JP2000042614A - Spindle for rolling mill - Google Patents
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Abstract
Description
【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.
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)
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.
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.
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.
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.
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