン駆動方式の鉄道車両の構成を示す模式図。 (ａ)は、本発明の歯車装置を示す部分断面図、（ｂ）は、小歯車の部分を更に拡大して示す部分断面図、（ｃ）は、小歯車の歯筋方向歯面修整を説明する図。 従来例の歯車装置にて騒音を測定し、測定データをＦＦＴアナライザーにて周波数分析を行った結果を示すグラフ。 従来例の歯車装置にて小歯車の歯面の大歯車の歯面に対する歯筋方向の隙間の推移をシミュレーション解析した結果を示すグラフ。 (ａ)及び（ｂ）は、小歯車と大歯車との歯面間に生じる隙間を説明する斜視図。 本発明を適用して製作した小歯車（発明品）と従来例に従い製作した小歯車（従来品）との歯面修整形状を夫々示すグラフ。 (ａ)〜（ｃ）は、発明品１，２と従来品との小歯車の歯当たり領域をシミュレーション解析した結果を示す図。 発明品２と従来品とを夫々搭載させて現車走行試験を実施し、歯車の噛合い周波数が２１６５Ｈｚとなった時点の騒音データを、ＦＦＴアナライダーにて周波数分析した結果を示すグラフ。 発明品２と従来品とを夫々搭載させて現車走行試験を実施し、計測された騒音レベルのオーバーオール値の結果を示すグラフ。

以下、図面を参照して、平行カルダン駆動方式の鉄道車両に本発明の歯車装置を適用した場合を例にその実施形態を説明する。

図１を参照して、ＲＣは、平行カルダン駆動方式の鉄道車両であり、鉄道車両ＲＣは、図示省略の車台に固定の主電動機ＤＭと、この主電動機ＤＭに撓み軸継手ＦＣを介して連結される歯車装置ＧＭとを備え、主電動機ＤＭで発生するトルクを、撓み軸継手ＦＣ、歯車装置ＧＭを介して車軸ＤＳに伝達し、車軸ＤＳに設けた左右一対の車輪ＤＷ，ＤＷを回転させて図外のレール上を走行するようになっている。なお、主電動機ＤＭや撓み軸継手ＦＣ等の構成要素については、公知のものが利用できるため、ここでは詳細な説明は省略する。

図２を参照して、歯車装置ＧＭは、対をなすはすば小歯車（以下、「小歯車１」という）とはすば大歯車（以下、「大歯車２」という）とを備え、小歯車１と大歯車２とが互いに噛み合いながら回転してトルクを伝達する。小歯車１と大歯車２とは、モジュールが４〜８、圧力角が２０〜３０°及びねじれ角が１５〜３０°の歯車諸元を夫々有するように製作されている。また、撓み軸継手ＦＣに連結される回転軸３に固定の小歯車１と車軸ＤＳに固定の大歯車２とは歯車箱４内に収納され、小歯車１の軸方向両側に位置する回転軸３部分が夫々第１の円錐ころ軸受５_１，５_２を介して歯車箱４に軸支されると共に、大歯車２の軸方向両側に位置する車軸ＤＳ部分が夫々第２の円錐ころ軸受６_１，６_２を介して歯車箱４に軸支されている。

第１の円錐ころ軸受５_１，５_２は、同一構成を有し、回転軸３にしまり嵌めされる内輪５１と、ころ５２と、リテーナー５３と、外輪５４とを備える公知のものであり、歯車箱４の軸受装着箇所には、外輪５４に外嵌され、小歯車１との間で内輪５１を軸方向両側から挟み込む蓋体兼用の押え板５５ａ、５５ｂが設けられている。他方、第２の円錐ころ軸受６_１，６_２もまた、同一構成を有し、車軸ＤＳにしまり嵌めされる内輪６１と、ころ６２と、リテーナー６３と、外輪６４とを備える公知のものであり、歯車箱４の軸受装着箇所には、外輪６４に外嵌する蓋体４１ａ，４１ｂが固定されている。また、大歯車２との間で内輪６１を軸方向両側から挟み込む軸受押え６５が車軸ＤＳにしまり嵌めにより固定されている。そして、大歯車２が回転すると、歯車箱４下部に収納される潤滑油（図示せず）がかき上げられ、小歯車１と大歯車２との噛み合い面や円錐ころ軸受５_１，５_２，６_１，６_２の潤滑が行われる。

ところで、この種の歯車装置ＧＭでは、例えば、温度変化に起因して潤滑油の粘度が変動して潤滑不良を引き起こすと、円錐ころ軸受５_１，５_２，６_１，６_２が焼き付くといった不具合を招く。そこで、第１及び第２の両円錐ころ軸受５_１，５_２，６_１，６_２の内輪５１，６１及び外輪５４，６４と、ころ５２，６２との夫々の軸方向間隙、所謂エンドプレー値（σｓ）の調整をシム７ａ，７ｂによって行うと共に（図２（ａ）参照）、各エンドプレー値（σｓ）が、小歯車側で６０〜１７０μｍ、大歯車側で８０〜２１０μｍとなるように設定している。このように小歯車１のエンドプレー値（σｓ）を大きく設定して小歯車１を組み付けた場合、円錐ころ軸受５_１，５_２の回転軸３周りのがたつきが大きくなり、これに伴って小歯車１の回転軸３の軸心は、＋θから−θの角度範囲で傾くことになる（図２（ｂ）参照）。その結果、走行時（小歯車の回転時）、撓み軸継手ＦＣが振動すると、小歯車１に大きな歳差運動が生じ、対をなす小歯車１と大歯車２との噛み合いに悪影響を及ぼす。

ここで、段落番号０００５に記載した上記従来例の小歯車と大歯車を備えた歯車装置に対して、小歯車の回転数を４４８０ｒｐｍとして騒音測定し、その測定データをＦＦＴアナライザーにて周波数分析を行い、その結果を図３に示す。これによれば、噛合い周波数の２１６５Ｈｚで騒音レベルが大きくなるピーク騒音の山が表れ、その両側に、低周波数領域と高周波数領域との或る周波数にて騒音レベルが大きく表れるいくつかのピーク騒音（以下、単に「側帯波」という）が表れていることが確認された。これから、従来例の歯車装置は、小歯車と大歯車とが噛合って回転するとき、小歯車と大歯車との歯当たり領域面積が小さくなって噛合い率不足を招来していると考えられる。

そこで、本願の発明者らは、鋭意研究を重ね、回転軸の回転位相角をφとし、小歯車の歳差運動により生じる、当該小歯車の歯面の大歯車の歯面に対する歯筋方向の隙間がどのように推移するかをシミュレーション解析し、小歯車の回転位相角φが０°〜１８０°の間で当該小歯車が半回転する間に、図４に示すように、最大隙間＋Ｃｍから最小隙間−Ｃｍへと、単一の正弦関数で表される正弦曲線に則った軌跡を描くことの知見を得た。隙間Ｃは、図５(ａ)及び図５（ｂ）に示すように、小歯車１と大歯車２とに歯筋方向誤差或いは回転軸に平行度誤差があり、小歯車と大歯車とが噛合って回転するときに一方の歯筋方向の端面での小歯車１の歯１０と大歯車２の歯２０との歯面１１，２１間に生じる隙間であって、平行誤差による隙間Ｕ_１と食違い誤差による隙間Ｕ_２とを加えたものである。

ここで、同じ小歯車に対して、上記特許文献３に記載の如く、小歯車の歯筋方向の歯面に、単一の正弦関数で表される、小歯車の歯幅方向全幅の５５％以上の範囲に亘る正弦曲線形状にてクラウニングを施した場合と、例えば、小歯車１の歯筋方向の歯面に、単一の円弧曲線で表される、小歯車１の歯幅方向の全幅の５５％以上の範囲に亘る円弧曲線形状にてクラウニングを施した場合とを比較すると、クラウニング修整量が５μｍ以下の小さな値のとき、研削後の成形された歯面形状はほんの僅かな差異しか無く、いずれの場合も、台上試験装置での定置試験による検証データを精査により大歯車２と小歯車１が噛み合う時に発生する振動と騒音を低減化でき、有意差も無いことが判明した。

上記判明事項を基に、本実施形態では、図２（ｃ）に示すように、歯筋方向の歯面１１に対して、頂点１１ａが小歯車１の歯幅ＧＷ方向中央領域に位置し、単一の円弧曲線で表される、小歯車１の歯幅ＧＷ方向全幅の５５％以上の範囲ＧＷ_１に亘る円弧曲線形状にてクラウニングを施してクラウニング修整面とし、歯幅ＧＷ方向両端側の残存部分ＧＷ_２、ＧＷ_２を半径の異なる二以上の円弧形状を組み合わせてレリービングを施してレリービング修整面として構成した。ここで、上記の如く、回転軸３に固定の小歯車１は歯車箱４に収納され、小歯車１の軸方向両側に位置する回転軸３部分が夫々円錐ころ軸受５_１，５_２を介して歯車箱４に軸支されている場合、（１）各円錐ころ軸受５_１，５_２の形式や形式が同一であり、（２）小歯車１の歯幅ＧＷ方向の中心から円錐ころ軸受５_１，５_２が夫々配置されている位置までの距離が同等であり、（３）円錐ころ軸受５_１，５_２を支持する歯車箱４部分の剛性（当該部分の形状や変位量が同一）が同等であれば、小歯車１の歯幅ＧＷ方向の中点ＧＣと両円錐ころ軸受５_１，５_２の荷重作用点間距離の中点とが実質的に合致していると見做すことができる。このような場合には、歯幅ＧＷ方向の中心ＧＣを通る中心線ＧＬ上に頂点１１ａが位置すればよい。

他方、上記（１）〜（３）の少なくとも一つが異なると、例えば、図２（ｂ）に示すように、小歯車１の歯幅ＧＷ方向の中心から円錐ころ軸受５_１，５_２が夫々配置されている位置までの距離が異なると、小歯車１の歯幅ＧＷ方向の中点ＧＣと両円錐ころ軸受５_１，５_２の荷重作用点５Ｐ，５Ｐ間距離の中点５Ｃとがずれ、車両走行中における伝達トルクの稼働方向と出力範囲の変化に伴い、はすば小歯車１の歳差運動を引き起こす傾斜角の傾き角度θが影響を被り、効果的に歯噛合い率を向上することができない。このような場合、中央領域は、小歯車１の歯幅ＧＷ方向の中心ＧＣと両円錐ころ軸受５_１，５_２の荷重作用点５Ｐ，５Ｐ間距離の中点５Ｃとの間に位置していればよい。また、クラウニングとレリービングとを加算した歯筋方向の修整量Ｒは、最大隙間Ｃｍ、圧力角をα、ねじれ角をβ、はすば小歯車がはすば大歯車と接触するときに変形する度合に対して影響度係数をＡ，Ｂとした場合、次式（１）で算出される。

更に、本実施形態では、小歯車１の元のねじれ角βに対し、ねじれ角度の角度修整量Δβを加味したクラウニング形状の変更を行い、クラウニング修整面１１ａを角度修整量のΔβだけ傾斜させた形状としている。図２（ｂ）に示すように、エンドプレー値をδｓ、スパン長さをＬとした場合、小歯車１のねじれ角βの角度修整量Δβとしては、次式（２）で算出される値を使用する。

ここで、スパンＬとは、図２（ｂ）において、小歯車１の第１の円錐ころ軸受５_１のころ５２の大端径と外輪５４の内径との接点と、第１の円錐ころ軸受５_２のころ５２の大端径と外輪５４の内径との接点を対角線状で結んだ、図２（ｂ）中、符号Ｌにて表示する部分の長さである。

次に、本発明の効果を確認するために、歯幅７０ｍｍ、歯数２９、モジュール６、圧力角２６°、ねじれ角２０°の歯車諸元を有する小歯車において、段落番号０００５に記載したもの（従来品）と、式（１）に従い算出された修整量でクラウニングとレリービングとを施したもの（発明品１）と、式（２）で算出される値の角度修整量で発明品１におけるクラウニング修整面１１ａを更に角度修整したもの（発明品２）とを夫々３種類の小歯車を製作した。

図６は、従来品、発明品１及び発明品２の歯型修整形状を夫々示すグラフであり、図６中、実線で示すものが発明品１、一点鎖線で示すものが発明品２、点線で示すものが従来品である。これによれば、歯筋方向の修整形状が明らかに異なることが判る。

次に、従来品、発明品１及び発明品２に対し、互いに噛み合わせながら小歯車と大歯車とを回転させたときの大歯車に対する小歯車の歯当たり領域を、歯当たり解析ソフト（東洋電機製造株式会社製）を用いてシミュレーション解析し、その結果を図７（ａ）〜図７（ｃ）に示す。これによれば、従来品では、歯当たり領域は１８％であった（図７（ｃ）参照）。それに対して、発明品１では、歯当たり領域が２３％（図７（ａ）参照）、歯当たり領域が従来品と比較して１．３０倍向上し、また、発明品２では、歯当たり領域が２４％であり（図７（ｂ）参照）、歯当たり領域が従来品と比較して１．３２倍向上し、また、発明品１よりも若干向上することが確認された。これにより、噛合い率が大幅に向上することが判る。また、歯当たり領域が大幅に向上するので、同一の伝達トルクが作用しても、従来品に比べ、小歯車の歯面での面圧が低減すると共に、これに伴い歯元の応力も低減し、小歯車の強度面での安全率も向上する。

次に、発明品２と従来品とを搭載させて現車走行試験を実施し、歯車の噛合い周波数が２１６５Ｈｚになった時点の騒音データを、ＦＦＴアナライザーにて周波数分析した結果を図８に示す。図８中、実線が発明品２であり、破線が従来品である。これによれば、発明品２では、側帯波の発生がほとんど無くなり、顕著に騒音が低減していることが判る。

次に、発明品２と従来品とを搭載させて現車走行試験を実施し、小歯車の回転数４３００〜５１００ｍｉｎ^−１において計測された騒音レベルのオーバーオール値の結果を図９に示す。図９中、実線が発明品であり、破線が従来品である。これによれば、発明品２の騒音レベルが大幅に低減されていることが一目瞭然として判る。

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記に限定されるものではなく、本発明の思想を逸脱しない範囲で適宜変更することができる。

ＲＣ…平行カルダン駆動方式の鉄道車両、ＧＭ…歯車装置、１…はすば小歯車（小歯車）、２…はずば大歯車（大歯車）、１１…歯面、１１ａ…頂点、ＧＷ…歯幅、ＧＣ…歯幅方向中点、ＧＷ_１…クラウニング修整面、ＧＷ_２…レリービング修整面、３…回転軸、４…歯車箱、５_１，５_２…円錐ころ軸受、５Ｐ…円錐ころ軸受の荷重作用点、５Ｃ…荷重作用点間の中点、Ｒ…クラウニング時の修整量、Ｌ…スパン長さ。

Claims (3)

1. モジュールが４〜８、圧力角が２０〜３０°及びねじれ角が１５〜３０°の歯車諸元を夫々有する、対をなすはすば小歯車とはすば大歯車とを備える平行カルダン駆動方式の鉄道車両用歯車装置において、
   はすば小歯車の歯筋方向の歯面は、単一の円弧曲線で表される、はすば小歯車の歯幅方向全幅の５５％以上の範囲に亘る円弧曲線形状のクラウニング修整面と、歯幅方向両端側の残存部分のレリービング修整面とを有し、
   前記はすば小歯車が回転しながら歳差運動することで生じ得るはすば大歯車に対する歯筋方向の最大隙間をＣｍ、圧力角をα、ねじれ角をβ、はすば小歯車がはすば大歯車と接触するときに変形する度合に対して影響度係数をＡ，Ｂとした場合、前記歯幅両端面でのクラウニングとレリービングとを加算した歯筋方向の修整量Ｒは、
   の式（１）の範囲内に設定されることを特徴とする平行カルダン駆動方式の鉄道車両用歯車装置。
2. 請求項１記載の平行カルダン駆動方式の鉄道車両用歯車装置であって、
   回転軸に固定のはすば小歯車が歯車箱内に収納され、はすば小歯車の軸方向両側に位置する回転軸部分が第１及び第２の各円錐ころ軸受を介して歯車箱に軸支されるものにおいて、
   前記クラウニング修整面は、はすば小歯車のねじれ角βに対し、所定の角度修整量で更に修整されたものであることを特徴とする平行カルダン方式の鉄道車両用歯車装置。
3. 前記第１及び第２の両円錐ころ軸受の内輪及び外輪ところとの夫々の軸方向間隙に相当するエンドプレー値をδｓ、スパン長さをＬとした場合、はすば小歯車のねじれ角の角度修整量Δβは、
   の式（２）にて設定されることを特徴とする請求項２記載の平行カルダン駆動方式の鉄道車両用歯車装置。