JP5048028B2 - 圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法 - Google Patents
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Description
本発明は、圧延ロールの軸受部に供給する潤滑油の冷却方法に関する。
鋼板を圧延する圧延機のバックアップロールには、圧延中に大きな荷重がかかるため、一般的に油膜軸受（以下、単に軸受ともいう）を多く用いている。この油膜軸受では、バックアップロールの両側軸部（以下、ロール軸ともいう）が、潤滑油膜を介して回転可能な状態で支持されているため、潤滑油膜の油膜厚さを適正に維持することが重要である。なお、油膜厚さは、圧延速度（ロールの回転速度）、圧延荷重、及び潤滑油温度や、ロールの軸部と軸受及び軸受箱とのクリアランスなどにより変化する。
圧延中においては、圧延荷重や圧延速度を操業スケジュールに基づいて変更するため、軸受にかかる荷重やロールの回転数も変化して、ロール軸と軸受との間で発生する摩擦熱が変化する。このため、潤滑油の温度を一定にしてその粘度を一定に維持しつつ、潤滑油を軸受に供給した場合、軸受の負荷面における油膜厚さが変化する。例えば、油膜が薄くなれば、油膜が切れて軸受の焼付が発生し生産に障害を与える。逆に、油膜が厚くなれば、ロール駆動装置における動力損失が大きくなるという問題が発生する。
従って、操業条件が変化する圧延中においても、常に最適な油膜厚みを維持するため、圧延中のロール軸と軸受との間に形成される油膜の厚みを検出する方法が必要となる。
従って、操業条件が変化する圧延中においても、常に最適な油膜厚みを維持するため、圧延中のロール軸と軸受との間に形成される油膜の厚みを検出する方法が必要となる。
この方法として、例えば、特許文献１には、軸受回転数Ｎ、軸受荷重Ｐ、及び潤滑油の粘度Ｚからなる無次元値、即ちＺ・Ｎ／Ｐを２．５近傍に制御することで、油膜切れを発生させないように油膜厚さを一定に保持し、かつ動力損失を最小（即ち、摩擦係数を最小）にする方法が記載されている。
これは、通常、Ｚ・Ｎ／Ｐの値が大きくなれば、油膜厚さも大きくなることが知られていることから、上記Ｚ・Ｎ／Ｐの変化に対して摩擦係数μがＺ・Ｎ／Ｐ＝２．５近傍で最小となることに基づき、粘度Ｚを操業上決定される軸受回転数Ｎと軸受荷重Ｐに応じて制御し、Ｚ・Ｎ／Ｐを一定に保持することで、焼付の防止と動力損失の低減を図るものである。
これは、通常、Ｚ・Ｎ／Ｐの値が大きくなれば、油膜厚さも大きくなることが知られていることから、上記Ｚ・Ｎ／Ｐの変化に対して摩擦係数μがＺ・Ｎ／Ｐ＝２．５近傍で最小となることに基づき、粘度Ｚを操業上決定される軸受回転数Ｎと軸受荷重Ｐに応じて制御し、Ｚ・Ｎ／Ｐを一定に保持することで、焼付の防止と動力損失の低減を図るものである。
また、特許文献２には、油膜軸受の油膜厚さを求めるため、ロール軸と軸受間の変位を軸受両端近傍の変位計で測定する方法が記載されている。この変位計から検出された信号により、両端変位の平均値を油膜厚さとしてとらえ、軸受に対する軸の傾きと油膜厚さを把握し、傾きが異常と判断された場合には、その信号により軸受箱の傾きを修正する可動装置によって、常に正常な油膜分布状態を保持している。
一方で、特許文献３に記載のように、軸受内面の軸を支持するライニングの内部に、互いに深さを異ならせて複数の温度センサーを埋め込み、これらの温度センサーの温度測定データを解析装置にて解析し温度勾配を求め、その温度勾配を油膜の位置にあてはめて油膜の温度を把握する方法もある。
一方で、特許文献３に記載のように、軸受内面の軸を支持するライニングの内部に、互いに深さを異ならせて複数の温度センサーを埋め込み、これらの温度センサーの温度測定データを解析装置にて解析し温度勾配を求め、その温度勾配を油膜の位置にあてはめて油膜の温度を把握する方法もある。
しかしながら、前記従来の方法には、未だ解決すべき以下のような問題があった。
特許文献１の方法では、油膜厚さを一定に保持するために油膜温度を変化させるに際し、油膜温度が高くなり過ぎた場合、軸受メタルの許容上限温度を超え、この軸受メタルの機械的強度が低下し、焼付などのトラブルが起こる可能性があった。
また、特許文献２の方法も、油膜温度については把握することができず、この油膜温度が正常範囲から逸脱する際に、適切な処置をとることができないという問題点があった。
そして、特許文献３の方法では、ライニングと油膜の間の熱伝達係数が、油膜の動粘度、比熱、密度（いずれも油膜温度により変化する）に依存するため、ライニング内部の温度勾配から油膜温度を精度良く予測するには問題があった。また、ライニングに温度測定器を複数設置することは構造的に難しく、温度測定精度にも課題があった。
特許文献１の方法では、油膜厚さを一定に保持するために油膜温度を変化させるに際し、油膜温度が高くなり過ぎた場合、軸受メタルの許容上限温度を超え、この軸受メタルの機械的強度が低下し、焼付などのトラブルが起こる可能性があった。
また、特許文献２の方法も、油膜温度については把握することができず、この油膜温度が正常範囲から逸脱する際に、適切な処置をとることができないという問題点があった。
そして、特許文献３の方法では、ライニングと油膜の間の熱伝達係数が、油膜の動粘度、比熱、密度（いずれも油膜温度により変化する）に依存するため、ライニング内部の温度勾配から油膜温度を精度良く予測するには問題があった。また、ライニングに温度測定器を複数設置することは構造的に難しく、温度測定精度にも課題があった。
本発明はかかる事情に鑑みてなされたもので、実測が困難な負荷面の油膜温度を理論的に予測し、目標温度に冷却調整が可能な圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法を提供することを目的とする。
上記の課題を解決するためになされた本発明の要旨は、以下の通りである。
（１）軸受部に両側軸部が回転可能に支持されたバックアップロールを備える圧延機を用いて鋼板を圧延するに際し、前記両側軸部に取付けられた軸受内輪と、前記軸受部の滑り軸受との間に循環供給する潤滑油を、熱交換器により冷却して予め設定した温度以下に調整する潤滑油の冷却方法において、
前記軸受内輪と前記滑り軸受との潤滑の状態を示すゾンマーフェルト数Ｓを求めるゾンマーフェルト数算出工程と、
前記ゾンマーフェルト数算出工程で求めた前記ゾンマーフェルト数Ｓを基にして、前記軸受部の負荷面を通過する潤滑油量を求める負荷面油量算出工程と、
前記ゾンマーフェルト数算出工程で求めた前記ゾンマーフェルト数Ｓを基にして、前記負荷面における摩擦発熱量を求める負荷面発熱量算出工程と、
前記負荷面油量算出工程で求めた前記潤滑油量と、前記負荷面発熱量算出工程で求めた前記摩擦発熱量とを基にして、前記負荷面での潤滑油の油膜温度を求める負荷面油膜温度算出工程と、
前記負荷面での潤滑油の油膜厚さを求める油膜厚さ算出工程と、
前記熱交換器での潤滑油の冷却温度を、前記油膜厚さ算出工程で求めた油膜厚さを確保可能な潤滑油温度以上で、かつ、前記負荷面油膜温度算出工程で求めた前記負荷面での潤滑油の油膜温度以下になるように調整する潤滑油温度調整工程とを有することを特徴とする圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法。
（１）軸受部に両側軸部が回転可能に支持されたバックアップロールを備える圧延機を用いて鋼板を圧延するに際し、前記両側軸部に取付けられた軸受内輪と、前記軸受部の滑り軸受との間に循環供給する潤滑油を、熱交換器により冷却して予め設定した温度以下に調整する潤滑油の冷却方法において、
前記軸受内輪と前記滑り軸受との潤滑の状態を示すゾンマーフェルト数Ｓを求めるゾンマーフェルト数算出工程と、
前記ゾンマーフェルト数算出工程で求めた前記ゾンマーフェルト数Ｓを基にして、前記軸受部の負荷面を通過する潤滑油量を求める負荷面油量算出工程と、
前記ゾンマーフェルト数算出工程で求めた前記ゾンマーフェルト数Ｓを基にして、前記負荷面における摩擦発熱量を求める負荷面発熱量算出工程と、
前記負荷面油量算出工程で求めた前記潤滑油量と、前記負荷面発熱量算出工程で求めた前記摩擦発熱量とを基にして、前記負荷面での潤滑油の油膜温度を求める負荷面油膜温度算出工程と、
前記負荷面での潤滑油の油膜厚さを求める油膜厚さ算出工程と、
前記熱交換器での潤滑油の冷却温度を、前記油膜厚さ算出工程で求めた油膜厚さを確保可能な潤滑油温度以上で、かつ、前記負荷面油膜温度算出工程で求めた前記負荷面での潤滑油の油膜温度以下になるように調整する潤滑油温度調整工程とを有することを特徴とする圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法。
（２）前記ゾンマーフェルト数算出工程では、前記鋼板の圧延中に供給した潤滑油の温度Ｔｆから求めた潤滑油の粘度、前記バックアップロールに掛かる圧延荷重から求めた前記軸受内輪に掛かる面圧、前記バックアップロールの回転数Ｎ、前記軸受内輪と前記滑り軸受の間のクリアランスＣ、及び前記軸受内輪の半径ｒを基にして前記ゾンマーフェルト数Ｓを求め、
前記負荷面油量算出工程では、前記ゾンマーフェルト数Ｓと、予め設定した前記軸受内輪の軸心と前記滑り軸受の軸心の偏心量ε、前記軸受内輪の半径ｒ、及び前記軸受内輪の外周面長さＢとを基にして、前記負荷面を通過する潤滑油量を求め、
前記負荷面発熱量算出工程では、前記ゾンマーフェルト数Ｓと、前記偏心量ε、前記外周面長さＢ、及び前記軸受内輪と前記滑り軸受の接触幅Ｌとを基にして、前記負荷面における摩擦発熱量を求め、
前記負荷面油膜温度算出工程では、前記潤滑油量と、前記摩擦発熱量と、前記潤滑油の密度及び比熱とを基にして、前記負荷面での潤滑油の油膜温度を求め、
前記油膜厚さ算出工程では、前記潤滑油の粘度、前記軸受内輪に掛かる面圧、及び前記バックアップロールの回転数Ｎを基にして、前記負荷面での潤滑油の油膜厚さを求めることを特徴とする（１）記載の圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法。
前記負荷面油量算出工程では、前記ゾンマーフェルト数Ｓと、予め設定した前記軸受内輪の軸心と前記滑り軸受の軸心の偏心量ε、前記軸受内輪の半径ｒ、及び前記軸受内輪の外周面長さＢとを基にして、前記負荷面を通過する潤滑油量を求め、
前記負荷面発熱量算出工程では、前記ゾンマーフェルト数Ｓと、前記偏心量ε、前記外周面長さＢ、及び前記軸受内輪と前記滑り軸受の接触幅Ｌとを基にして、前記負荷面における摩擦発熱量を求め、
前記負荷面油膜温度算出工程では、前記潤滑油量と、前記摩擦発熱量と、前記潤滑油の密度及び比熱とを基にして、前記負荷面での潤滑油の油膜温度を求め、
前記油膜厚さ算出工程では、前記潤滑油の粘度、前記軸受内輪に掛かる面圧、及び前記バックアップロールの回転数Ｎを基にして、前記負荷面での潤滑油の油膜厚さを求めることを特徴とする（１）記載の圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法。
本発明に係る圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法は、ゾンマーフェルト数算出工程、負荷面油量算出工程、負荷面発熱量算出工程、負荷面油膜温度算出工程、及び油膜厚さ算出工程を有するので、操業条件及び設備条件から、圧延ロール軸受部の負荷面（油膜形成面）における油膜温度と油膜厚さを求めることができる。
従って、潤滑油温度調整工程により、油膜温度と油膜厚さが許容範囲を逸脱した場合には、許容範囲内に戻るように、軸受内輪と滑り軸受けとの間に供給される潤滑油の冷却温度を制御することにより、焼付等の軸受トラブルの防止が図れ、圧延機の安定操業を実現できる。
従って、潤滑油温度調整工程により、油膜温度と油膜厚さが許容範囲を逸脱した場合には、許容範囲内に戻るように、軸受内輪と滑り軸受けとの間に供給される潤滑油の冷却温度を制御することにより、焼付等の軸受トラブルの防止が図れ、圧延機の安定操業を実現できる。
続いて、添付した図面を参照しつつ、本発明を具体化した実施の形態につき説明し、本発明の理解に供する。
まず、本発明の一実施の形態に係る圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法を適用する圧延機について説明する。
図１に示すように、圧延機１０は、被圧延材である圧延する鋼板（図示しない）の厚み方向（上下方向）両側に配置されたワークロール１１、１２と、この対となるワークロール１１、１２を上下方向から挟み込みように配置された上下のバックアップロール１３、１４とを有している。この上下のバックアップロール（以下、上バックアップロール、下バックアップロールともいう）１３、１４の負荷面側（上バックアップロール１３の上側、下バックアップロール１４の下側）には、対となるバックアップロール１３、１４を挟み込みように、圧下力検出器（例えば、ロードセル）１５、１６が取付けられている。また、各バックアップロール１３、１４の軸端には、回転数検出器１７、１８が取付けられている。
まず、本発明の一実施の形態に係る圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法を適用する圧延機について説明する。
図１に示すように、圧延機１０は、被圧延材である圧延する鋼板（図示しない）の厚み方向（上下方向）両側に配置されたワークロール１１、１２と、この対となるワークロール１１、１２を上下方向から挟み込みように配置された上下のバックアップロール１３、１４とを有している。この上下のバックアップロール（以下、上バックアップロール、下バックアップロールともいう）１３、１４の負荷面側（上バックアップロール１３の上側、下バックアップロール１４の下側）には、対となるバックアップロール１３、１４を挟み込みように、圧下力検出器（例えば、ロードセル）１５、１６が取付けられている。また、各バックアップロール１３、１４の軸端には、回転数検出器１７、１８が取付けられている。
図１〜図３に示すように、上バックアップロール１３（下バックアップロール１４も同様）の両側軸部１９、２０は、軸受部２１、２２に回転可能に支持されている。
軸受部２１、２２の上流側には、潤滑油タンク２３内の潤滑油を軸受部２１、２２に供給するための給油本管２４が、また、下流側には、軸受部２１、２２内の潤滑油を潤滑油タンク２３内へ戻す戻り油本管２５が、それぞれ配置されている。この各バックアップロール１３、１４の軸受部２１、２２と給油本管２４とは、それぞれ給油支管２６、２７で接続され、各軸受部２１、２２と戻り油本管２５とは、それぞれ戻り油支管２８、２９で接続されている。なお、各戻り油支管２８、２９には、各軸受部２１、２２から流出した直後の潤滑油の温度を検出するための温度計３０、３１が設けられている。
軸受部２１、２２の上流側には、潤滑油タンク２３内の潤滑油を軸受部２１、２２に供給するための給油本管２４が、また、下流側には、軸受部２１、２２内の潤滑油を潤滑油タンク２３内へ戻す戻り油本管２５が、それぞれ配置されている。この各バックアップロール１３、１４の軸受部２１、２２と給油本管２４とは、それぞれ給油支管２６、２７で接続され、各軸受部２１、２２と戻り油本管２５とは、それぞれ戻り油支管２８、２９で接続されている。なお、各戻り油支管２８、２９には、各軸受部２１、２２から流出した直後の潤滑油の温度を検出するための温度計３０、３１が設けられている。
給油本管２４には、上流側から下流側へかけて、潤滑油を循環供給するためのポンプ３２と、潤滑油の冷却を行う熱交換器３３と、潤滑油中の異物を除去するストレーナ３４が、順次設けられている。なお、熱交換器３３とストレーナ３４の間には、熱交換器３３により冷却された後の潤滑油の温度を検出する温度計３５が、ストレーナ３４と給油支管２７との間には、給油本管２４を流れる潤滑油の流量を測定する流量計３６が、それぞれ設けられている。
熱交換器３３には、熱交バルブ（熱交換用バルブ）３７が設けられた供給管３８が接続され、熱交バルブ３７の開度を調整部３９により調整し、熱交換器３３に供給する冷却水の流量を制御している。
熱交換器３３には、熱交バルブ（熱交換用バルブ）３７が設けられた供給管３８が接続され、熱交バルブ３７の開度を調整部３９により調整し、熱交換器３３に供給する冷却水の流量を制御している。
調整部３９は、演算器（例えば、コンピュータ）４０により制御されている。この演算器４０には、圧下力検出器１５、１６、回転数検出器１７、１８、温度計３０、３１、３５、及び流量計３６の各データも、それぞれ入力されている。
以上の構成により、潤滑油タンク２３内の潤滑油は、ポンプ３２を介して熱交換器３３に送られ、所定温度に冷却された後、途中にストレーナ３４を設けた給油本管２４、給油支管２６、２７を通って、上下のバックアップロール１３、１４の各々の軸受部２１、２２に供給される。また、各軸受部２１、２２から流出した潤滑油は、戻り油支管２８、２９と戻り油本管２５を順次通って潤滑油タンク内２３に戻る。
このように、潤滑油は循環使用される。
以上の構成により、潤滑油タンク２３内の潤滑油は、ポンプ３２を介して熱交換器３３に送られ、所定温度に冷却された後、途中にストレーナ３４を設けた給油本管２４、給油支管２６、２７を通って、上下のバックアップロール１３、１４の各々の軸受部２１、２２に供給される。また、各軸受部２１、２２から流出した潤滑油は、戻り油支管２８、２９と戻り油本管２５を順次通って潤滑油タンク内２３に戻る。
このように、潤滑油は循環使用される。
次に、図２を参照しながら、上下のバックアップロール１３、１４の軸部１９、２０を受ける軸受部２１、２２について説明する。なお、上下のバックアップロール１３、１４の軸受部２１、２２は同一構造であるので、ここでは、上バックアップロール１３の軸受部２１、２２について説明する。
図２に示すように、軸受部２１（軸受部２２も同様）は、ハウジング（図示せず）に取付け固定された軸受箱４１と、この軸受箱４１の内側に設置されたホワイトメタル等の軸受材料からなる滑り軸受４２と、上バックアップロール１３の軸部１９周囲に取付けられた軸受内輪（テーパースリーブともいう）４３とを有している。なお、図２中の番号４４は、軸受内輪４３と滑り軸受４２との間に形成された油膜である。
図２に示すように、軸受部２１（軸受部２２も同様）は、ハウジング（図示せず）に取付け固定された軸受箱４１と、この軸受箱４１の内側に設置されたホワイトメタル等の軸受材料からなる滑り軸受４２と、上バックアップロール１３の軸部１９周囲に取付けられた軸受内輪（テーパースリーブともいう）４３とを有している。なお、図２中の番号４４は、軸受内輪４３と滑り軸受４２との間に形成された油膜である。
油膜４４を形成する潤滑油は、給油支管２６を介して、図３に示すように、軸受箱４１の側部に設けられた給油孔４５から入り、油膜４４を形成している位置（軸受内輪４３と滑り軸受４２との間の位置）へ供給される。
なお、上バックアップロール１３の軸部１９、２０は、油膜４４を介して軸受箱４１で支えられているが、上バックアップロール１３は上方向に圧延荷重を受けるため、リング状に形成された油膜４４の上部（図２中の上部）が負荷面、油膜４４の下部（図２中の下部）が反負荷面となる。また、下バックアップロール１４では、上バックアップロール１３とは逆に、油膜４４の上部が反負荷面、油膜４４の下部が負荷面となる。
なお、上バックアップロール１３の軸部１９、２０は、油膜４４を介して軸受箱４１で支えられているが、上バックアップロール１３は上方向に圧延荷重を受けるため、リング状に形成された油膜４４の上部（図２中の上部）が負荷面、油膜４４の下部（図２中の下部）が反負荷面となる。また、下バックアップロール１４では、上バックアップロール１３とは逆に、油膜４４の上部が反負荷面、油膜４４の下部が負荷面となる。
図３に示す、ＴｉｎとＱｉｎは、それぞれ軸受箱４１内に供給される潤滑油の温度と油量、ＴｏｕｔとＱｏｕｔは、それぞれ軸受箱４１から排出される潤滑油の温度と油量である。
また、ｈは負荷面における油膜４４の厚さ、ＴｆとＱｆは、それぞれ負荷面を通過する潤滑油の油膜温度と油量、Ｎは矢印方向に回転する軸部１９の回転数、Ｗは圧下力（以下、圧延荷重ともいう）である。
そして、Ｃは軸心を合わせた状態での軸受内輪４３と滑り軸受４２との間隔を示すクリアランスである。なお、クリアランスＣは、軸受内輪４３と滑り軸受４２の研削作業後、バックアップロール１３をスタンド内に組み込んだ状態で、ゲージにて実測した値である。
更に、εは軸部１９の中心（軸受内輪４３の軸心）と滑り軸受４２の中心との上下方向における偏心量（以下、偏心率ともいう）、ｒは上バックアップロール１３の軸受内輪４３の外周面の半径（軸受内輪４３の軸心位置から外周面表面までの距離）、Ｂは軸受内輪４３の外周面長さ（２πｒ）である。なお、図２のＬは軸受内輪４３と滑り軸受４２の軸心方向の接触長（接触幅）である。
また、ｈは負荷面における油膜４４の厚さ、ＴｆとＱｆは、それぞれ負荷面を通過する潤滑油の油膜温度と油量、Ｎは矢印方向に回転する軸部１９の回転数、Ｗは圧下力（以下、圧延荷重ともいう）である。
そして、Ｃは軸心を合わせた状態での軸受内輪４３と滑り軸受４２との間隔を示すクリアランスである。なお、クリアランスＣは、軸受内輪４３と滑り軸受４２の研削作業後、バックアップロール１３をスタンド内に組み込んだ状態で、ゲージにて実測した値である。
更に、εは軸部１９の中心（軸受内輪４３の軸心）と滑り軸受４２の中心との上下方向における偏心量（以下、偏心率ともいう）、ｒは上バックアップロール１３の軸受内輪４３の外周面の半径（軸受内輪４３の軸心位置から外周面表面までの距離）、Ｂは軸受内輪４３の外周面長さ（２πｒ）である。なお、図２のＬは軸受内輪４３と滑り軸受４２の軸心方向の接触長（接触幅）である。
続いて、本発明の一実施の形態に係る圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法について説明する。
本実施の形態に係る圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法は、各軸受部２１、２２の負荷面における油膜４４の厚さｈと油膜温度Ｔｆの両者が、予め設定した許容範囲を同時に満足することが可能な潤滑油の供給温度を算出し、これを基に熱交換器３３の出側の潤滑油温度を調整する方法である。ここで、油膜温度Ｔｆについては、直接の実測が困難であることから理論的に算出して、実測が可能な軸受部２１、２２からの排出油温Ｔｏｕｔに対し、計算値と実測値の比較を行った上で、フィッティングパラメータ（例えば、負荷面における潤滑油の粘度や比熱等）を変化させ、収束計算を行うことで精度を高めるものとするものである。
以下、上バックアップロール１３を用いて説明する。
本実施の形態に係る圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法は、各軸受部２１、２２の負荷面における油膜４４の厚さｈと油膜温度Ｔｆの両者が、予め設定した許容範囲を同時に満足することが可能な潤滑油の供給温度を算出し、これを基に熱交換器３３の出側の潤滑油温度を調整する方法である。ここで、油膜温度Ｔｆについては、直接の実測が困難であることから理論的に算出して、実測が可能な軸受部２１、２２からの排出油温Ｔｏｕｔに対し、計算値と実測値の比較を行った上で、フィッティングパラメータ（例えば、負荷面における潤滑油の粘度や比熱等）を変化させ、収束計算を行うことで精度を高めるものとするものである。
以下、上バックアップロール１３を用いて説明する。
この処理を行う演算器４０は、ＲＡＭ、ＣＰＵ、ＲＯＭ、Ｉ／Ｏ、及びこれらの要素を接続するバスを備えた従来公知のものであり、図４に示すように、軸部１９の負荷面を通過する潤滑油の油量を算出する負荷面油量算出部４６と、負荷面における潤滑油の発熱量を演算する負荷面発熱量算出部４７と、負荷面における潤滑油の油膜温度を推定する負荷面温度推定部４８とを有している。この演算器４０は、後述する油膜温度、油膜厚さ、及びそれらが予め設定された範囲（例えば、油膜温度：７５〜９０℃、油膜厚さ：２０〜３０μｍ）となるときの軸受部２１、２２への潤滑油供給温度を演算し、この演算した潤滑油供給温度を維持できるように、調整部３９に熱交バルブ３７の弁開度信号を出力して、熱交換器３３へ供給する冷却水の流量を調整するものである。
演算器４０には、図１、図４に示すように、圧下力検出器１５、１６、回転数検出器１７、１８、温度計３０、３１、及び温度計３５からの検出信号、即ち、上バックアップロール１３にかかる圧下力Ｗ及び回転数Ｎと、上バックアップロール１３の出側の潤滑油温度と、熱交換器３３の出側の潤滑油温度が、それぞれ入力される。
まず、演算器４０の負荷面油量算出部４６で処理するゾンマーフェルト数算出工程について、図５を参照しながら説明する。
負荷面油量算出部４６の粘度演算部４９で、ワークロール１１、１２により鋼板を圧延している最中において、予め設定部５０に設定した油膜温度Ｔｉｎの設定値（例えば、８０℃）と、予め求めて設定部５０に設定している温度−粘度の関係テーブルから、油膜温度Ｔｉｎにおける粘性Ｚを求める。この温度−粘度の関係テーブルを図６に示す。
これにより、鋼板の圧延中に供給した潤滑油の油膜温度Ｔｉｎから潤滑油の粘度Ｚが求まる。
まず、演算器４０の負荷面油量算出部４６で処理するゾンマーフェルト数算出工程について、図５を参照しながら説明する。
負荷面油量算出部４６の粘度演算部４９で、ワークロール１１、１２により鋼板を圧延している最中において、予め設定部５０に設定した油膜温度Ｔｉｎの設定値（例えば、８０℃）と、予め求めて設定部５０に設定している温度−粘度の関係テーブルから、油膜温度Ｔｉｎにおける粘性Ｚを求める。この温度−粘度の関係テーブルを図６に示す。
これにより、鋼板の圧延中に供給した潤滑油の油膜温度Ｔｉｎから潤滑油の粘度Ｚが求まる。
また、負荷面油量算出部４６の軸受平均面圧演算部５１では、圧下力検出器１５、１６で測定した圧延荷重Ｗ（圧下力検出器１５、１６の平均値）を入力すると共に、設定部５２で設定した軸受内輪４３の外周面の半径ｒと接触長Ｌを入力し、予め設定した式（１）により、軸受平均面圧Ｐを求める。なお、設定部５２には、軸受内輪４３の外周面長さＢも入力されている。
Ｐ＝Ｗ／（２・ｒ・Ｌ） ・・・（１）
これにより、バックアップロール１３、１４に掛かる圧延荷重Ｗから軸受内輪４３に掛かる面圧が求まる。
Ｐ＝Ｗ／（２・ｒ・Ｌ） ・・・（１）
これにより、バックアップロール１３、１４に掛かる圧延荷重Ｗから軸受内輪４３に掛かる面圧が求まる。
そして、負荷面油量算出部４６のゾンマーフェルト数演算部５３では、粘度演算部４９で求めた潤滑油の粘性Ｚと、軸受平均面圧演算部５１で求めた軸受平均面圧Ｐ、更には、上バックアップロール１３の軸受部２１に設けた回転数検出器１７で測定したバックアップロール１３の回転数Ｎ、設定部５２に設定したクリアランスＣ、及び上バックアップロール１３の軸受内輪４３の外周面の半径ｒを、それぞれ入力して、予め設定した式（２）によりゾンマーフェルト数Ｓを求める。
Ｓ＝（ｒ／Ｃ）２・Ｚ・Ｎ／Ｐ ・・・（２）
これにより、軸受内輪４３と滑り軸受４２との潤滑の状態を示すゾンマーフェルト数Ｓが求まる。
Ｓ＝（ｒ／Ｃ）２・Ｚ・Ｎ／Ｐ ・・・（２）
これにより、軸受内輪４３と滑り軸受４２との潤滑の状態を示すゾンマーフェルト数Ｓが求まる。
次に、演算器４０の負荷面油量算出部４６で処理する負荷面油量算出工程について、図５を参照しながら説明する。
負荷面油量算出部４６の無次元化油流量演算部５４では、予め求めて設定部５５に設定してあるゾンマーフェルト数Ｓと無次元化油流量ｆ１（Ｓ）の関係テーブルと、ゾンマーフェルト数演算部５３で求めたゾンマーフェルト数Ｓとから、無次元化油流量ｆ１（Ｓ）を求める。なお、無次元化油流量とは、ゾンマーフェルト数Ｓのみで決まる油膜軸受固有の値を表わす。このゾンマーフェルト数Ｓと無次元化油流量ｆ１（Ｓ）との関係テーブルを図７に示す。
また、負荷面油量算出部４６の偏心率演算部５６では、予め求めて設定部５７に設定してあるゾンマーフェルト数Ｓと偏心率εの関係テーブルと、ゾンマーフェルト数演算部５３で求めたゾンマーフェルト数Ｓとから、偏心率εを求める。このゾンマーフェルト数Ｓと偏心率εとの関係テーブルを図８に示す。
負荷面油量算出部４６の無次元化油流量演算部５４では、予め求めて設定部５５に設定してあるゾンマーフェルト数Ｓと無次元化油流量ｆ１（Ｓ）の関係テーブルと、ゾンマーフェルト数演算部５３で求めたゾンマーフェルト数Ｓとから、無次元化油流量ｆ１（Ｓ）を求める。なお、無次元化油流量とは、ゾンマーフェルト数Ｓのみで決まる油膜軸受固有の値を表わす。このゾンマーフェルト数Ｓと無次元化油流量ｆ１（Ｓ）との関係テーブルを図７に示す。
また、負荷面油量算出部４６の偏心率演算部５６では、予め求めて設定部５７に設定してあるゾンマーフェルト数Ｓと偏心率εの関係テーブルと、ゾンマーフェルト数演算部５３で求めたゾンマーフェルト数Ｓとから、偏心率εを求める。このゾンマーフェルト数Ｓと偏心率εとの関係テーブルを図８に示す。
そして、負荷面油量算出部４６の流量係数演算部５８では、予め求めて設定部５７に設定してある偏心率εと流量係数ｆ３（ε）の関係テーブルと、偏心率演算部５６で求めた偏心率εとから、流量係数ｆ３（ε）を求める。なお、流量係数とは、偏心率εのみで決まる油膜軸受固有の値を表わす。この偏心率εと流量係数ｆ３（ε）との関係テーブルを図９に示す。
負荷面油量算出部４６の軸受供給油流量演算部５９は、無次元化油流量演算部５４で求めた無次元化油流量ｆ１（Ｓ）と、流量係数演算部５８で求めた流量係数ｆ３（ε）と、回転数検出器１７で測定したバックアップロール１３の回転数Ｎ、設定部５２に設定したクリアランスＣ、上バックアップロール１３の軸受内輪４３の外周面の半径ｒ、及び軸受内輪４３と滑り軸受４２の接触長Ｌとを基にして、予め設定している式（３）により、ロール軸受供給油流量Ｑｉｎを求める。
Ｑｉｎ＝ｆ１（Ｓ）・ｒ・Ｃ・Ｎ・Ｌ・ｆ３（ε） ・・・（３）
負荷面油量算出部４６の軸受供給油流量演算部５９は、無次元化油流量演算部５４で求めた無次元化油流量ｆ１（Ｓ）と、流量係数演算部５８で求めた流量係数ｆ３（ε）と、回転数検出器１７で測定したバックアップロール１３の回転数Ｎ、設定部５２に設定したクリアランスＣ、上バックアップロール１３の軸受内輪４３の外周面の半径ｒ、及び軸受内輪４３と滑り軸受４２の接触長Ｌとを基にして、予め設定している式（３）により、ロール軸受供給油流量Ｑｉｎを求める。
Ｑｉｎ＝ｆ１（Ｓ）・ｒ・Ｃ・Ｎ・Ｌ・ｆ３（ε） ・・・（３）
また、負荷面油量算出部４６の負荷面通過油量演算部６０では、予め設定部６１に設定したＢ/Ｌと逃げ流量比Ｑｓ/Ｑｉｎの関係テーブルと、軸受供給油流量演算部５９で求めたロール軸受供給油流量Ｑｉｎとを基にして求めた逃げ流量比Ｑｓ/Ｑｉｎより、予め設定している式（４）から、上バックアップロール１３の軸受部２１の負荷面通過潤滑油量Ｑｆを求める。なお、逃げ流量比とは、軸受に供給された潤滑油の総量Ｑｉｎのうち、負荷面を通過するまでに軸端方向へ流出して負荷面を通過しなかった逃げ流量Ｑｓの占める割合を表わすものであり、式（４）にて求まる。このＢ/Ｌと逃げ流量比Ｑｓ/Ｑｉｎとの関係テーブルを図１０に示す。
Ｑｆ＝Ｑｉｎ（１−Ｑｓ／Ｑｉｎ） ・・・（４）
これにより、ゾンマーフェルト数算出工程で求めたゾンマーフェルト数Ｓを基にして、軸受部２１、２２の負荷面を通過する潤滑油量Ｑｆが求まる。
Ｑｆ＝Ｑｉｎ（１−Ｑｓ／Ｑｉｎ） ・・・（４）
これにより、ゾンマーフェルト数算出工程で求めたゾンマーフェルト数Ｓを基にして、軸受部２１、２２の負荷面を通過する潤滑油量Ｑｆが求まる。
続いて、演算器４０の負荷面発熱量算出部４７で処理する負荷面発熱量算出工程について、図１１を参照しながら説明する。
まず、負荷面発熱量算出部４７の無次元化発熱量演算部６２では、予め求めて設定部６３に設定しているゾンマーフェルト数Ｓと無次元化発熱量ｆ４（Ｓ）の関係テーブルと、ゾンマーフェルト数演算部５３で求めたゾンマーフェルト数Ｓとを、各々入力して、無次元化発熱量ｆ４（Ｓ）を求める。なお、無次元化発熱量とは、ゾンマーフェルト数Ｓのみで決まる油膜軸受固有の値を表わすものである。このゾンマーフェルト数Ｓと無次元化発熱量ｆ４（Ｓ）との関係テーブルを図１２に示す。
更に、負荷面発熱量算出部４７の荷重係数演算部６４は、予め求めて設定部６３に設定している偏心率εと荷重係数ｆ６（ε）の関係テーブルと、偏心率演算部５６から入力した偏心率εとを、各々入力して、荷重係数ｆ６（ε）を求める。この偏心率εと荷重係数ｆ６（ε）との関係テーブルを図１３に示す。
まず、負荷面発熱量算出部４７の無次元化発熱量演算部６２では、予め求めて設定部６３に設定しているゾンマーフェルト数Ｓと無次元化発熱量ｆ４（Ｓ）の関係テーブルと、ゾンマーフェルト数演算部５３で求めたゾンマーフェルト数Ｓとを、各々入力して、無次元化発熱量ｆ４（Ｓ）を求める。なお、無次元化発熱量とは、ゾンマーフェルト数Ｓのみで決まる油膜軸受固有の値を表わすものである。このゾンマーフェルト数Ｓと無次元化発熱量ｆ４（Ｓ）との関係テーブルを図１２に示す。
更に、負荷面発熱量算出部４７の荷重係数演算部６４は、予め求めて設定部６３に設定している偏心率εと荷重係数ｆ６（ε）の関係テーブルと、偏心率演算部５６から入力した偏心率εとを、各々入力して、荷重係数ｆ６（ε）を求める。この偏心率εと荷重係数ｆ６（ε）との関係テーブルを図１３に示す。
また、負荷面発熱量算出部４７の摩擦発熱量演算部６５においては、無次元化発熱量演算部６２からの無次元化発熱量ｆ４（Ｓ）と、荷重係数演算部６４からの荷重係数ｆ６（ε）と、予め設定部６６に設定している軸受内輪４３の外周面長さＢと接触長Ｌの比（Ｂ／Ｌ）と、予め設定部６６に設定しているＢ／Ｌと摩擦修正係数ｆ５（Ｂ／Ｌ）の関係テーブルにより求めた摩擦修正係数ｆ５（Ｂ／Ｌ）と、更には圧下力検出器１５、１６で測定した圧延荷重Ｗ、回転数検出器１７で測定した回転数Ｎ、及び設定部５２に設定されている軸受クリアランスＣとを、それぞれ入力し、これらの情報を基に、予め設定している式（５）から、摩擦発熱量Ｈを求める。このＢ／Ｌと摩擦修正係数ｆ５（Ｂ／Ｌ）との関係テーブルを図１４に示す。
Ｈ＝ｆ４（Ｓ）・（Ｗ・Ｎ・Ｃ／１０５）・｛ｆ５（Ｂ／Ｌ）／ｆ６（ε）｝ ・・・（５）
これにより、ゾンマーフェルト数算出工程で求めたゾンマーフェルト数Ｓを基にして、負荷面における摩擦発熱量が求まる。
Ｈ＝ｆ４（Ｓ）・（Ｗ・Ｎ・Ｃ／１０５）・｛ｆ５（Ｂ／Ｌ）／ｆ６（ε）｝ ・・・（５）
これにより、ゾンマーフェルト数算出工程で求めたゾンマーフェルト数Ｓを基にして、負荷面における摩擦発熱量が求まる。
そして、負荷面発熱量算出部４７の油の密度演算部６７では、設定部６８から入力した使用潤滑油の温度−密度の関係と、負荷面温度推定部４８の負荷面油膜温度演算部６９（図１７参照）からの油膜温度Ｔｆを入力して、軸受内輪４３の負荷面における油膜の密度ρを求める。この使用潤滑油の温度−密度の関係テーブルを図１５に示す。
また、負荷面発熱量算出部４７の油の比熱演算部７０は、設定部６８から入力した使用潤滑油の温度−比熱の関係と、負荷面油膜温度演算部６９からの油膜温度Ｔｆとにより、軸受内輪４３の負荷面における油膜の比熱Ｃｐを求める。この使用潤滑油の温度−比熱の関係テーブルを図１６に示す。
なお、負荷面油膜温度演算部６９から、油の密度演算部６７と油の比熱演算部７０に出力する油膜温度Ｔｆは、演算誤差判定部７１での演算が収束した段階で行う。
また、負荷面発熱量算出部４７の油の比熱演算部７０は、設定部６８から入力した使用潤滑油の温度−比熱の関係と、負荷面油膜温度演算部６９からの油膜温度Ｔｆとにより、軸受内輪４３の負荷面における油膜の比熱Ｃｐを求める。この使用潤滑油の温度−比熱の関係テーブルを図１６に示す。
なお、負荷面油膜温度演算部６９から、油の密度演算部６７と油の比熱演算部７０に出力する油膜温度Ｔｆは、演算誤差判定部７１での演算が収束した段階で行う。
ここで、演算誤差判定部７１について説明する。
演算誤差判定部７１の軸受排出油温演算部７２では、給油本管２４に設けた流量計３６で測定したロール軸受供給油流量Ｑｉｎと、摩擦発熱量演算部６５で求めた摩擦発熱量Ｈにより、式（６）から軸受排出油温計算値Ｔｏｕｔ（ｃａｌ）が求まる。
Ｔｏｕｔ（ｃａｌ）＝Ｈ／（ρ・Ｃｐ・Ｑｉｎ） ・・・（６）
ここで、ρは油膜の密度、Ｃｐは油膜の比熱であり、ρ、Ｃｐともに標準状態（常温・常圧）の値（初期値）である。なお、ρとＣｐは図示しない設定部で入力する。
また、演算誤差判定部７１の排出油温判定部７３では、戻り油支管２８に設けた温度計３０で測定した軸受部２１、２２から流出した潤滑油の温度Ｔｏｕｔ（ｅｘｐ）、軸受排出油温演算部７２で求めたＴｏｕｔ（ｃａｌ）、及び設定部７４から許容差Ｘを、それぞれ入力し、このＴｏｕｔ（ｅｘｐ）とＴｏｕｔ（ｃａｌ）の比較を行っている。
演算誤差判定部７１の軸受排出油温演算部７２では、給油本管２４に設けた流量計３６で測定したロール軸受供給油流量Ｑｉｎと、摩擦発熱量演算部６５で求めた摩擦発熱量Ｈにより、式（６）から軸受排出油温計算値Ｔｏｕｔ（ｃａｌ）が求まる。
Ｔｏｕｔ（ｃａｌ）＝Ｈ／（ρ・Ｃｐ・Ｑｉｎ） ・・・（６）
ここで、ρは油膜の密度、Ｃｐは油膜の比熱であり、ρ、Ｃｐともに標準状態（常温・常圧）の値（初期値）である。なお、ρとＣｐは図示しない設定部で入力する。
また、演算誤差判定部７１の排出油温判定部７３では、戻り油支管２８に設けた温度計３０で測定した軸受部２１、２２から流出した潤滑油の温度Ｔｏｕｔ（ｅｘｐ）、軸受排出油温演算部７２で求めたＴｏｕｔ（ｃａｌ）、及び設定部７４から許容差Ｘを、それぞれ入力し、このＴｏｕｔ（ｅｘｐ）とＴｏｕｔ（ｃａｌ）の比較を行っている。
ここで、これらの差の２乗（Ｔｏｕｔ（ｅｘｐ）−Ｔｏｕｔ（ｃａｌ））２が、設定部７４から入力した許容差Ｘを超えている場合、誤差が許容値を超えているものと判断して、粘度演算部４９に設定値Ｔｆの修正（ステップ修正）信号を出力する。これにより、粘度演算部４９は、設定部５０から入力した油膜温度Ｔｆを、予め設定されている温度だけ修正して、全フローの収束計算を行うことができる。この負荷面発熱量算出部４７においては、演算誤差判定部７１での演算が収束するまで、負荷面温度推定部４８の計算へ移行せず、収束後に、負荷面油膜温度演算部６９から設定部６８へ油膜温度Ｔｆの決定値を出力し、負荷面温度推定部４８の処理へ移行する。
次に、演算器４０の負荷面温度推定部４８で処理する負荷面油膜温度算出工程について、図１７を参照しながら説明する。
負荷面温度推定部４８の負荷面油膜温度演算部６９では、負荷面油量算出部４６の負荷面通過油量演算部６０から入力した負荷面通過油量Ｑｆと、負荷面発熱量算出部４７の摩擦発熱量演算部６５から入力した摩擦発熱量Ｈ、油の密度演算部６７から入力した負荷面における油膜の密度ρ、及び油の比熱演算部７０から入力した負荷面における油膜の比熱Ｃｐ（ρ、Ｃｐともに標準状態（常温・常圧）の値から温度補正により算出）とを基にして、予め設定した式（７）により、負荷面油膜温度Ｔｆを算出する。
Ｔｆ＝Ｈ／（ρ・Ｃｐ・Ｑｆ） ・・・（７）
これにより、負荷面油量算出工程で求めた潤滑油量Ｑｆと、負荷面発熱量算出工程で求めた摩擦発熱量Ｈとを基にして、負荷面での潤滑油の油膜温度Ｔｆが求まる。
負荷面温度推定部４８の負荷面油膜温度演算部６９では、負荷面油量算出部４６の負荷面通過油量演算部６０から入力した負荷面通過油量Ｑｆと、負荷面発熱量算出部４７の摩擦発熱量演算部６５から入力した摩擦発熱量Ｈ、油の密度演算部６７から入力した負荷面における油膜の密度ρ、及び油の比熱演算部７０から入力した負荷面における油膜の比熱Ｃｐ（ρ、Ｃｐともに標準状態（常温・常圧）の値から温度補正により算出）とを基にして、予め設定した式（７）により、負荷面油膜温度Ｔｆを算出する。
Ｔｆ＝Ｈ／（ρ・Ｃｐ・Ｑｆ） ・・・（７）
これにより、負荷面油量算出工程で求めた潤滑油量Ｑｆと、負荷面発熱量算出工程で求めた摩擦発熱量Ｈとを基にして、負荷面での潤滑油の油膜温度Ｔｆが求まる。
次に、演算器４０の負荷面温度推定部４８で処理する油膜厚さ算出工程について、図１７を参照しながら説明する。
負荷面温度推定部４８の負荷面油膜上限温度演算部７５では、負荷面油膜温度演算部６９で算出した負荷面油膜温度Ｔｆと、設定部７６から上バックアップロール１３の軸部１９のブッシング許容温度Ｔｍａｘとを、それぞれ入力して、これを比較する。そして、負荷面の油膜温度Ｔｆがブッシング許容温度Ｔｍａｘ未満（Ｔｆ＜Ｔｍａｘ）となるように、軸受部２１、２２に供給する潤滑油の温度Ｔｉｎを演算する（なお、ブッシング温度の許容下限温度は設定しない）。
負荷面温度推定部４８の負荷面油膜上限温度演算部７５では、負荷面油膜温度演算部６９で算出した負荷面油膜温度Ｔｆと、設定部７６から上バックアップロール１３の軸部１９のブッシング許容温度Ｔｍａｘとを、それぞれ入力して、これを比較する。そして、負荷面の油膜温度Ｔｆがブッシング許容温度Ｔｍａｘ未満（Ｔｆ＜Ｔｍａｘ）となるように、軸受部２１、２２に供給する潤滑油の温度Ｔｉｎを演算する（なお、ブッシング温度の許容下限温度は設定しない）。
また、負荷面温度推定部４８の負荷面油膜厚さ演算部７７においては、負荷面における油膜厚さを許容範囲内とするため、負荷面油量算出部４６の偏心率演算部５６で求めた偏心率εと、予め設定部５２に設定したクリアランスＣと、更に、予め設定した式（８）とにより、負荷面油膜厚さｈを求める。
ｈ＝Ｃ（１−ε） ・・・（８）
負荷面温度推定部４８の負荷面油膜厚さ対応下限油温演算部７８では、油膜温度と許容最小油膜厚さの関係テーブルと、負荷面油膜厚さ演算部７７から入力した負荷面油膜厚さｈと、予め設定部７６に設定した許容最小油膜厚さｈｍｉｎとを、それぞれ入力する。そして、この負荷面油膜厚さｈが許容最小油膜厚さｈｍｉｎを超える（許容最小油膜厚さ、例えば通常３０μｍ程度を基準とする）ときの軸受部２１、２２に供給する潤滑油の温度Ｔｉｎの範囲を、入力した図１８から演算する。この図１８は、油膜温度と許容最小油膜厚さの関係テーブルである。
ｈ＝Ｃ（１−ε） ・・・（８）
負荷面温度推定部４８の負荷面油膜厚さ対応下限油温演算部７８では、油膜温度と許容最小油膜厚さの関係テーブルと、負荷面油膜厚さ演算部７７から入力した負荷面油膜厚さｈと、予め設定部７６に設定した許容最小油膜厚さｈｍｉｎとを、それぞれ入力する。そして、この負荷面油膜厚さｈが許容最小油膜厚さｈｍｉｎを超える（許容最小油膜厚さ、例えば通常３０μｍ程度を基準とする）ときの軸受部２１、２２に供給する潤滑油の温度Ｔｉｎの範囲を、入力した図１８から演算する。この図１８は、油膜温度と許容最小油膜厚さの関係テーブルである。
また、負荷面温度推定部４８の油膜強度対応下限油温演算部７９では、Ｚ・Ｎ／Ｐが予め設定部８０に設定した設定値、例えば２．５近傍（２．４〜２．６）となるよう、軸受部２１、２２に供給する潤滑油の温度Ｔｉｎを、例えば図１９に示すようなＺ・Ｎ／Ｐ（油膜強度パラメータ）と摩擦係数との関係を表わす模式図（ストライベック曲線）を基に算出する。
これにより、負荷面での潤滑油の油膜厚さが求まる。
これにより、負荷面での潤滑油の油膜厚さが求まる。
続いて、演算器４０の負荷面温度推定部４８で処理する潤滑油温度調整工程について、図１７を参照しながら説明する。
負荷面温度推定部４８の熱交バルブ開度判定部８１では、負荷面油膜上限温度演算部７５、負荷面油膜厚さ対応下限油温演算部７８、及び油膜強度対応下限油温演算部７９の各々で求めた軸受部２１、２２に供給する潤滑油の温度Ｔｉｎを、それぞれ入力する。そして、この負荷面油膜上限温度演算部７５で求めた温度Ｔｉｎの温度範囲：Ｔｉｎ＜Ｔｍａｘ、負荷面油膜厚さ対応下限油温演算部７８で求めた温度Ｔｉｎの温度範囲：Ｔｍｉｎ＜Ｔｉｎ＜Ｔｍａｘ、油膜強度対応下限油温演算部７９で求めた温度Ｔｉｎの温度範囲：Ｔｍｉｎ＜Ｔｉｎ＜Ｔｍａｘの共通範囲の中間値を求めて、熱交バルブ開度判定部８１へ出力する。
負荷面温度推定部４８の熱交バルブ開度判定部８１では、負荷面油膜上限温度演算部７５、負荷面油膜厚さ対応下限油温演算部７８、及び油膜強度対応下限油温演算部７９の各々で求めた軸受部２１、２２に供給する潤滑油の温度Ｔｉｎを、それぞれ入力する。そして、この負荷面油膜上限温度演算部７５で求めた温度Ｔｉｎの温度範囲：Ｔｉｎ＜Ｔｍａｘ、負荷面油膜厚さ対応下限油温演算部７８で求めた温度Ｔｉｎの温度範囲：Ｔｍｉｎ＜Ｔｉｎ＜Ｔｍａｘ、油膜強度対応下限油温演算部７９で求めた温度Ｔｉｎの温度範囲：Ｔｍｉｎ＜Ｔｉｎ＜Ｔｍａｘの共通範囲の中間値を求めて、熱交バルブ開度判定部８１へ出力する。
このとき、熱交バルブ開度判定部８１へは、給油本管２４に設けた温度計３５で測定した軸受部２１、２２へ供給する潤滑油の温度Ｔｉｎを逐次入力し、この入力した潤滑油の測定温度Ｔｉｎと、上記した各演算部７５、７８、７９から求めた中間値の差が許容値内、例えば５℃以下となるまで、熱交バルブ３７の調整部３９への出力を維持する。
なお、以上に示した各行程は、繰り返し行う。
これにより、熱交換器３３での潤滑油の冷却温度を、油膜厚さ算出工程で求めた油膜厚さを確保可能な潤滑油温度以上で、かつ、負荷面油膜温度算出工程で求めた負荷面での潤滑油の油膜温度以下になるように調整できる。
なお、以上に示した各行程は、繰り返し行う。
これにより、熱交換器３３での潤滑油の冷却温度を、油膜厚さ算出工程で求めた油膜厚さを確保可能な潤滑油温度以上で、かつ、負荷面油膜温度算出工程で求めた負荷面での潤滑油の油膜温度以下になるように調整できる。
次に、本発明の作用効果を確認するために行った実施例について説明する。
ここでは、前記実施の形態で算出した負荷面油膜温度の精度の検証について、以下に説明する。
まず、計算により求めた軸受内部発熱量と、軸受への供給油量から排出油温Ｔｏｕｔを算出し、排出油温実測値との比較を行った。ここで、実測値近傍に計算値を合わせ込んだ排出油温計算値に対し、負荷面油膜温度Ｔｆの計算値と軸受内部温度実測値（滑り軸受内部に直接シース熱電対を埋め込み測定）から予測した滑り軸受の表面温度（＝油膜との境界面温度）を、図２０のように比較すると、ほぼ正確に再現できていることが示される。なお、図２０において、単位とは、圧延単位のことであり、単位１〜３とは、３つの圧延単位を意味している。ここで、１つの圧延単位の鋼板の枚数は、５０〜１２０枚程度であるため、図２０では、多数のプロット点が図示されている。
ここでは、前記実施の形態で算出した負荷面油膜温度の精度の検証について、以下に説明する。
まず、計算により求めた軸受内部発熱量と、軸受への供給油量から排出油温Ｔｏｕｔを算出し、排出油温実測値との比較を行った。ここで、実測値近傍に計算値を合わせ込んだ排出油温計算値に対し、負荷面油膜温度Ｔｆの計算値と軸受内部温度実測値（滑り軸受内部に直接シース熱電対を埋め込み測定）から予測した滑り軸受の表面温度（＝油膜との境界面温度）を、図２０のように比較すると、ほぼ正確に再現できていることが示される。なお、図２０において、単位とは、圧延単位のことであり、単位１〜３とは、３つの圧延単位を意味している。ここで、１つの圧延単位の鋼板の枚数は、５０〜１２０枚程度であるため、図２０では、多数のプロット点が図示されている。
このデータは、板厚：１．０〜１９ｍｍ、板幅：６００〜２１４０ｍｍの圧延鋼板を得るための圧延をした際の実測値である。
ここで、実線で示す油膜温度が最も高くなる条件（即ち、圧延速度大、圧延荷重大）で計算した結果は、実測値の上限付近をカバーできていることから、実測点と油膜との間の熱伝達抵抗による温度差の影響を考慮すると、予測精度が信頼できるものであることを確認できた。
従って、本発明により得られる負荷面油膜温度Ｔｆの値を用いることで、前述した潤滑状態の管理を適切に実施することが可能であることを確認できた。
ここで、実線で示す油膜温度が最も高くなる条件（即ち、圧延速度大、圧延荷重大）で計算した結果は、実測値の上限付近をカバーできていることから、実測点と油膜との間の熱伝達抵抗による温度差の影響を考慮すると、予測精度が信頼できるものであることを確認できた。
従って、本発明により得られる負荷面油膜温度Ｔｆの値を用いることで、前述した潤滑状態の管理を適切に実施することが可能であることを確認できた。
以上、本発明を、実施の形態を参照して説明してきたが、本発明は何ら上記した実施の形態に記載の構成に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載されている事項の範囲内で考えられるその他の実施の形態や変形例も含むものである。例えば、前記したそれぞれの実施の形態や変形例の一部又は全部を組合せて本発明の圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法を構成する場合も本発明の権利範囲に含まれる。
前記実施の形態においては、上バックアップロールの軸受部に供給する潤滑油の温度調整を行った場合について説明したが、これは上バックアップロールの負荷面の油膜温度が、下バックアップロールに比較して、許容温度以上に上昇し軸受焼損トラブルが多いためである。この原因は、上バックアップロールでは、負荷面が軸部の上部にあるのに対し、下バックアップロールでは、負荷面が軸部の下部にあることから、給油した潤滑油も、上バックアップロールの場合は反負荷面（軸受け下部）に集まり易く、下バックアップロールの場合は負荷面（軸受け下部）に集まり易いことによる。
前記実施の形態においては、上バックアップロールの軸受部に供給する潤滑油の温度調整を行った場合について説明したが、これは上バックアップロールの負荷面の油膜温度が、下バックアップロールに比較して、許容温度以上に上昇し軸受焼損トラブルが多いためである。この原因は、上バックアップロールでは、負荷面が軸部の上部にあるのに対し、下バックアップロールでは、負荷面が軸部の下部にあることから、給油した潤滑油も、上バックアップロールの場合は反負荷面（軸受け下部）に集まり易く、下バックアップロールの場合は負荷面（軸受け下部）に集まり易いことによる。
しかし、潤滑油の給油系統が、上バックアップロールと下バックアップロールで各々独立している場合には、上バックアップロールと同様に下バックアップロールも負荷面での潤滑油温度を求め、下バックアップロールに供給する潤滑油温度を制御することが好ましい。
この場合、下バックアップロールの軸端に回転数検出器を取付け、更に、戻り油支管に温度計を設け、ゾンマーフェルト数演算部と軸受供給油流量演算部にそれぞれ入力するバックアップロールの回転数Ｎを回転数検出器の測定値とし、摩擦発熱量演算部に入力する圧延荷重Ｗと回転数Ｎを各々圧下力検出器と回転数検出器で測定した値とし、更に、排出油温判定部に入力する戻り油支管内の潤滑油の温度Ｔｏｕｔ（ｅｘｐ）を温度計の値とし、上バックアップロールと同様に演算する。
この場合、下バックアップロールの軸端に回転数検出器を取付け、更に、戻り油支管に温度計を設け、ゾンマーフェルト数演算部と軸受供給油流量演算部にそれぞれ入力するバックアップロールの回転数Ｎを回転数検出器の測定値とし、摩擦発熱量演算部に入力する圧延荷重Ｗと回転数Ｎを各々圧下力検出器と回転数検出器で測定した値とし、更に、排出油温判定部に入力する戻り油支管内の潤滑油の温度Ｔｏｕｔ（ｅｘｐ）を温度計の値とし、上バックアップロールと同様に演算する。
１０：圧延機、１１、１２：ワークロール、１３、１４：バックアップロール、１５、１６：圧下力検出器、１７、１８：回転数検出器、１９、２０：軸部、２１、２２：軸受部、２３：潤滑油タンク、２４：給油本管、２５：戻り油本管、２６、２７：給油支管、２８、２９：戻り油支管、３０、３１：温度計、３２：ポンプ、３３：熱交換器、３４：ストレーナ、３５：温度計、３６：流量計、３７：熱交バルブ、３８：供給管、３９：調整部、４０：演算器、４１：軸受箱、４２：滑り軸受、４３：軸受内輪、４４：油膜、４５：給油孔、４６：負荷面油量算出部、４７：負荷面発熱量算出部、４８：負荷面温度推定部、４９：粘度演算部、５０：設定部、５１：軸受平均面圧演算部、５２：設定部、５３：ゾンマーフェルト数演算部、５４：無次元化油流量演算部、５５：設定部、５６：偏心率演算部、５７：設定部、５８：流量係数演算部、５９：軸受供給油流量演算部、６０：負荷面通過油量演算部、６１：設定部、６２：無次元化発熱量演算部、６３：設定部、６４：荷重係数演算部、６５：摩擦発熱量演算部、６６：設定部、６７：油の密度演算部、６８：設定部、６９：負荷面油膜温度演算部、７０：油の比熱演算部、７１：演算誤差判定部、７２：軸受排出油温演算部、７３：排出油温判定部、７４：設定部、７５：負荷面油膜上限温度演算部、７６：設定部、７７：負荷面油膜厚さ演算部、７８：負荷面油膜厚さ対応下限油温演算部、７９：油膜強度対応下限油温演算部、８０：設定部、８１：熱交バルブ開度判定部
Claims (2)
- 軸受部に両側軸部が回転可能に支持されたバックアップロールを備える圧延機を用いて鋼板を圧延するに際し、前記両側軸部に取付けられた軸受内輪と、前記軸受部の滑り軸受との間に循環供給する潤滑油を、熱交換器により冷却して予め設定した温度以下に調整する潤滑油の冷却方法において、
前記軸受内輪と前記滑り軸受との潤滑の状態を示すゾンマーフェルト数Ｓを求めるゾンマーフェルト数算出工程と、
前記ゾンマーフェルト数算出工程で求めた前記ゾンマーフェルト数Ｓを基にして、前記軸受部の負荷面を通過する潤滑油量を求める負荷面油量算出工程と、
前記ゾンマーフェルト数算出工程で求めた前記ゾンマーフェルト数Ｓを基にして、前記負荷面における摩擦発熱量を求める負荷面発熱量算出工程と、
前記負荷面油量算出工程で求めた前記潤滑油量と、前記負荷面発熱量算出工程で求めた前記摩擦発熱量とを基にして、前記負荷面での潤滑油の油膜温度を求める負荷面油膜温度算出工程と、
前記負荷面での潤滑油の油膜厚さを求める油膜厚さ算出工程と、
前記熱交換器での潤滑油の冷却温度を、前記油膜厚さ算出工程で求めた油膜厚さを確保可能な潤滑油温度以上で、かつ、前記負荷面油膜温度算出工程で求めた前記負荷面での潤滑油の油膜温度以下になるように調整する潤滑油温度調整工程とを有することを特徴とする圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法。 - 請求項１記載の圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法において、前記ゾンマーフェルト数算出工程では、前記鋼板の圧延中に供給した潤滑油の温度Ｔｉｎから求めた潤滑油の粘度、前記バックアップロールに掛かる圧延荷重から求めた前記軸受内輪に掛かる面圧、前記バックアップロールの回転数Ｎ、前記軸受内輪と前記滑り軸受の間のクリアランスＣ、及び前記軸受内輪の半径ｒを基にして前記ゾンマーフェルト数Ｓを求め、
前記負荷面油量算出工程では、前記ゾンマーフェルト数Ｓと、予め設定した前記軸受内輪の軸心と前記滑り軸受の軸心の偏心量ε、前記軸受内輪の半径ｒ、及び前記軸受内輪の外周面長さＢとを基にして、前記負荷面を通過する潤滑油量を求め、
前記負荷面発熱量算出工程では、前記ゾンマーフェルト数Ｓと、前記偏心量ε、前記外周面長さＢ、及び前記軸受内輪と前記滑り軸受の接触幅Ｌとを基にして、前記負荷面における摩擦発熱量を求め、
前記負荷面油膜温度算出工程では、前記潤滑油量と、前記摩擦発熱量と、前記潤滑油の密度及び比熱とを基にして、前記負荷面での潤滑油の油膜温度を求め、
前記油膜厚さ算出工程では、前記潤滑油の粘度、前記軸受内輪に掛かる面圧、及び前記バックアップロールの回転数Ｎを基にして、前記負荷面での潤滑油の油膜厚さを求めることを特徴とする圧延ロール軸受部に供給する潤滑油の冷却方法。
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