CN104853858A - 齿轮主轴以及具备该齿轮主轴的轧机 - Google Patents

Abstract

本发明提供齿轮主轴和具备该齿轮主轴的轧机。该齿轮主轴(3)是通过使在一端侧设置有外齿轮的内筒齿轮部(40)的主轴内筒(10)、以及设置有与所述内筒齿轮部(40)嵌合的内齿轮的外筒齿轮部(50)的主轴外筒(20)的轴倾斜0.6度至1.6度而形成的，在该齿轮主轴(3)中，在所述内筒齿轮部(40)中的齿宽B的齿中设置沿着齿宽方向中央鼓起且两齿端变薄的半径Cr的鼓形齿，将所述齿宽B和所述鼓形齿半径Cr设定在将Cr＝1200[mm]、Cr＝4000[mm]、B＝0.0272×Cr+28[mm]、B＝59.04×exp(0.0005×Cr)[mm]、以及B＝32×Cr^0.274[mm]图表化而围成的范围内。

Description

齿轮主轴以及具备该齿轮主轴的轧机

技术领域

本发明涉及齿轮主轴以及具备该齿轮主轴的轧机。

背景技术

轧机的工作辊被电动机驱动而进行旋转。由电动机产生的旋转驱动力经由具有分配功能的变速器、一对主轴而传递至上下的一对工作辊。

根据轧制条件等使用环境的不同而区分使用主轴。例如，在轧制普通硬度的材料的轧机中，使用UJ主轴(Universal Joint，别称：螺旋桨轴)，在轧制较高硬度的材料(例如，40％压下变形阻力值约为70[kg/mm²]的材料)的高硬度件轧制用轧机中，使用齿轮主轴。

以机动车等构造体中的高强度化、轻型化为目的，开发出作为更高硬度件的高抗拉强度钢(别称高强度件，例如，40％压下变形阻力值约为130[kg/mm²]的材料)。因此，要求用于轧制高抗拉强度钢的高抗拉强度钢轧制用轧机，伴随于此，要求向高抗拉强度钢轧制用轧机提供的高性能的齿轮主轴。对于能够向该高抗拉强度钢轧制用轧机提供的高性能的齿轮主轴而言，需要满足以下所记载的条件(1)、(2)、(3)。

(1)应为小径。

在高抗拉强度钢轧制用轧机中，为了抑制轧制力的增大，通常使用更小径的工作辊。工作辊由上下一对构成，该一对工作辊分别独立地与齿轮主轴连结，并经由齿轮主轴而传递轧制动力(旋转动力)，由此被驱动而进行旋转。因此，齿轮主轴与工作辊同样地由上下一对构成，并且需要将齿轮主轴中的与工作辊连结的连结部设为比工作辊直径小的直径，使得设置为上下一对的齿轮主轴彼此不干扰。

例如，在高硬度件轧制用轧机中，工作辊径D_W＝330[mm]，齿轮主轴外径D＝325[mm]，与此相对，在高抗拉强度钢轧制用轧机中，为了限制轧制力而设为工作辊径D_W＝250[mm]，并且要求齿轮主轴外径D＝245[mm]，使得齿轮主轴在上下方向上不干扰。

在此，工作辊径D_W是能够使用的最小径。工作辊随着在轧制中的使用，其表面通过与被轧制件的接触而磨损，并且，由于经常利用研磨机对其表面进行研磨，因此工作辊径D_W伴随着使用而逐渐变细。该工作辊的最大径与最小径之差一般约为10％左右。

(2)应能够传递较大的转矩。

由于轧机中的轧制转矩T受到被轧制件的变形阻力值F和工作辊径D_W的左右，因此成为T∝f(F)+f(D_W)。如上所述，高抗拉强度钢轧制用轧机中的工作辊径D_W比高硬度件轧制用轧机中的工作辊径D_W小，高抗拉强度钢的变形阻力值比以往的高硬度件的变形阻力值格外大，因此高抗拉强度钢的轧制所需的轧制转矩变得比以往的高硬度件的轧制所需的轧制转矩大。

例如，以往的高硬度件轧制用轧机的齿轮主轴中的允许传递转矩T_a的强度指数T/D³(T为每一根齿轮主轴的必要传递转矩[ton·m]，D为齿轮主轴外径[mm])为T/D³≤0.4[ton/m²]，与此相对，高抗拉强度钢轧制用轧机的齿轮主轴中的允许传递转矩T_a的强度指数T/D³为T/D³≒0.6～0.8[ton/m²]。这样，当被轧制件的变形阻力值增大时，允许传递转矩T_a的强度指数T/D³也增大。(传递转矩T的强度指数T/D³[ton/m²]为省略了“×10⁹”的记载。由于将齿轮主轴外径D[mm]单位换算成齿轮主轴外径D×10^-3[m]后代入T/D³，因此原始的记载为(T/D³)×10⁹[ton/m²]。以下在本说明书中，将针对齿轮主轴外径D[mm]的传递转矩T的强度指数省略记载为与上述相同的T/D³[ton/m²]。)

(3)应能够高速旋转。

轧机的生产能力由板厚、板宽、以及轧制速度的乘数来表示。通常，将被轧制件的板厚和板宽设为固定进行生产，轧机的生产能力依赖于轧制速度。由于轧机的轧制速度V被工作辊径D_W和工作辊转速N左右，因此成为V∝D_W×N。如上所述，高抗拉强度钢轧制用轧机中的工作辊径D_W比高硬度件轧制用轧机中的工作辊径D_W小，因此在相同转速N下，轧制速度V必然下降，轧机的生产能力也下降。因此，在高抗拉强度钢轧制用轧机中，为了确保与高硬度件轧制用轧机同等的生产能力，需要使工作辊通过比高硬度件轧制用轧机高的速度旋转。即，在高抗拉强度钢轧制用轧机中，谋求能够高速旋转的齿轮主轴。

例如，在具有工作辊径D_W330[mm]的工作辊的以往的高硬度件轧制用轧机中，为了获得轧制速度2000[mpm]的生产能力，作为齿轮主轴要求能够与1930[rpm]的转速对应的规格。但是，在变成小径的工作辊径D_W250[mm]的高抗拉强度钢轧制用轧机中，为了获得与所述同等的轧制速度2000[mpm]的生产能力，作为齿轮主轴而要求能够与大约为以往转速的1.3倍即2546[rpm]的转速对应的高旋转规格。

通常可知，当旋转体成为高速旋转时，在旋转体中产生挠曲振动、偏斜振动、扭转振动等，通过共振等而对旋转体造成较大的影响。在轧机中，若产生共振，则作为旋转体的齿轮主轴容易破损，而且即便没有产生共振，振动也被传递至被轧制件，因此显现为板厚的不均匀、板的形状变差、表面性状变差，成为显著损害被轧制件的品质的原因。于是，作为能够与高速旋转对应的齿轮主轴，需要难以产生振动。具体而言，要求轻型、长度短、且齿隙等间隙小的齿轮主轴。

例如，由于表示齿轮主轴等旋转体的振动容易度的共振转速Nc被旋转体的外径D和旋转体的长度L左右，因此成为Nc∝f(D)/f(L)。即，旋转体的外径越小越容易产生共振，旋转体的长度越长越容易产生共振。

存在上述的高抗拉强度钢轧制用齿轮主轴中要求的功能阻碍其他功能的问题。

齿轮主轴的允许传递转矩T_a依赖于使用齿轮主轴时的倾斜角θ和齿轮主轴外径D。倾斜角θ越小且齿轮主轴外径D越大，齿轮主轴的允许传递转矩T_a变得越大，因此成为T_a∝f(D)/f(θ)。齿轮主轴以一方与变速器连结且另一方与工作辊连结的方式旋转，因此，若工作辊的轴的高度与变速器的轴的高度相同，则齿轮主轴的倾斜角θ＝0°，成为强度上最佳的条件。

但是，在高抗拉强度钢轧制用轧机的情况下，由于轧制载荷的限制，必须使工作辊径比通常细，另一方面，必须使变速器大型化以用于传递高转矩。因此，变速器的轴心高度与工作辊轴心高度的偏差与以往相比变大，因此必须使高抗拉强度钢轧制用齿轮主轴的倾斜角θ变得比通常的齿轮主轴大。这表示齿轮主轴的允许传递转矩变得比通常小。

为了避免上述问题，即、为了即便两个轴心高度偏差ΔH较大也使齿轮主轴倾斜角θ为通常或通常以下，从tanθ＝ΔH/L可知，需要使齿轮主轴长度L变长来抑制由两个轴心高度偏差ΔH的增大引起的齿轮主轴倾斜角θ的增大。但是，面临如下问题：由于高抗拉强度钢轧制用齿轮主轴的外径较细而容易产生振动，因此若使齿轮主轴长度L变长，则更加容易产生振动。因此，可以说以目前的技术是很难实现的。

需要说明的是，今后考虑开发硬度比高抗拉强度钢更高的超高抗拉强度钢，并要求用于轧制超高抗拉强度钢的轧机以及能够与这种轧机对应的性能更高的齿轮主轴。即，在上述条件(1)、(2)、(3)中，需要应对与以往相比进一步的小径化、允许传递转矩的增大以及高速旋转。

在先技术文献

专利文献

专利文献1:日本特开平8-21453号公报

发明要解决的技术问题

例如专利文献1中记载有轧制硬度较高的材料的轧机中的齿轮主轴。在该技术中，通过在油室中设置润滑油供油孔和供油量检测孔，由此不会因润滑油压迫密封构件而使密封构件破损，并且消除润滑油从密封构件的破损位置泄漏的可能性，能够缩短润滑油的补给和密封构件的更换所需的作业时间。

另外，预想设置于内筒的外齿损坏的情况，将内筒设为如下构造：分割成具有外齿的轴套和齿轮主轴，通过花键使轴套和齿轮主轴之间自由拆装。通过该分割构造，有可能使齿轮主轴强度稍微下降，但与该缺点相比，更优先在内筒外齿破损时迅速进行更换。

但是，如上所述，在超高抗拉强度钢的轧制中，要求与以往相比强度更高且更加小径的齿轮主轴，因此利用以往的齿轮主轴无法应对。

齿轮主轴的目的之一在于，允许两侧(工作辊侧和变速器侧)的高度方向上的轴心偏差(ΔH)进行旋转。因此，外筒的内齿为平齿，但在内筒的外齿上形成有齿的中央比两端厚的鼓形齿。该鼓形齿防止因轴心偏差(ΔH)使联轴器的内筒和外筒的齿干扰而锁定联轴器。因此，以往认为最好优先较大地确保锁定的富余度，并且不使鼓形齿半径过大。

作为决定齿轮主轴的允许传递转矩的主要因素，举出齿面面压、齿根弯曲应力、PV值，但随着近年来齿面热处理的进步，具体而言随着从调质处理向氮化处理、高频处理、渗碳处理的进步，较大地改善了齿面面压强度。因此，目前的决定允许传递转矩的主要因素是齿根弯曲应力和PV值，要求在该方面的进步。

以往，决定齿根弯曲应力σ的主要参数是转矩T、倾斜角θ、齿轮主轴外径D、齿宽B，认为σ∝T×f(θ)/(D²×B)。即，鼓形齿半径没有被看作齿根强度参数。

但是，由于齿轮联轴器的外筒的内齿是平齿，与此相对，在内筒的外齿上沿齿宽方向形成有鼓形齿，因此齿轮主轴中的齿轮成为在齿宽方向上结合了平板和圆柱那样的接触模型。即，外筒和内筒中的齿只在赫兹扁平的区域中接触，并不是在齿宽整体上负担负荷。因此，齿根弯曲应力σ成为σ∝T×f(θ)/(D²×Bh)。在此，Bh是有效齿宽Bh＝f(Cr，T)，其依赖于鼓形齿半径Cr和负荷转矩T。另外，一般是0＜Bh/B＜＜1.0。

即，鼓形齿半径Cr是齿根强度的重要的参数，若增大鼓形齿半径Cr则齿容易变得扁平，从而使齿的节圆直径上的齿宽方向上的负荷范围变宽，并且使齿根的负荷分担范围变宽，因此使齿根强度显著地提高。

另一方面，若将鼓形齿半径Cr增大至不必要的量，则使必要齿宽、必要齿隙变大，从而在高速旋转中产生障碍，并且导致齿轮主轴的齿以外的部位的强度下降，引起作为齿轮主轴整体的能力下降，因此无法满足上述那样的高抗拉强度钢轧制用齿轮主轴中要求的条件。

发明内容

本发明正是鉴于上述那样的问题而完成的，其目的在于，通过选定鼓形齿半径和齿宽的最佳组合，从而能够进行高速轧制，并且改善齿面面压强度、齿根弯曲强度以及PV值。

齿轮主轴通过齿轮的节圆直径来决定强度，但是本发明获得通过增大齿轮的鼓形齿半径来提高齿轮的强度这样的见解，从而实现了同时考虑了以往未考虑的齿隙量和齿根弯曲应力的高速、高强度的小径主轴。

用于解决技术问题的手段

解决上述技术问题的第一发明所涉及的齿轮主轴是通过使主轴内筒和主轴外筒的轴倾斜0.6度至1.6度而形成的，其中，该主轴内筒在一端侧设置有外齿轮的内筒齿轮部，该主轴外筒设置有与所述内筒齿轮部嵌合的内齿轮的外筒齿轮部，该齿轮主轴的特征在于，在所述内筒齿轮部中的齿宽B的齿上设置沿着齿宽方向中央鼓起且两齿端变薄的半径Cr的鼓形齿，将所述齿宽B和所述鼓形齿半径Cr设定在将Cr＝1200[mm]、Cr＝4000[mm]、B＝0.0272×Cr+28[mm]、B＝59.04×exp(0.0005×Cr)[mm]、以及B＝32×Cr^0.247[mm]图表化而围成的范围内。

解决上述技术问题的第二发明所涉及的齿轮主轴以第一发明为基础，其特征在于，B＝0.0272×Cr+28[mm]是连结由0.6度的倾斜角下的、任意的鼓形齿半径Cr以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述内筒主轴的齿发生齿端接触的最小齿宽构成的无数个交点而成的直线，B＝59.04×exp(0.0005×Cr)[mm]是连结由0.6度至1.6度的范围内的任意的倾斜角下的、施加到所述内筒齿轮部的齿根弯曲应力成为最大允许值的鼓形齿半径Cr、以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述主轴内筒的齿发生齿端接触的最小齿宽加上40[mm]来构成的无数个交点而成的曲线，B＝32×Cr^0.247[mm]是连结在0.6度至1.6度的范围内的任意的倾斜角下的、任意的鼓形齿半径Cr以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述内筒主轴的齿发生齿端接触的最小齿宽加上40[mm]而得到的齿宽B的组合所需的齿隙成为所述内筒齿轮部和所述外筒齿轮部中的最大允许齿隙的无数个交点而成的曲线。

解决上述技术问题的第三发明所涉及的齿轮主轴是通过使主轴内筒和主轴外筒的轴倾斜0.6度至1.6度而形成的，其中，该主轴内筒在一端侧设置有外齿轮的内筒齿轮部，该主轴外筒设置有与所述内筒齿轮部嵌合的内齿轮的外筒齿轮部，该齿轮主轴的特征在于，在所述内筒齿轮部中的齿上设置沿着齿宽方向中央鼓起且两齿端变薄的半径Cr的鼓形齿，将所述齿宽B和所述鼓形齿半径Cr设定在将Cr＝1200[mm]、Cr＝4000[mm]、B＝0.0272×Cr+28[mm]、B＝18×exp(0.001×Cr)[mm]、以及B＝19×Cr^0.292[mm]图表化而围成的范围内。

解决上述技术问题的第四发明所涉及的齿轮主轴以第三发明为基础，B＝0.0272×Cr+28[mm]是连结由0.6度的倾斜角下的、任意的鼓形齿半径Cr以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述内筒主轴的齿发生齿端接触的最小齿宽构成的无数个交点而成的直线，B＝18×exp(0.001×Cr)[mm]是连结由0.6度至1.6度的范围内的任意的倾斜角下的、施加到所述内筒齿轮部的齿根弯曲应力成为最大允许值的鼓形齿半径Cr、以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述主轴内筒的齿发生齿端接触的最小齿宽构成的无数个交点而成的曲线，B＝19×Cr^0.292[mm]是连结在0.6度至1.6度的范围内的任意的倾斜角下的、任意的鼓形齿半径Cr以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述内筒主轴的齿发生齿端接触的最小齿宽的组合所需的齿隙成为所述内筒齿轮部和所述外筒齿轮部中的最大允许齿隙的无数个交点而成的曲线。

解决上述技术问题的第五发明所涉及的齿轮主轴以第一至第四发明中的任意一个为基础，其特征在于，对齿面实施了喷丸加工。

解决上述技术问题的第六发明所涉及的齿轮主轴以第一至第四发明中的任意一个为基础，其特征在于，对齿面实施了磷酸锰覆膜处理。

解决上述技术问题的第七发明所涉及的齿轮主轴以第一至第四发明中的任意一个为基础，其特征在于，对齿面实施了二硫化钼覆膜处理。

解决上述技术问题的第八发明所涉及的齿轮主轴以第一至第七发明的任意一个为基础，其特征在于，通过对主轴外筒和主轴内筒的外表面喷射冷却用流体，由此将齿面润滑剂以及主轴外筒和主轴内筒的各齿面强制冷却。

解决上述技术问题的第九发明所涉及的齿轮主轴以第一至第八发明中的任意一个为基础，其特征在于，将所述内筒齿轮部中的节圆直径设成D_P[mm]，将齿轮压力角设成α[度]，将齿轮模数设成Mn[mm]，将鼓形齿半径设成Cr[mm]，将齿宽设成B[mm]，将从所述内筒主轴的齿端部移至颈部的部位的最小直径设成d[mm]，将设置于齿顶的圆弧形状的曲率半径设成R＝Cr×tanα[mm]，满足如下公式：

[数1]

$d\≥D_P-2\×[R-{\{R^2-{\left(\frac{B}{2}\right)}^2\}}^{\frac{1}{2}}+(\mathrm{Mn}+5)]\left[\mathrm{mm}\right].$

解决上述技术问题的第十发明所涉及的轧机具备：用于轧制被轧制件的上下一对的工作辊；分别独立地与上下一对的工作辊连结且分别独立地向上下一对的工作辊传递旋转动力的上下一对的齿轮主轴；与上下一对的齿轮主轴连结的变速器；与变速器连结且向变速器传递旋转动力的齿轮联轴器；以及与齿轮联轴器连结且向齿轮联轴器供给旋转动力的电动机，该轧机的特征在于，所述齿轮主轴是第一发明至第九发明中的任意一个所涉及的齿轮主轴。

发明效果

根据第一发明所涉及的齿轮主轴，1200[mm]≤Cr≤4000[mm]是有望提高允许传递转矩且能够实际使用的范围，通过在该范围内设定鼓形齿半径Cr，从而不会在主轴内筒的颈部中发生破损，能够提高允许传递转矩。当增大鼓形齿半径Cr时齿根的负荷分担范围变宽，因此使齿根强度提高。即，通过使齿根的负荷分担范围变宽来提高齿根强度，并且通过提高主轴强度(面压、弯曲、PV值)而无需使主轴倾斜角减小到必要以上，从而能够使主轴长度变短，因此能够实现小径且高速旋转用主轴。需要说明的是，若脱离该范围而增大鼓形齿半径Cr，则颈部中的颈径d变小，颈部中的扭转应力上升，因此向主轴内筒的颈部施加过大的负荷。

根据第二发明所涉及的齿轮主轴，由于B≤59.04×exp(0.0005×Cr)[mm]是齿根弯曲应力未超过允许值的状态，因此不会因齿根弯曲应力而使齿折断，能够以较大的转矩传递旋转动力。此外，由于B≤32×Cr^0.247[mm]是齿隙量未超过允许值的状态，因此不会因齿隙量的过大而使啮合变差，能够以较大的转矩传递旋转动力。

根据第三发明所涉及的齿轮主轴，1200[mm]≤Cr≤4000[mm]是有望提高允许传递转矩且能够实际使用的范围，通过在该范围内设定鼓形齿半径Cr，从而不会在主轴内筒的颈部中发生破损，能够提高允许传递转矩。需要说明的是，若脱离该范围地增大鼓形齿半径Cr，则颈部中的颈径d变小，颈部中的扭转应力增大，所以有可能在主轴内筒的颈部中发生破损。

根据第四发明所涉及的齿轮主轴，由于B≤18×exp(0.001×Cr)[mm]是齿根弯曲应力未超过允许值的状态，因此不会使齿折断，还能够应对高速旋转和较大的传递转矩。此外，由于B≤19×Cr^0.292[mm]是齿隙量未超过允许值的状态，因此不因齿隙量的过大而使啮合变差，还能够应对高速旋转和较大的传递转矩。另外，由于不降低齿的允许传递转矩、并且不考虑加工误差、经年变化等使用上的富余，因此能够实现进一步的成本削减、轻型化、以及紧凑化。

根据第五发明所涉及的齿轮主轴，通过在齿表面上生成凹坑状的细微凹陷部并在该凹陷部中贮存油，从而能够防止油膜破裂，能够抑制内筒齿轮部和外筒齿轮部中的齿面的烧接。因此，即使在传递较大的转矩的情况下也不会发生齿面的烧接，因此能够进一步提高齿轮主轴中的允许传递转矩。

根据第六发明所涉及的齿轮主轴，由于是多孔质的结晶体，因此使覆膜具有油的保持力并且初期磨合性良好，因此能够抑制摩擦热的产生，能够抑制内筒齿轮部和外筒齿轮部中的齿面的烧接。因此，即使在传递较大的转矩的情况下也不会发生齿面的烧接，因此能够进一步提高齿轮主轴中的允许传递转矩。

根据第七发明所涉及的齿轮主轴，通过在齿表面上烧结固体润滑剂，从而即使万一油枯竭，也能够利用固体润滑剂来防止金属接触，能够抑制内筒齿轮部和外筒齿轮部中的齿面的烧接。因此，即使在传递较大的转矩的情况下也不会发生齿面的烧接，因此能够进一步提高齿轮主轴中的允许传递转矩。

根据第八发明所涉及的齿轮主轴，通过对主轴外筒的外表面进行外部强制冷却，从而能够抑制接触部的温度上升，因此使耐烧接强度提高。

根据第九发明所涉及的齿轮主轴，通过不对鼓形齿加工造成障碍地增大颈径，能够增加颈部中的扭转强度，能够降低颈部中破损的可能性。

根据第十发明所涉及的轧机，不因齿隙过大而使啮合变差，不会超过允许齿根弯曲应力而使齿折断，还能够应对高速旋转和较大的传递转矩。另外，由于齿轮主轴的主轴内筒的颈部中的扭转应力被降低，因此降低了齿中的破损的可能性，并且降低了齿轮主轴的内筒齿轮部和外筒齿轮部的齿面中的面压，因此降低了齿面中的烧接的可能性。

附图说明

图1是表示本发明的实施例1所涉及的轧机中的齿轮主轴与工作辊之间的连结部的纵剖视图。

图2是表示本发明的实施例1所涉及的轧机的驱动系统整体的概要图。

图3是表示本发明的实施例1所涉及的齿轮主轴中的内筒齿轮部与外筒齿轮部之间的嵌合部的纵剖视图。

图4是表示本发明的实施例1所涉及的齿轮主轴中的内筒齿轮部与外筒齿轮部之间的嵌合部的纵剖视图(图3中的IV-IV向视剖面)。

图5A是表示在本发明的实施例1所涉及的齿轮主轴中，在鼓形齿半径小且齿宽短的情况下的内筒齿轮部与外筒齿轮部之间的接触部的说明图。

图5B是表示在本发明的实施例1所涉及的齿轮主轴中，在鼓形齿半径大且齿宽长的情况下的内筒齿轮部与外筒齿轮部之间的接触部的说明图。

图6是表示本发明的实施例1所涉及的齿轮主轴中的鼓形齿半径和齿宽的设定范围的图表。

图7是表示本发明的实施例1所涉及的齿轮主轴中的鼓形齿半径和必要最低限度的齿宽的设定范围的图表。

具体实施方式

如上所述，本发明所涉及的齿轮主轴中，在内筒齿轮部的齿宽B的齿中设置沿着齿宽方向中央鼓起且两齿端变薄的半径Cr的鼓形齿，将齿宽B和鼓形齿半径Cr设定在通过将Cr＝1200[mm]、Cr＝4000[mm]、B＝0.0272×Cr+28[mm]、B＝59.04×exp(0.0005×Cr)[mm]、以及B＝32×Cr^0.247[mm]图表化而围成的范围内。

即，作为齿轮主轴的内筒齿轮部中的形状，将鼓形齿半径Cr设成比以往大很多的1200[mm]至4000[mm]，并根据将基于使用倾斜角和齿端中的一端接触的要素的函数B＝0.0272×Cr+28[mm]、基于齿根弯曲应力的要素的函数B＝59.04×exp(0.0005×Cr)[mm]、以及基于齿隙量的要素的函数B＝32×Cr^0.247[mm]图表化后的关系求出适合于鼓形齿半径Cr的齿宽B。

以下，参照附图，对本发明所涉及的齿轮主轴以及具备该齿轮主轴的轧机的实施例进行详细说明。当然，本发明并不局限于以下的实施例，在不脱离本发明的主旨的范围内可以进行各种变更是不言自明的。

实施例1

参照图1至图7，对本发明的实施例1所涉及的齿轮主轴以及具备该齿轮主轴的轧机进行说明。

如图2所示，本实施例的轧机1具备：用于轧制被轧制件的上下一对的工作辊2；分别独立地与上下一对的工作辊2连结且分别独立地向上下一对的工作辊2传递旋转动力的上下一对的齿轮主轴3；与上下一对的齿轮主轴3连结，将旋转动力变速为规定的转速，并且分别将变速后的旋转动力分配给上下一对的齿轮主轴3的变速器4；与变速器4连结且向变速器4传递旋转动力的齿轮联轴器5；以及与齿轮联轴器5连结且向齿轮联轴器5供给旋转动力的电动机6。

齿轮主轴3由如下部分构成：在齿轮主轴3的中间部配置的中间轴10、设置于中间轴10的一端侧且将中间轴10与工作辊2连结起来的主轴内筒12和主轴外筒20、以及设置于中间轴10的另一端侧且将中间轴10与变速器4连结起来的主轴内筒13和主轴外筒30。

如图1所示，设置于主轴内筒12的一端侧的内筒齿轮部40(外齿)与设置于主轴外筒20的一端侧的外筒齿轮部50(内齿)嵌合，设置于主轴外筒20的另一端侧的具有椭圆形状的剖面的嵌合孔60(以下称为椭圆孔60)与设置于工作辊2的端部的具有椭圆形状的剖面的嵌合突起70(以下称为工作辊椭圆部70)嵌合。

本实施例的齿轮主轴3在最佳条件下，作为允许传递转矩T_a的强度指数而达到T/D³≤0.8～1.0[ton/m²]，具有比以往(T/D³≤0.4[ton/m²])优异的大约两倍的强度，以便能够轧制超高抗拉强度钢。在此，T是经由齿轮主轴3向工作辊2传递的传递转矩[ton·m]，D是主轴外筒20中的齿轮主轴外径[mm]。

齿轮主轴3的允许传递转矩T_a不仅取决于齿轮主轴外径D，还取决于后述的倾斜角θ、鼓形齿半径Cr以及齿宽B等。倾斜角θ和齿轮主轴外径D是能够由其他要素决定的数值，其设定中的自由度低。另一方面，鼓形齿半径Cr和齿宽B是能够通过设计而决定的数值，其设定中的自由度高。因此，在本实施例中，通过在以下所示的数值设定下对后述的鼓形齿半径Cr和齿宽B进行最佳设定，从而使齿轮主轴3的允许传递转矩T_a与以往相比提高。

首先，对本实施例的齿轮主轴3以及具备该齿轮主轴的轧机1进行说明。

如图1所示，在与工作辊2连结的上下一对齿轮主轴3中，将齿轮主轴外径D设为比工作辊径D_W稍小的直径，使得上下的主轴外筒20相互不干扰。在具有小径化的工作辊2的本实施例的轧机1中，将齿轮主轴外径D设为D＝225[mm]～340[mm]。

对于旋转的构造体而言，已知有全长较长的构造体比全长较短的构造体容易发生振动，另外，外径较细的构造体比外径较粗的构造体容易发生振动。另一方面，在高抗拉强度钢轧制用轧机中，由于将齿轮主轴小径化而以高速进行旋转驱动，因此无论在直径方面还是在转速方面，均容易使齿轮主轴发生振动。因此，在本实施例中，需要将齿轮主轴3的全长L₁(图2)设得尽量短。

在主轴外筒20与工作辊2的嵌合中，为了能够进行组装拆卸作业，在工作辊椭圆部70与主轴外筒20的椭圆孔60之间设置少许间隙。另一方面，有时因该间隙而在齿轮主轴3中发生偏斜振动。在从椭圆孔60的开端部61到内筒齿轮部40的齿宽中心41为止的距离即中心距离L₃相对于工作辊椭圆部70与椭圆孔60的嵌合长度L₂长出一定程度以上的情况下，容易产生主轴外筒20与工作辊2的偏斜振动。因此，从预防振动的方面考虑，优选L₂/L₃尽量大。在本实施例中，将嵌合长度L₂和中心距离L₃设成(L₂/L₃)≥0.65。

需要说明的是，将嵌合长度L₂增长至必要以上会使工作辊2和齿轮主轴3双方的长度变长，在振动方面是不利的，因此要求将嵌合长度L₂设定为必要最小限度。因此，可以说在嵌合长度L₂固定的情况下，中心距离L₃最好较短。

在此，当将隔开主轴外筒20的椭圆孔60与外筒齿轮部50的分隔壁62的厚度设成L₆₂，将为了向外筒齿轮部50和内筒齿轮部40供给润滑油而设置的润滑油室63的宽度设成L₆₃，将内筒齿轮部40的齿宽设成B时，成为L₃＝L₂+L₆₂+L₆₃+B/2。为了尽量宽地确保齿宽B并且确保L₃较小，需要将L₆₂和L₆₃设为最小。

当然，分隔壁62是支承主轴外筒20整体的壁，以便相对于椭圆孔60通过轧制转矩变形为椭圆而不使外筒齿轮部50变形为椭圆，需要一定程度以上的厚度L₆₂。另外，由于本实施例的主轴3是高转矩且高转速的主轴，因此齿部中的发热较大。但是，由于是小径化的主轴3而使封入润滑油的润滑油室63的内径较小，因此需要一定程度的长度L₆₃来确保润滑油室63内的润滑油量。

综上所述，齿宽B是在确保齿轮主轴的强度的方面上重要的尺寸，其范围最好较窄。在本实施例中为齿宽B≤250[mm]。

上下的工作辊2中的工作辊椭圆部70的上下辊轴间距离L₄(参照图2)通过工作辊2的使用最小径D_W来决定。由于高抗拉强度钢的变形阻力较大，因此将工作辊2小径化。因此，上下的工作辊2中的工作辊椭圆部70的上下辊轴间距离L₄(参照图2)变小。

另外，由于在对作为被轧制件的高抗拉强度钢进行轧制时工作辊2的旋转驱动所需的必要传递转矩T_r较大，因此将变速器4的未图示的变速分配齿轮大径化。因此，上下的变速分配齿轮中的变速分配齿轮轴80的上下输出轴间距离L₅(参照图2)变大。

如图2所示，齿轮主轴3设置为将变速器4的变速分配齿轮轴80与工作辊2的工作辊椭圆部70连结起来，主轴内筒12在相对于主轴外筒20和工作辊椭圆部70倾斜了倾斜角θ的状态下使用。

然而，成为该倾斜角θ的一个原因的变速器4的上下输出轴间距离L₅(图2)是根据必要传递转矩T_r和其他条件而决定的，其根据设备的不同而不同。另外，上下工作辊2的椭圆部70的上下辊轴间距离L₄根据被轧制件的设定板厚等轧制条件、伴随工作辊2的使用的摩耗、研磨等而变化。

因此，齿轮主轴3的倾斜角θ根据设备的规格而不同，并且在使用中也发生变化，因此作为齿轮主轴3，考虑到上述情况，需要允许一定程度的范围内的倾斜角θ。在本实施例中，将主轴内筒12与主轴外筒20之间的倾斜角θ设为0.6°≤θ≤1.6°。

具有倾斜角θ的齿轮主轴3中的允许传递转矩T_a并非在内筒齿轮部40和外筒齿轮部50中的全部的齿始终相接的状态下传递，而是在内筒齿轮部40和外筒齿轮部50中的仅一定比例的齿在每个瞬间相接的状态下传递。若倾斜角θ变大，则在每个瞬间有助于传递转矩T的传递的齿数进一步变少。

本实施例那样的高抗拉强度钢轧制用齿轮主轴的必要传递转矩T_r非常大，因此需要通过尽量多的齿分担负荷，因此优选倾斜角θ较小。但是，在高抗拉强度钢轧制用轧机的情况下，由于轧制载荷的制限而使辊径比通常细，另一方面，由于将变速器大型化以用于高转矩传递，因此作为相乘效果，存在变速器的轴心高度即上下输出轴间距离L₅与辊轴心高度即上下辊轴间距离L₄之差(L₅-L₄)变大的趋势。此外，为了提高生产率而使小径工作辊高速旋转，因此需要使主轴3的长度L₁变得尽量短。根据这两个理由，以tanθ≒(L₅-L₄)/L₁表示的轧机1中的齿轮主轴3的倾斜角θ必须增大到一定程度。

基于这样的背景，近年来，如同上述的轧制设备的驱动机(专利)那样，进行了减小变速器4的上下输出轴间距离L₅的开发，其结果是，作为高抗拉强度钢轧制用齿轮主轴的使用条件，能够将倾斜角θ设为θ≤1.6°。关于倾斜角θ的下限，即使考虑到变速器的规格根据设备的不同而不同以及辊径在使用中发生变化，设成0.6°≤θ也是足够的。因此，高抗拉强度钢轧制用齿轮主轴的倾斜角θ的范围在0.6°≤θ≤1.6°是合适的。

如图3所示，以使内筒齿轮部40的齿顶43在节圆中成为曲率半径R的方式设定沿着齿宽方向弯曲的圆弧形状，并且还如图4所示，为了避免内筒齿轮部40中的齿端44的齿面与外筒齿轮部50的齿面51的一端接触，在内筒齿轮部40的齿中以沿着齿宽方向中央鼓起且两齿端44变薄的方式设定曲率半径Cr的鼓形齿，以便允许主轴内筒12与主轴外筒20的倾斜角θ。齿顶半径R和鼓形齿半径Cr处于以下的关系。

R＝Cr×tanα[mm]…(1)

在此，α为内筒齿轮部40中的压力角，在本实施例中，压力角α＝25°。

另外，在本实施例中，将表示内筒齿轮部40和外筒齿轮部50中的齿的大小的模数Mn设为模数Mn＝5[mm]～10[mm]。

除了上述的设定之外，以下对本实施例的轧机1所具备的齿轮主轴3中的内筒齿轮部40的鼓形齿半径Cr和齿宽B的设定进行说明。

如图4所示，通过在内筒齿轮部40的齿中设定鼓形齿，内筒齿轮部40不与外筒齿轮部50的齿面51在齿端部44中一端接触，而是在齿面42中伴随弹性变形而与齿面51接触。另外，在齿轮主轴3的旋转中，内筒齿轮部40和外筒齿轮部50并非始终在相同的位置接触，而是在使接触的位置移动的同时进行接触。即，内筒齿轮部40和外筒齿轮部50的接触部在每个瞬间处于不同的位置。

如图5A和图5B所示，在一次旋转中一次往复的周期内，使接触部在瞬间的接触部最接近一端侧的接触部90a(以下称为最端接触部90a)与瞬间的接触部最接近另一端侧的接触部90b(以下称为最端接触部90b)之间移动，并且使内筒齿轮部40与外筒齿轮部50接触。但是，当内筒齿轮部40与外筒齿轮部50的接触部接近齿宽中心41时，也存在内筒齿轮部40的齿面42与外筒齿轮部50的齿面51分离而不接触的情况。

如图5A所示，在鼓形齿半径Cr较小的情况下，最端接触部90a与90b之间的距离S₁较短，内筒齿轮部40的齿面42与外筒齿轮部50的齿面51能够接触的范围(以下称为接触范围S)较窄。另外，由于每个瞬间的接触部(图5A中为90a)的面积较小，所以每个瞬间的接触部中的面压P较大。

另一方面，如图5B所示，在鼓形齿半径Cr较大的情况下，最端接触部90a与90b之间的距离S₁较长，接触范围S较宽。另外，由于每个瞬间的接触部(图5B中为90a)的面积较大，因此每个瞬间的接触部中的面压P较小。

即，若将鼓形齿半径Cr设定得较小，则接触范围S变窄，因此能够将齿宽B设定得较小，若将鼓形齿半径Cr设定得较大，则接触范围S变宽，因此必须将齿宽B设定得较大。在内筒齿轮部40中相对于较大的鼓形齿半径Cr而将齿宽B设定得较小的情况下，齿端44成为接触范围S内，从而有可能在齿端44发生一端接触而造成齿的折断。于是，基于下式(2)来设定相对于鼓形齿半径Cr的必要最低限度的齿宽B(将该情况下的齿宽表示为B₁)，使得接触范围S达不到齿端44。

B₁＝0.0272×Cr+28[mm]…(2)

该式(2)根据倾斜角θ等的不同而不同，但如图6所示，该式(2)是在上述的数值设定(倾斜角θ＝0.6°～1.6°)的范围内，相对于鼓形齿半径Cr而绘制了不会发生齿端44中的一端接触的必要最低限度的齿宽B并近似而成的式子(作为齿轮主轴3的数值设定，相当于倾斜角θ＝0.6°的情况)。

若将相对于鼓形齿半径Cr的齿宽B设定得比式(2)小，则在齿端44发生一端接触，有可能使齿折断。因此，为了消除在齿端44发生一端接触而引起的齿的折断的可能性，将相对于鼓形齿半径Cr的齿宽B设定得比式(2)大。即，将相对于鼓形齿半径Cr的齿宽B设成B≥0.0272×Cr+28[mm]。

若增大鼓形齿半径Cr，则接触部90a的形状沿着齿宽方向延伸而变长。成为朝向接触部90a作用的作用力从齿面42经由齿底45传递至其他部件的力的路径的齿根中的有效齿宽Bh也变长，因此齿根弯曲应力σ变小。

另外，在构造上，作为内齿的外筒齿轮部50的齿根相对于作为外齿的内筒齿轮部40的齿根较厚，因此外筒齿轮部50的齿根弯曲强度比内筒齿轮部40强。因此，作为齿轮主轴的齿根弯曲强度，表示为较弱的一方的内筒齿轮部40的强度。

在本实施例中，将允许齿根弯曲应力σ_a设定为σ_a＝39[kg/mm²]来作为不会使内筒齿轮部40和外筒齿轮部50中的齿折断的允许值，并基于下式(3)来设定相对于鼓形齿半径Cr形成允许齿根弯曲应力σ_a的齿宽B(将该情况下的齿宽表示为B₂)。

B₂＝59.04×exp(0.0005×Cr)[mm]…(3)

如图6所示，该式(3)是在上述的数值设定的范围内，相对于任意的倾斜角θ，对齿根弯曲应力σ成为σ＝39[kg/mm²]的鼓形齿半径Cr与在该条件下不会在齿端44发生一端接触的齿宽B进行绘制后近似得到的式。

决定齿根弯曲应力σ的主要参数是转矩T、倾斜角θ、齿轮主轴外径D、有效齿宽Bh，考虑为下式(4)。

σ∝T×f(θ)/(D²×Bh)…(4)

在此，Bh是有效齿宽Bh＝f(Cr，T)，其依赖于鼓形齿半径Cr和负荷转矩T。

当赋予了由外部因素决定的任意的倾斜角θ时，通过式(4)来决定将齿根弯曲应力σ保持在允许值σ_a以下的允许最小限度的鼓形齿半径Cr，并且通过式(3)来决定最适合于允许最小限度的鼓形齿半径Cr的最小限度的齿宽B。在此，在将鼓形齿半径Cr设定为必要最小限度以下的值的情况下，即使为了补足该鼓形齿半径Cr而将齿宽B设定为比最佳值大的值，也不会有助于提高强度，齿根弯曲应力σ有可能超过允许值σ_a而使齿折断。

在赋予了倾斜角θ时，若在式(3)的条件下选定鼓形齿半径Cr和齿宽B的组合，则能够获得允许最小限度的鼓形齿半径Cr和最小限度的齿宽B。因此，将鼓形齿半径Cr设定为允许最小限度的值以上，将齿宽B设定为在赋予了鼓形齿半径Cr时不发生一端接触的最小限度的值。若通过数式来表示这种关系，则成为下式。

B≤59.04×exp(0.0005×Cr)[mm]

需要说明的是，式(3)是通过在最小限度的齿宽B中考虑了运转时的突发的最大负荷等的设定(确保了与最小限度的齿宽B中的两齿端44分别相距20[mm]的设定)计算而成的，其中，在上述最小限度的齿宽B下，不会因在齿端44发生一端接触而引起齿的折断。

另外，内筒齿轮部40和外筒齿轮部50中的接触部的面压P较大地影响内筒齿轮部40的齿面42和外筒齿轮部50的齿面51中的烧接。在面压P较大的情况下烧接的可能性增大，在面压P较小的情况下烧接的可能性降低。因此，如上所述，若增大鼓形齿半径Cr，则使接触部的面压P变小，因此能够使内筒齿轮部40的齿面42和外筒齿轮部50的齿面51中的烧接的可能性降低。

需要说明的是，为了满足超高抗拉强度钢轧制用齿轮主轴所要求的那样的高传递转矩容量，特别是满足T/D³≤0.8～1.0[ton/m²]，必须将鼓形齿半径Cr设成某个固定以上的值。因此，如图6所示，作为下限值而将最小鼓形齿半径Cr₁设定成Cr₁＝1200[mm]。

若将鼓形齿半径Cr设定得比最小鼓形齿半径Cr₁小，则齿轮主轴3只能应对倾斜角θ较小且必要传递转矩T_r较小的情况。因此，将鼓形齿半径Cr设定得比Cr₁大，从而还能够应对倾斜角θ较大的情况、必要传递转矩T_r较大的情况。即，将鼓形齿半径Cr设成Cr≥1200[mm]。

齿轮主轴3在内筒齿轮部40和外筒齿轮部50啮合的状态下旋转，但为了使齿轮主轴3在倾斜角θ＝0.6°～1.6°且两齿互不干扰的状态下顺畅地旋转而设定鼓形齿并且设定齿的间隙即齿隙。在齿隙量BL非常多的情况下，齿的游隙变多而成为振动的原因。

在本实施例中，作为用于不使有害的振动发生的最大允许齿隙量BL，基于下式(4)来设定依赖于模数Mn的允许值。其中，为了容易说明，在此不考虑因加工误差、经年变化而引起的齿隙变动。

BL≤(1+0.1×Mn)[mm]…(5)

另外，在上述的数值设定中，由于倾斜角θ＝0.6°～1.6°，因此顺畅地进行旋转所需的齿隙量BL也取决于齿轮主轴3的倾斜角θ和鼓形齿半径Cr。在倾斜角θ较大的情况下需要较大的齿隙量BL，在鼓形齿半径Cr较大的情况下也需要较大的齿隙量BL。另外，当鼓形齿半径Cr变大时，需要齿宽B也变大。于是，基于下式(6)来设定相对于鼓形齿半径Cr而使齿隙量BL成为式(5)中的允许值的齿宽B(将该情况下的齿宽表示为B₃)。

B₃＝32×Cr^0.247[mm]…(6)

如图6所示，该式(6)是在上述的数值设定的范围内，相对于任意的倾斜角θ，对齿隙量BL成为式(5)中的允许值的鼓形齿半径Cr和在该条件下不会在齿端发生一端接触的齿宽B进行绘制后近似得到的式。

需要说明的是，式(6)是通过在最小限度的齿宽B中考虑了运转时的突发的最大负荷等的设定(确保了与最小限度的齿宽B中的两齿端44分别相距20[mm]的设定)计算而成的，其中，在最小限度的齿宽B下，不会因在齿端44发生一端接触而引起齿的折断。

当赋予了由外部因素决定的任意的倾斜角θ时，若增大鼓形齿半径Cr，则防止一端接触所需的齿宽B变大，并且齿隙量BL也变大。

当赋予了倾斜角θ时，若在式(6)的条件中选定鼓形齿半径Cr和齿宽B的组合，则能够获得最大允许的鼓形齿半径Cr和最小齿宽B。因此，将鼓形齿半径Cr设定为最大允许的值以下，将齿宽B设定为在赋予了鼓形齿半径Cr时不发生一端接触的最小的值。若以数式表示这种关系，则成为下式。

B≤32×Cr^0.247[mm]

接着，对增大鼓形齿半径Cr的缺点进行说明。

由于将内筒齿轮部40中的齿顶43沿着齿宽方向而形成为圆弧形状，因此齿底45中的齿底圆的大小(以下称为齿底圆直径D_B)沿着齿宽方向变化，随着从齿宽中心41朝向齿端44而变小。由于齿顶半径R和鼓形齿半径Cr为上述的式(1)的关系，因此在鼓形齿半径Cr较小的情况下齿顶半径R较小，在鼓形齿半径Cr较大的情况下齿顶半径R较大。因此，在相同的齿宽B下，若增大鼓形齿半径Cr，则齿顶半径R变大，因此齿端44中的齿底直径D_B变大。

另一方面，为了增大鼓形齿半径Cr，如上所述需要使齿宽B变大，以便确保不会发生齿端44中的一端接触的齿宽B，在相同的鼓形齿半径Cr和相同的齿顶半径R下，若增大齿宽B，则齿端44中的齿底直径D_B变小。

这样，若增大鼓形齿半径Cr，则存在齿底直径D_B变大的因素和变小的因素，但其结果是，齿底直径D_B变小。另外，由于制造加工上的问题，需要使主轴内筒12的颈部11中的颈径d比齿底直径D_B小。即，若增大鼓形齿半径Cr，颈部11中的颈径d变小，颈部11中的扭转应力上升。

另一个缺点是，主轴内筒12的颈部11中的弯曲应力的上升。

即，通过主轴旋转转矩而作用于主轴3中的内筒齿轮部40的齿面42的旋转力F与鼓形齿半径Cr的大小无关且是固定的。另一方面，在内筒齿轮部40中设置多个齿，但如图5A和图5B所示，由于通过最端接触部90a接受旋转力F的齿的大致180°相反侧的齿通过最端接触部90b接受旋转力F，因此该旋转力F在主轴内筒12的颈部11中作为弯曲力矩发挥作用。

在此，最端接触部90、90b的距离S₁是弯曲力矩长度，与鼓形齿半径Cr较小的情况相比，鼓形齿半径Cr较大的一方的最端接触部90a、90b的距离S₁长。因此，当将弯曲力矩设成M时，对主轴内筒12的颈部11作用M≒F×S₁。即，若增大鼓形齿半径Cr，则颈部11中的弯曲力矩M变大，颈部11中的弯曲应力上升。

根据以上两点，通过鼓形齿半径Cr的过度增大而使颈部11的弯曲和扭转的合成应力变大，如图6所示，作为上限值而将最大鼓形齿半径Cr₂设定成Cr₂＝4000[mm]，以便不引起主轴3的强度下降。

若将鼓形齿半径Cr设定得比最大鼓形齿半径Cr₂大，则颈部11中的扭转应力和弯曲应力均上升，因此在主轴内筒12的颈部11中有可能发生破损。因此，为了消除因应力的过大而引起的颈部11的破损的可能性，将鼓形齿半径C设定得比最大鼓形齿半径Cr₂小，其中，该应力为颈部11中的扭转应力与弯曲应力的合力。即，将鼓形齿半径Cr设成Cr≤4000[mm]。

接着，针对如上述那样设定了鼓形齿半径Cr和齿宽B的齿轮主轴3，进一步实施以下的处理，并且进行形状的确定。由此，进一步降低内筒齿轮部40的齿面42和外筒齿轮部50的齿面51中的烧接的可能性，并使主轴内筒12的强度增加，因此能够使齿轮主轴3更稳定地传递较大的传递转矩T。

在针对本实施例的齿轮主轴3的必要传递转矩T_r较大的情况下，施加到内筒齿轮部40的齿面42和外筒齿轮部50的齿面51上的面压P较大，齿面42、51中的热量较高。另外，由于齿轮主轴3随着工作辊2的小径化而小径化，因此能够封入到齿轮主轴3中的内筒齿轮部40和外筒齿轮部50的润滑油较少。因此，为了进一步降低内筒齿轮部40的齿面42和外筒齿轮部50的齿面51烧接的可能性，优选实施具有抑制由摩擦热引起的升温的效果的处理。

齿面42、51发生烧接的原因在于，由于齿面42、51发生油膜破裂，产生因金属接触而引起的发热以及该发热的冷却不足。作为该发热的对策，列举出面压P的降低、滑动速度V的下降、油膜保持能力的增强、固体润滑剂的设定等，作为冷却力的对策，列举出外部强制冷却等。关于面压P的降低，期待由上述的鼓形齿的设定带来的效果。关于滑动速度V的下降，由于依赖于轧制速度、倾斜角等轧制条件，因此设定的自由度较低。于是，通过增强油膜保持能力和设定固体润滑剂而抑制内筒齿轮部40和外筒齿轮部50中的摩擦热的产生，并且通过外部强制冷却，促进主轴内筒12和主轴外筒20的冷却而抑制齿面42、51的升温。

首先，对内筒齿轮部40和外筒齿轮部50的齿面42、51实施喷丸加工。喷丸加工是通过在齿面42、51上生成凹坑状的细微凹陷部并在该凹陷部中贮存油，从而具有防止油膜破裂的效果。

接着，对内筒齿轮部40和外筒齿轮部50的齿面42、51实施磷酸锰覆膜处理。由于磷酸锰覆膜是多孔质的结晶体，因此使覆膜具有油的保持力，并且由于磷酸锰覆膜的初期磨合性良好，因此具有抑制摩擦热的产生的效果。

接着，对内筒齿轮部40和外筒齿轮部50的齿面42、51实施二硫化钼烧结。二硫化钼烧结是通过在齿面42、51上烧结固体润滑剂，从而具有即使万一油枯竭，也可以利用固体润滑剂来防止金属接触的效果。

接着，对工作辊2侧的主轴外筒20和变速器4侧的主轴外筒30喷射冷却用流体，将主轴外筒20、30和主轴内筒12、13的各齿面以及齿面间的润滑油强制冷却。

设置于内筒齿轮部40和外筒齿轮部50的润滑油室63通过密封构件64而与外部隔离，并且被封入有高粘度的润滑油。但是，润滑油的粘度随着温度升高而下降，在内筒齿轮部40和外筒齿轮部50中容易发生油膜破裂。另外，当在高温状态下长期使用齿轮主轴3时，由于润滑油的劣化而使润滑性下降。因此，从外部对齿轮主轴3进行强制冷却在防止油膜破裂和防止润滑油的劣化的方面非常具有效果。

作为冷却用流体，列举出轧制用辊冷却液和变速器润滑用齿轮油等。两种流体的冷却效果皆是足够的，但与用于齿轮主轴3的高粘度的润滑油相比油膜强度非常弱，因此不适合作为内筒齿轮部40和外筒齿轮部50中的齿面的润滑剂。因此，如上所述，利用密封构件64将润滑油室63与外部隔离，由此防止冷却用流体混入到润滑油室63内，并且防止润滑油向外部流出。

轧制用辊冷却液以被轧制件与工作辊2之间的摩擦系数的下降和工作辊2的冷却为目的，大量地被喷射在工作辊2的附近。另外，变速器润滑用齿轮油以变速器4的齿轮、轴承的摩擦系数的下降和冷却为目的，大量地被喷射在变速器4的内部。因此，在齿轮主轴3的冷却中采用上述流体是比较容易的，并且能够期待较大的效果。

由于齿轮主轴的最弱部分是内筒齿轮部，因此如上所述，通过最佳地设定内筒齿轮部40中的鼓形齿半径Cr和齿宽B，从而提高内筒齿轮部40的强度，提高作为齿轮主轴3的允许传递转矩T_a。

但是，当通过本发明来提高内筒齿轮部40的强度时，内筒齿轮部40有可能不是齿轮主轴3的最弱部分。即，即使提高内筒齿轮部40的强度，若内筒齿轮部40以外的部分的强度不足，则也无法充分地增大齿轮主轴3的允许传递转矩T_a。因此，对于提高作为齿轮主轴3的允许传递转矩T_a而言，包含其他部位在内来提高整体强度是必不可少的。

除了内筒齿轮部40之外的齿轮主轴3的强度依赖于外径为齿轮主轴3中的最小径的颈部11中的颈径d。若颈径d较大，则允许传递转矩T_a变大，若颈径d较小，则允许传递转矩T_a变小。

由于制作加工上的制约，使主轴内筒12的颈部11中的颈径d必须比齿底直径D_B小。为了增大颈径d并且消除颈部11中的破损的可能性，在不对制作加工造成障碍的范围内尽量减小齿底直径D_B与颈径d的台阶差是有效的。在本实施例中，基于下式(7)来设定不对鼓形齿等的加工造成障碍的齿轮主轴3中的颈径d的下限值。

[数2]

$d\≥D_P-2\×[R-{\{R^2-{\left(\frac{B}{2}\right)}^2\}}^{\frac{1}{2}}+(\mathrm{Mn}+5)]\left[\mathrm{mm}\right]...\left(7\right)$

在以往的齿轮主轴(例如专利文献1)中为颈径/节圆直径＝d/D_P≒0.78，与此相对，在本实施例的齿轮主轴3中，通过将颈径d设定成式(7)中的下限值而成为颈径/节圆直径＝d/D_P≒0.89。由于扭转强度、弯曲强度与直径的三次方成比例，因此本实施例的齿轮主轴3中的强度相对于以往的齿轮主轴中的强度而成为(0.89)³/(0.78)³＝1.49≒150％。即，通过以式(7)的范围设定齿轮主轴3中的颈径d，能够使颈部11中的扭转强度相对于以往提高150％左右。

需要说明的是，在本实施例的齿轮主轴3中，为了提高颈部11的机械强度，在主轴内筒12中的成为颈径d的范围内实施渗碳淬火处理。渗碳处理与作为标准热处理的调质处理相比强度提高大约150％左右。若将该渗碳处理和上述颈径d的基于式(7)的形状的确定结合，则颈部11中的扭转强度和弯曲强度成为150％×150％＝225％，相比以往能够提高2倍以上。

接着，使用具体例，对齿轮主轴3的鼓形齿半径Cr和齿宽B的设定以及作用进行详细说明。需要说明的是，作为数值设定A，为模数Mn＝10[mm]，倾斜角θ＝1.2°。

在数值设定A中，相对于鼓形齿半径Cr不会发生齿端44中的一端接触的齿宽B是齿宽B₄(图6)。当将相对于鼓形齿半径Cr的齿宽B设定得比B₄线小时，有可能在齿端44发生一端接触而引起齿的折断。因此，将相对于鼓形齿半径Cr的齿宽B设定在B₄线以上(从图6中的B₄线起上部)。

比较相对于鼓形齿半径Cr的齿宽B为B₄线以上的点Q₁和点Q₂的设定。点Q₁是相对于B₄线上的点Q₂在保持鼓形齿半径Cr的状态下仅增加齿宽B的设定。在点Q₁和点Q₂的设定中，由于鼓形齿半径Cr的设定为相同值，因此有效齿宽Bh＝f(Cr，T)也相等。因此，点Q₁的设定相对于点Q₂的设定，齿根弯曲强度没有提高，并且颈径d变细了与增加的齿宽B对应的量，因此强度下降。即，即使将齿宽B设定到B₄线的上侧，也不会有助于提高齿根弯曲强度，作为齿轮主轴3，根据颈部11的强度下降和制造成本等观点，优选将齿宽B设定在作为最小必要的B₄线上。

接着，相对于鼓形齿半径Cr成为允许齿根弯曲应力σ＝39[kg/mm²]的齿宽是齿宽B₂。当在B₄线上鼓形齿半径Cr设定在低于B₂线这样的点Q₃时，齿根强度不足。于是，即使以弥补鼓形齿半径不足为目的，增加齿宽B而设定在点Q₄，齿宽B的增大也不会有助于增加强度，反而使颈径强度稍微下降。因此，在点Q₃和点Q₄这两方，齿根强度均不足，有可能使内筒齿轮部40和外筒齿轮部50中的齿折断。因此，将相对于鼓形齿半径Cr的齿宽B设定成比B₂线与B₄线交叉的点Q₅大的鼓形齿半径Cr和齿宽B(从图6中的点Q₅起右侧)。

接着，相对于鼓形齿半径Cr而齿隙量BL成为最大值(在数值设定A中，BL＝1+0.1×Mn＝2[mm])的齿宽是齿宽B₃。将相对于鼓形齿半径Cr的齿宽B设定成比B₃线与B₄线交叉的点Q₆小的鼓形齿半径Cr和齿宽B(从图6中的点Q₆起左侧)。当将相对于鼓形齿半径Cr的齿宽B设定得比B₃线大(例如为点Q₇)时，由于齿隙量BL的过大而使齿轮主轴3的振动变大，从而可能导致被轧制件的板厚变动、平坦度变差等轧制性能的恶化。

如以上那样，通过将鼓形齿半径Cr和齿宽B设定在B₄线上的从点Q₅到点Q₆之间，从而不会使齿轮主轴3因齿隙过大而产生振动，而且还不会超出允许齿根弯曲应力σ_a而使齿折断，与以往相比能够应对高速旋转以及较大的传递转矩T。

需要说明的是，在将鼓形齿半径Cr和齿宽B设定在B₄线上的接近点Q₅的位置的情况下，由于BL量较小且偏斜较小，因此能够应对速度更高的旋转。另外，在将鼓形齿半径Cr和齿宽B设定在B₄线上的接近点Q₆的位置的情况下，由于鼓形齿半径Cr较大，因此面压P较小且齿根弯曲应力σ也变小，从而能够应对更大的传递转矩。需要说明的是，如图6所示，在B₄线上的点Q₅与点Q₆之间的设定是比最大鼓形齿半径Cr₂小的设定，因此不会因颈部11的扭转应力和弯曲应力的合力而使齿轮主轴3破损。

为了说明方便，在本实施例中使用个别数值来说明齿轮主轴外径D、允许传递转矩T_a的强度指数T/D³、齿宽B、倾斜角θ、模数Mn，但本发明并不局限于上述各数值。通过利用图6所示的由曲线和直线Cr₁、B₂、B₃、Cr₂、B₁围成的区域的鼓形齿半径Cr和齿宽B的组合这样的特征来提高齿轮主轴的强度，与以往相比能够进一步使工作辊和齿轮主轴小径化。

另外，主要作为适合于高抗拉强度钢轧制的齿轮主轴进行了介绍，但本实施例所涉及的齿轮主轴以及具备该齿轮主轴的轧机使允许传递转矩性能提高，并且应用范围广。因此，也能够适合于硬度比高抗拉强度钢低的轧制件或硬度比较高的轧制件的轧制。

实施例2

在本实施例中，作为相对于鼓形齿半径Cr的齿宽B的设定范围的齿宽B₂的式(3)以及齿宽B₃的式(6)是以没有在必要最小限度的齿宽B中考虑运转时的突发的最大负荷等的设定(未确保与必要最小限度的齿宽B中的两齿端44分别相距20[mm]的设定)计算而成的，其中，在必要最小限度的齿宽B下，不会因在齿端44发生一端接触而引起齿的折断。

该运转时的突发的最大负荷依赖于被轧制件的规格、运转条件等，并非千篇一律。即，在无需假定突发的最大负荷的情况下，能够使齿宽B进一步变窄至必要最小限度。

于是，如图7所示，代替齿宽B₂而基于下式(8)设定齿宽B₂₀，从而作为不会因在齿端44发生一端接触而引起齿的折断的必要最小限度的齿宽B。

B₂₀＝18×exp(0.001×Cr)[mm]…(8)

如图7所示，该式(8)是在上述的数值设定的范围内考虑到上述条件，相对于任意的倾斜角θ，对齿根弯曲应力σ成为允许齿根弯曲应力σ_a(＝39[kg/mm²])的鼓形齿半径Cr和在该条件下不会在齿端发生一端接触的齿宽B进行绘制后近似得到的式。

当赋予了由外部因素决定的任意的倾斜角θ时，通过式(4)来决定将齿根弯曲应力σ保持在允许齿根弯曲应力σ_a以下的必要最小限度的鼓形齿半径Cr，并且还通过式(7)来决定最适合于允许最小限度的鼓形齿半径Cr的最小限度的齿宽B。在此，在将鼓形齿半径Cr设定成必要最小限度以下的值的情况下，即使为了配合该鼓形齿半径Cr而将齿宽B设定成比最佳值大的值，也不会有助于提高强度，齿根弯曲应力σ有可能超过允许齿根弯曲应力σ_a而使齿折断。

当赋予了倾斜角θ时，若在式(8)的条件中选定鼓形齿半径Cr和齿宽B的组合，则能够获得允许最小限度的鼓形齿半径Cr和最小限度的齿宽B。因此，将鼓形齿半径Cr设定成允许最小限度的值以上，将齿宽B设定成在赋予了鼓形齿半径Cr时不发生一端接触的最小限度的值。若以数式表示这种关系，则成为下式。

B≤18×exp(0.001×Cr)[mm]

即，能够不降低齿的允许传递转矩T_a、不超过允许齿根弯曲应力σ_a(＝39[kg/mm²])、并且能够设定比式(3)中的齿宽B₂窄的齿宽B₂₀。

通过这样将齿宽B设定得更窄，能够实现进一步的成本削减、轻型化、以及紧凑化。另外，由于齿轮主轴3的中心距离L₃(图1)和全长L₁(图2)变小，因此能够使齿轮主轴3更加难以发生振动。

另外，如图7所示，代替齿宽B₃而基于下式(9)设定齿宽B₃₀，从而作为相对于鼓形齿半径Cr而齿隙量BL成为式(5)中的允许值的齿宽B。

B₃₀＝19×Cr^0.292[mm]…(9)

如图7所示，该式(9)是在上述的数值设定的范围内考虑到上述条件，相对于任意的倾斜角θ，对齿隙量BL成为式(5)中的允许值的鼓形齿半径Cr和在该条件下不会在齿端发生一端接触的齿宽B进行绘制后的近似式。

当赋予了由外部因素决定的任意的倾斜角θ时，若增大鼓形齿半径Cr，则防止一端接触所需的齿宽B变宽，并且使齿隙量BL变大。

当赋予了倾斜角θ时，若在式(9)的条件下选定鼓形齿半径Cr和齿宽B的组合，则能够获得允许最大限度的鼓形齿半径Cr和最小限度的齿宽B。因此，将鼓形齿半径Cr设定成允许最大限度的值以下，将齿宽B设定成在赋予了鼓形齿半径Cr时不发生一端接触的最小限度的值。若以数式表示这种关系，则成为下式。

B≤18×exp(0.001×Cr)[mm]

为了说明方便，在本实施例中使用个别数值作为齿轮主轴外径D、允许传递转矩T_a的强度指数T/D³、齿宽B、倾斜角θ、模数Mn进行了说明，但本发明并不局限于上述各数值。通过利用图7所示的由曲线和直线Cr₁、B₂₀、B₃₀、Cr₂、B₁围成的区域的鼓形齿半径Cr和齿宽B的组合这样的特征来提高齿轮主轴的强度，与以往相比能够进一步使工作辊和齿轮主轴小径化。

另外，主要作为适合于高抗拉强度钢轧制的齿轮主轴进行了介绍，但本实施例所涉及的齿轮主轴以及具备该齿轮主轴的轧机使允许传递转矩性能提高，应用范围广。因此，也能够适合于硬度比高抗拉强度钢低的轧制件或硬度比较高的轧制件的轧制。

当然，在不伴随工作辊和齿轮主轴的进一步的小径化而作为轧机能够施加用于轧制超高抗拉强度钢的足够的轧制载荷的情况下，由于本实施例所涉及的齿轮主轴以及具备该齿轮主轴的轧机使允许传递转矩性能提高，因此能够轧制超高抗拉强度钢。

附图标号说明

1  轧机

2  工作辊

3  齿轮主轴

4  变速器

5  齿轮联轴器

6  电动机

10  中间轴

11  主轴内筒的颈部

12  主轴内筒(工作辊侧)

13  主轴内筒(变速器侧)

20  主轴外筒(工作辊侧)

30  主轴外筒(变速器侧)

40  内筒齿轮部

41  齿宽中心

42  齿面

43  齿顶

44  齿端

45  齿底

50  外筒齿轮部

51  齿面

60  椭圆孔

61  椭圆孔的开端部

62  分隔壁

63  润滑油室

64  密封构件

70  工作辊椭圆部

80  变速分配齿轮轴

90  接触部

B  齿宽

Cr  鼓形齿半径

R  齿顶半径

BL  齿隙量

D  齿轮主轴外径

D_P  节圆直径

D_B  齿底直径

D_W  工作辊径

d  颈部直径

Claims (10)

1.一种齿轮主轴，该齿轮主轴是通过使主轴内筒和主轴外筒的轴倾斜0.6度至1.6度而形成的，其中，该主轴内筒在一端侧设置有外齿轮的内筒齿轮部，该主轴外筒设置有与所述内筒齿轮部嵌合的内齿轮的外筒齿轮部，该齿轮主轴的特征在于，

在所述内筒齿轮部中的齿宽B的齿上设置沿着齿宽方向中央鼓起且两齿端变薄的半径Cr的鼓形齿，

将所述齿宽B和所述鼓形齿半径Cr设定在将Cr＝1200[mm]、Cr＝4000[mm]、B＝0.0272×Cr+28[mm]、B＝59.04×exp(0.0005×Cr)[mm]、以及B＝32×Cr^0.247[mm]图表化而围成的范围内。

2.根据权利要求1所述的齿轮主轴，其特征在于，

B＝0.0272×Cr+28[mm]是连结由0.6度的倾斜角下的、任意的鼓形齿半径Cr以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述内筒主轴的齿发生齿端接触的最小齿宽构成的无数个交点而成的直线，

B＝59.04×exp(0.0005×Cr)[mm]是连结由0.6度至1.6度的范围内的任意的倾斜角下的、施加到所述内筒齿轮部的齿根弯曲应力成为最大允许值的鼓形齿半径Cr、以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述主轴内筒的齿发生齿端接触的最小齿宽加上40[mm]来构成的无数个交点而成的曲线，

B＝32×Cr^0.247[mm]是连结在0.6度至1.6度的范围内的任意的倾斜角下的、任意的鼓形齿半径Cr以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述内筒主轴的齿发生齿端接触的最小齿宽加上40[mm]而得到的齿宽B的组合所需的齿隙成为所述内筒齿轮部和所述外筒齿轮部中的最大允许齿隙的无数个交点而成的曲线。

3.一种齿轮主轴，该齿轮主轴是通过使主轴内筒和主轴外筒的轴倾斜0.6度至1.6度而形成的，其中，该主轴内筒在一端侧设置有外齿轮的内筒齿轮部，该主轴外筒设置有与所述内筒齿轮部嵌合的内齿轮的外筒齿轮部，该齿轮主轴的特征在于，

在所述内筒齿轮部中的齿上设置沿着齿宽方向中央鼓起且两齿端变薄的半径Cr的鼓形齿，

将所述齿宽B和所述鼓形齿半径Cr设定在将Cr＝1200[mm]、Cr＝4000[mm]、B＝0.0272×Cr+28[mm]、B＝18×exp(0.001×Cr)[mm]、以及B＝19×Cr^0.292[mm]图表化而围成的范围内。

4.根据权利要求3所述的齿轮主轴，其特征在于，

B＝0.0272×Cr+28[mm]是连结由0.6度的倾斜角下的、任意的鼓形齿半径Cr以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述内筒主轴的齿产生齿端接触的最小齿宽构成的无数个交点而成的直线，

B＝18×exp(0.001×Cr)[mm]是连结由0.6度至1.6度的范围内的任意的倾斜角下的、施加到所述内筒齿轮部的齿根弯曲应力成为最大允许值的鼓形齿半径Cr、以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述主轴内筒的齿产生齿端接触的最小齿宽构成的无数个交点而成的曲线，

B＝19×Cr^0.292[mm]是连结在0.6度至1.6度的范围内的任意的倾斜角下的、任意的鼓形齿半径Cr以及在该鼓形齿半径Cr下不会使所述内筒主轴的齿产生齿端接触的最小齿宽的组合所需的齿隙成为所述内筒齿轮部和所述外筒齿轮部中的最大允许齿隙的无数个交点而成的曲线。

5.根据权利要求1所述的齿轮主轴，其特征在于，

对齿面实施了喷丸加工。

6.根据权利要求1所述的齿轮主轴，其特征在于，

对齿面实施了磷酸锰覆膜处理。

7.根据权利要求1所述的齿轮主轴，其特征在于，

对齿面实施了二硫化钼覆膜处理。

8.根据权利要求1所述的齿轮主轴，其特征在于，

通过对主轴外筒和主轴内筒的外表面喷射冷却用流体，由此将齿面润滑剂以及主轴外筒和主轴内筒的各齿面强制冷却。

9.根据权利要求1所述的齿轮主轴，其特征在于，

将所述内筒齿轮部中的节圆直径设成D_P[mm]，将齿轮压力角设成α[度]，将齿轮模数设成Mn[mm]，将鼓形齿半径设成Cr[mm]，将齿宽设成B[mm]，将从所述内筒主轴的齿端部移至颈部的部位的最小直径设成d[mm]，将设置于齿顶的圆弧形状的曲率半径设成R＝Cr×tanα[mm]，满足如下公式：

[数1]

$d\≥D_P-2\×[R-{\{R^2-{\left(\frac{B}{2}\right)}^2\}}^{\frac{1}{2}}+(\mathrm{Mn}+5)]\left[\mathrm{mm}\right].$

10.一种轧机，该轧机具备：用于轧制被轧制件的上下一对的工作辊；分别独立地与上下一对的工作辊连结且分别独立地向上下一对的工作辊传递旋转动力的上下一对的齿轮主轴；与上下一对的齿轮主轴连结的变速器；与变速器连结且向变速器传递旋转动力的齿轮联轴器；以及与齿轮联轴器连结且向齿轮联轴器供给旋转动力的电动机，该轧机的特征在于，

所述齿轮主轴是权利要求1所述的齿轮主轴。