JPH0890040A - 高速ロッド圧延機の捻りヘッド - Google Patents
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Abstract
り従来技術に関連する問題を克服し、最新しき高速度圧
延機の増大して止まない速さ要求を満たすことを可能と
する。 【構成】 撚り管がクイルにより支持されてそれと共に
回転する。撚り管には第1および第2の軸受けアセンブ
リの間でクイル軸上にある入り口部分、および第2の軸
受けアセンブリを通り且つそれを超えて突出し、クイル
軸から半径方向に離れて円形走行経路を形成する射出端
で終わる三次元的に曲がっている中間部分がある。撚り
管が第2の軸受けアセンブリを超えて突出する寸法は円
形経路の直径より小さい。
Description
に関し、特にこのような圧延機熱間圧延製品を弦巻ばね
状にリング形態に形成して冷却コンベアなどの上に載置
するのに使用する捻りヘッド( laying head)に関す
る。
ある。捻りヘッドはハウジング12および第1および第
2の軸受けアセンブリ16、18の間に支持されてその
軸「X」の周りを回転するクイル14を備えている。軸
受け16、18の中心は互いに距離「B」だけ離れてい
るそれぞれの基準平面P1、P2の中にある。第2の軸受
けアセンブリ18の穴直径は「D」である。
2と噛み合う傘歯車20を備えており、前者は周知の手
段(図示せず)により駆動される。捻り管24はクイル
に支持されて一緒に回転する。捻り管には第1および第
2の軸受けアセンブリ16、18の間でクイル軸X上に
ある入り口部分24a、および入り口部分から基準平面
P2 を横断して射出端24cに至る三次元に曲がった中
間部分24bがある。射出端は基準平面P2 から張り出
し距離「A」だけ離れており、軸「X」から半径方向に
離れていて、直径「F」の円形走行経路を形成する。捻
り管はクイルから半径方向に突出する腕を備えている管
支持構造26により保持されている。熱間圧延製品は捻
り管の入り口部分24aに導かれ、射出端24cから直
径Fの連続する弦巻ばね状リング形態として放出され
る。
び支持構造から成る回転アセンブリが、静止状態で曲線
28で図式的に示すように(例示の目的で示してある)
その自重「W」で傾いていることがわかる。したがっ
て、回転アセンブリの重心30は回転軸Xから横に距離
「Y」だけ離れていることになる。重心の横方向変位Y
を極小にする程度は捻りヘッドの「剛さ」の尺度と考え
られる。
リの臨界共振速度の約65%以下であるということが一
般に受け入れられている。臨界共振速度は横方向変位Y
の平方根に逆比例して変化する。
00m/secの圧延機射出速度で動作している。しか
し、これら速度が120m/secさらにはそれ以上に
増大するにつれて、従来の捻りヘッドは問題が発生す
る。その理由は剛さが不十分であることである。すなわ
ち、剛さが不適当であれば、回転アセンブリの臨界共振
速度が下がるばかりでなく、受け入れ不能の振動が生じ
る。
増大し、それにより従来技術に関連する問題を克服し、
最新式高速度圧延機の増大して止まない速さ要求を満た
すことを可能とすることである。
適当な剛さに寄与する主要因子は、クイルおよび捻り管
の第2の軸受けアセンブリを超えて張り出す程度である
ということを見いだしたことである。従来の捻りヘッド
では、張り出しの程度は捻りヘッドにより形成されてい
るリングの直径および第1および第2の軸受けアセンブ
リの間の軸方向間隔の両者より常に大きい。本発明によ
れば、張り出しはこれらの寸法より小さくなっており、
それにより更に高い速度に一層確実に釣り合わすことが
でき、且つ安全に動作することができる一層剛い構造が
生ずる。
対して、第2の軸受けアセンブリ18の所謂「Dm N
数」(平均半径×RPM)を約1,000,000より
低く保持しなければならないとのが当業者の常識であっ
た。したがって、捻りヘッドのRPMは必然的に、増大
し続ける圧延機射出速度と歩調を合わせて増大し、且つ
Dm N定格を安全限界と認められているものの範囲内に
保持するために、軸受けの穴直径が極小とされてきた。
しかし、図3に示すように、捻り管の張り出しAの程度
は第2の軸受けアセンブリ18の穴直径Dの関数であ
る。
数定格を1,600,000に近いレベルまで50%も
多く増大する、ということにより伝統的な考え方からは
外れている。これら高いDm Nレベルでは、RPMおよ
び軸受け穴直径の双方の増大を容認することができる。
穴直径が大きくなれば、捻り管の曲がった中間部分24
bをクイル14の中に軸方向に後退させることが可能に
なる。したがって、図3に示すように、D1からD2まで
の穴直径を△Dだけ増加させれば管の張り出しをA1か
らA2まで△Aだけ減少させることができる。張り出し
の減少△Aにより重心30が第2の軸受けアセンブリの
平面P2 から離れている距離「C」がそれに伴って減少
する。変位Yは Y=WC2B/3EI1 + WC3/3EI2 ここで、I1=クイルの断面の平均慣性モーメント、 I2=管支持体の断面の平均慣性モーメント、 E =弾性係数 として計算されるから、Cを減らすことにより、Yも減
少し、それにより捻りヘッドの剛さおよび臨界共振速度
が増大することがわかる。
ために、第1および第2の軸受け16、18の間の間隔
Bをも可能な限り小さくすべきである。しかし、再び図
2を参照して、軸受け18にかかる荷重は R=W(C/B+1) と表すことができる反作用「R」に等しいことに留意し
なければならない。
8にかかる荷重が増大する。これは軸受けの定格を約
1,000,000より低い従来のDm N数にしてあれ
ば通常問題にならない。しかし、本発明の高いDm N定
格では、潤滑剤の浸透に適応するために軸受けの転がり
要素の数を減らさなければならず、それにより所定荷重
に対しても軸受けの有効寿命が減少する。
のDm N定格は、所定の圧延機射出速度に対して穴直径
Dの許容増大は張り出しAのリング直径Fより小さくな
るまでの減少に順応するように高くなっている。軸受け
荷重は軸受け16、18の間の間隔Bを張り出しAより
大きくすることにより許容限界内に維持される。
大きさを550mmの平均直径とし、且つ軸受けを本発
明による高いDm N数で動作させるとき、150m/s
ecの圧延機射出速度が達成することができるものを示
している。
m N定格を1,000,000よりかなり上まで上げる
ことにより、500mmの穴直径Dを圧延機射出速度1
50m/secで採用して1,000−1,200mm
の範囲のリング直径を作ることができることがわかる。
すべての場合において、張り出しAは形成中のリングの
直径よりかなり小さく、軸受け16、18の間の距離B
は張り出しAより大きい。
出速度および捻りヘッドにより形成中のリングの大きさ
によって変わる。しかし、本発明の中心は張り出しAを
リング直径Fより短くすることである。その結果、重心
の変位Yは極小になり、それにより捻りヘッドの臨界共
振速度が上昇し、このため更に高い速度で安全に動作す
ることが可能になる。張り出しを小さくするのは、更に
大きい穴直径の利益を得るために第2の軸受けアセンブ
リのDm N数定格を実質上大きくすることにより可能に
なる。軸受け荷重は軸受け16、18の間の間隔を第2
の軸受け18を超えてすべての張り出しより確実に大き
くすることにより許容限界内に維持される。
す。
ブリの変位を示す力図である。
穴直径に対する関係を示す。
Claims (1)
- 【請求項1】 圧延機において、軸方向に少なくとも1
20m/secの速さで移動するロッドまたは類似の形
態を成す線材製品を受け、その製品を連続する一連のリ
ングに形成する捻りヘッドが、 長手方向の軸を有するクイル、 相互に離れていて、かつ前記軸に垂直な基準平面内にそ
れぞれ設けられ、前記クイルを前記軸の周りを回転する
ように支持する第1および第2の軸受けアセンブリ、 前記クイルを前記軸の周りに回転させる手段、および前
記クイルに支持され、それと共に前記軸の周りを回転す
る捻り管、から構成され、前記捻り管が、前記軸上の前
記第1および第2の軸受けアセンブリの間に配置された
中に前記製品を入れる入り口部分と、前記入り口部分か
ら前記第2の基準平面を横切って前記製品を前記連続す
る一連のリングとして放出する射出端で終わる三次元に
曲がった中間部分と、を備えており、前記射出端は、前
記軸から直角方向に離れていて円形走行路を形成し、前
記第2の平面から前記円形走行路の直径より小さい張り
出し距離だけ離れていることを特徴とする捻りヘッド。
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