JP3483772B2 - 圧延機用スピンドル - Google Patents
圧延機用スピンドルInfo
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D3/00—Yielding couplings, i.e. with means permitting movement between the connected parts during the drive
- F16D3/16—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts
- F16D3/26—Hooke's joints or other joints with an equivalent intermediate member to which each coupling part is pivotally or slidably connected
- F16D3/38—Hooke's joints or other joints with an equivalent intermediate member to which each coupling part is pivotally or slidably connected with a single intermediate member with trunnions or bearings arranged on two axes perpendicular to one another
- F16D3/40—Hooke's joints or other joints with an equivalent intermediate member to which each coupling part is pivotally or slidably connected with a single intermediate member with trunnions or bearings arranged on two axes perpendicular to one another with intermediate member provided with two pairs of outwardly-directed trunnions on intersecting axes
- F16D3/41—Hooke's joints or other joints with an equivalent intermediate member to which each coupling part is pivotally or slidably connected with a single intermediate member with trunnions or bearings arranged on two axes perpendicular to one another with intermediate member provided with two pairs of outwardly-directed trunnions on intersecting axes with ball or roller bearings
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16D3/387—Fork construction; Mounting of fork on shaft; Adapting shaft for mounting of fork
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Rolling Contact Bearings (AREA)
Description
【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、例えば、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。
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、例えば、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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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、過大トルク遮断機構としての摩擦
伝達式変速機を介し電動機から伝達された駆動力、或い
は、過大トルク遮断機構としての油圧により発生する締
め付けトルクを利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を
介し電動機から伝達された駆動力を用いて上・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。なお、上記のように過大トルク遮断
機構として摩擦伝達式変速機を設けた場合には限られ
ず、過大トルク遮断機構として油圧により発生する締め
付けトルクを利用した公知の手段を用い、変速機として
歯車機構内蔵変速機を用いてもよい。この場合、トルク
遮断設定トルクは、上記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、上記原理がそのまま適用できる。したがって、上記
の条件を満たすようにスピンドルを構成することで、上
記同様の効果を得るものである。
るために、本発明は、過大トルク遮断機構としての摩擦
伝達式変速機を介し電動機から伝達された駆動力、或い
は、過大トルク遮断機構としての油圧により発生する締
め付けトルクを利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を
介し電動機から伝達された駆動力を用いて上・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。なお、上記のように過大トルク遮断
機構として摩擦伝達式変速機を設けた場合には限られ
ず、過大トルク遮断機構として油圧により発生する締め
付けトルクを利用した公知の手段を用い、変速機として
歯車機構内蔵変速機を用いてもよい。この場合、トルク
遮断設定トルクは、上記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、上記原理がそのまま適用できる。したがって、上記
の条件を満たすようにスピンドルを構成することで、上
記同様の効果を得るものである。
【００２１】（２）また上記目的を達成するために、本
発明は、過大トルク遮断機構としての摩擦伝達式変速機
を介し電動機から伝達された駆動力、或いは、過大トル
ク遮断機構としての油圧により発生する締め付けトルク
を利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を介し電動機か
ら伝達された駆動力を用いて上・下１対の作業ロールを
駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設けられ、
中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設けられたク
ロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッド部は、
前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定された第
１のケースと、この第１のケースに第１の軸受コロを介
し回転自在に装着されたクロスピンと、このクロスピン
を第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第２のケー
スと、この第２のケースを反中間軸側部材に固定する第
２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピンドルにお
いて、前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２の軸
受コロの幅をｌW、前記クロスピンの中心から前記第１
及び第２の軸受コロの幅方向中心までの距離をＬ、前記
第１及び第２のケースの径をＤとしたとき、ｄ・ｌW・
Ｌ／Ｄ3＞０．０１８となるように構成する。
発明は、過大トルク遮断機構としての摩擦伝達式変速機
を介し電動機から伝達された駆動力、或いは、過大トル
ク遮断機構としての油圧により発生する締め付けトルク
を利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を介し電動機か
ら伝達された駆動力を用いて上・下１対の作業ロールを
駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設けられ、
中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設けられたク
ロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッド部は、
前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定された第
１のケースと、この第１のケースに第１の軸受コロを介
し回転自在に装着されたクロスピンと、このクロスピン
を第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第２のケー
スと、この第２のケースを反中間軸側部材に固定する第
２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピンドルにお
いて、前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２の軸
受コロの幅をｌW、前記クロスピンの中心から前記第１
及び第２の軸受コロの幅方向中心までの距離をＬ、前記
第１及び第２のケースの径をＤとしたとき、ｄ・ｌW・
Ｌ／Ｄ3＞０．０１８となるように構成する。
【００２２】（３）さらに上記目的を達成するために、
本発明は、過大トルク遮断機構としての摩擦伝達式変速
機を介し電動機から伝達された駆動力、或いは、過大ト
ルク遮断機構としての油圧により発生する締め付けトル
クを利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を介し電動機
から伝達された駆動力を用いて上・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＞０．２
７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＜０．４
０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。
本発明は、過大トルク遮断機構としての摩擦伝達式変速
機を介し電動機から伝達された駆動力、或いは、過大ト
ルク遮断機構としての油圧により発生する締め付けトル
クを利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を介し電動機
から伝達された駆動力を用いて上・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＞０．２
７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＜０．４
０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。
【００２３】（４）また上記目的を達成するために、本
発明は、過大トルク遮断機構としての摩擦伝達式変速機
を介し電動機から伝達された駆動力、或いは、過大トル
ク遮断機構としての油圧により発生する締め付けトルク
を利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を介し電動機か
ら伝達された駆動力を用いて上・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。
発明は、過大トルク遮断機構としての摩擦伝達式変速機
を介し電動機から伝達された駆動力、或いは、過大トル
ク遮断機構としての油圧により発生する締め付けトルク
を利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を介し電動機か
ら伝達された駆動力を用いて上・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。
【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。
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。
【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。
て、以下順次説明する。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
作業ロール駆動系の構造を表す概略側面図である。
【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。
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。
【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。
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。
【図４】図１中IV−IV断面による横断面図である。
【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。
構造を表す概略側面図である。
【図６】図５中VI−VI断面による横断面図である。
【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。
るための図である。
【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。
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。
【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。
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。
【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。
系の構造を表す概略側面図である。
【図１１】図１０中XI−XI断面による横断面図である。
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
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
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フロントページの続き
(58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名)
B21B 35/14
B21B 35/00
F16D 3/41
Claims (4)
- 【請求項１】過大トルク遮断機構としての摩擦伝達式変
速機を介し電動機から伝達された駆動力、或いは、過大
トルク遮断機構としての油圧により発生する締め付けト
ルクを利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を介し電動
機から伝達された駆動力を用いて上・下１対の被駆動ロ
ールを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設け
られ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設けら
れたクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッド
部は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定さ
れた第１のケースと、この第１のケースに第１の軸受コ
ロを介し回転自在に装着されたクロスピンと、このクロ
スピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第２
のケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に固定
する第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピンド
ルにおいて、 前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２の軸受コロ
の幅をｌW、前記クロスピンの中心から前記第１及び第
２の軸受コロの幅方向中心までの距離をＬ、前記第１及
び第２のケースの径をＤとしたとき、 ｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ3＞０．０１８ となるように構成したことを特徴とする圧延機用スピン
ドル。 - 【請求項２】過大トルク遮断機構としての摩擦伝達式変
速機を介し電動機から伝達された駆動力、或いは、過大
トルク遮断機構としての油圧により発生する締め付けト
ルクを利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を介し電動
機から伝達された駆動力を用いて上・下１対の作業ロー
ルを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設けら
れ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設けられ
たクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッド部
は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定され
た第１のケースと、この第１のケースに第１の軸受コロ
を介し回転自在に装着されたクロスピンと、このクロス
ピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第２の
ケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に固定す
る第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピンドル
において、 前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２の軸受コロ
の幅をｌW、前記クロスピンの中心から前記第１及び第
２の軸受コロの幅方向中心までの距離をＬ、前記第１及
び第２のケースの径をＤとしたとき、 ｄ・ｌW・Ｌ／Ｄ3＞０．０１８ となるように構成したことを特徴とする圧延機用スピン
ドル。 - 【請求項３】過大トルク遮断機構としての摩擦伝達式変
速機を介し電動機から伝達された駆動力、或いは、過大
トルク遮断機構としての油圧により発生する締め付けト
ルクを利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を介し電動
機から伝達された駆動力を用いて上・下１対の被駆動ロ
ールを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設け
られ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設けら
れたクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッド
部は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定さ
れた第１のケースと、この第１のケースに第１の軸受コ
ロ介し回転自在に装着されたクロスピンと、このクロス
ピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第２の
ケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に固定す
る第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピンドル
において、 前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２のケースの
径をＤとしたとき、 ０．４０＞ｄ／Ｄ＞０．２７ となるように構成したことを特徴とする圧延機用スピン
ドル。 - 【請求項４】過大トルク遮断機構としての摩擦伝達式変
速機を介し電動機から伝達された駆動力、或いは、過大
トルク遮断機構としての油圧により発生する締め付けト
ルクを利用した手段及び歯車機構内蔵変速機を介し電動
機から伝達された駆動力を用いて上・下１対の作業ロー
ルを駆動する圧延機の前記駆動力の伝達経路上に設けら
れ、中間軸と、この中間軸の両端部にそれぞれ設けられ
たクロスキッド部とを有し、かつ、前記クロスキッド部
は、前記中間軸に第１の締め付けボルトを介し固定され
た第１のケースと、この第１のケースに第１の軸受コロ
を介し回転自在に装着されたクロスピンと、このクロス
ピンを第２の軸受コロを介し回転自在に支持する第２の
ケースと、この第２のケースを反中間軸側部材に固定す
る第２の締め付けボルトとを備えた圧延機用スピンドル
において、 前記クロスピンの径をｄ、前記第１及び第２のケースの
径をＤとしたとき、 ０．４０＞ｄ／Ｄ＞０．２７ となるように構成したことを特徴とする圧延機用スピン
ドル。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP21404898A JP3483772B2 (ja) | 1998-07-29 | 1998-07-29 | 圧延機用スピンドル |
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| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP21404898A JP3483772B2 (ja) | 1998-07-29 | 1998-07-29 | 圧延機用スピンドル |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
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| JP3483772B2 true JP3483772B2 (ja) | 2004-01-06 |
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ID=16649413
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP21404898A Expired - Fee Related JP3483772B2 (ja) | 1998-07-29 | 1998-07-29 | 圧延機用スピンドル |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3483772B2 (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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-
1998
- 1998-07-29 JP JP21404898A patent/JP3483772B2/ja not_active Expired - Fee Related
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|---|---|---|---|---|
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