(57)【要約】【課題】ボルトのねじ部の斜面部に生じる応力を低減させ、ボルトの疲労信頼性を向上させることができるナットを提供する。【解決手段】ボルト２に螺合して被締結部材を締結するナット１は、ねじ穴に沿った高さ方向に直角な幅方向の断面形状が正六角形以上の正多角形または円形であり、その断面形状の最大径ｅがねじ部の谷径Ｄとの関係で下記の（１）式を満足する。０．６１＜Ｄ／ｅ＜０．６６  ・・・（１）【選択図】図６
2014194232.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ボルトに螺合して被締結部材を締結するナットであって、
ねじ穴に沿った高さ方向に直角な幅方向の断面形状の最大径ｅがねじ部の谷径Ｄとの関係で下記の（１）式を満足すること特徴とするナット。
０．６１＜Ｄ／ｅ＜０．６６  ・・・（１）
【請求項２】
前記断面形状が正六角形以上の正多角形であること特徴とする請求項１に記載のナット。
【請求項３】
前記断面形状が円形であること特徴とする請求項１に記載のナット。
【請求項４】
締付け工具によって掴まれる掴み部が形成されており、この掴み部は、前記ねじ部のねじ山のうちの前記被締結部材側から数えて第３番目のねじ山を超えた領域に形成されていること特徴とする請求項１から３のいずれかに記載のナット。
【請求項５】
請求項１から４のいずれかに記載のナットとボルトによって鉄道車輪にブレーキディスクを締結したことを特徴とするブレーキディスク付き鉄道車輪。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ボルトに螺合して被締結部材を締結するナットに関し、特に、鉄道車両の車輪にブレーキディスクを締結するのに適したナット、およびこのナットとボルトによってブレーキディスクが締結されたブレーキディスク付き鉄道車輪に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般に、鉄道車両や自動車や自動二輪車などの陸上輸送車両においては、その制動装置として、ディスクブレーキ、ブロックブレーキ、ドラムブレーキなどが使用される。近年では、車両の高速化や大型化に伴い、そのうちのディスクブレーキが多用される。ディスクブレーキは、ブレーキディスクとブレーキライニングとの摺動による摩擦により制動力を得る装置であり、通常、ドーナツ形円板状のブレーキディスクがボルトによる締結によって車軸または車輪に取り付けられ、このブレーキディスクの摺動面にブレーキライニングを押し付けることにより制動力を発生させる。これにより、車輪または車軸の回転を制動し、車両の速度を制御する。
【０００３】
例えば、ブレーキディスク付き鉄道車輪の場合、ブレーキディスクは、２枚を一組として個々の摺動面を外向きにした状態で車輪を挟み込むように配置される。これらのブレーキディスクと車輪は、ボルトとナットとの螺合により締め付けられる。これにより、ブレーキディスクは車輪に締結され、ブレーキディスク付き鉄道車輪となる。通常、ボルトの頭部とブレーキディスクとの間、およびナットとブレーキディスクとの間には、それぞれ座金が介装される。
【０００４】
図１は、ディスクブレーキの一例として鉄道車両用のディスクブレーキを構成するブレーキディスク付き車輪の構造を模式的に示す径方向に沿った断面図である。同図に示すように、ブレーキディスク３は、表面３ａ側を摺動面とするドーナツ形の円板状に形成されている。ブレーキディスクの内周側に車輪との締結部を有する内周締結タイプである。
【０００５】
車輪４は、車軸が圧入されるボス部４ａ、レールと接触する踏面を含むリム部４ｂ、およびこれらを連結する板部４ｃから成る。ブレーキディスク３は、２枚を一組として個々の表面３ａを外向きにした状態で車輪４の板部４ｃを挟み込むように配置される。車輪４の板部４ｃには、ブレーキディスク３の各ボルト穴３ｃの位置に対応して貫通穴４ｄが形成されている。ブレーキディスク３の各ボルト穴３ｃおよび車輪４の貫通穴４ｄにボルト２が挿通され、各ボルト２にナット１が螺合し締め付けられる。これにより、ブレーキディスク３は、フィン部３ｂの先端が車輪４の板部４ｃに圧接した状態で、車輪４に締結される。通常、ボルト２の頭部とブレーキディスク３との間、およびナット１とブレーキディスク３との間には、それぞれ、座金５が介装される。
【０００６】
ここで、新幹線などの高速鉄道車両においては、ブレーキディスク３の回転速度や慣性力が非常に大きいため、制動中のブレーキディスク３の温度上昇が著しくなる。これに起因してブレーキディスク３に熱変形が生じ、締結部材であるボルト２に著大な応力が発生する。そうすると、ボルト２には、長期わたる繰り返し制動の負荷により、応力集中が発生するねじ部の谷底部（以下、「ねじ谷底部」ともいう）にキズが発生するおそれがある。これに加え、ねじ部の斜面部（以下、「ねじ斜面部」ともいう）にキズが発生するおそれがある。
【０００７】
図２は、互いに螺合したボルトとナットのねじ部をボルトの軸方向に沿った断面で拡大した模式図である。同図では、上方にボルト２の頭部が配置され、ナット１の直ぐ上に被締結部材（例：ブレーキディスク）が配置される状態を示している。ここで、ナット１のねじ山のうち、被締結部材側から数えて第１番目、第２番目、第３番目、・・・、第ｎ番目のねじ山を、それぞれ、第１ねじ山、第２ねじ山、第３ねじ山、・・・、第ｎねじ山とも称する。
【０００８】
一般に、ボルト２のねじ部に作用する応力は、ナット１のねじ山のうちの被締結部材に最も近い第１ねじ山に対応するねじ部において、最も大きくなる。
【０００９】
このような不都合が生じるのを防止する従来技術として、下記のものがある。
【００１０】
特許文献１には、ナットをねじ穴に沿った高さ方向に２つの領域に区分し、非締結部材に近い座面側の領域に存在するねじ山のせん断強さを、非締結部材から遠い側（反座面側）の領域に存在するねじ山のせん断強さよりも低めにしたナットが開示されている。このようなナットは、座面側の領域を軟鋼材で構成するとともに、反座面側の領域を硬鋼材で構成し、両者を接合することにより得られる。また、各領域に互いに異なる熱処理を施すことによっても、得ることができる。同文献に開示されたナットによれば、締結時に座面側領域のねじ山を塑性変形させ、これにより、反座面側領域のねじ山に締結荷重を分散させ、その結果として、ボルトの疲労強度の向上が図れるとされている。
【００１１】
特許文献２には、非締結部材に近い座面側の領域の肉厚を、反座面側の領域の肉厚よりも薄く形成したナットが開示されている。その一例として、ナットの座面側領域では、ねじ穴に沿った高さ方向に直角な幅方向の断面形状が反座面側に向かって広がるように、逆円錐台形状となっている。また、ナットのねじ部には、座面側ほど広がるテーパが形成されている。同文献に開示されたナットによれば、第１ねじ山の剛性が低下し、これに対応するボルトのねじ谷底部において、発生する応力集中を緩和できるとされている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１２】
【特許文献１】特開２０１０−２８１４４０号公報
【特許文献２】特開２００５−１８８５６７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１３】
しかし、前記特許文献１に開示されたナットでは、上述のとおり、座面側領域のねじ山が塑性変形する。このため、例えば、鉄道車両用のブレーキディスクを締結する際に、ナットの高さが座面側領域の塑性変形に伴って低くなる。すると、ボルトの軸力が低下し、ボルトに過大な応力変動が生じ、ボルトの疲労信頼性が低下するおそれがある。また、２種類の鋼材を溶接してナットを製造する場合、製造に要する手間とコストが大きくならざるを得ない。
【００１４】
また、前記特許文献２に開示されたナットでは、上述のとおり、座面側領域の肉厚が薄くなっている。本発明者がそのようなナットの一形態である後述の図４に示す六角ナットを用いて、詳細は後述するボルトの引張疲労試験を実施したところ、ナットの第１ねじ山から遠ざかった第３ねじ山や第４ねじ山に対応するボルトのねじ斜面部を起点にして、破断が起こっていることがわかった。このため、ボルトのねじ斜面部の応力を低減するという意味では、効果が期待できないと考えられる。
【００１５】
本発明は、上記の問題に鑑みてなされたものであり、ボルトのねじ部の斜面部に生じる応力を低減させ、ボルトの疲労信頼性を向上させることができるナット、およびこのナットを用いたブレーキディスク付き鉄道車輪を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１６】
本発明者は、上記の目的を達成するため、鉄道車両用のブレーキディスクと車輪とを締結するためのボルトとナットについて、そのうちのナットの形状に着目し、詳細は後述する数値解析を行った。
【００１７】
その結果、ナットのねじ穴に沿った方向を高さ方向とし、この高さ方向に直角な方向を幅方向としたとき、その幅方向の断面形状の最大径ｅと、ねじ部の谷径（呼び径）Ｄとの比「Ｄ／ｅ」が大きいほど、ナットの座面側の領域が径方向に大きく変形するため、ボルトに発生する応力が、ナットの第１ねじ山に対応するねじ斜面部に集中せず、それ以外のねじ斜面部に分散することがわかった。さらに、比「Ｄ／ｅ」が大き過ぎると、ナットの座面側領域の径方向への変形が著しくなるため、ナットの第１ねじ山と、これに対応するボルトのねじ部との螺合による接触が緩慢になり、場合によっては、第１ねじ山がボルトねじ部から離れ、その結果、第１ねじ山が締結荷重の分担に寄与しなくなることを突き止めた。要するに、ボルトのねじ斜面部に生じる応力を低減させつつ、ボルトの疲労信頼性を向上させるには、比「Ｄ／ｅ」に適正な範囲があり、この範囲内のナットを用いるのが有効であることを知見した。
【００１８】
本発明は、上記の知見に基づいて完成されたものであり、その要旨は下記（Ｉ）のナット、および下記（II）のブレーキディスク付き鉄道車輪にある。
【００１９】
（Ｉ）ボルトに螺合して被締結部材を締結するナットであって、
ねじ穴に沿った高さ方向に直角な幅方向の断面形状の最大径ｅがねじ部の谷径Ｄとの関係で下記の（１）式を満足すること特徴とするナットである。
０．６１＜Ｄ／ｅ＜０．６６  ・・・（１）
【００２０】
上記のナットは、前記断面形状が正六角形以上の正多角形であったり、前記断面形状が円形であったりすることが好ましい。
【００２１】
また、上記のナットは、締付け工具によって掴まれる掴み部が形成されており、この掴み部は、前記ねじ部のねじ山のうちの前記被締結部材側から数えて第３番目のねじ山を超えた領域に形成されていることが好ましい。
【００２２】
（II）上記（Ｉ）のナットとボルトによって鉄道車輪にブレーキディスクを締結したことを特徴とするブレーキディスク付き鉄道車輪である。
【発明の効果】
【００２３】
本発明のナット、およびこのナットを用いたブレーキディスク付き鉄道車輪によれば、ナットの断面形状を規定することにより、ボルトのねじ部の斜面部に生じる応力を低減させつつ、ボルトの疲労信頼性を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【００２４】
【図１】ディスクブレーキの一例として鉄道車両用のディスクブレーキを構成するブレーキディスク付き車輪の構造を模式的に示す径方向に沿った断面図である。
【図２】互いに螺合したボルトとナットのねじ部をボルトの軸方向に沿った断面で拡大した模式図である。
【図３】ボルトの引張疲労試験の状態を示す模式図である。
【図４】六角ナットの形状を模式的に示す図であり、同図（ａ）は平面図を、同図（ｂ）は側面図をそれぞれ示す。
【図５】従来のナットを用いた場合のボルトの引張疲労試験結果を示す図である。
【図６】有限要素法による数値解析を行ったボルトおよびナットの軸対称モデルの一例を示す図であり、同図（ａ）は比「Ｄ／ｅ」が０．５７のナットを用いた場合のモデルＡを、同図（ｂ）は比「Ｄ／ｅ」が０．６４のナットを用いた場合のモデルＢをそれぞれ示す。
【図７】図６に示す各モデルの数値解析結果としてナットの径方向変形量の分布を表す図であり、同図（ａ）はモデルＡの結果を、同図（ｂ）はモデルＢの結果をそれぞれ示す。
【図８】図６に示す各モデルの数値解析結果としてボルトのねじ斜面部に生じる応力特異場の強さの分布を示す図である。
【図９】ナットの比「Ｄ／ｅ」とボルトのねじ斜面部の応力特異場強さの最大値との関係を示す図である。
【図１０】ナットの比「Ｄ／ｅ」ごとにボルトのねじ斜面部に生じる応力特異場の強さの分布を示す図である。
【図１１】掴み部が形成されたナットの一例を模式的に示す図であり、同図（ａ）は平面図を、同図（ｂ）は側面図をそれぞれ示す。
【図１２】実施例の試験で本発明例として製作した十二角ナットの形状を模式的に示す図であり、同図（ａ）は平面図を、同図（ｂ）は側面図をそれぞれ示す。
【図１３】本発明例のナットおよび従来のナットをそれぞれ用いた場合のボルトの引張疲労試験結果を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００２５】
以下に、本発明のナット、およびこれを用いたブレーキディスク付き鉄道車輪について、その実施形態を詳述する。
【００２６】
本発明者は、まず、従来のナットによる疲労特性を確認するため、鉄道車輪へのブレーキディスクの締結で慣用される六角ナットを用いてボルトの引張疲労試験を実施した。
【００２７】
図３は、ボルトの引張疲労試験の状態を示す模式図である。図４は、六角ナットの形状を模式的に示す図であり、同図（ａ）は平面図を、同図（ｂ）は側面図をそれぞれ示す。図５は、従来のナットを用いた場合のボルトの引張疲労試験結果を示す図である。
【００２８】
ここでのボルトの引張疲労試験は、以下のようにして行った。図３に示すように、ボルト２とナット１を螺合させ、ボルト２の頭部を可動の治具１２によって保持するとともに、ナット１を固定の治具１１によって保持し、この状態でボルト保持治具１２をボルト２の軸方向に振動させ、これにより、ボルト２に繰り返しの引張荷重を与えた（図３中の白抜き矢印参照）。引張荷重は、平均荷重を１８６ｋＮとし、その荷重振幅を種々変更した。
【００２９】
ボルト２および従来のナット１としては、呼び径がＭ２６のものを用い、そのナット１には、ＪＩＳ  Ｂ  １１８１で規定された六角ナットを用いた。このため、そのナット１は、ねじ穴に沿った高さ方向に直角な幅方向の断面形状が正六角形であり、その断面形状の最大径ｅとねじ部の谷径（呼び径）Ｄとの比「Ｄ／ｅ」が０．５７であった（図４参照）。特に、そのナット１のねじ部には、座面側ほど広がるテーパ（テーパ率６／１００）が形成されていた。要するに、ここでの従来のナット１は、前記特許文献２に開示されたナットに相当するものである。
【００３０】
このような従来のナットを用いた場合、その大半が、ボルトのねじ底部を起点にして破断が起こっていることがわかった。ただし、引張荷重を１８６ｋＮ±５０ｋＮとしたとき、すなわち荷重振幅が５０ｋＮのとき（図５中の丸枠で囲った点）、ボルトのねじ底部ではなく、ナットの第３ねじ山に対応するボルトのねじ斜面部を起点にして、破断が起こっていることがわかった。
【００３１】
次に、ブレーキディスク付き鉄道車輪のブレーキディスクに繰り返しブレーキを負荷する際にボルトに発生する応力変動を明らかにするため、ナットの形状寸法を種々変更し、有限要素法（ＦＥＭ）による数値解析を行った。
【００３２】
図６は、有限要素法による数値解析を行ったボルトおよびナットの軸対称モデルの一例を示す図であり、同図（ａ）は比「Ｄ／ｅ」が０．５７のナットを用いた場合のモデルＡを、同図（ｂ）は比「Ｄ／ｅ」が０．６４のナットを用いた場合のモデルＢをそれぞれ示す。同図では、左方にボルト２の頭部が配置される状態を示している。同図に示すモデルＡ、Ｂのいずれのボルト２およびナット１も、前記図５に示す疲労試験結果を導いたものと同じ、呼び径がＭ２６のものを想定し、いずれのボルト２も同じ形状寸法とした。
【００３３】
ただし、いずれのナット１も、幅方向の断面形状を高さ方向の全域にわたって同じ円形としたが、その断面形状の最大径ｅを互いに異ならせた。すなわち、ＪＩＳ  Ｂ  １１８１で規定された六角ナットの最大径から算出した比「Ｄ／ｅ」は、０．５３〜０．６１の範囲内であるところ、モデルＡのナット１の比「Ｄ／ｅ」は０．５７であってそのＪＩＳ規格の範囲内であるのに対し、モデルＢのナット１の比「Ｄ／ｅ」は０．６４であってそのＪＩＳ規格の範囲から外れるものとした。要するに、ここでのモデルＡのナット１は、前記図３に示す慣用の六角ナットを想定したものである。
【００３４】
モデルＡ、Ｂの数値解析は、以下のような境界条件で行った。図６に示すように、ボルト２とナット１とを螺合させた状態で、ナット１の座面側の端面に、締結部材であるブレーキディスクの座面３ｄを接触させた。さらに、図６中にローラー支持を意味する２個丸付き三角印で示すように、ボルト２の中心軸を、この中心軸方向の移動を許容しつつ、この中心軸の直角方向の移動を拘束するとともに、ブレーキディスクの座面３ｄを拘束した。そして、ボルト２の頭部側の端に、繰り返しの引張荷重を与えた（図６中の白抜き矢印参照）。引張荷重は１８６ｋＮ±５０ｋＮとし、これを１０サイクル繰り返し負荷した。この荷重は、前記図５に示す疲労試験結果で、ナットの第３ねじ山に対応するボルトのねじ斜面部を起点にして破断が起きたときの荷重である。
【００３５】
図７は、図６に示す各モデルの数値解析結果としてナットの径方向変形量の分布を表す図であり、同図（ａ）はモデルＡの結果を、同図（ｂ）はモデルＢの結果をそれぞれ示す。同図では、上方にボルトの頭部が配置され、ナットのねじ山のうちで最も座面側に近い第１ねじ山が最も上に配置された状態を示している。また、同図では、最終サイクル（１０回目のサイクル）の１８６ｋＮ＋５０ｋＮの引張荷重を負荷した時点において、ナットの径方向の弾性ひずみの大きさを濃淡で表示している。
【００３６】
図７に示すように、モデルＡとＢでナットの変形量を比較すると、モデルＢ（比「Ｄ／ｅ」＝０．６４）の方がモデルＡ（比「Ｄ／ｅ」＝０．５７）よりもナットの座面側で大きく変形することがわかった。
【００３７】
図８は、図６に示す各モデルの数値解析結果としてボルトのねじ斜面部に生じる応力特異場の強さの分布を示す図である。図８に示すように、モデルＡとＢでナットの各ねじ山に対応するボルトのねじ斜面部の応力特異場強さを比較すると、ナットの座面側のねじ山（第１ねじ山〜第３ねじ山）に対応するボルトのねじ斜面部において、モデルＢ（比「Ｄ／ｅ」＝０．６４）の方がモデルＡ（比「Ｄ／ｅ」＝０．５７）よりも応力特異場強さが小さくなることがわかった。
【００３８】
ここで、上記の応力特異場の強さとは、応力特異場パラメータを用いた強度評価基準に基づき、ボルトのねじ斜面部とナットのねじ山との接触における特異場近傍の応力を、下記の（ａ）式で近似したときのΔＨのことである。同式からわかるように、応力特異場の強さΔＨは、ボルトのねじ斜面部の表面下１ｍｍの応力に相当する。
Δσ（ｒ）＝ΔＨ／ｒλ  ・・・（ａ）
ただし、上記（ａ）式中の各記号の意味は次のとおりである。
Δσ（ｒ）：ボルトのねじ斜面部の応力の変動分、
ｒ：ボルトのねじ山斜面（特異点）からの距離、
ΔＨ：ボルトのねじ斜面部の応力特異場強さの変動分、および
λ：特異性の指数。
【００３９】
引き続き、上記モデルＡ、Ｂのナットを変形し、比「Ｄ／ｅ」の値をさらに変更したナットのモデルで数値解析を行った。
【００４０】
図９は、ナットの比「Ｄ／ｅ」とボルトのねじ斜面部の応力特異場強さの最大値との関係を示す図である。図１０は、ナットの比「Ｄ／ｅ」ごとにボルトのねじ斜面部に生じる応力特異場の強さの分布を示す図である。図９に示すように、比「Ｄ／ｅ」が０．７０であるナットの場合、ナットの第１ねじ山と、これに螺合するボルトのねじ部において、ナットの第１ねじ山がボルトねじ部から離れ、ナットとしての機能を果たせないことがわかった。このため、ナットの断面形状は、その比「Ｄ／ｅ」が少なくとも０．７０未満の範囲でなければならないと考えられる。
【００４１】
もっとも、図９に示すように、ナットの比「Ｄ／ｅ」を上記モデルＢの０．６４からさらに大きくして０．７０に近づけていくと、比「Ｄ／ｅ」が０．６６であるときを境に、応力特異場強さの最大値がほぼ一定となった。さらに、図１０に示すように、比「Ｄ／ｅ」が０．６６を超えると、ナットの第１ねじ山に対応するボルトねじ斜面部の応力特異場強さが、第４ねじ山に対応するボルトねじ斜面部の応力特異場強さを下回った。ここで、上述したように、ボルトは、ナットの第３ねじ山や第４ねじ山に対応するねじ斜面部でも破断することが確認されているため、第１ねじ山に対応するボルトねじ斜面部の応力特異場強さの最大値が、第４ねじ山に対応するボルトねじ斜面部の応力特異場強さの最大値より小さくなると、締結荷重の分担が第２ねじ山以降にシフトし、第１ねじ山がねじ山としての機能を果たさなくなる。そのため、ナットの比「Ｄ／ｅ」は、０．６６未満とするのが望ましい。
【００４２】
また、比「Ｄ／ｅ」の下限については、以下の方法より決定できる。まず、前記図５に示す疲労試験結果において、未破断（前記図５中の右向き矢印を付した点）となった荷重１８６ｋＮ±４５ｋＮにおける応力特異場の強さを、上記モデルＡの応力特異場強さの最大値２９１ＭＰａ・ｍｍ、ボルトがねじ斜面部で破断した荷重振幅５０ｋＮ、およびボルトが未破断となった荷重振幅４５ｋＮを用い、下記の（ｂ）式から求める。
ΔＨ45＝ΔＨ50×４５／５０  ・・・（ｂ）
ただし、上記（ａ）式中の各記号の意味は次のとおりである。
ΔＨ45：荷重振幅４５ｋＮのときのボルトのねじ斜面部の応力特異場強さ、および
ΔＨ50：荷重振幅５０ｋＮのときのボルトのねじ斜面部の応力特異場強さ。
【００４３】
次に、前記図９に示す結果から、ナットの比「Ｄ／ｅ」が０．６６未満の範囲において、比「Ｄ／ｅ」とボルトねじ斜面部の応力特異場強さの最大値ΔＨｍａｘとの関係式（近似式）を導出する。この関係式は下記の（ｃ）式で表される。
ΔＨｍａｘ＝−１１３６．４×（Ｄ／ｅ）＋９４９．８  ・・・（ｃ）
【００４４】
そして、上記（ｃ）式を用いて、ΔＨｍａｘが上記（ｂ）式のΔＨ45となるように比「Ｄ／ｅ」を算出すると、その比「Ｄ／ｅ」は約０．６１となるため、この比「Ｄ／ｅ」＝０．６１を下限と決定する。比「Ｄ／ｅ」が０．６１以下になると、ナットの座面側のねじ山に対応するボルトのねじ斜面部において、応力特異場強さの低減が不十分となる。
【００４５】
以上のことから、本発明は、ナットの断面形状の最大径ｅがねじ部の谷径Ｄとの関係で下記の（１）式を満足するように、ナットの断面形状を定めたものであり、これにより、ボルトのねじ斜面部に生じる応力を低減させつつ、ボルトの疲労信頼性を向上させることができる。
０．６１＜Ｄ／ｅ＜０．６６  ・・・（１）
【００４６】
ここで、上記の数値解析では、ナットの断面形状は円形であって、ナットの高さ方向の全域にわたって同じ寸法形状としているが、円形に限らず、その全部の領域、または座面側を除く一部の領域を正六角形以上の正多角形に変更することができる。正六角形以上の正多角形であれば、円形とほぼ同様の数値解析結果が得られ、特に、正十二角形であれば、円形の数値解析結果と遜色はない。
【００４７】
もっとも、ナットの座面側を除く領域、すなわち反座面側の領域の断面形状が円形であったり、正六角形を超える正多角形であったりすると、トルクレンチなどの締付け工具によって掴むことができないため、締結が困難になり得る。この場合、ナットの反座面側の領域に、締付け工具によって掴まれる掴み部を形成すればよい。掴み部としては、例えば、ナットの反座面側の断面形状を正六角形に形成するのが実用的である。この掴み部は、ナットのねじ部のねじ山のうちの第３ねじ山を超えた領域に形成することが好ましい。前記図８、図１０に示す応力特異場強さの分布において、第３ねじ山を超えた領域では、比「Ｄ／ｅ」を０．６１超え０．６６未満の範囲で変更しても、その応力特異場強さがほとんど変わらないため、その領域はナットの断面形状の影響を受けないと考えられるからである。
【００４８】
図１１は、掴み部が形成されたナットの一例を模式的に示す図であり、同図（ａ）は平面図を、同図（ｂ）は側面図をそれぞれ示す。同図に示すナット１は、座面側領域の断面形状が円形であり、第４ねじ山を超えた領域の断面形状が、掴み部となるように正六角形となっている。
【実施例】
【００４９】
本発明の効果を確認するため、本発明例として図１２に示す十二角ナットを製作し、このナットを用いて、前記図３に示すものと同様の条件でボルトの引張疲労試験を実施した。引張荷重は、平均荷重を１８６ｋＮとし、その荷重振幅を５５ｋＮ、６０ｋＮおよび６５ｋＮの３水準に変更した。いずれの荷重の周波数も７Ｈｚとした。その疲労試験結果を、前記図５に示す疲労試験結果と比較した。
【００５０】
図１２は、実施例の試験で本発明例として製作した十二角ナットの形状を模式的に示す図であり、同図（ａ）は平面図を、同図（ｂ）は側面図をそれぞれ示す。本発明例のナット１は、比「Ｄ／ｅ」が０．６４で本発明の規定範囲を満足するものであって、前記図６（ｂ）に示すモデルＢのナットに相当する。なお、比較のために、前記図５に示す疲労試験結果を導いた従来のナット（慣用の六角ナット）は、上述のとおり、比「Ｄ／ｅ」が０．５７で本発明の規定範囲を下回るものであって、前記図６（ａ）に示すモデルＡのナットに相当する。
【００５１】
図１３は、本発明例のナットおよび従来のナットをそれぞれ用いた場合のボルトの引張疲労試験結果を示す図である。同図に示すように、本発明例のナットを用いた場合、従来のナットを用いた場合と比較して、疲労限度が荷重振幅で一割程度向上した。さらに、本発明例のナットを用いた場合、破断したものは全て、ボルトのねじ底部を起点にして破断が起こっていた。このことから、本発明例のナットを用いることで、ボルトのねじ斜面部の疲労強度が向上することがわかった。
【産業上の利用可能性】
【００５２】
本発明のナットは、ボルトに螺合して被締結部材を締結するのに有用であり、特に、ブレーキディスク付き鉄道車輪における車輪へのブレーキディスクの締結に有効に利用できる。
【符号の説明】
【００５３】
１：ナット、    ２：ボルト、
３：ブレーキディスク、    ３ａ：表面、    ３ｂ：フィン部、
３ｃ：ボルト穴、    ３ｄ：ブレーキディスクの座面、
４：車輪、    ４ａ：ボス部、    ４ｂ：リム部、    ４ｃ：板部、
４ｄ：貫通穴、    ５：座金、
１２：ボルト保持治具、    １１：ナット保持治具
【図１】
2014194232.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図７】
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