Noise Source Identification of the Design Elements of the Driving Gear for the Urban Railway

도시철도용 구동기어의 설계 요소에 대한 소음 기여도 분석

Abstract

As the railway noise guideline of the Ministry of Environment after 2017 is strictly enforced, the noise level at stationary condition of urban railway is demanding the reduction about 2 dB(A). And the noise level at running condition is reduced by 6 dB(A) at 80 km/h. Therefore, the devices that causes noise shall arrange for the improvement plan of noise reduction for each device. In this paper, we carried out a technical review of the driving gear used to drive the vehicle from a variety of noise-induced equipment of a urban railway. Analyze the causes of the current noise levels and noise cause about the driving gear used in current urban railway and this study analyzes the noise level and noise cause the drive gear being used in the current urban railway. Finally, in this paper proposes a scheme for reducing the noise that can be designed to reduce the noise with considering the noise cause analysis.

1. 서 론

환경부에서 고시한 “철도차량의 소음권고기준 및 검사방법 등에 관한 규정(1)” 제정 및 시행에 따라 소음을 유발하는 각 장치는 소음 저감을 위한 개선 설계 및 신규 모델을 개발하여 도시철도 차량에서 요구하는 성능에 부합될 수 있도록 해야 한다.

이 연구에서는 도시철도차량의 구동을 위해서 현재 국내에서 가장 일반적으로 사용되는 구동기어에 대한 소음 시험을 진행하여 음압 레벨을 측정하고, 구동기어에 대한 진동 및 전달 오차 해석 모델을 구성하여 그 해석 결과를 이용하여 소음 해석을 수행하였다. 해석 결과로부터 시험 측정치와 코릴레이션을 통하여 구동기어의 음압 레벨 평가 해석 모델을 구성하였다. 또한, 기어의 소음 저감을 위한 개선 설계 방안을 제시하고, 구성된 소음 해석모델을 이용한 해석 결과를 이용하여 음압 레벨 저감량을 평가하여 개선 효율을 검토하였다.

이 연구에서는 구동기어의 소음 저감을 위하여 베어링 지지구조에 대한 개선, 기어 케이스의 구조적 강건화, 기어 제원 변경, 피니어 베어링에 대한 구조 변경 등을 고려하고 있으며, 개발되는 구동기어는 80 km/h에서 96 dB(A), 110 km/h에서 104 dB(A) 수준을 만족하여야 한다.

 

2. 현황 분석

2.1 소음 권고 기준(2)

(1) 정차 소음 기준

정차 시 철도차량의 소음 권고 기준은 다음과 같은 규정을 만족하여야 하며, 단위는 dB(A)를 의미한다.

(2) 주행 소음 기준

주행 시 철도 차량의 소음 권고 기준은 다음과 같은 규정을 만족하여야 하며, 단위는 dB(A)를 의미한다.

주행 소음을 측정하는 속도는 차종에 따라 별도로 규정 하며 도시철도의 경우 80 km/h로 규정한다.

2.2 현재 사용되는 구동기어의 소음도 평가

(1) 음향 파워 레벨 소음 측정

현재 국내에서 표준형으로 사용되고 있는 구동기어 모델의 규격은 Table 3과 같다.

Table 3Gear unit specification

구동기어에 대한 소음 시험은 음향 파워 레벨을 측정하며, 측정값은 50 Hz~5000 Hz 주파수 범위의 1/3 옥타브밴드 대역별 측정값으로 하였다.

Table 1Noise level at stationary condition

Table 2Noise level at running condition

(2) 시험 방법

시험 방법은 KS A ISO 9614-2 측정법을 준용하였으며, 시험체 주변을 둘러싼 가상의 측정면을 설정하여 각각의 측정면에서 인텐시티 스캐닝법에 의해 측정된 소음도를 시험방법의 절차에 따라 음향 파워 레벨을 산출하였다. 스캐닝은 총 3면에서 실시(측정자에 의한 수동 스캔) 하였으며, 1회 스캐닝 시간은 30초 이상 실시하였다. 같은 조건의 한 면 스캐닝은 횡스캔과 종스캔 2회 실시하였으며, 2회 실시 스캐닝의 로그평균값을 측정값으로 설정하였다.

Fig. 2의 시험 결과에 따르면, 정방향에서 최고 95.6 dB(A), 역방향에서 99.1 dB(A)의 음향 파워 레벨이 계산 되었다.

Fig. 2Test result at 80 km/h by intensive scanning

시험결과의 신뢰성을 위하여 추가로 음향 카메라를 이용하여 소음을 측정하였다. 음향 카메라는 분석기(B&K Pulse 3660 Lan-XI 시스템), 센서(B&K 108 channel 빔포밍 어레이), 측정 S/W(B&K Pulse NSI S/W), 후처리 연산 S/W(array acoustic post-processing S/W)의 측정시스템을 이용하였다. 시험 조건은 Table 4와 동일하며, 구동기어의 정면(front)과 대각선(side) 방향으로 측정하였다. 시험 결과는 500 Hz~4000 Hz까지 표현하였으며, Table 5는 80 km/h의 속도에서 주파수 각각에 대한 사운드 인텐시티의 소음 측정값을 나타낸 것이다. Table 6은 80 km/h와 110 km/h의 속도에서 주파수 전역에 대한 사운드 인텐시티 측정값이며, Fig. 4와 같이 구동기어의 우측 위치에서 소음 레벨이 높게 측정 되었다. 이와 같이 우측에서 소음 레벨이 높게 측정된 것은 엑슬과 조립되는 휠 기어의 원통형 테이퍼 베어링이 좌측에는 조립되고, 우측에는 조립되지 않는 편측 지지 구조 방식의 구동기어이기 때문이다.

Table 4Test condition

Table 5Noise scanning result at 80 km/h

Table 6Noise scanning result at 80 & 110 km/h

Fig. 3Noise scanning using the acoustic camera

Fig. 4Noise scanning photo at 80

 

3. 설계 검증

3.1 모델 해석

현재까지 구동기어에 대한 소음은 Fig. 1에서와 같은 소음 측정 시험으로 확인하였으나, 이 연구에서는 소음 예측을 위하여 기어의 전달 오차에 따른 진동 및 소음 해석을 진행하였으며, 해석 결과와 시험 결과를 비교하였다. 구동기어의 진동 및 소음 해석의 전체적인 해석 흐름은 Fig. 5와 같으며 사용된 상용 해석 프로그램은 Table 7에 명기 하였다.

Fig. 1Noise scanning

Fig. 5Flow chart of gear acoustic CAE analysis

Table 7Analysis program list

일반적으로 기어계의 공진점에서 동적 전달 오차가 커지며 특히 기어 맞물림 위치에서의 상대 변위의 크기와 관련된 모드는 동적 전달 오차의 크기에 밀접하게 관계되므로, 이러한 기어계의 주파수 특성과 모드 형상을 파악하는 것이 필요하다(3).

따라서 이 연구에서는 구동기어계의 소음 예측 및 평가를 위해 정적 및 동적 전달 오차를 해석 결과로부터 평가하였고, 고유진동수 해석 및 주파수 응답 해석을 통하여 진동 특성을 파악하고 음압 레벨을 평가하였다.

(1) 전달 오차

기어의 소음은 기어의 각종 설계요인, 제조요인, 조립요인 등에 의해 발생한다. 이러한 요인들에 의해 기어 사이에는 운동과 힘의 불완전한 전달이 이루어지며 이러한 요인들을 통칭하여 전달오차라고 한다. 만약 기어가 변형이 없는 강체로써 기하형상에 오차나 변형이 없다면 기어는 회전운동을 완벽하게 전달 가능하다고 할 수 있으며, 이는 구동기어가 일정한 속도로 회전한다면 피동기어 역시 일정한 속도로 회전하는 결과가 나타남을 의미한다. 기어 사이에 마찰이 없다고 가정한다면 토크 역시 완벽하게 전달될 것이며, 이는 구동기어에 일정한 토크가 가해진다면 피동기어 역시 토크가 일정하게 유지되는 결과가 나타남을 의미한다. 위의 가정 하에서는 기어의 전달력에 변동이 없으며 진동 및 소음도 발생하지 않는다. 이 상태를 기어의 이상적 구동상태라고 할 수 있는데, 전달오차는 피동기어의 이상적 구동상태 위치에 대한 피동기어의 실제 작동위치 사이의 차이로 정의되며 회전각의 차이나 작용선을 따라서 선형변위로 나타낸다. 이 전달오차는 두 기어 사이의 완전한 운동 전달의 척도이며 기어 소음과 밀접하게 연관되어 있다고 알려져 있다. 이 때문에 기어 소음을 예측하기 위해 전달오차 해석에 대한 연구가 많이 진행되고 있다. 이 전달오차의 주파수 분석을 통하여 축의 회전과 기어 맞물림으로부터 얻을 수 있는 맞물림 주파수와의 하모닉은 기어 소음의 유용한 정보를 제공한다. 전달오차의 정의는 부하를 받고 있거나 받지 않는 기어 모두에 대해 적용된다(4,5). 기어가 완벽하게 맞물린 구동상태에서는 구동기어의 중심축 변위와 피동기어의 중심축 변위는 완벽하게 같으므로 그 상대변위가 ‘0’이 될 것이다. 따라서 이 연구의 해석에서 전달오차는 구동기어인 피니언 기어축의 중심 측정점과 피동기어인 휠 기어축의 중심 측정점의 상대변위로 나타내었다. 상대변위는 기어 축방향을 제외한 기어 반경방향의 변위이다. 전달오차는 일반적으로 저속 회전 시의 정적 전달 오차와 고속 회전 시의 동적 전달 오차(dynamic transmission error)로 구분되며 이 연구에서는 전동차가 80 km/h의 속도로 운행 시의 회전 속도와 토크를 적용한 상태의 동적 전달 오차 측정으로 정의한다.

(2) 전달 오차 해석

전달 오차 해석에 사용된 모델은 Fig. 6과 같으며, 그 경계조건은 Fig. 7과 같다

Fig. 6FE model of driving gear assembly

Fig. 7Boundary conditions of D.T.E analysis

구동기어 조립체는 시험 jig와 회전이 가능한 베어링으로 체결되나 해석 시에는 축방향 병진, 회전자유도를 제외한 나머지 자유도를 구속함으로써 베어링 조건을 유사하게 구현하였다.

전동차가 80 km/h의 속도로 운행 시 RPM과 토크 조건이 소음 측정 시험에 사용되었으며 해석에서는 이 조건을 Fig. 8과 같이 적용하였다.

Fig. 8Load conditions of D.T.E analysis

해석에 설정된 기어의 회전시간은 1초(1000 ms)이며 기어의 회전속도는 해석 시점부터 일정한 각속도를 적용하였는데, 고속 회전에 대한 해석 모델의 안정화를 위해 dynamic relaxation(6)을 적용하였다.

기어 축은 기어케이스와 원통형 베어링으로 체결되는데 베어링은 접촉에 의하여 회전하는 구조이므로 해석모델에서 정확히 구현하여 적용하는 것은 현실적으로 불가능하다. 따라서 베어링을 포함한 해석 모델에서는 강체로 가정하여 revolute joint로 설정, 베어링 상세 모델링을 생략하여 접촉에 의한 진동을 무시하고 해석을 진행하는 것이 일반적이다. 그러나 이 기어 소음진동 해석에 있어 베어링 접촉에 의한 진동하중은 기어 소음 특성에 중요한 역할을 하므로 베어링을 상세 모델링하여 접촉에 의한 진동하중 및 변위를 구현할 수 있는 해석 모델을 구성하였다. 이에 따른 동적 전달 오차 해석 결과는 Fig. 9와 같으며 피니언 기어 축 중심과 휠 기어 축 중심부의 상대변위를 나타낸다. 상부의 그래프는 기어의 축방향(X방향), 하부의 그래프는 기어의 반경방향(Y, Z방향) 상대변위이며 토크의 증가구간(0~30 ms) 이후 동적 전달오차가 안정화되면서 일정한 패턴 양상을 나타내고 있다(좌표계의 방향은 Fig. 6을 참조). 기어와 기어케이스의 베어링 체결 시 축방향으로 미세 유격이 발생하며 이에 따른 축방향 상대변위가 Fig. 9의 상부 그래프와 같은 진동결과로써 나타나게 된다. 하부 그래프인 반경방향 상대변위 그래프는 기어와 축의 변형으로 인한 동적 전달오차를 나타낸다.

Fig. 9D.T.E analysis result at 80 km/h

Fig. 10은 전동차가 80 km/h의 속도로 운행되는 조건에서 LS-Dyna 해석결과로써 출력되는 기어 치형 맞물림 시의 접촉 반력(contact force)을 나타낸다. Y방향 반력은 기어 기초원 지름의 접선방향이며 X방향 반력은 기어 축과 평행한 방향, Z방향 반력은 기어의 축간 거리 방향으로 정의할 수 있다(Fig. 10). Y방향 평균 접촉반력에 기어의 기초원 반지름을 곱하면 적용한 기어 토크값이 산출됨을 확인할 수 있으며, Y방향 접촉반력의 헬리컬 기어각에 따른 분력이 X, Y방향 접촉반력의 결과로 나타남을 알 수 있다.

Fig. 10Gear coordinate direction for contact force definition

Fig. 11은 전동차 속도 80 km/h 해석조건에서 Y방향 접촉반력이 양(+)의 부호로 유지되므로 백래시에 의한 치의 분리 및 충격 상태가 나타나지 않음을 알 수 있다. 110 km/h 해석조건에서는 기어의 회전 속도가 증가하고 부하 토크는 감소함에 따라 피동기어의 관성 토크가 부하 토크를 초과할 가능성이 크므로 래틀 노이즈 발생 확률이 높아진다.

Fig. 11Gear contact force(kN) at 80 km/h

Fig. 12는 전동차 속도 110 km/h에서 LS-Dyna 해석 결과로 출력되는 기어 치형 맞물림 시의 Y방향 접촉 반력(contact force)을 나타낸다. Y방향 접촉반력이 양(+)에서 음(−)으로 반복해서 교차하므로 백래시에 의한 치의 분리 및 충격 상태가 나타나 래틀 소음이 발생한다.

Fig. 12Gear contact force(kN) at 110 km/h

구동기어 회전 시 가진 하중의 주파수는 기어의 회전수와 기어 잇수로부터 간단히 산정, Table 8과 같이 예측이 가능하다.

Table 8Reference frequency of driving gear

이 관심주파수를 1/3 옥타브밴드로 분류하면 800 Hz~1250 Hz 대역폭이 된다. 이는 소음 측정시험에서 가장 높은 음압 레벨이 측정된 대역폭으로써(Fig. 2) 가진 하중과 소음 사이의 밀접한 관계를 확인할 수 있다.

(3) 고유진동수 해석

전동차 구동기어 조립체의 고유진동수 해석 결과는 Table 9와 같다. 700 Hz 이하에서 나타나는 기어시스템의 모드들은 기어 축 및 기어의 벤딩이나 병진, 회전방향 모드들과 기어 케이스의 변형 모드들이다. 이 연구는 80 km/h의 정속도로 전동차를 운전할 때의 소음을 저감하는 것이 목적이므로 가진 주파수 영역에서 공기 중으로 소음을 방사하는 기어케이스의 모드들이 주된 관심모드이다. 이 모드들은 1/3 옥타브 밴드의 800 Hz 영역이며 소음 해석 결과 음압 레벨에 가장 큰 기여도를 갖는 모드를 그 기여도에 따라 Table 9에서 빨간색, 주황색, 노란색 음영으로 표시하였다. 주요 고유진동수에서의 모드 형상은 뒤의 소음 해석 결과에서 자세히 나타내었다.

Table 9Natural frequency analysis result

(4) 소음 해석

소음 해석을 위한 소음 해석 모델의 air cavity model과 음압 레벨 측정점은 Fig. 13과 같다

Fig. 13Air cavity model & measuring points for coupled acoustic analysis

소음 해석 모델의 air cavity model에서 소음 측정점은 Fig. 14와 같으며 이 측정점은 2.2절에서의 음향 파워레벨 측정 시험의 스캐닝 경로에 맞춰서 설정하였다.

Fig. 14Measuring points for coupled acoustic analysis

소음 해석 시의 경계조건은 고유진동수 해석 시의 경계 조건과 같으며 구속이 없는 free-free 조건하에서 해석을 진행하였다. 이는 음향 파워레벨 측정 시험 시 시험 모델이 jig와 베어링 및 고무 부쉬로 체결되는데 이를 구속조건으로 설정 시에 고주파 영역에서의 오차가 증대되는 결과를 가져올 수 있기 때문이다.

소음 해석 시 적용되는 가진 하중조건을 얻기 위해 전달오차 해석 결과로부터 X, Y, Z 방향의 베어링 접촉반력을 추출하여 FFT(fast Fourier transform)을 통해 주파수 domain으로 변환하였다(Fig. 15). 변환된 베어링 접촉반력은 기어 맞물림 주파수인 800~900 Hz 영역 대에서 높은 값을 형성하고 있음을 알 수 있다. 주파수 domain으로 변환한 각 방향 가진하중은 구동기어와 피동기어 베어링의 접촉부에 적용하였다. 초기 해석 후 시험 결과와 해석결과를 비교하고 해석모델을 시험조건과 최대한 유사하게 설정하는 작업을 거쳐 시험 결과와 유사한 해석 결과를 갖는 해석 모델을 구성하였다. 해석 조건에 대한 인자는 첫 번째 기어 조립체가 시험 jig와 체결되는 경계조건이고, 두 번째는 휠 기어 및 피니언 기어와 체결되는 베어링의 케이스와 롤러의 접촉 조건이다.

Fig. 15Bearing contact force load for acoustic analy- sis from T.E analysis

소음 해석 결과는 Fig. 16과 같으며 가장 큰 음압레벨이 측정된 측정점에서의 음압을 dB(A)로 나타내었다. Fig. 15에서 나타낸 1502 측정점에서는 732 Hz에서 104.1 dB(A)의 최대 음압이 측정되었으며 우측 하단의 그래프는 최대 음압에서의 모드 기여도를 나타낸다. 모드 기여도로부터 36번 모드가 76.2 %, 35번 모드가 16.5 %의 기여도를 가지며 소음에 가장 큰 영향을 주는 모드인 것을 알 수 있다.

Fig. 16Max. sound pressure level of measuring point 1502

3.2 결과 비교

(1) 해석 결과의 비교

정방향 80 km/h 조건에서 스캐닝법을 이용한 소음 측정시험 결과와 해석 결과를 1/3 옥타브밴드 필터링 그래프로 비교한 결과는 Fig. 18과 같다. 파란색 1점 쇄선 그래프는 소음 차폐막이 없는 시험 결과이며 검은색 실선은 차폐막 설치 시의 소음 시험 결과이고, 빨간색 점선 그래프는 소음 해석 결과이다.

Fig. 1736th and 35th mode shape of gear assembly at 80 km/h

Fig. 18Acoustic analysis result compares at 80 km/h (dB(A), Ref. 20E-6 Pa)

Fig. 18의 평가 결과는 전체 주파수 영역의 1/3 옥타브 밴드 필터링 그래프 결과를 ISO 9614-2의 규격에 따라 평가하여 하나의 대표값으로 나타낸 것이다. 해석 결과는 시험과 유사한 경향성을 나타내고 있으나 시험 대비 해석 결과가 전반적으로 낮은 음압 레벨을 보여주고 있다. 이러한 오차는 기어 조립체 및 air cavity의 감쇠와 물성치의 차이, 시험시 주변 소음(시험 구동 모터 등) 등의 영향에 따른 것으로 판단된다. 저주파 영역에서의 오차는 해석모델과 시험 모델의 구속조건 차이에 따른 모드의 오차에서 발생하는 것으로써 선형 해석영역의 가정에서 오는 한계성이라 볼 수 있다. 고주파 영역에서의 오차는 구속조건보다는 많은 부품의 조립상태에서 발생하는 시험 모델과 해석 모델의 차이로 인한 고유진동수 모드의 오차에서 기인한다. 특히 베어링 체결조건의 경우 시험 모델과 해석 모델의 오차를 줄이기 위해 더 많은 연구가 필요할 것으로 판단된다.

Fig. 19는 air cavity의 sound pressure를 컨투어로 나타내어 음향 카메라로 촬영한 sound intensity contour와 비교한 결과를 나타내었다. 시험 시 소음이 유발되는 영역이 해석에서 유사하게 발생하고 있음을 확인할 수 있다.

Fig. 19Compare with CAE analysis result & test result at 80 km/h

(2) 소음 저감을 위한 개선 모델

전동차가 80 km/h의 속도로 운행 시의 구동기어 소음저감을 위하여 이 연구에서는 2가지 방법으로 접근하였다. 첫 번째 방법은 가진원의 하중을 감소시키는 방법이며 두 번째 방법은 가진하중에 의한 진동을 감소시키는 방법이다. 가진하중을 감소시키는 방법으로써 피동기어의 전달오차를 감소시키는 개선안을, 진동을 감소시키는 방법으로써 기어 케이스의 동강성을 보강함으로써 가진하중 주파수 영역에서 모드기여도가 큰 고유진동수 모드를 회피하고 그 진동폭을 감소시키는 개선안을 고안하였다. 각각의 개선안은 ALT-01과 ALT-02로써 Table 10과 같이 두 개의 소음 저감 모델을 선정하였다.

Table 10Improvement case study model

ALT-01 모델은 기어의 설계를 변경한 것으로 기어의 규격은 Table 11과 같다.

Table 11Driving gear specification

ALT-02 모델은 Fig. 17에서 나타난 모드 형상을 보강하는 방안으로 기어 케이스 외부를 보강하는 개념으로 설계를 변경한 것으로 Fig. 20과 같다. 빨간색과 파란색 리브가 케이스의 동강성 보강을 위해 추가되었다.

Fig. 20Gear case geometric shape of ALT-02 model

ALT-01 모델에 대한 동적 전달 오차는 Fig. 21과 같이 진폭이 미소하게 감소하는 것을 확인할 수 있다.

Fig. 21D.T.E analysis result of ALT-01 model

진동하중의 감소효과는 소음 해석 시의 가진하중인 베어링 접촉반력을 FFT로 변환, frequency domain의 관심주파수 영역에서 현재 모델의 가진하중을 비교해 봄으로써 알 수 있다. 현재 모델과 ALT-01 모델의 구동기어 및 피동기어에서의 베어링 접촉반력을 비교하여 Figs. 22, 23에 각각 나타내었으며, 전체 주파수 영역에서 베어링 접촉반력이 감소되었음을 알 수 있다.

Fig. 22Pinion gear bearing contact force compare current model with ALT-01 model

Fig. 23Wheel gear bearing contact force compare current model with ALT-01 model

ALT-01 모델의 소음 해석 결과와 현재 모델의 소음 해석 결과 비교는 Fig. 24와 같다. 가진 하중의 감소에 따른 기존 모델 대비 ALT-01 모델의 소음 저감 효과는 약 2.56 dB(A)이며 최대 소음이 측정되었던 800 Hz 대역폭의 소음 감소 효과를 확인할 수 있다.

Fig. 24Acoustic analysis result compares current model with ALT-01 model

기어 케이스의 동강성을 보강한 ALT-02 모델의 고유진동수 해석 결과는 Table 12와 같으며 기어 시스템의 ref. frequency 영역 내에서 소음 해석 결과 모드 기여도가 높은 고유진동수 모드를 빨간색, 주황색, 노랑색 음영으로 표시하였다.

Table 12Natural frequency analysis result at ALT-02 model

ALT-02 모델의 소음 해석 결과는 Fig. 25와 같으며 가장 큰 음압 레벨이 측정된 측정점에서의 음압을 dB(A)로 나타내었다. Fig. 25에서 나타낸 1402 측정점에서는 853 Hz에서 94.4 dB(A)의 최대 음압이 측정되었으며 우측 하단의 그래프는 최대 음압에서의 모드 기여도를 나타낸다.

Fig. 25Max. sound pressure level of measuring point 1402 of ALT-02 model

모드 기여도로부터 42번 모드가 71.2 %, 41번 모드가 15.6 %의 기여도를 가지며 소음에 가장 큰 영향을 주는 모드인 것을 알 수 있다.

42번 모드와 41번 모드는 Fig. 26과 같으며 케이스 동강성의 보강으로 인해 최대 음압이 감소한 것을 확인할 수 있다.

Fig. 2642th and 41th mode shape of gear assembly of ALT-02 model at 80 km/h

ALT-02 모델의 소음 해석 결과와 현재 모델의 소음 해석 결과 비교는 Fig. 27과 같다. 기어 케이스의 동강성 보강에 따른 기존 모델 대비 ALT-02 모델의 소음 저감 효과는 약 2.72 dB(A)이며 ALT-01 모델 대비 약 0.16 dB(A)의 소음 감소 효과가 있음을 알 수 있다.

Fig. 27Acoustic analysis result compares current model with ALT-02 model

 

4. 결 론

소음 저감 모델에 대한 해석 결과를 비교하면 Table 13과 같은 결론을 얻을 수 있다.

Table 13Compare with base model and improvement model about the noise level

이 연구에서는 전동차가 80 km/h로 주행 시 구동 기어계의 소음을 줄이기 위해서 두 가지 개선안을 제시하였다. 가진 하중의 저감 측면에서 기어 치형에 의한 맞물림 조건 개선을, 가진 하중에 의한 진동 저감 측면에서는 케이스의 동강성 보강 안을 고려하였다. 두 가지 개선안의 해석 결과는 Table 13과 같으며 그 결과로부터 구동기어 소음 저감의 영향도를 평가할 수 있다. 소음에 직접적으로 영향을 주는 부품은 공기 중으로 직접적으로 구조기인 소음을 방사하는 기어 케이스이다. 따라서 기어 케이스의 진동을 감소시킬 수 있는 방안들에 대한 연구가 구동기어 조립체의 소음을 저감하는 데 효율적으로 사용될 수 있다.