JP2000042614A - Spindle for rolling mill - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To optimize a dimension by eliminating a waste of fatigue strength and yield strength of a cross pin and a fastening bolt while securing a prescribed life of a bearing roller in a spindle for a rolling mill to which a torque transmitting system capable of setting a torque interruption setting torque at a low value is applied. SOLUTION: In a spindle for a rolling mill wherein a cross kid part 103A provided in an intermediate shaft 124 is provided witch a case 118 which is fixed to the intermediate shaft 124 via a fastening bolt 116, a cross pin 112 which is rotatably attached to the case 118 via a bearing roller 14, a case 117 which rotatably supports the cross pin 112 via a bearing roller 113, and a fastening bolt 115 which fixes the case 117 to a counter intermediate shaft side member, when the diameter of the cross pin 112 is expressed by (d), the width of the bearing rovers 113, 114 is expressed by 1W, a distance from the center of the cross pin 112 to the center in the width direction of the bearing rollers 113, 114 is expressed by L, and the diameter of the cases 117, 118 is expressed by D, this spindle is constituted so as to satisfy the formula, d.1W.L/D3>0.018.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、圧延機の作業ロー
ルとこれを駆動する電動機との間に設けられる圧延機用
スピンドルに係わり、特に、摩擦伝達機構を介し電動機
からの駆動トルクが伝達される場合に好適な圧延機用ス
ピンドルに関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a spindle for a rolling mill provided between a work roll of a rolling mill and an electric motor for driving the same, and in particular, a driving torque from the electric motor is transmitted through a friction transmission mechanism. The present invention relates to a spindle for a rolling mill suitable for

【０００２】[0002]

【従来の技術】鋼帯用圧延機は、上・下１対の作業ロー
ルを備えており、これら作業ロールの入側から導入され
る被圧延材を作業ロール間で減厚し、所定の厚さとして
出側から搬出する。これら作業ロールを回転させるため
の駆動力は、作業ロール自体に直接駆動トルクを入力す
るものや、これら作業ロールをそれぞれ支持する上・下
補強ロールに駆動トルクを入力しそれら補強ロールから
の駆動接線力として作業ロールに作用させるもの等があ
る。前者の作業ロール駆動の圧延機では、通常、これら
作業ロールは電動機の駆動力によって駆動される。すな
わち、電動機の駆動力が、電動機に接続された変速機に
おいて所定の割合で減速された後、スピンドルによって
相互の駆動軸の高さ方向の偏位を吸収しつつ作業ロール
に伝達される。2. Description of the Related Art A rolling mill for a steel strip is provided with a pair of upper and lower work rolls, and the material to be rolled introduced from the entrance side of these work rolls is reduced between the work rolls to a predetermined thickness. As a matter of fact, it is carried out from the exit side. The driving force for rotating these work rolls is a drive force input directly to the work rolls themselves, or a drive tangent from the reinforcement rolls by inputting a drive torque to upper and lower reinforcing rolls that support the respective work rolls. There is a force acting on a work roll as a force. In the former work roll driven rolling mill, these work rolls are usually driven by the driving force of an electric motor. That is, the driving force of the electric motor is reduced at a predetermined rate in the transmission connected to the electric motor, and then transmitted to the work rolls by the spindle while absorbing deviations of the driving shafts in the height direction.

【０００３】このようにスピンドルは、電動機と作業ロ
ールとの間に設けられ、電動機からの駆動トルクを作業
ロールへ伝達するものであるため、強度設計上、以下の
ことに留意することが必要である。As described above, since the spindle is provided between the electric motor and the work roll and transmits the driving torque from the electric motor to the work roll, it is necessary to pay attention to the following in terms of strength design. is there.

【０００４】（１）疲労強度＞常用最大トルクであるこ
と スピンドルは、圧延中において常時作用しうる駆動トル
クのうち最大のもの（＝常用最大トルク）を連続的に伝
達可能な強度が必要である。すなわち、常用最大トルク
が繰り返し加わっても、各部品の寿命が十分大きく、半
永久的に破壊しないような疲労強度が必要である。通
常、過渡的なトルクに対する余裕をみて、例えば、 疲労許容トルク＞常用最大トルク×１２５％ … （式１） が必要とされている。(1) Fatigue strength> Maintenance maximum torque The spindle must have a strength capable of continuously transmitting the maximum drive torque (= normal maximum torque) among the drive torques that can always act during rolling. . In other words, the fatigue strength is required so that the life of each component is sufficiently long even if the normal maximum torque is repeatedly applied and the component is not broken semipermanently. Normally, in view of a margin for transient torque, for example, it is necessary to satisfy the following expression: allowable fatigue torque> maximum service torque × 125% (Equation 1).

【０００５】（２）降伏強度＞トルク遮断設定トルクで
あること 鋼帯圧延用圧延機は、圧延中に種々の理由により突然鋼
帯が破断し上・下作業ロール間に鋼帯が絞り込み作業ロ
ールが瞬時に急停止する場合があるが、このとき電動機
は慣性によって回転し続けようとするため、作業ロール
と電動機との間のスピンドルに常用最大圧延トルクの数
倍もの過大なトルクが発生し、スピンドルの破断を招
く。(2) Yield Strength> Torque Breaking Set Torque In a steel strip rolling mill, a steel strip suddenly breaks during rolling for various reasons, and the steel strip is narrowed between upper and lower work rolls. May suddenly stop suddenly, but at this time, the motor continues to rotate due to inertia, so an excessive torque several times the normal maximum rolling torque is generated on the spindle between the work roll and the motor, This causes the spindle to break.

【０００６】そこで、このような作業ロール急停止時に
もスピンドルに過大なトルクを作用させないように、電
動機とスピンドルの間にシャーピンを設けてトルクを遮
断する構造が従来より提唱されている。これを図５に示
す。図５は、従来の作業ロール駆動系の構造を表す概略
側面図であり、電動機１０１の駆動力が、電動機１０１
に接続された変速機（歯車機構を内蔵）１０２において
所定の割合で減速された後、上・下スピンドル１０３，
１０４によって高さ方向の偏位を吸収しつつ上・下作業
ロール１０５，１０６に伝達される。このとき、電動機
１０１と変速機１０２との間にシャーピン１０７が設け
られている。このシャーピン１０７は、変速機１０２及
び電動機１０１にそれぞれ接続された左・右フランジ１
０８，１０９を接続するものであり、応力集中部として
の頚部１０７ａを備えている。作業ロール１０５，１０
６が急停止し過大なトルクが発生したときには、その過
大トルクでシャーピン１０７の頚部１０７ａが瞬時に破
断することにより、電動機１０１とスピンドル１０３，
１０４との接続を遮断し、スピンドル１０３，１０４の
破断を防止する。In order to prevent excessive torque from acting on the spindle even during such a sudden stop of the work roll, a structure has been proposed in which a shear pin is provided between the electric motor and the spindle to cut off the torque. This is shown in FIG. FIG. 5 is a schematic side view showing the structure of a conventional work roll drive system.
After being decelerated at a predetermined ratio in a transmission (built-in gear mechanism) 102 connected to the
The deviation in the height direction is absorbed by the upper and lower work rolls 105 and 106 by the 104. At this time, a shear pin 107 is provided between the electric motor 101 and the transmission 102. The shear pin 107 is connected to the left and right flanges 1 connected to the transmission 102 and the electric motor 101, respectively.
08, 109, and has a neck 107a as a stress concentration portion. Work rolls 105 and 10
6 suddenly stops and excessive torque is generated, the neck 107a of the shear pin 107 is instantaneously broken by the excessive torque, so that the electric motor 101 and the spindle 103,
The connection with the spindle 104 is cut off to prevent the spindles 103 and 104 from breaking.

【０００７】この場合、シャーピン１０７の頚部１０７
ａの径を調整することによりその破断するときのトルク
遮断設定トルク（＝破断設定トルク）を適宜設定するこ
とができる。例えば頚部１０７ａを細くすればトルク遮
断設定トルクを低くすることができ、これによって、上
記作業ロール急停止時に電動機１０１の慣性力でスピン
ドル１０３，１０４に作用するトルクを低く抑え、スピ
ンドル１０３，１０４を保護することができる。反面、
シャーピン頚部１０７ａをあまり細くすると、通常圧延
時の常用トルクで疲労折損し圧延が頻繁に中断すること
となるため、トルク遮断設定トルクは、シャーピン１０
７の製造誤差等に対する余裕をみて、常用最大トルクの
３５０％程度に設定するのが一般的である。In this case, the neck 107 of the shear pin 107
By adjusting the diameter of a, the torque break set torque (= break set torque) at the time of the break can be appropriately set. For example, if the neck 107a is made thinner, the torque cutoff set torque can be reduced, whereby the torque acting on the spindles 103, 104 due to the inertia of the electric motor 101 at the time of the above-mentioned sudden stop of the work roll is suppressed to a low level. Can be protected. On the other hand,
If the shear pin neck 107a is made too thin, fatigue breakage occurs due to normal torque during normal rolling, and rolling is frequently interrupted.
In general, the torque is set to about 350% of the normal maximum torque in view of the margin for the manufacturing error and the like in FIG.

【０００８】このように設定すると、スピンドル１０
３，１０４には、最大で、トルク遮断設定トルクにほぼ
等しいトルクすなわち常用最大トルクの３５０％程度の
トルクがたまに加わることとなる。したがって、スピン
ドル１０３，１０４は、このトルクに対し瞬時に降伏し
ないだけの降伏強度が要求されることとなる。通常、若
干の余裕をみて、例えば、 降伏許容トルク＞常用最大トルク×４５０％ … （式２） が必要とされている。With this setting, the spindle 10
3,104, at most, a torque substantially equal to the torque cutoff set torque, that is, a torque of about 350% of the normal maximum torque is occasionally applied. Therefore, the spindles 103 and 104 are required to have a yield strength that does not yield instantaneously with respect to this torque. Normally, with a margin, for example, it is required that yield allowable torque> normal maximum torque × 450% (Equation 2).

【０００９】ここで、スピンドル１０３，１０４の強度
上最も問題となる最弱部は、スピンドル１０３，１０４
の両端部にそれぞれ設けられ、折れ曲がることのできる
機構を備えたクロスキッド部１０３Ａ，１０３Ｂ及び１
０４Ａ，１０４Ｂである。その詳細構造を図６により説
明する。図６は、図５中VI−VI断面による横断面図であ
り、上スピンドル１０３の上作業ロール１０５側のクロ
スキッド部１０３Ａを例に取ってその詳細断面構造を示
したものである。この図６及び前述の図５において、ク
ロスキッド部１０３Ａは、上作業ロール１０５側の各部
品として、上作業ロール１０５に嵌合する小判カップリ
ング１２３と、この小判カップリング１２３にロール側
締め付けボルト１１５を介し固定された２つのロール側
ケース１１７，１１７とを備えており、また、反ロール
側の各部品として、中間軸１２４に中間軸側締め付けボ
ルトボルト１１６を介して固定された２つの中間軸側ケ
ース１１８，１１８を備えている。これらロール側ケー
ス１１７，１１７及び中間軸側ケース１１８，１１８に
対し、それぞれロール側軸受コロ１１３及び中間軸側軸
受コロ１１４を介し、十字丸棒状のクロスピン１１２が
回転自在に装着されており、これによって、中間軸１２
４と小判カップリング１２３との軸線どうしが傾斜して
いても駆動力を円滑に伝達可能となっている。またこの
とき、クロスピン１１２のスラスト方向の支持のために
ロール側ケース１１７及び中間軸側ケース１１８にはそ
れぞれロール側ワッシャ１１９及び中間軸側ワッシャ１
２０が設けられており、さらに各軸受に充填されている
グリースを封止するためにロール側ケース１１７及び中
間軸側ケース１１８にそれぞれロール側シール１２１及
び中間軸側シール１２２が設けられている。上記構成に
おいて、圧延トルクは、中間軸１２４から中間軸側ケー
ス１１８に伝達され、さらに中間軸側軸受コロ１１４を
介しクロスピン１１２に伝達される。そして、このクロ
スピン１１２からロール側軸受コロ１１３を介しロール
側ケース１１７に伝達され、さらに小判カップリング１
２３に伝達される。なお、スピンドル１０３のもう一方
のクロスキッド部１０３Ｂについても同様の構造であ
り、圧延トルクは、変速機１０２から小判カップリング
１３６に伝達され、さらに変速機側ケース１３７→変速
機側軸受コロ（図示せず）→クロスピン１３８→中間軸
側軸受コロ（図示せず）→中間軸側ケース１３９→中間
軸１２４というように伝達される。また、スピンドル１
０４のクロスキッド部１０４Ａ，１０４Ｂについてもス
ピンドル１０３Ａ，１０３Ｂと同様の構造である。以
下、これら４つのクロスキッド部１０３Ａ，１０３Ｂ，
１０４Ａ，１０４Ｂについて、スピンドル１０３のクロ
スキッド部１０３Ａの説明のみとし、他の３つについて
は省略するが、それらについても同様である。Here, the weakest part which is the most problematic in the strength of the spindles 103, 104 is the spindles 103, 104
Cross-kid portions 103A, 103B, and 1 provided at both ends of the
04A and 104B. The detailed structure will be described with reference to FIG. FIG. 6 is a cross-sectional view taken along the line VI-VI in FIG. 5, and shows a detailed cross-sectional structure of the cross spindle 103A on the upper work roll 105 side of the upper spindle 103 as an example. In FIG. 6 and FIG. 5 described above, the cross kid portion 103A includes, as components on the upper work roll 105 side, an oval coupling 123 fitted to the upper work roll 105, and a roll-side tightening bolt attached to the oval coupling 123. And two roll-side cases 117 and 117 fixed via the intermediate shaft 115. The two intermediate members fixed to the intermediate shaft 124 via the intermediate shaft-side tightening bolts 116 as the respective components on the non-roll side. The shaft-side cases 118, 118 are provided. A cross pin 112 in the shape of a round bar is rotatably mounted on the roll-side cases 117 and 117 and the intermediate shaft-side cases 118 and 118 via a roll-side bearing roller 113 and an intermediate shaft-side bearing roller 114, respectively. The intermediate shaft 12
The driving force can be transmitted smoothly even if the axes of the oval coupling 4 and the oval coupling 123 are inclined. Also, at this time, the roll side washer 119 and the intermediate shaft side washer 1 are provided on the roll side case 117 and the intermediate shaft side case 118 to support the cross pin 112 in the thrust direction.
In addition, a roll-side seal 121 and an intermediate-shaft-side seal 122 are provided on the roll-side case 117 and the intermediate-shaft-side case 118, respectively, for sealing the grease filled in each bearing. In the above configuration, the rolling torque is transmitted from the intermediate shaft 124 to the intermediate shaft side case 118, and further transmitted to the cross pin 112 via the intermediate shaft side bearing roller 114. Then, the power is transmitted from the cross pin 112 to the roll-side case 117 via the roll-side bearing roller 113, and
23. The same structure is applied to the other cross-kid portion 103B of the spindle 103. The rolling torque is transmitted from the transmission 102 to the oval coupling 136, and the transmission-side case 137 → the transmission-side bearing roller (see FIG. (Not shown) → cross pin 138 → intermediate shaft side bearing roller (not shown) → intermediate shaft side case 139 → intermediate shaft 124. Also, spindle 1
The cross-kid portions 104A and 104B of 04 have the same structure as the spindles 103A and 103B. Hereinafter, these four cross-kid parts 103A, 103B,
Regarding 104A and 104B, only the description of the crosskid portion 103A of the spindle 103 will be given, and the other three will be omitted, but the same applies to them.

【００１０】上記のようなクロスキッド部１０３Ａの構
造において、上記（１）で述べたように、各部品は常用
最大トルクを連続して伝達できるだけの疲労強度を有す
ることが必要である。また、軸受コロ１１３，１１４は
スピンドル１０３全体の回転に合わせクロスピン１１２
の廻りをトルクを受けながら揺動回転するため、軸受コ
ロ１１３，１１４及びクロスピン１１２は軸受のように
有限寿命を持つことになる。このような背景のもと、ク
ロスキッド部１０３Ａの強度上特に問題となるクロスピ
ン１１２、締め付けボルト１１５，１１６、及び軸受コ
ロ１１３，１１４に関し、クロスピン１１２及び締め付
けボルト１１５，１１６については前述した（式１）及
び（式２）の条件が必要とされている。すなわち、クロ
スピン１１２及び締め付けボルト１１５，１１６につい
て、 疲労許容トルク＞常用最大トルク×１２５％ … （式１） 降伏許容トルク＞常用最大トルク×４５０％ … （式２） 一方、軸受コロ１１３，１１４については、その寿命に
関し、次の条件が必要とされている。すなわち、 常用最大トルクにおける寿命＞４０００ｈｒ … （式３） 以上のような条件を満たすために、従来の標準的なスピ
ンドル１０３の仕様の一例としては、例えば常用最大ト
ルク１３．２ｔｏｎ．ｍ、べ一ス回転数２５０ｒｐｍの
場合で、図７におけるクロスピン１１２の径ｄ＝１０１
ｍｍ、締め付けボルト１１５，１１６のサイズＢ＝４０
ｍｍ、スピンドル１０３の外径（＝ケース１１７，１１
８の外径）Ｄ＝４１０ｍｍ、軸受コロ１１３，１１４の
幅（径方向長さ）ｌW＝７５ｍｍ、クロスピン１１２中
心から軸受コロ１１３，１１４幅中心までの距離Ｌ＝１
４８ｍｍとしている。この場合、図８に示すように、ク
ロスピン１１２及び締め付けボルト１１５，１１６の疲
労強度は常用最大トルクに対し概略２５０％〜３００
％、降伏強度は概略４５０％〜４９０％となり、軸受コ
ロ１１３，１１４の常用最大トルクでの寿命は、概略
４，５００ｈｒとなる。ここで、クロスピン１１２及び
締め付けボルト１１５，１１６に必要な疲労強度は上記
（式１）より常用最大トルクの１２５％で、また必要な
降伏強度（図８中に必要降伏強度で示す。について
は後述）は上記（式２）より常用最大トルクの４５０％
である。また、軸受コロ１１３，１１４に必要な寿命は
上記（式３）より４０００ｈｒであるから、条件をいず
れも満たしていることがわかる。[0010] In the structure of the crosskid portion 103A as described above, as described in (1) above, each component must have a fatigue strength capable of continuously transmitting the normal maximum torque. In addition, the bearing rollers 113 and 114 are rotated by the cross pin 112 according to the rotation of the entire spindle 103.
The bearing rollers 113 and 114 and the cross pin 112 have a finite life like a bearing because they rotate in an oscillating manner while receiving torque. Against this background, regarding the cross pin 112, the tightening bolts 115 and 116, and the bearing rollers 113 and 114, which are particularly problematic in the strength of the cross-kid portion 103A, the cross pin 112 and the tightening bolts 115 and 116 have been described above (equation). The conditions of 1) and (Equation 2) are required. That is, for the cross pin 112 and the tightening bolts 115 and 116, allowable fatigue torque> maximum service torque × 125% (Equation 1) Allowable yield torque> maximum service torque × 450% (Equation 2) On the other hand, regarding the bearing rollers 113 and 114 The following conditions are required for its life. That is, the life at the normal maximum torque> 4000 hr (Equation 3) In order to satisfy the above conditions, as an example of the specification of the conventional standard spindle 103, for example, the normal maximum torque 13.2 ton. m, and the base rotation speed is 250 rpm, and the diameter d of the cross pin 112 in FIG.
mm, size B of tightening bolts 115 and 116 = 40
mm, the outer diameter of the spindle 103 (= case 117, 11
8) D = 410 mm, width (radial length) of bearing rollers 113 and 114 lW = 75 mm, distance L = 1 from center of cross pin 112 to width center of bearing rollers 113 and 114
48 mm. In this case, as shown in FIG. 8, the fatigue strength of the cross pin 112 and the tightening bolts 115 and 116 is approximately 250% to 300% of the normal maximum torque.
%, The yield strength is approximately 450% to 490%, and the life of the bearing rollers 113 and 114 at the normal maximum torque is approximately 4,500 hours. Here, the fatigue strength required for the cross pin 112 and the tightening bolts 115 and 116 is 125% of the normal maximum torque according to the above (Equation 1), and the required yield strength (shown as required yield strength in FIG. 8) will be described later. ) Is 450% of the normal maximum torque from the above (Equation 2).
It is. In addition, since the life required for the bearing rollers 113 and 114 is 4000 hours from the above (Equation 3), it can be seen that both conditions are satisfied.

【００１１】[0011]

【発明が解決しようとする課題】ところで、鋼帯用圧延
機においては、一般に、作業ロールのロール径が細いほ
ど、小さなシリンダ力で大きな圧下力を得られ、設備費
の低減を図れることが知られている。また、小径作業ロ
ールほど駆動トルクが小さくて済むため、操業費の低減
にも有効である。しかしながら、作業ロールを小径化す
るためには、上述したような作業ロール駆動方式でスピ
ンドルが作業ロールに連結される構造では、取り合いの
都合上（上・下作業ロールのみを小径化してもこれらに
連結される上・下スピンドルが接触してしまう）、スピ
ンドルの小径化が必須となる。したがって、スピンドル
を小径化することが、作業ロールの小径化を可能とし、
設備費や操業費の節減に役立つといえる。By the way, in a rolling mill for steel strip, it is generally known that the smaller the diameter of the work roll, the larger the rolling force can be obtained with a small cylinder force and the reduction in equipment cost can be achieved. Have been. Further, the smaller the work roll diameter, the smaller the driving torque, the more effective it is in reducing the operating cost. However, in order to reduce the diameter of the work roll, the structure in which the spindle is connected to the work roll by the work roll drive method as described above requires the use of a work roll. The upper and lower spindles to be connected come into contact with each other), and it is necessary to reduce the diameter of the spindle. Therefore, reducing the diameter of the spindle makes it possible to reduce the diameter of the work roll,
It can be said that this will help to reduce equipment costs and operating costs.

【００１２】そこで、スピンドルの小径化を図ることを
目的として、従来の設計思想に基づき、上記図６及び図
８に示した構造を相似形のまま小径化することが考えら
れる。この場合、その標準仕様は、前述した仕様をその
まま等比率で縮小することとなり、以下のようになる。
すなわち、常用最大トルク１３．２ｔｏｎ．ｍ、べ一ス
回転数２５０ｒｐｍのままで、図７におけるスピンドル
１０３の外径Ｄ＝３８０ｍｍに縮小したとすると、クロ
スピン１１２の径ｄ＝９５ｍｍ、締め付けボルト１１
５，１１６のサイズＢ＝３７ｍｍ、軸受コロ１１３，１
１４の幅ｌW＝６９ｍｍ、クロスピン１１２中心から軸
受コロ１１３，１１４幅中心までの距離Ｌ＝１３８ｍｍ
となる。この場合、図９に示すように、クロスピン１１
２及び締め付けボルト１１５，１１６の疲労強度は常用
最大トルクに対し概略２００％〜２５０％、降伏強度は
常用最大トルクに対し概略３７０％〜４１０％となり、
必要強度（図９中に必要降伏強度で示す。について
は後述）に対して未だ余裕がある。しかしながら、軸受
コロ１１３，１１４の常用最大トルクでの寿命は、概略
２，４００ｈｒと極端に少なくなって必要な寿命を大幅
に下回るため、実用に供すことはできない。したがっ
て、従来のスピンドル設計思想のままでは、スピンドル
１０３外径を４１０ｍｍより大幅に細くすることは困難
である。Therefore, for the purpose of reducing the diameter of the spindle, it is conceivable to reduce the diameter of the structure shown in FIGS. 6 and 8 while maintaining a similar shape based on the conventional design concept. In this case, the standard specifications are the same as those described above, but are reduced at the same ratio.
That is, the normal maximum torque 13.2 ton. 7, the outer diameter D of the spindle 103 in FIG. 7 is reduced to 380 mm while keeping the base rotation speed at 250 rpm.
5,116 size B = 37mm, bearing rollers 113,1
14, the width 1W = 69 mm, the distance L from the center of the cross pin 112 to the center of the width of the bearing rollers 113, 114 L = 138 mm
Becomes In this case, as shown in FIG.
2 and the tightening bolts 115 and 116 have a fatigue strength of approximately 200% to 250% of the normal maximum torque, and a yield strength of approximately 370% to 410% of the normal maximum torque.
There is still room for the required strength (shown in FIG. 9 as the required yield strength, which will be described later). However, the life of the bearing rollers 113 and 114 at the normal maximum torque is extremely short at about 2,400 hr, which is much shorter than the required life, and thus cannot be put to practical use. Therefore, it is difficult to make the outer diameter of the spindle 103 significantly smaller than 410 mm without changing the conventional spindle design concept.

【００１３】一方、近年、例えば特開平１０−７１４０
９号公報記載のように、作業ロール急停止時にスピンド
ルに過大なトルクを作用させないもう一つの方法とし
て、変速機に上記した歯車機構を用いず摩擦伝達機構を
用いるものがある。このような構造の一例を図１０及び
図１１に示す。図１０は、摩擦伝達機構を用いた作業ロ
ール駆動系の構造を表す概略側面図、図１１は図１０中
XI−XI断面による横断面である。これらはそれぞれ上記
図５及び図６に対応する図であり、図５及び図６と共通
の部分には同一の符号を付し説明を省略する。図１０及
び図１１において、図５及び図６に示した構造と異なる
のは、電動機１０１の回転数を作業ロール１０５，１０
６の必要回転数に適合するように減速すると共にトルク
を上・下作業ロール１０５，１０６に分配する摩擦伝達
式変速機１４０を設けたことと、この摩擦伝達式変速機
１４０に電動機１０１のトルクを伝達するギヤーカップ
リング１４１を設けたことである。摩擦伝達式変速機は
入力ローラー１４２、下ローラー１４３、上ローラー１
４４を備えており、これらのローラー１４２〜１４４
は、図示しない油圧シリンダの押し付け力により互いに
押し付けられている。入力ローラー１４２に入力された
電動機１０１からのトルクは、入力ローラー１４２から
下ローラー１４３へ両ローラーの押し付け力に伴う摩擦
力により伝達され、これによって下ローラー１４３に接
続された下スピンドル１０４へ下作業ロール１０６用ト
ルクが伝達される。そしてこのとき、下ローラー１４３
から上ローラー１４４へも両ローラーの押し付け力に伴
う摩擦力によってトルクが伝達され、これによって上ロ
ーラー１４４に接続された上スピンドル１０３へ上作業
ロール１０５用トルクが伝達されるようになっている。
通常圧延時には、上記したような上記ローラー１４２〜
１４４相互間に作用する摩擦力にて圧延トルクを伝達す
る。一方、上記したような作業ロール１０５，１０６急
停止時に電動機１０１の慣性力で過大トルクが作用する
と、瞬時に上記ローラー１４２〜１４４が互いに滑るこ
とでトルクの伝達を阻止し、かつその直後、油圧シリン
ダの押圧力を急減させてばねの付勢力によってローラー
１４２〜１４４の間を強制的に引き放し、トルク伝達を
完全に遮断するようになっている。On the other hand, in recent years, for example,
As described in Japanese Patent Application Publication No. 9-209, another method for preventing excessive torque from acting on the spindle when the work roll is suddenly stopped is to use a friction transmission mechanism instead of the above-described gear mechanism in the transmission. An example of such a structure is shown in FIGS. FIG. 10 is a schematic side view showing the structure of a work roll drive system using a friction transmission mechanism, and FIG.
It is a transverse section by XI-XI section. These drawings correspond to FIGS. 5 and 6, respectively, and the same parts as those in FIGS. 5 and 6 are denoted by the same reference numerals and description thereof will be omitted. 10 and 11, the difference from the structure shown in FIGS. 5 and 6 is that the rotation speed of the electric motor 101 is different from that of the work rolls 105 and 10.
And a friction transmission type transmission 140 that reduces the speed so as to conform to the required rotation speed of No. 6 and distributes the torque to the upper and lower work rolls 105 and 106. Is provided. The friction transmission type transmission has an input roller 142, a lower roller 143, an upper roller 1
44, these rollers 142-144
Are pressed against each other by a pressing force of a hydraulic cylinder (not shown). The torque from the electric motor 101 input to the input roller 142 is transmitted from the input roller 142 to the lower roller 143 by a frictional force associated with the pressing force of both rollers, whereby the lower work is transmitted to the lower spindle 104 connected to the lower roller 143. The torque for the roll 106 is transmitted. At this time, the lower roller 143
The torque is transmitted also to the upper roller 144 by the frictional force associated with the pressing force of the two rollers, whereby the torque for the upper work roll 105 is transmitted to the upper spindle 103 connected to the upper roller 144.
During normal rolling, the above rollers 142 to 142
The rolling torque is transmitted by the frictional force acting between the rolling elements 144. On the other hand, when an excessive torque acts due to the inertia force of the electric motor 101 at the time of the sudden stop of the work rolls 105 and 106 as described above, the rollers 142 to 144 instantaneously slip against each other to prevent the transmission of torque, and immediately thereafter, the hydraulic pressure is reduced. The pressing force of the cylinder is suddenly reduced, and the rollers 142 to 144 are forcibly released by the urging force of the spring, so that torque transmission is completely shut off.

【００１４】この場合、ローラー１４２〜１４４間の摩
擦係数はほぼ一定の値をとり一対のローラー間にある押
し付け力を加えた場合の伝達しうる最大許容伝達トルク
はほぼ一義的に決定されることが知られている。そのた
め、前述したシャーピン方式と同様、油圧シリンダへ導
く圧油圧力を調整し油圧シリンダの押圧力を制御するこ
とによりその摩擦によるトルク伝達を停止させる（滑り
始める）トルク遮断設定トルク（＝最大許容伝達トル
ク）を適宜設定することができる。このトルク遮断設定
トルクを常用最大トルクより少ししか大きくない値に設
定すると、摩擦係数の変動により通常圧延中にローラー
１４２〜１４４がスリップし、圧延トルクを伝達できず
圧延に支障をきたす。これを防止するため、トルク遮断
設定トルクは摩擦伝達の安定性を見込み設定する必要が
あり、常用最大トルクの１５０％程度に設定するのが一
般的である。この値は、シャーピン方式の３５０％に比
べると非常に小さいが、それは以下の理由による。シャ
ーピン方式では、シャーピン１０７という部材自体の破
壊によってトルク伝達を遮断するため、既述したシャー
ピン１０７の製造誤差等、ばらつきを多くみなければな
らないが、摩擦伝達方式では、部材の破壊でなく、部材
間の滑りによってトルク伝達を遮断するため、ばらつき
が少ないためである。In this case, the coefficient of friction between the rollers 142 to 144 takes a substantially constant value, and the maximum permissible transmission torque that can be transmitted when a pressing force between the pair of rollers is applied is determined almost uniquely. It has been known. Therefore, as in the case of the above-described shear pin method, by adjusting the hydraulic pressure guided to the hydraulic cylinder and controlling the pressing force of the hydraulic cylinder, torque transmission due to the friction is stopped (sliding starts). Torque) can be appropriately set. If the torque cutoff setting torque is set to a value slightly larger than the normal maximum torque, the rollers 142 to 144 slip during normal rolling due to a change in the coefficient of friction, and the rolling torque cannot be transmitted, which hinders rolling. In order to prevent this, it is necessary to set the torque cutoff torque in anticipation of the stability of friction transmission, and generally set it to about 150% of the normal maximum torque. This value is very small compared to 350% of the sharpening method, for the following reason. In the case of the shear pin method, since the torque transmission is interrupted by the destruction of the member itself called the shear pin 107, it is necessary to see a lot of variation such as the manufacturing error of the shear pin 107 described above. This is because torque transmission is interrupted due to slippage between them, so that there is little variation.

【００１５】このように設定すると、スピンドル１０
３，１０４には、最大で、トルク遮断設定トルクにほぼ
等しいトルクすなわち常用最大トルクの１５０％程度の
トルクがたまに加わることとなるので、スピンドル１０
３，１０４は、このトルクに対し瞬時に降伏しないだけ
の降伏強度があれば足り、通常、若干の余裕をみて、例
えば、 降伏許容トルク＞常用最大トルク×１９０％ … （式４） があればよい。With this setting, the spindle 10
3, 104, at most, a torque substantially equal to the torque cutoff setting torque, that is, a torque of about 150% of the normal maximum torque is occasionally applied.
It is sufficient for Yield 3,104 to have a yield strength that does not cause an instantaneous yield to this torque. Usually, with some margin, for example, if there is yield allowable torque> normal maximum torque × 190% (Equation 4) Good.

【００１６】このように摩擦伝達式変速機を用いる場
合、上記（式４）のように降伏許容トルクに関する条件
が変わるため、先に考慮したクロスピン１１２、締め付
けボルト１１５，１１６、及び軸受コロ１１３，１１４
に関する各条件は、クロスピン１１２及び締め付けボル
ト１１５，１１６について、 疲労許容トルク＞常用最大トルク×１２５％ … （式１） 降伏許容トルク＞常用最大トルク×１９０％ … （式４） 軸受コロ１１３，１１４について、 常用最大トルクにおける寿命＞４０００ｈｒ … （式３） となる。In the case where the friction transmission type transmission is used as described above, since the condition regarding the yield allowable torque changes as in the above (Equation 4), the cross pin 112, the tightening bolts 115 and 116, the bearing rollers 113 and 114
Regarding the conditions regarding, regarding the cross pin 112 and the tightening bolts 115 and 116, allowable fatigue torque> maximum service torque × 125% (Equation 1) Allowable yield torque> maximum service torque × 190% (Equation 4) Bearing rollers 113 and 114 The life at the normal maximum torque is> 4000 hr (Equation 3).

【００１７】ここで、先に説明した図８に戻り、従来の
標準的なスピンドル１０３の仕様について再検討する
と、前述の（式２）で規定されていた必要降伏強度
は、摩擦伝達方式によれば上記（式４）で規定される必
要降伏強度で足りることとなるため、降伏強度に不必
要に大きな余裕（＝無駄な余裕）があることがわかる。
これは、既に上述したように、従来のスピンドルが過大
トルク遮断機構としてシャーピン方式を念頭において設
計されているためである。従って、摩擦伝達方式による
過大トルク遮断機構を採用するとともに、これに合わせ
て各部寸法を最適化して上記の無駄をなくせば、結果と
して、スピンドルの小径化を図れる可能性がある。しか
しながら、従来、そのような試みを企てた技術思想は存
在しなかった。Here, returning to FIG. 8 described above, the specification of the conventional standard spindle 103 is reconsidered, and the required yield strength defined by the above (Equation 2) depends on the friction transmission system. For example, since the required yield strength defined by the above (Equation 4) is sufficient, it is understood that the yield strength has an unnecessarily large margin (= useless margin).
This is because, as described above, the conventional spindle is designed with the sharpening method in mind as the excessive torque cutoff mechanism. Therefore, if an excessive torque cut-off mechanism using a friction transmission method is adopted, and the dimensions of each part are optimized according to the mechanism to eliminate the above waste, there is a possibility that the diameter of the spindle can be reduced as a result. However, conventionally, there was no technical idea that attempted such an attempt.

【００１８】なお、以上は作業ロール小径化のニーズが
あるという背景のもと、作業ロール駆動方式の圧延機に
適用される場合を例にとって説明したが、他のロール、
例えば補強ロール駆動方式の圧延機に適用されるスピン
ドルの場合も、種々の事情によりスピンドルの小径化を
図りたい場合はありうる。In the above description, the case where the present invention is applied to a work roll drive type rolling mill has been described as an example in view of the need for reducing the diameter of the work roll.
For example, in the case of a spindle applied to a rolling mill of a reinforcing roll drive type, there may be a case where it is desired to reduce the diameter of the spindle due to various circumstances.

【００１９】本発明の目的は、トルク遮断設定トルクを
低い値に設定できるトルク伝達方式が適用される圧延機
用スピンドルにおいて、軸受コロの所定寿命を確保しつ
つ、クロスピン及び締め付けボルトの疲労強度及び降伏
強度の無駄をなくして寸法を最適化し、小径化を図れる
構成を提供することにある。An object of the present invention is to provide a spindle for a rolling mill to which a torque transmission method capable of setting a torque interruption set torque to a low value is applied, while ensuring a predetermined life of a bearing roller, the fatigue strength of a cross pin and a tightening bolt, and the like. An object of the present invention is to provide a configuration in which the dimensions can be optimized and the diameter can be reduced without wasting the yield strength.

【００２０】[0020]

【課題を解決するための手段】（１）上記目的を達成す
るために、本発明は、電動機の駆動力を用いて上・下１
対の被駆動ロールを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達
経路上に設けられ、中間軸と、この中間軸の両端部にそ
れぞれ設けられたクロスキッド部とを有し、かつ、前記
クロスキッド部は、前記中間軸に第１の締め付けボルト
を介し固定された第１のケースと、この第１のケースに
第１の軸受コロを介し回転自在に装着されたクロスピン
と、このクロスピンを第２の軸受コロを介し回転自在に
支持する第２のケースと、この第２のケースを反中間軸
側部材に固定する第２の締め付けボルトとを備えた圧延
機用スピンドルにおいて、前記クロスピンの径をｄ、前
記第１及び第２の軸受コロの幅をｌW、前記クロスピン
の中心から前記第１及び第２の軸受コロの幅方向中心ま
での距離をＬ、前記第１及び第２のケースの径をＤとし
たとき、ｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³＞０．０１８となるように構
成する。従来の標準的なスピンドルの仕様において相似
形のまま小径化を図ると、クロスピン及び第１及び第２
の締め付けボルトの降伏強度が摩擦伝達方式への適用時
の必要降伏強度に対しまだ余裕がある一方、第１及び第
２の軸受コロの寿命が必要寿命より大幅に小さくなる。
ここで、第１及び第２の軸受コロの寿命は、クロスピン
の径ｄと、第１及び第２の軸受コロの幅ｌWと、クロス
ピンの中心から第１及び第２の軸受コロの幅方向中心ま
での距離Ｌとの積であるｄ・ｌW・Ｌの値に比例するこ
とを見いだした。したがって、第１及び第２の軸受コロ
の寿命を向上し従来と同程度の値を確保するには、クロ
スピンの径ｄ、第１及び第２の軸受コロの幅ｌW、クロ
スピン・第１及び第２の軸受コロの中心間距離Ｌのいず
れかを大きくすれば良い。通常、クロスキッド部におい
ては、十字丸棒状のクロスピンの４方向に突出した丸棒
部を第１及び第２のケース内に径方向に配置された第１
及び第２軸受コロでそれぞれ支持する。したがって、各
ケースは、横断面形状が略（１／４）円形であり、その
周方向中央部に軸受コロが配置されてクロスピンの対応
する丸棒部を抱え込む一方、その軸受コロの周方向両側
２箇所に軸方向に締め付けボルトが配置される格好とな
る。このように限られたスペースに各部品が配置される
関係上、クロスピンの径ｄ、第１及び第２の軸受コロの
幅ｌW、及びクロスピン・第１及び第２の軸受コロの中
心間距離Ｌのうちいずれかを大きくするためには、その
大きくするもの以外の寸法を小さくしなければならな
い。ここで、前述したように、クロスピン及び第１及び
第２の締め付けボルトの降伏強度はまだ必要降伏強度に
対し余裕があることから、クロスピンの径ｄ及び締め付
けボルトのサイズ（ボルト径）Ｂのいずれかを小さくす
ることが考えられる。クロスピンの径ｄを小さくする場
合、ｄ・ｌW・Ｌを大きくするためには第１及び第２の
軸受コロの幅ｌWやクロスピン・第１及び第２の軸受コ
ロの中心間距離Ｌを大きくしなければならない。しか
し、これらｌWやＬはいずれも径方向の大きさに直接関
係する寸法であるため、スピンドルの小径化を図る場合
にはこれらを大きくするのは困難である。したがって、
締め付けボルトのサイズＢを小さくすればよい。このと
き、上記のようにＬWやＬは大きくするのは困難である
ため、クロスピンの径ｄを大きくしてｄ・ｌW・Ｌを大
きくすればよい。以上のように、締め付けボルトサイズ
Ｂの必要降伏強度までの余裕を利用してこのボルトサイ
ズＢを小さくし、これによってクロスピンの径ｄを大き
くする。これにより、ｄ・ｌW・Ｌの値を大きくできる
ので、第１及び第２軸受コロの寿命を向上することがで
きる。具体的には、第１及び第２のケースの径Ｄを無次
元化パラメータとして、ｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³を従来構造よ
りも大きいｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³＞０．０１８とすることに
より、従来と同程度の第１及び第２軸受コロの必要寿命
を確保しつつスピンドルを小径化し、小径スピンドルの
実用化を図ることができる。特に、作業ロールを駆動す
る場合にはスピンドルの小径化によってはじめて作業ロ
ールの小径化が可能となるため、設備費や操業費の節減
の点で有効である。Means for Solving the Problems (1) In order to achieve the above-mentioned object, the present invention provides a method of driving a motor by using a driving force of an electric motor.
A cross-kid provided on a transmission path of the driving force of the rolling mill that drives the pair of driven rolls, comprising an intermediate shaft, and cross-kid portions provided at both ends of the intermediate shaft, and A first case fixed to the intermediate shaft via a first tightening bolt; a cross pin rotatably mounted on the first case via a first bearing roller; A second case rotatably supported via a bearing roller of the above, and a second tightening bolt for fixing the second case to the member on the side opposite to the intermediate shaft. d, the width of the first and second bearing rollers is lW, the distance from the center of the cross pin to the center in the width direction of the first and second bearing rollers is L, the diameter of the first and second cases. Is D, d · lW · / D ^3> is configured to be 0.018. If the diameter of the conventional standard spindle is reduced while keeping the similar shape, the cross pin and the first and second
Although the yield strength of the tightening bolts still has room for the required yield strength when applied to the friction transmission system, the life of the first and second bearing rollers is significantly shorter than the required life.
Here, the life of the first and second bearing rollers is determined by the diameter d of the cross pin, the width lW of the first and second bearing rollers, and the widthwise center of the first and second bearing rollers from the center of the cross pin. It is found to be proportional to the value of d · lW · L, which is the product of the distance L and the distance. Therefore, in order to improve the life of the first and second bearing rollers and secure the same value as the conventional one, the diameter d of the cross pin, the width lW of the first and second bearing rollers, the first and second cross rollers Any one of the center distances L of the bearing rollers 2 may be increased. Normally, in the cross-kid portion, a round bar portion protruding in four directions of a cross rod-shaped cross pin is provided in the first and second cases by radially arranged first and second cases.
And the second bearing roller. Accordingly, each case has a substantially (1/4) circular cross-sectional shape, and a bearing roller is arranged at a central portion in the circumferential direction to hold a corresponding round bar portion of the cross pin, while the bearing roller has both sides in the circumferential direction. It becomes like a clamping bolt is arranged at two places in the axial direction. Since the components are arranged in such a limited space, the diameter d of the cross pin, the width lW of the first and second bearing rollers, and the distance L between the centers of the cross pin and the first and second bearing rollers are considered. In order to increase either of them, the dimensions other than the one to be increased must be reduced. Here, as described above, since the yield strength of the cross pin and the first and second tightening bolts still has a margin with respect to the required yield strength, any one of the cross pin diameter d and the tightening bolt size (bolt diameter) B can be used. It is conceivable to make it smaller. When the diameter d of the cross pin is reduced, the width lW of the first and second bearing rollers and the center distance L between the cross pin and the first and second bearing rollers are increased to increase d · lW · L. There must be. However, since both lW and L are dimensions directly related to the size in the radial direction, it is difficult to increase them when reducing the diameter of the spindle. Therefore,
What is necessary is just to reduce the size B of the fastening bolt. At this time, since it is difficult to increase LW and L as described above, the diameter d of the cross pin may be increased to increase d · lW · L. As described above, the bolt size B is reduced by utilizing the margin of the tightening bolt size B to the required yield strength, thereby increasing the diameter d of the cross pin. As a result, the value of d · lW · L can be increased, and the life of the first and second bearing rollers can be improved. Specifically, the diameter D of the first and second cases is used as a dimensionless parameter, and d · lW · L / D ^{3 is set} to d · lW · L / D ³ > 0.018 which is larger than that of the conventional structure. This makes it possible to reduce the diameter of the spindle while ensuring the required life of the first and second bearing rollers, which is about the same as that of the conventional case, and to commercialize the small-diameter spindle. In particular, when the work roll is driven, the diameter of the work roll can be reduced only by reducing the diameter of the spindle, which is effective in reducing equipment costs and operation costs.

【００２１】（２）また上記目的を達成するために、本
発明は、電動機の駆動力を用いて上・下１対の作業ロー
ルを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設けら
れ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設けられ
たクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッド部
は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定され
た第１のケースと、この第１のケースに第１の軸受コロ
を介し回転自在に装着されたクロスピンと、このクロス
ピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第２の
ケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に固定す
る第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピンドル
において、前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２
の軸受コロの幅をｌW、前記クロスピンの中心から前記
第１及び第２の軸受コロの幅方向中心までの距離をＬ、
前記第１及び第２のケースの径をＤとしたとき、ｄ・ｌ
W・Ｌ／Ｄ³＞０．０１８となるように構成する。(2) In order to achieve the above object, the present invention is provided on a transmission path of the driving force of a rolling mill that drives a pair of upper and lower work rolls using the driving force of an electric motor. , An intermediate shaft, and a cross-kid portion provided at each end of the intermediate shaft, and the cross-kid portion is fixed to the intermediate shaft via a first fastening bolt. A cross pin rotatably mounted on the first case via a first bearing roller, a second case rotatably supporting the cross pin via a second bearing roller, and a second case And a second tightening bolt for fixing the cross pin to the intermediate shaft side member, wherein the diameter of the cross pin is d, the first and second
The width of the bearing roller is 1W, the distance from the center of the cross pin to the center in the width direction of the first and second bearing rollers is L,
When the diameter of the first and second cases is D, d · l
It is configured so that W · L / D ³ > 0.018.

【００２２】（３）さらに上記目的を達成するために、
本発明は、電動機の駆動力を用いて上・下１対の被駆動
ロールを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設
けられ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設け
られたクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッ
ド部は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定
された第１のケースと、この第１のケースに第１の軸受
コロ介し回転自在に装着されたクロスピンと、このクロ
スピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第２
のケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に固定
する第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピンド
ルにおいて、前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第
２のケースの径をＤとしたとき、０．４０＞ｄ／Ｄ＞
０．２７となるように構成する。クロスキッド部では、
限られたスペースに各部品が配置される関係上、クロス
ピンの径ｄを大きくする場合には、その大きくするもの
以外、典型的には第１及び第２の締め付けボルトのサイ
ズＢを小さくすることとなる。したがって、クロスピン
の径ｄをある所定値より大きくすることで、実質的に締
め付けボルトのサイズＢをある所定値より小さくするこ
とができる。これにより、締め付けボルトの必要降伏強
度までの余裕を利用しつつｄ・ｌW・Ｌの値を大きく
し、第１及び第２軸受コロの寿命を向上することができ
る。具体的には、第１及び第２のケースの径Ｄを無次元
化パラメータとして、ｄ／Ｄを従来構造よりも大きいｄ
／Ｄ＞０．２７とする。但し、クロスピンの径ｄをあま
り大きくし過ぎると、締め付けボルトサイズＢのみなら
ず第１及び第２の軸受コロの幅ｌWやクロスピン・第１
及び第２の軸受コロの中心間距離Ｌまで小さくなること
となって逆に軸受コロ寿命の低下を招くので、ｄ／Ｄ＜
０．４０と上限を定めることでこれを防止することがで
きる。以上により、従来と同程度の第１及び第２軸受コ
ロの必要寿命を確保しつつスピンドルを小径化し、小径
スピンドルの実用化を図ることができる。(3) In order to further achieve the above object,
The present invention is provided on a transmission path of the driving force of a rolling mill that drives a pair of upper and lower driven rolls using a driving force of an electric motor, and is provided at an intermediate shaft and at both ends of the intermediate shaft. A first case fixed to the intermediate shaft via a first tightening bolt, and a first bearing roller mounted on the first case. A cross pin rotatably mounted, and a second pin rotatably supporting the cross pin via a second bearing roller.
And a second tightening bolt for fixing the second case to the intermediate shaft-side member, wherein the diameter of the cross pin is d, and the diameter of the first and second cases is Is D, 0.40> d / D>
It is configured to be 0.27. In the Cross Kid section,
When the diameter d of the cross pin is increased due to the arrangement of the components in a limited space, the size B of the first and second tightening bolts is typically reduced except for increasing the diameter of the cross pin. Becomes Therefore, by making the diameter d of the cross pin larger than a predetermined value, the size B of the tightening bolt can be made substantially smaller than the predetermined value. As a result, the value of d · lW · L can be increased while utilizing the margin to the required yield strength of the tightening bolt, and the life of the first and second bearing rollers can be improved. Specifically, the diameter D of the first and second cases is used as a dimensionless parameter, and d / D is larger than that of the conventional structure.
/D>0.27. However, if the diameter d of the cross pin is too large, not only the tightening bolt size B but also the width lW of the first and second bearing rollers and the cross pin / first
And the distance between the centers of the second bearing rollers is reduced to L, which leads to a reduction in the life of the bearing rollers.
This can be prevented by setting the upper limit to 0.40. As described above, it is possible to reduce the diameter of the spindle while ensuring the required life of the first and second bearing rollers at about the same level as in the related art, and to commercialize the small-diameter spindle.

【００２３】（４）また上記目的を達成するために、本
発明は、電動機の駆動力を用いて上・下１対の作業ロー
ルを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設けら
れ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設けられ
たクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッド部
は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定され
た第１のケースと、この第１のケースに第１の軸受コロ
を介し回転自在に装着されたクロスピンと、このクロス
ピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第２の
ケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に固定す
る第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピンドル
において、前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２
のケースの径をＤとしたとき、０．４０＞ｄ／Ｄ＞０．
２７となるように構成する。(4) In order to achieve the above object, the present invention is provided on a transmission path of the driving force of a rolling mill that drives a pair of upper and lower work rolls using a driving force of an electric motor. , An intermediate shaft, and a cross-kid portion provided at each end of the intermediate shaft, and the cross-kid portion is fixed to the intermediate shaft via a first fastening bolt. A cross pin rotatably mounted on the first case via a first bearing roller, a second case rotatably supporting the cross pin via a second bearing roller, and a second case And a second tightening bolt for fixing the cross pin to the intermediate shaft side member, wherein the diameter of the cross pin is d, the first and second
When the diameter of the case is D, 0.40> d / D> 0.
27.

【００２４】[0024]

【発明の実施の形態】本発明の一実施形態を、図面を参
照しつつ説明する。本実施形態は、摩擦伝達方式による
過大トルク遮断機構を採用するとともに、前述した従来
の標準的なスピンドル１０３の仕様において、軸受コロ
１１３，１１４の所定寿命を確保しつつ降伏強度の無駄
な余裕をなくして各部品の寸法を最適化し、スピンドル
の小径化を図るものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS One embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. The present embodiment employs an excessive torque cut-off mechanism based on a friction transmission system, and in the specification of the conventional standard spindle 103 described above, secures a predetermined life of the bearing rollers 113 and 114 while providing a waste margin of yield strength. The purpose is to optimize the dimensions of each component and reduce the diameter of the spindle.

【００２５】以下、本発明の原理及び詳細構成につい
て、以下順次説明する。Hereinafter, the principle and detailed configuration of the present invention will be sequentially described.

【００２６】（１）従来の標準仕様（外径Ｄ＝４１０ｍ
ｍ） 図８を用いて前述したように、従来の標準的なスピンド
ル１０３の仕様は、例えば、常用最大トルク１３．２ｔ
ｏｎ．ｍ、べ一ス回転数２５０ｒｐｍの条件で、スピン
ドル１０３の外径Ｄ＝４１０ｍｍ、クロスピン１１２の
径ｄ＝１０１ｍｍ（スピンドル１０３の外径Ｄとの比率
ｄ／Ｄ≒０．２５、以下同様）、締め付けボルト１１
５，１１６のサイズＢ＝４０ｍｍ、軸受コロ１１３，１
１４の幅ｌW＝７５ｍｍ（ｌW／Ｄ≒０．１８）、クロス
ピン１１２中心から軸受コロ１１３，１１４幅中心まで
の距離Ｌ＝１４８ｍｍ（Ｌ／Ｄ≒０．３６）となってい
る。そしてこの場合、クロスピン１１２及び締め付けボ
ルト１１５，１１６の疲労強度は常用最大トルクに対し
概略２５０％〜３００％、降伏強度は概略４５０％〜４
９０％となり、軸受コロ１１３，１１４の常用最大トル
クでの寿命は、概略４，５００ｈｒとなる。ここで、前
述したように、クロスピン１１２及び締め付けボルト１
１５，１１６に必要な疲労強度は常用最大トルクの１２
５％で、また必要な降伏強度（図８中の必要降伏強度
）は常用最大トルクの１９０％である。また、軸受コ
ロ１１３，１１４に必要な寿命は４０００ｈｒであるか
ら、条件をいずれも満たしている。しかし、前述したよ
うな前提とする過大トルク遮断機構の方式の差に基づ
き、降伏強度に不必要に大きな余裕（＝無駄な余裕）が
ある。(1) Conventional standard specification (outer diameter D = 410 m
m) As described above with reference to FIG. 8, the specification of the conventional standard spindle 103 is, for example, a normal maximum torque of 13.2 t.
on. m, the outer diameter D of the spindle 103 = 410 mm, the diameter d of the cross pin 112 = 101 mm (the ratio d / D ≒ 0.25 to the outer diameter D of the spindle 103, the same applies hereinafter) under the conditions of a base rotation speed of 250 rpm, Tightening bolt 11
5,116 size B = 40 mm, bearing rollers 113,1
14 has a width lW = 75 mm (lW / D ≒ 0.18), and the distance L from the center of the cross pin 112 to the center of the width of the bearing rollers 113 and 114 is L = 148 mm (L / D ≒ 0.36). In this case, the fatigue strength of the cross pin 112 and the tightening bolts 115 and 116 is approximately 250% to 300% with respect to the normal maximum torque, and the yield strength is approximately 450% to 4%.
90%, and the service life of the bearing rollers 113 and 114 at the normal maximum torque is approximately 4,500 hours. Here, as described above, the cross pin 112 and the fastening bolt 1
The fatigue strength required for 15,116 is 12
At 5%, the required yield strength (the required yield strength in FIG. 8) is 190% of the normal maximum torque. In addition, since the life required for the bearing rollers 113 and 114 is 4000 hours, both conditions are satisfied. However, there is an unnecessarily large margin (= useless margin) in the yield strength based on the difference in the method of the excessive torque cutoff mechanism assumed as described above.

【００２７】（２）従来の標準仕様で小径化を図った場
合（外径Ｄ＝３８０ｍｍ） 図９を用いて前述したように、上記（１）の従来の標準
的なスピンドル１０３の仕様において相似形のまま小径
化を図り、スピンドル１０３の外径Ｄ＝３８０ｍｍにし
た場合、常用最大トルク１３．２ｔｏｎ．ｍ、べ一ス回
転数２５０ｒｐｍの条件で、クロスピン１１２の径ｄ＝
９５ｍｍ（ｄ／Ｄ＝０．２５）、締め付けボルト１１
５，１１６のサイズＢ＝３７ｍｍ、軸受コロ１１３，１
１４の幅ｌW＝６９ｍｍ（ｌW／Ｄ≒０．１８）、クロス
ピン１１２中心から軸受コロ１１３，１１４幅中心まで
の距離Ｌ＝１３８ｍｍ（Ｌ／Ｄ≒０．３６）となる。そ
してこの場合、クロスピン１１２及び締め付けボルト１
１５，１１６の疲労強度は常用最大トルクに対し概略２
００％〜２５０％、降伏強度は概略３７０％〜４１０％
となって必要強度に対して未だ余裕がある。しかし、軸
受コロ１１３，１１４の常用最大トルクでの寿命は、概
略２，４００ｈｒと極端に少なくなって必要な寿命を大
幅に下回り、実用に供すことはできない。(2) In the case where the diameter is reduced in the conventional standard specification (outer diameter D = 380 mm) As described above with reference to FIG. 9, similar to the specification of the conventional standard spindle 103 in (1) above. When the outer diameter D of the spindle 103 is set to 380 mm by reducing the diameter while maintaining the shape, the normal maximum torque of 13.2 ton. m, the diameter d of the cross pin 112 under the conditions of a base rotation speed of 250 rpm =
95 mm (d / D = 0.25), tightening bolt 11
5,116 size B = 37mm, bearing rollers 113,1
14 has a width lW = 69 mm (lW / D ≒ 0.18), and the distance L from the center of the cross pin 112 to the center of the width of the bearing rollers 113 and 114 is L = 138 mm (L / D ≒ 0.36). In this case, the cross pin 112 and the tightening bolt 1
The fatigue strength of 15,116 is about 2 times the normal maximum torque.
00% to 250%, yield strength approximately 370% to 410%
There is still room for the required strength. However, the life of the bearing rollers 113 and 114 at the normal maximum torque is extremely short at about 2,400 hr, which is much shorter than the required life, and cannot be put to practical use.

【００２８】（３）本発明の考え方 上記（２）で述べたように、従来の標準的なスピンドル
の仕様において相似形のまま小径化を図ると、クロスピ
ン１１２及び締め付けボルト１１５，１１６の降伏強度
が摩擦伝達方式への適用時の必要降伏強度に対しまだ余
裕がある一方、軸受コロ１１３，１１４の寿命が必要寿
命より大幅に小さくなる。そこでまず、この軸受コロ１
１３，１１４の寿命を向上させる必要がある。(3) Concept of the present invention As described in the above (2), if the diameter of the conventional standard spindle is reduced while maintaining the similar shape, the yield strength of the cross pin 112 and the tightening bolts 115 and 116 is obtained. Although there is still room for the required yield strength when applied to the friction transmission method, the life of the bearing rollers 113 and 114 is significantly shorter than the required life. Therefore, first, this bearing roller 1
It is necessary to improve the service life of 13,114.

【００２９】（３−Ａ）軸受寿命を決定する要素 軸受コロ１１３，１１４の接触面の最大応力（ヘルツ面
圧）Ｐmaxは、例えば、「材料力学」（鵜戸口ほか著、
裳華房）４１０ページに記載されているように、以下の
式で表される。 Ｐmax＝０．５９√｛Ｐ’・Ｅ（ｄ＋ｄ’）／（ｄ・ｄ’）｝…（式５） 但し、Ｐ’はクロスピン１１２から軸受コロ１１３，１
１４の受ける単位長さあたりの荷重（線圧）、Ｅはヤン
グ率、ｄはクロスピン１１２の径、ｄ’は軸受コロ１１
３，１１４の径である。(3-A) Factors Determining Bearing Life The maximum stress (Hertz surface pressure) Pmax of the contact surfaces of the bearing rollers 113 and 114 is described in, for example, "Material Mechanics" (Udoguchi et al.,
As described on page 410, it is represented by the following equation. Pmax = 0.59 {P '· E (d + d') / (dd · d ')} (Equation 5) where P' is the distance between the cross pin 112 and the bearing rollers 113 and 1
14 is a load per unit length (linear pressure), E is Young's modulus, d is the diameter of the cross pin 112, and d 'is the bearing roller 11
3,114.

【００３０】ここで、線圧Ｐ’は、荷重をＰ、軸受コロ
１１３，１１４の幅ｌWを用いて、 Ｐ’＝Ｐ／ｌW で表されるから、上記（式５）は、 Ｐmax＝０．５９√｛Ｐ・Ｅ（ｄ＋ｄ’）／ｌW・ｄ・ｄ’｝…（式６） となり、さらに、ＰはトルクＴ及びクロスピン１１２・
軸受コロ１１３，１１４中心間距離Ｌを用いてＰ＝Ｔ／
Ｌで表されるから、 Ｐmax＝０．５９√｛Ｔ・Ｅ（ｄ＋ｄ’）／ｌW・Ｌ・ｄ・ｄ’｝…（式７） となる。Here, the linear pressure P 'is expressed by P' = P / lW using the load P and the width lW of the bearing rollers 113 and 114. Therefore, the above (Equation 5) is expressed as follows: Pmax = 0 .59 {P · E (d + d ′) / lW · d · d ′} (Equation 6), and P is the torque T and the cross pin 112 ·
Using the distance L between the centers of the bearing rollers 113 and 114, P = T /
Since it is represented by L, Pmax = 0.59 {TE * (d + d ') / lW * L * d * d' (Equation 7)

【００３１】ここで、軸受コロ１１３，１１４の寿命Ｌ
hはヘルツ面圧Ｐmaxが小さくなるほど大きくなるが、上
記（式７）よりｄ・ｌW・Ｌが大きくなるほどヘルツ面
圧Ｐmaxが小さくなることから、ｄ・ｌW・Ｌが大きくな
るほどこれに比例して軸受コロ１１３，１１４の寿命Ｌ
hが大きくなることがわかった。これは、同一トルクで
はＬが大きいほど軸受コロ１３，１１４に作用する力は
小さく、軸受コロ１１３，１１４の幅ＩWが広いほどま
たクロスピン１１２の径ｄｄが大きいほど軸受コロ１１
３，１１４の面圧が小さくなり、寿命ＬHが大きくなる
ことからもわかる。Here, the life L of the bearing rollers 113 and 114
h increases as the Hertzian surface pressure Pmax decreases, but from equation (7), as d · lW · L increases, the Hertzian surface pressure Pmax decreases. Therefore, h increases in proportion to d · lW · L. Life L of bearing rollers 113 and 114
h was found to be large. This is because, for the same torque, the force acting on the bearing rollers 13 and 114 decreases as L increases, and as the width IW of the bearing rollers 113 and 114 increases and the diameter dd of the cross pin 112 increases, the bearing rollers 11
It can also be seen from the fact that the surface pressure of 3,114 decreases and the life LH increases.

【００３２】（３−Ｂ）ｄ・ｌW・Ｌを大きくする手法 上記（３−Ａ）より、軸受コロ１１３，１１４の寿命Ｌ
hを大きくするためには、ｄ・ｌW・Ｌを大きくすればよ
いことがわかった。そのためには、クロスピン１１２の
径ｄ、軸受コロ１１３，１１４の幅ｌW、クロスピン１
１２・軸受コロ１１３，１１４の中心間距離Ｌのうちい
ずれかを大きくすれば良い。ところで、クロスキッド部
１０３Ａにおいては、前述したように限られたスペース
に各部品が配置される関係上、クロスピンの径ｄ、軸受
コロ１１３，１１４の幅ｌW、及びクロスピン１１２・
軸受コロ１１３，１１４の中心間距離Ｌのうちいずれか
を大きくするためには、その大きくするもの以外の寸法
を小さくしなければならない。ここで、図９を用いて前
述したように、クロスピン１１２及び締め付けボルト１
１５，１１６の降伏強度はまだ必要降伏強度（図９中必
要降伏強度）に対し余裕があることから、クロスピン
１１２の径ｄ及び締め付けボルトのサイズＢのいずれか
を小さくすることが考えられる。クロスピン１１２の径
ｄを小さくする場合、ｄ・ｌW・Ｌを大きくするために
は軸受コロ１１３，１１４の幅ｌWやクロスピン１１２
・軸受コロ１１３，１１４の中心間距離Ｌを大きくしな
ければならない。しかし、これらｌWやＬはいずれも径
方向の大きさに直接関係する寸法であるため、スピンド
ル１０３の小径化を図る場合にはこれらを大きくするの
は困難である。したがって、締め付けボルト１１５，１
１６のサイズＢを小さくすればよい。このとき、上記の
ようにＬWやＬは大きくするのは困難であるため、クロ
スピン１１２の径ｄを大きくしてｄ・ｌW・Ｌを大きく
すればよい。(3-B) Method of increasing d · lW · L From the above (3-A), the life L of the bearing rollers 113 and 114 is
It has been found that in order to increase h, d · lW · L should be increased. For this purpose, the diameter d of the cross pin 112, the width lW of the bearing rollers 113 and 114, the cross pin 1
12. Either the center distance L between the bearing rollers 113 and 114 may be increased. By the way, in the cross-kid part 103A, the diameter d of the cross pin, the width lW of the bearing rollers 113 and 114, and the cross pin 112
In order to increase any of the center distances L between the bearing rollers 113 and 114, dimensions other than the increased distance must be reduced. Here, as described above with reference to FIG.
Since the yield strengths of Nos. 15 and 116 still have room for the required yield strength (the required yield strength in FIG. 9), it is conceivable to reduce either the diameter d of the cross pin 112 or the size B of the fastening bolt. When the diameter d of the cross pin 112 is reduced, the width lW of the bearing rollers 113 and 114 and the width of the cross pin 112 are increased in order to increase d · lW · L.
The distance L between the centers of the bearing rollers 113 and 114 must be increased. However, since these lW and L are both directly related to the size in the radial direction, it is difficult to increase them when reducing the diameter of the spindle 103. Therefore, the fastening bolts 115, 1
The size B of 16 may be reduced. At this time, since it is difficult to increase LW and L as described above, the diameter d of the cross pin 112 may be increased to increase d · lW · L.

【００３３】（３−Ｃ）ｄ・ｌW・Ｌによる軸受コロ寿
命の変化 本願発明者等は、上記（３−Ａ）（３−Ｂ）で得られた
知見を確認するために、クロスピン１１２の径ｄ、軸受
コロ１１３，１１４の幅ｌW、軸受コロ１１３，１１４
中心間距離Ｌを種々変えたときの軸受コロ１１３，１１
４の寿命Ｌhについて解析を行い、図２に示す結果を得
た。解析条件は、スピンドル１０３の外径Ｄ＝３８０ｍ
ｍ、常用最大トルク１３．２ｔｏｎ．ｍ、べ一ス回転数
２５０ｒｐｍとした。なお、横軸には軸受コロ１１３，
１１４の幅ｌWをとり、縦軸に軸受コロ１１３，１１４
の寿命をとって表している。図中、４つの直線はそれぞ
れクロスピン１１２の径ｄ＝１２５ｍｍ、１２０ｍｍ、
９５ｍｍ、８０ｍｍの場合を示している。また、前述し
たように、クロスキッド部１０３Ａは、限られた狭いス
ペースに各部品を配置する構造上、各直線上において、
ｌWの値が増加するにつれてクロスピン１１２中心から
軸受コロ１１３，１１４幅中心までの距離Ｌは減少して
いる。しかしながら、各直線上において、軸受コロ１１
３，１１４の幅ｌWが大きくなるほどｄ・ｌW・Ｌの値は
大きくなっており、そしてこのｄ・ｌW・Ｌが大きくな
るほど軸受コロ１１３，１１４の寿命Ｌhが大きくなっ
ている。また、各直線相互を比較してみても、ｄ・ｌW
・Ｌの値が大きいほど寿命Ｌhが大きくなっていること
がわかる。以上により、ｄ・ｌW・Ｌが大きくなるほど
これに比例して軸受コロ１１３，１１４の寿命Ｌhが大
きくなるという上記（３−Ａ）の知見が確認された。(3-C) Change in bearing roller life due to d · lW · L The inventors of the present invention determined that the cross pin 112 had to be used to confirm the findings obtained in (3-A) and (3-B) above. Diameter d, width lW of bearing rollers 113,114, bearing rollers 113,114
Bearing rollers 113 and 11 when center distance L is variously changed
The life Lh of No. 4 was analyzed, and the results shown in FIG. 2 were obtained. The analysis condition is that the outer diameter D of the spindle 103 is 380 m.
m, normal use maximum torque 13.2 ton. m, and the base rotation speed was 250 rpm. The horizontal axis has bearing rollers 113,
Take the width lW of 114, and put the bearing rollers 113, 114 on the vertical axis.
Of life. In the figure, the four straight lines respectively represent the diameter d of the cross pin 112 = 125 mm, 120 mm,
The case of 95 mm and 80 mm is shown. Further, as described above, the cross-kid portion 103A has a structure in which each component is arranged in a limited narrow space,
As the value of 1W increases, the distance L from the center of the cross pin 112 to the center of the width of the bearing rollers 113 and 114 decreases. However, on each straight line, the bearing rollers 11
The value of d · lW · L increases as the width lW of the 3,114 increases, and the life Lh of the bearing rollers 113 and 114 increases as the d · lW · L increases. Also, comparing each straight line, d · lW
-It turns out that life Lh is so large that the value of L is large. From the above, the finding of the above (3-A) that the life Lh of the bearing rollers 113 and 114 increases in proportion to d · lW · L increases.

【００３４】また、図２において、上記（２）の従来仕
様で小径化を図った場合に相当するのは、点アである
（ｄ＝９５ｍｍ、Ｌ＝１３８ｍｍ、ｌW＝６９ｍｍ）。
この従来仕様に対し、ＬWやＬはあまり変化させないま
まｄを大きくしてｄ・ｌW・Ｌを大きくさせたものは、
点イ（ｄ＝１２５ｍｍ、Ｌ＝１３５ｍｍ、ｌW＝６５ｍ
ｍ、ｄ・ｌW・Ｌ≒１０８００００）や点ウ（ｄ＝１２
０ｍｍ、Ｌ＝１３４ｍｍ、ｌW＝６８ｍｍ、ｄ・ｌW・Ｌ
≒１０９３４４０）に相当する。図示されるように、こ
れら点イや点ウの軸受コロ１１３，１１４の寿命Ｌh
は、４１００〜４２００ｈｒと大きく向上し、必要寿命
（４０００ｈｒ）を満足していることがわかる。In FIG. 2, what corresponds to the case where the diameter is reduced in the conventional specification (2) is point A (d = 95 mm, L = 138 mm, 1W = 69 mm).
Compared to this conventional specification, the one in which d is increased while LW and L are not changed much, and d · lW · L is increased,
Point A (d = 125 mm, L = 135 mm, lW = 65 m
m, d · lW · L ≒ 1080000) or point (d = 12
0 mm, L = 134 mm, lW = 68 mm, d · lW · L
$ 1093440). As shown in the figure, the life Lh of the bearing rollers 113 and 114 at these points A and C is shown.
Is significantly improved to 4100 to 4200 hr, which satisfies the required life (4000 hr).

【００３５】なお、上記点イ及び点ウは締め付けボルト
１１５，１１６のサイズＢを小さくしつつクロスピン１
１２の径ｄを大きくし、これによって軸受コロ１１３，
１１４の必要寿命を満足したが、このときの締め付けボ
ルト１１５，１１６及びクロスピン１１２の疲労強度及
び降伏強度の必要疲労強度及び必要降伏強度に対する余
裕について、図３を用いて検討する。図３は、これら点
イ及び点ウのうちの代表として点ウの場合（ｄ＝１２０
ｍｍ、Ｌ＝１３４ｍｍ、ｌW＝６８ｍｍ）について、締
め付けボルト１１５，１１６及びクロスピン１１２の疲
労強度及び降伏強度の値を示したものであり、図９に対
応する図である。この図３に示されるように、クロスピ
ン１１２はその径ｄの大径化によって疲労強度（常用最
大トルクの約４４０％）及び降伏強度（常用最大トルク
の約７２０％）ともに大きくなったが、締め付けボルト
１１５，１１６はそのサイズＢの小径化によって疲労強
度（常用最大トルクの約２５０％）及び降伏強度（常用
最大トルクの約１４０％）ともに小さくなり、必要疲労
強度（常用最大トルクの１２５％）及び必要降伏強度
（常用最大トルクの１９０％）にかなり近くなって無駄
な余裕がなくなっていることがわかる。なお、点イの場
合もほぼ同様の値をとることを本願発明者等は確認し
た。これにより、締め付けボルト１１５，１１６のサイ
ズＢを小さくすることでクロスピン１１２の径ｄを大き
くし、これによってｄ・ｌW・Ｌを大きくするのが寸法
上最適であるという上記（３−Ｂ）の知見が確認され
た。The points A and C correspond to the cross pin 1 while reducing the size B of the fastening bolts 115 and 116.
12, the diameter d of the bearing roller 113,
Although the required life of the 114 has been satisfied, the margin of the fatigue strength and the yield strength of the fastening bolts 115 and 116 and the cross pin 112 at this time with respect to the required fatigue strength and the required yield strength will be described with reference to FIG. FIG. 3 shows the case of point c as a representative of these points a and c (d = 120
FIG. 9 shows the values of the fatigue strength and the yield strength of the tightening bolts 115 and 116 and the cross pin 112 with respect to mm, L = 134 mm, and lW = 68 mm). As shown in FIG. 3, the cross pin 112 has increased both fatigue strength (approximately 440% of the normal maximum torque) and yield strength (approximately 720% of the normal maximum torque) due to the increase in the diameter d. As the diameter of the bolts 115 and 116 becomes smaller, both the fatigue strength (about 250% of the normal maximum torque) and the yield strength (about 140% of the normal maximum torque) decrease, and the required fatigue strength (125% of the normal maximum torque). Further, it can be seen that the required yield strength (190% of the normal maximum torque) is considerably close to no wasteful margin. Note that the inventors of the present application have confirmed that the same value is obtained in the case of point a. As a result, the size B of the tightening bolts 115 and 116 is reduced to increase the diameter d of the cross pin 112, thereby increasing d · lW · L. The findings were confirmed.

【００３６】（３−Ｄ）最適寸法を与える条件 上記（３−Ｃ）で説明したように、図２において、締め
付けボルト１１５，１１６サイズＢの必要降伏強度まで
の余裕を利用してこのボルトサイズＢを小さくし、これ
によってクロスピン１１２の径ｄを大きくし、これによ
りｄ・ｌW・Ｌの値を大きくして軸受コロ１１３，１１
４の寿命を向上し小径化前の従来構造の４０００ｈｒを
達成できたのは、点イと点ウに示すものであった。前述
したように、図２においては、ｄ・ｌW・Ｌが大きいほ
ど軸受コロ１１３，１１４の寿命ＬHが大きくなる特性
がある。そして、点イ及び点ウのｄ・ｌW・Ｌの値はそ
れぞれ概略１０８００００及び１０９３４４０であり、
４０００ｈｒより寿命ＬHが小さいもののうちで最大の
ものは点エであり、ｄ・ｌW・Ｌ≒１０３７４００であ
る。これらを指標化のためにスピンドル径Ｄ³（＝３８
０３）で無次元化すると、点イ、点ウ、点エについて、
それぞれｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³≒０．０１９７，０．０１９
９，０．０１８９となる。したがって、点イ及び点ウの
みが条件を満たし、点エは条件を満たさないという観点
からは、最適寸法を与える条件は、例えば ｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³＞０．０１９ … （式８） となる。(3-D) Conditions for Providing Optimum Dimensions As described in the above (3-C), in FIG. 2, the size of the tightening bolts 115 and 116 is determined by utilizing the margin to the required yield strength of size B. B is reduced, thereby increasing the diameter d of the cross pin 112, thereby increasing the value of d · lW · L to increase the bearing rollers 113,11.
It was shown at points a and c that the life of the sample No. 4 was improved and 4000 hr of the conventional structure before the diameter reduction was achieved. As described above, in FIG. 2, there is a characteristic that the longer the d · lW · L, the longer the life LH of the bearing rollers 113 and 114. Then, the values of d · lW · L at point a and point c are approximately 1080000 and 1093440, respectively.
The largest one having a life LH shorter than 4000 hr is point d, which is d · lW · L ≒ 1037400. For indexing these, the spindle diameter D ³ (= 38
03), the points A, C and D are
D · lW · L / D ³ ≒ 0.0197, 0.019
9, 0.0189. Accordingly, from the viewpoint that only the points A and C satisfy the condition, and the point D does not satisfy the condition, the condition for providing the optimum dimension is, for example, d · lW · L / D ³ > 0.019 (Equation 8) Becomes

【００３７】しかしながら、点エについても、軸受コロ
１１３，１１４の寿命ＬHは４０００ｈｒより若干小さ
いものの３６００ｈｒ程度は確保されている。また、従
来構造を相似形のまま小径化した点アについてはｄ・ｌ
W・Ｌ／Ｄ³≒０．０１６５程度に過ぎず、また小径化す
る前の従来の標準構造についても、本願発明者等が検討
した限りにおいては、すべてｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³≦０．０
１７であった。したがって、本願発明者等は、小径化前
の従来構造と略同程度の軸受コロ１１３，１１４の寿命
を確保しつつスピンドルを小径化できる条件として、 ｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³＞０．０１８ … （式９） 好ましくは、 ｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³≧０．０１９ … （式１０） が適当であると判断した。However, as for point d, the life LH of the bearing rollers 113 and 114 is slightly shorter than 4000 hr, but about 3600 hr. In addition, for the point a in which the diameter of the conventional structure is reduced while maintaining a similar shape, d · l
W · L / D ³ ≒ about 0.0165, and the conventional standard structure before the reduction in diameter is all d · lW · L / D ³ ≦ 0 as far as the present inventors have studied. .0
It was 17. Therefore, the inventors of the present application have set the condition that the diameter of the spindle can be reduced while maintaining the life of the bearing rollers 113 and 114 substantially the same as that of the conventional structure before the diameter reduction, as d · lW · L / D ³ > 0.018. (Equation 9) Preferably, d · lW · L / D ³ ≧ 0.019 (Equation 10) was determined to be appropriate.

【００３８】（４）本発明の実施形態の構造 上記（３）で説明した考え方に基づく、本発明の一実施
形態によるスピンドルを備えた作業ロール駆動系の構造
を表す概略側面図を図１に、図１中IV−IV断面による横
断面図を図４に示す。前述した図１０及び図１１と共通
の部分には同一の符号を付し、説明を省略する。図１及
び図４において、図１０及び図１１の構造と異なるの
は、スピンドルのクロスキッド部の各部品の寸法仕様で
ある。すなわち、図４において明らかなように、本実施
形態のスピンドル１０３のクロスキッド部１０３Ａで
は、締め付けボルト１１５，１１６のサイズを小径化す
るとともに、クロスピン１１２の外径ｄを大きくしてい
る。具体的には、図２の点ウに示した仕様となってお
り、常用最大トルク１３．２ｔｏｎ．ｍ、べ一ス回転数
２５０ｒｐｍの条件で、前述した図７におけるスピンド
ル１０３の外径Ｄ＝３８０ｍｍ、クロスピン１１２の径
ｄ＝１２０ｍｍ（ｄ／Ｄ≒０．３２）、締め付けボルト
１１５，１１６のサイズＢ＝３２ｍｍ、軸受コロ１１
３，１１４の幅ｌW＝６８ｍｍ（ｌW／Ｄ≒０．１８）、
クロスピン１１２中心から軸受コロ１１３，１１４幅中
心までの距離Ｌ＝１３４ｍｍ（Ｌ／Ｄ≒０．３５）、ま
たこれらによりｄ・ＩW・Ｌ／Ｄ³≒０．０１９９となっ
ている。(4) Structure of Embodiment of the Present Invention FIG. 1 is a schematic side view showing the structure of a work roll drive system having a spindle according to an embodiment of the present invention based on the concept described in (3) above. FIG. 4 is a cross-sectional view taken along the line IV-IV in FIG. 10 and 11 are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. 1 and 4, the difference from the structure of FIGS. 10 and 11 is the dimensional specification of each part of the crosskid portion of the spindle. That is, as apparent from FIG. 4, in the crosskid portion 103A of the spindle 103 according to the present embodiment, the size of the fastening bolts 115 and 116 is reduced, and the outer diameter d of the crosspin 112 is increased. Specifically, the specifications are as shown in the point c in FIG. 2, and the normal maximum torque 13.2 ton. 7, the outer diameter D of the spindle 103 in FIG. 7 described above, the diameter d of the cross pin 112 = 120 mm (d / D ≒ 0.32), and the sizes of the tightening bolts 115 and 116 in FIG. B = 32 mm, bearing roller 11
3,114 width lW = 68 mm (lW / D ≒ 0.18),
The distance L from the center of the cross pin 112 to the center of the width of the bearing rollers 113 and 114 is L = 134 mm (L / D ≒ 0.35), and d · IW · L / D ³ ≒ 0.0199.

【００３９】以上のように構成した本実施形態において
は、上記（３−Ｄ）で得られた（式９）の条件を満たし
ている。これにより、小径化前の従来構造と略同程度の
軸受コロ１１３，１１４の寿命（４０００ｈｒ以上）を
確保しつつスピンドル１０３の径Ｄを従来の４１０ｍｍ
から３８０ｍｍに小径化することができる。これによ
り、作業ロール１０５，１０６として小径作業ロールの
採用が可能となるので、圧延機における設備費や操業費
の節減を図ることができる。In the present embodiment configured as described above, the condition of (Equation 9) obtained in the above (3-D) is satisfied. As a result, the diameter D of the spindle 103 is reduced to 410 mm while maintaining the service life (4000 hr or more) of the bearing rollers 113 and 114 substantially the same as the conventional structure before the diameter reduction.
Can be reduced to 380 mm. This makes it possible to employ small-diameter work rolls as the work rolls 105 and 106, thereby reducing equipment costs and operating costs in the rolling mill.

【００４０】なお、上記実施形態においては、小径化前
の従来構造と略同程度の軸受コロ１１３，１１４の寿命
を確保しつつスピンドルを小径化できる条件として、ク
ロスピン１１２の径ｄ、軸受コロ１１３，１１４の幅ｌ
W、クロスピン１１２中心から軸受コロ１１３，１１４
幅中心までの距離Ｌ、スピンドル１０３の径Ｄの４つを
用いた式、すなわち ｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³＞０．０１８ … （式９） によって規定した。しかしながら、この（式９）の条件
は、実質的に、下記の簡単な式 ０．４０＞ｄ／Ｄ＞０．２７ … （式１１） によって置き換えることができることを本願発明者等は
見いだした。以下、その詳細について説明する。すなわ
ち、前述したように、クロスキッド部１０３Ａでは、限
られたスペースに各部品が配置される関係上、クロスピ
ン１１２の径ｄを大きくする場合には、その大きくする
もの以外、典型的には締め付けボルト１１５，１１６の
サイズＢを小さくすることとなる。したがって、クロス
ピン１１２の径ｄをある所定値より大きくすることで、
他の寸法を通常通りの寸法にするとすれば、実質的に締
め付けボルトのサイズＢをある所定値より小さくするこ
ととなる。このことは、上記（３−Ｂ）で説明した、締
め付けボルト１１５，１１６のサイズＢを小さくしてク
ロスピン１１２の径ｄを大きくし、ｄ・ｌW・Ｌを大き
くすることと実質的にはほぼ同値である。これにより、
クロスピン１１２の径ｄをある所定値より大きくするこ
とで、上記実施形態と同様の原理で、締め付けボルト１
１５，１１６の必要降伏強度までの余裕を利用しつつｄ
・ｌW・Ｌの値を大きくし、軸受コロ１１３，１１４の
寿命を向上することができる。本願発明者等の検討によ
れば、通常の設計への適用を考える場合、スピンドル径
Ｄを無次元化パラメータとしてｄ／Ｄを従来構造よりも
大きいｄ／Ｄ＞０．２７とするのが、上記（式９）にほ
ぼ相当する条件となることがわかった。但しこのとき、
クロスピン１１２の径ｄをあまり大きくし過ぎると、締
め付けボルト１１５，１１６サイズＢのみならず軸受コ
ロ１１３，１１４の幅ｌWやクロスピン１１２・軸受コ
ロ１１３，１１４の中心間距離Ｌまで小さくなることと
なって逆に軸受コロ１１３，１１４の寿命低下を招くの
で、ｄ／Ｄ＜０．４０と上限を定めることでこれを防止
することができる。以上により、従来と同程度の軸受コ
ロ１１３，１１４の必要寿命を確保しつつスピンドル１
０３を小径化できる条件は、より簡単には、 ０．４０＞ｄ／Ｄ＞０．２７ … （式１１） と表すことができる。In the above-described embodiment, the condition that the spindle diameter can be reduced while maintaining the life of the bearing rollers 113 and 114 substantially the same as the conventional structure before the diameter reduction is set as the diameter d of the cross pin 112, the bearing roller 113, and the like. , 114 width l
W, bearing rollers 113, 114 from the center of cross pin 112
The distance L to the center of the width and the diameter D of the spindle 103 were determined using four equations, that is, d · lW · L / D ³ > 0.018 (Equation 9). However, the present inventors have found that the condition of (Equation 9) can be substantially replaced by the following simple equation: 0.40> d / D> 0.27 (Equation 11). Hereinafter, the details will be described. That is, as described above, in the cross-kid portion 103A, when the diameter d of the cross pin 112 is increased due to the arrangement of the components in a limited space, typically the tightening is performed except for increasing the diameter d. The size B of the bolts 115 and 116 will be reduced. Therefore, by making the diameter d of the cross pin 112 larger than a predetermined value,
Assuming that the other dimensions are the normal dimensions, the size B of the fastening bolt is substantially smaller than a predetermined value. This is substantially equivalent to reducing the size B of the tightening bolts 115 and 116 to increase the diameter d of the cross pin 112 and increasing d · lW · L as described in (3-B). Are equivalent. This allows
By making the diameter d of the cross pin 112 larger than a predetermined value, the fastening bolt 1
Using the margin to the required yield strength of 15,116, d
The life of the bearing rollers 113 and 114 can be improved by increasing the value of lW · L. According to the study by the inventors of the present application, when considering application to a normal design, it is preferable that the spindle diameter D is a dimensionless parameter and d / D is larger than the conventional structure, that is, d / D> 0.27. It has been found that the condition substantially corresponds to the above (Equation 9). However, at this time,
If the diameter d of the cross pin 112 is too large, not only the size B of the tightening bolts 115 and 116 but also the width lW of the bearing rollers 113 and 114 and the distance L between the centers of the cross pins 112 and the bearing rollers 113 and 114 are reduced. On the contrary, since the life of the bearing rollers 113 and 114 is shortened, this can be prevented by setting the upper limit of d / D <0.40. As described above, it is possible to secure the required life of the bearing rollers 113 and 114 at the same level as in the related art while securing the spindle 1
The condition for reducing the diameter of 03 can be more simply expressed as 0.40> d / D> 0.27 (Equation 11).

【００４１】また、上記実施形態においては、図１に示
したように過大トルク遮断機構として摩擦伝達式変速機
１４０を設けたが、これに限られない。すなわち、過大
トルク遮断機構として、例えば特開昭５５−１０１９１
号公報に記載の油圧により発生する締め付けトルクを利
用したいわゆるセーフセットを用い、変速機としては図
５と同様の歯車機構内蔵変速機１０２を用いてもよい。
この場合、トルク遮断設定トルクは、上記実施形態にお
ける摩擦伝達方式と同様、常用最大トルクの１５０％程
度に設定するのが一般的であるため、上記実施形態にお
ける原理がそのまま適用できる。したがって、上記（式
９）または（式１１）の条件を満たすようにスピンドル
を構成することで、上記実施形態と同様の効果を得る。Further, in the above embodiment, the friction transmission type transmission 140 is provided as the excessive torque cutoff mechanism as shown in FIG. 1, but the invention is not limited to this. That is, as an excessive torque cut-off mechanism, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-10191
A so-called safe set using a tightening torque generated by a hydraulic pressure described in Japanese Patent Application Laid-Open Publication No. H10-209, and a transmission with a built-in gear mechanism 102 similar to FIG. 5 may be used as the transmission.
In this case, the torque cutoff set torque is generally set to about 150% of the normal maximum torque, similarly to the friction transmission method in the above-described embodiment, so that the principle in the above-described embodiment can be applied as it is. Therefore, by configuring the spindle so as to satisfy the conditions of the above (Equation 9) or (Equation 11), the same effect as in the above embodiment can be obtained.

【００４２】また、上記実施形態においては、作業ロー
ル１０５，１０６を駆動する方式の圧延機を例にとって
説明したが、これに限られず、他のロール、例えば上下
作業ロール１０５，１０６をそれぞれ支持する補強ロー
ル１５５，１５６（図１参照）を駆動する圧延機のスピ
ンドルについても適用できることはいうまでもない。Further, in the above-described embodiment, a rolling mill of a type for driving the work rolls 105 and 106 has been described as an example. However, the present invention is not limited to this, and other rolls, for example, upper and lower work rolls 105 and 106 are respectively supported. It goes without saying that the present invention is also applicable to a spindle of a rolling mill that drives the reinforcing rolls 155 and 156 (see FIG. 1).

【００４３】[0043]

【発明の効果】本発明によれば、トルク遮断設定トルク
を低い値に設定できるトルク伝達方式が適用される圧延
機用スピンドルにおいて、軸受コロの所定寿命を確保し
つつ、クロスピン及び締め付けボルトの疲労強度及び降
伏強度の無駄をなくして寸法を最適化し、小径化を図る
ことができる。According to the present invention, in a spindle for a rolling mill to which a torque transmission method capable of setting a torque interruption set torque to a low value is applied, a fatigue life of a cross pin and a tightening bolt is ensured while ensuring a predetermined life of a bearing roller. The dimensions can be optimized and the diameter can be reduced without wasting strength and yield strength.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明の一実施形態によるスピンドルを備えた
作業ロール駆動系の構造を表す概略側面図である。FIG. 1 is a schematic side view illustrating a structure of a work roll drive system including a spindle according to an embodiment of the present invention.

【図２】クロスピンの径ｄ、軸受コロの幅ｌW、軸受コ
ロ中心間距離Ｌを種々変えたときの軸受コロの寿命Ｌh
について解析を行った結果を示す図である。FIG. 2 shows the life Lh of the bearing roller when the diameter d of the cross pin, the width lW of the bearing roller, and the distance L between the bearing rollers are variously changed.
It is a figure showing the result of having analyzed about.

【図３】図２に示した点ウの場合について、締め付けボ
ルト及びクロスピンの疲労強度及び降伏強度の値を示し
た図である。FIG. 3 is a diagram showing values of a fatigue strength and a yield strength of a fastening bolt and a cross pin in a case of a point c shown in FIG. 2;

【図４】図１中IV−IV断面による横断面図である。FIG. 4 is a cross-sectional view taken along the line IV-IV in FIG.

【図５】シャーピンを備えた従来の作業ロール駆動系の
構造を表す概略側面図である。FIG. 5 is a schematic side view showing the structure of a conventional work roll drive system provided with a shear pin.

【図６】図５中VI−VI断面による横断面図である。FIG. 6 is a cross-sectional view taken along the line VI-VI in FIG. 5;

【図７】クロスキッド部における各部寸法呼称を説明す
るための図である。FIG. 7 is a diagram for describing the names of the dimensions of the cross-kid portion.

【図８】図５及び図６に示した構造について、締め付け
ボルト及びクロスピンの疲労強度及び降伏強度の値を示
した図である。FIG. 8 is a view showing values of fatigue strength and yield strength of a fastening bolt and a cross pin in the structure shown in FIGS. 5 and 6;

【図９】図５及び図６に示した構造から相似形のまま小
径化を図った場合について、締め付けボルト及びクロス
ピンの疲労強度及び降伏強度の値を示した図である。FIG. 9 is a diagram showing the values of the fatigue strength and the yield strength of the tightening bolt and the cross pin when the diameter is reduced while maintaining a similar shape from the structure shown in FIGS. 5 and 6.

【図１０】摩擦伝達機構を用いた従来の作業ロール駆動
系の構造を表す概略側面図である。FIG. 10 is a schematic side view showing the structure of a conventional work roll drive system using a friction transmission mechanism.

【図１１】図１０中XI−XI断面による横断面図である。11 is a transverse sectional view taken along the line XI-XI in FIG.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１０１ 電動機 １０３ スピンドル １０３Ａ，Ｂ クロスキッド部 １０４ スピンドル １０４Ａ，Ｂ クロスキッド部 １０５，１０６ 作業ロール（被駆動ロール） １１２ クロスピン １１３ 軸受コロ（第２の軸受コロ） １１４ 軸受コロ（第１の軸受コロ） １１５ 締め付けボルト（第２の締め付けボル
ト） １１６ 締め付けボルト（第１の締め付けボル
ト） １１７ ケース（第２のケース） １１８ ケース（第１のケース） １２３ 小判カップリング（反中間軸側部材） １２４ 中間軸 １３６ 小判カップリング（反中間軸側部材） １３７ ケース（第２のケース） １３８ クロスピン １３９ ケース（第１のケース） １４０ 摩擦伝達式変速機101 Electric motor 103 Spindle 103A, B Crosskid part 104 Spindle 104A, B Crosskid part 105, 106 Work roll (driven roll) 112 Cross pin 113 Bearing roller (second bearing roller) 114 Bearing roller (first bearing roller) 115 tightening bolt (second tightening bolt) 116 tightening bolt (first tightening bolt) 117 case (second case) 118 case (first case) 123 oval coupling (opposite intermediate shaft side member) 124 intermediate shaft 136 Oval coupling (opposite intermediate shaft side member) 137 Case (second case) 138 Cross pin 139 Case (first case) 140 Friction transmission type transmission

Claims (4)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】電動機の駆動力を用いて上・下１対の被駆
動ロールを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に
設けられ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設
けられたクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキ
ッド部は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固
定された第１のケースと、この第１のケースに第１の軸
受コロを介し回転自在に装着されたクロスピンと、この
クロスピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する
第２のケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に
固定する第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピ
ンドルにおいて、 前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２の軸受コロ
の幅をｌW、前記クロスピンの中心から前記第１及び第
２の軸受コロの幅方向中心までの距離をＬ、前記第１及
び第２のケースの径をＤとしたとき、 ｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³＞０．０１８ となるように構成したことを特徴とする圧延機用スピン
ドル。1. A rolling mill for driving a pair of upper and lower driven rolls using a driving force of an electric motor is provided on a transmission path of the driving force, and is provided at an intermediate shaft and at both ends of the intermediate shaft. A first case fixed to the intermediate shaft via a first tightening bolt; and a first bearing roller mounted on the first case. , A second case rotatably supporting the cross pin via a second bearing roller, and a second tightening for fixing the second case to a member opposite to the intermediate shaft. A spindle for a rolling mill provided with bolts, wherein the diameter of the cross pin is d, the width of the first and second bearing rollers is lW, and the width center of the first and second bearing rollers from the center of the cross pin. L is the distance to the first and When the diameter of the second case is D, a rolling mill spindle, characterized by being configured such that ^{d · lW · L / D 3} > 0.018. 【請求項２】電動機の駆動力を用いて上・下１対の作業
ロールを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設
けられ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設け
られたクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッ
ド部は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定
された第１のケースと、この第１のケースに第１の軸受
コロを介し回転自在に装着されたクロスピンと、このク
ロスピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第
２のケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に固
定する第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピン
ドルにおいて、 前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２の軸受コロ
の幅をｌW、前記クロスピンの中心から前記第１及び第
２の軸受コロの幅方向中心までの距離をＬ、前記第１及
び第２のケースの径をＤとしたとき、 ｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ³＞０．０１８ となるように構成したことを特徴とする圧延機用スピン
ドル。2. A rolling mill for driving a pair of upper and lower work rolls using a driving force of an electric motor is provided on a transmission path of the driving force, and is provided at an intermediate shaft and at both ends of the intermediate shaft. And a first case fixed to the intermediate shaft via a first tightening bolt, and a first bearing roller on the first case. A cross pin rotatably mounted via a second bearing roller, a second case rotatably supporting the cross pin via a second bearing roller, and a second tightening bolt for fixing the second case to a member opposite to the intermediate shaft. Wherein the diameter of the cross pin is d, the width of the first and second bearing rollers is lW, and the center of the cross pin is from the center in the width direction of the first and second bearing rollers. The distance of L, the first and When the diameter of 2 cases were as D, a rolling mill spindle, characterized by being configured such that ^{d · lW · L / D 3} > 0.018. 【請求項３】電動機の駆動力を用いて上・下１対の被駆
動ロールを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に
設けられ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設
けられたクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキ
ッド部は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固
定された第１のケースと、この第１のケースに第１の軸
受コロ介し回転自在に装着されたクロスピンと、このク
ロスピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第
２のケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に固
定する第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピン
ドルにおいて、 前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２のケースの
径をＤとしたとき、 ０．４０＞ｄ／Ｄ＞０．２７ となるように構成したことを特徴とする圧延機用スピン
ドル。3. A rolling mill for driving a pair of upper and lower driven rolls by using a driving force of an electric motor is provided on a transmission path of the driving force, and is provided at an intermediate shaft and at both ends of the intermediate shaft. A first case fixed to the intermediate shaft via a first tightening bolt; and a first bearing roller mounted on the first case. A cross pin rotatably mounted via a second bearing roller, a second case rotatably supporting the cross pin via a second bearing roller, and a second tightening bolt for fixing the second case to a member opposite to the intermediate shaft. Wherein the diameter of the cross pin is d and the diameters of the first and second cases are D, wherein 0.40> d / D> 0.27. A spindle for a rolling mill. 【請求項４】電動機の駆動力を用いて上・下１対の作業
ロールを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設
けられ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設け
られたクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッ
ド部は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定
された第１のケースと、この第１のケースに第１の軸受
コロを介し回転自在に装着されたクロスピンと、このク
ロスピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第
２のケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に固
定する第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピン
ドルにおいて、 前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２のケースの
径をＤとしたとき、 ０．４０＞ｄ／Ｄ＞０．２７ となるように構成したことを特徴とする圧延機用スピン
ドル。4. A rolling mill for driving a pair of upper and lower work rolls using a driving force of an electric motor is provided on a transmission path of the driving force, and is provided at an intermediate shaft and at both ends of the intermediate shaft. And a first case fixed to the intermediate shaft via a first tightening bolt, and a first bearing roller on the first case. A cross pin rotatably mounted via a second bearing roller, a second case rotatably supporting the cross pin via a second bearing roller, and a second tightening bolt for fixing the second case to a member opposite to the intermediate shaft. Wherein the diameter of the cross pin is d and the diameters of the first and second cases are D, wherein 0.40> d / D> 0.27. A spindle for a rolling mill.