WO2014087821A1 - ギヤスピンドルおよびそれを備えた圧延機 - Google Patents

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WO2014087821A1
WO2014087821A1 PCT/JP2013/080749 JP2013080749W WO2014087821A1 WO 2014087821 A1 WO2014087821 A1 WO 2014087821A1 JP 2013080749 W JP2013080749 W JP 2013080749W WO 2014087821 A1 WO2014087821 A1 WO 2014087821A1
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spindle
gear
tooth
inner cylinder
crowning radius
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PCT/JP2013/080749
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English (en)
French (fr)
Inventor
憲二 山本
Original Assignee
三菱日立製鉄機械株式会社
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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
    • F16D3/18—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts the coupling parts (1) having slidably-interengaging teeth
    • F16D3/185—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts the coupling parts (1) having slidably-interengaging teeth radial teeth connecting concentric inner and outer coupling parts
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B21—MECHANICAL METAL-WORKING WITHOUT ESSENTIALLY REMOVING MATERIAL; PUNCHING METAL
    • B21B—ROLLING OF METAL
    • B21B35/00—Drives for metal-rolling mills, e.g. hydraulic drives
    • B21B35/14—Couplings, driving spindles, or spindle carriers specially adapted for, or specially arranged in, metal-rolling mills

Definitions

  • the present invention relates to a gear spindle and a rolling mill equipped with the same.
  • the work roll of the rolling mill is rotationally driven by an electric motor.
  • the rotational driving force by the electric motor is transmitted to a pair of upper and lower work rolls via a transmission having a distribution function and a pair of spindles.
  • the spindle is properly used depending on the usage environment such as rolling conditions.
  • a rolling mill for rolling a material having a general hardness a UJ spindle (Universal Joint, also known as a propeller shaft) is used, and a relatively high hardness material (for example, a 40% rolling deformation resistance value is about 70 [kg].
  • a gear spindle is used in a rolling mill for rolling a high hardness material that rolls a material of / mm 2 ].
  • high-strength steel also known as high-tensile steel, for example, a material having a 40% rolling deformation resistance value of about 130 [kg / mm 2 ], which is a further high-hardness material.
  • high-strength steel rolling mill for rolling high-strength steel, and accordingly, a high-performance gear spindle for use in the high-strength steel rolling mill is desired.
  • the following conditions (1), (2), and (3) are required for a high-performance gear spindle that can be used in this high-strength steel rolling mill.
  • a work roll having a smaller diameter than usual is used in order to suppress an increase in rolling force.
  • the work rolls are made up of a pair of upper and lower parts and are independently connected to the gear spindle, and are rotated by transmitting rolling power (rotational power) through the gear spindle. Therefore, the gear spindle is made up of a pair of upper and lower like the work roll, and the connecting portion of the gear spindle with the work roll needs to have a diameter smaller than the work roll diameter so that the gear spindles installed in the upper and lower pair do not interfere with each other. is there.
  • rolling is performed.
  • the work roll diameter D W 250 [mm]
  • the work roll diameter DW is the minimum usable diameter. As the work roll is subjected to rolling, the surface is worn by contact with the material to be rolled, and the work roll diameter DW is gradually reduced with use because the surface is often polished by a polishing machine.
  • the difference between the maximum diameter and the minimum diameter of the work roll is generally about 10%.
  • the rolling torque T in the rolling mill is T ⁇ f (F) + f (D W ) because it depends on the deformation resistance value F of the material to be rolled and the work roll diameter D W.
  • the work roll diameter DW in the rolling mill for high-strength steel rolling is smaller than the work roll diameter DW in the rolling mill for high-hardness material rolling. Since it is much larger than the deformation resistance value of the material, the rolling torque required for rolling the high strength steel is larger than the rolling torque required for rolling the conventional high hardness material.
  • the intensity of the allowable transmission torque T a in-gear spindle of a conventional hardened steel for rolling mill index T / D 3 (T: required torque transmitted per one-gear spindle [ton ⁇ m], D: gear spindle outside diameter [mm]) is, T / D 3 ⁇ 0.4 [ ton / m 2] a is whereas, the allowable transmission torque T a in-gear spindle high tensile strength steel for rolling mill strength index T / D 3 Is T / D 3 ⁇ 0.6 to 0.8 [ton / m 2 ].
  • the deformation resistance of the rolled material increases, so does the allowable transmission torque T a strength index T / D 3 of.
  • the strength index T / D 3 [ton / m 2 ] of the transmission torque T is a description in which “ ⁇ 10 9 ” is omitted.
  • the original description is that the gear spindle outer diameter D [mm] is changed to the gear spindle outer diameter D. Since the unit is converted into ⁇ 10 ⁇ 3 [m] and substituted, it becomes (T / D 3 ) ⁇ 10 9 [ton / m 2 ] .
  • the gear spindle outer diameter D [mm] The strength index of the transmission torque T with respect to the above is assumed to be T / D 3 [ton / m 2 ], which is omitted as described above.
  • the production capacity of the rolling mill is expressed by a multiplier of a plate thickness, a plate width, and a rolling speed.
  • production is performed with the plate thickness and width of the material to be rolled constant, and the production capacity of the rolling mill depends on the rolling speed.
  • the rolling speed V of the rolling mill depends on the work roll diameter D W and the work roll rotation speed N, V ⁇ D W ⁇ N.
  • the work roll diameter DW in the rolling mill for high strength steel rolling is smaller than the work roll diameter DW in the rolling mill for high-hardness material rolling, so that the rolling speed V is inevitably at the same rotational speed N. Decreases, and the production capacity of the rolling mill also decreases.
  • a rolling mill for high strength steel rolling it is necessary to rotate a work roll at a higher speed than a rolling mill for high hardness material rolling in order to ensure production capacity equivalent to that of a rolling mill for high hardness material rolling. That is, a high-strength steel rolling mill is required to have a gear spindle capable of high-speed rotation.
  • the resonance rotational speed Nc indicating the ease of vibration of a rotating body such as a gear spindle depends on the outer diameter D of the rotating body and the length L of the rotating body, so Nc ⁇ f (D) / f (L) It becomes. That is, the smaller the outer diameter of the rotating body, the easier the resonance, and the longer the length of the rotating body, the easier the resonance.
  • Allowable transmission torque T a gear spindle which depends on the inclination angle ⁇ and the gear spindle outer diameter D when using a gear spindle.
  • the inclination angle ⁇ is larger small gear spindle outer diameter D
  • the allowable transmission torque T a of the gear spindle increases, the T a ⁇ f (D) / f ( ⁇ ).
  • One of the gear spindles is connected to the transmission and rotated while the other is connected to the work roll. Therefore, if the height of the shaft of the work roll is the same as that of the transmission, the inclination angle ⁇ of the gear spindle is 0 °, which is the optimum condition for strength.
  • the work roll diameter has to be narrower than usual due to the limitation of the rolling load, while the transmission has to be enlarged for high torque transmission. Therefore, since the deviation between the shaft center height of the transmission and the work roll shaft center height is larger than the conventional one, the inclination angle ⁇ of the high-strength steel rolling gear spindle must be larger than that of a normal gear spindle. This indicates that the allowable transmission torque of the gear spindle is smaller than usual.
  • the high-strength steel rolling gear spindle is likely to vibrate due to its thin outer diameter, and the longer the gear spindle length L, the more likely it is to generate vibration. Therefore, it can be said that it is difficult to realize with the current technology.
  • Patent Document 1 As a gear spindle in a rolling mill that rolls a material having a relatively high hardness, for example, Patent Document 1 is known. This is because the oil supply hole and the oil supply amount detection hole are provided in the oil chamber so that the seal member is not damaged by pressing the seal member with the lubricant, and the lubricant leaks from the damaged part of the seal member. This is a technique that eliminates the risk of the occurrence of the trouble and shortens the working time by replenishing the lubricating oil and replacing the seal member.
  • the inner cylinder is divided into a hub having external teeth and a gear spindle, and a structure between them is detachable by a spline.
  • the gear spindle strength may be slightly reduced by this divided structure, it is prioritized to replace the inner cylinder outer teeth as soon as possible, rather than the disadvantages.
  • One of the purposes of the gear spindle is to allow the shaft center deviation ( ⁇ H) in the height direction on both sides (work roll side and transmission side) to rotate. Therefore, the inner teeth of the outer cylinder are flat teeth, but the outer teeth of the inner cylinder are provided with a thicker crowning at the center of the teeth than at both ends. This crowning prevents the coupling from locking due to interference between the inner and outer teeth of the coupling due to the axial deviation ( ⁇ H). Therefore, in the past, priority has been given to securing a large degree of lock margin, and it has been considered that the crowning radius should not be so large.
  • Factors that determine the allowable transmission torque of the gear spindle include tooth surface pressure, tooth root bending stress, and PV value. Recent progress in tooth surface heat treatment, specifically from tempering to nitriding and high frequency treatment And the progress to carburizing treatment has greatly improved the tooth surface pressure strength. Therefore, the factors that determine the current allowable transmission torque are the root bending stress and the PV value, and progress in this aspect is required.
  • the main parameters that determine the root bending stress ⁇ are the torque T, the inclination angle ⁇ , the gear spindle outer diameter D, and the tooth width B, which are considered to be ⁇ T ⁇ f ( ⁇ ) / (D 2 ⁇ B). It has been. That is, the crowning radius has not been regarded as a tooth root strength parameter.
  • the inner teeth of the outer cylinder of the gear coupling are flat teeth, whereas the outer teeth of the inner cylinder are crowned in the tooth width direction, so the gear in the gear spindle is flat in the tooth width direction.
  • the crowning radius Cr is an important parameter of the tooth root strength, and if the crowning radius Cr is increased, the teeth are easily flattened, and the load range in the tooth width direction on the tooth pitch circle diameter is widened. Since the load sharing range of the tooth root becomes wider, the tooth root strength is remarkably improved.
  • the present invention has been made in view of the above problems, and by selecting an optimal combination of a crowning radius and a tooth width, high-speed rolling is possible and tooth surface pressure strength, tooth root bending strength, and PV The purpose is to improve the value.
  • the strength of the gear spindle was determined by the pitch circle diameter of the gear, but the present invention gained the knowledge that the strength of the gear is increased by increasing the crowning radius of the gear.
  • a high-speed, high-strength small-diameter spindle that takes into account the root bending stress at the same time has been achieved.
  • the center swells along the tooth width direction on the tooth width B of the inner cylinder gear portion.
  • B 32 ⁇ Cr 0.247 [mm] is 0.
  • the backlash required by the combination is a curve formed by connecting innumerable intersections that are the maximum allowable backlash in the inner cylindrical gear portion and the outer cylindrical gear portion.
  • a gear spindle according to a third invention for solving the above-described problems includes a spindle inner cylinder provided with an inner cylindrical gear portion of an external gear on one end side, and an outer cylindrical gear portion of an internal gear fitted to the inner cylindrical gear portion.
  • B 18 ⁇ exp (0.001 ⁇ Cr) [mm]
  • a gear spindle according to a fifth invention for solving the above-mentioned problems is characterized in that in any one of the first to fourth inventions, the tooth surface is subjected to shot blasting.
  • a gear spindle according to a sixth invention for solving the above-mentioned problems is characterized in that, in any one of the first to fourth inventions, the tooth surface is subjected to a manganese phosphate coating treatment.
  • a gear spindle according to a seventh invention for solving the above-mentioned problems is characterized in that, in any one of the first to fourth inventions, the tooth surface is treated with a molybdenum disulfide film.
  • a gear spindle according to an eighth invention that solves the above-described problem is the gear surface according to any one of the first to seventh inventions, by spraying a cooling fluid onto the outer surface of the spindle outer cylinder and the spindle inner cylinder.
  • a cooling fluid onto the outer surface of the spindle outer cylinder and the spindle inner cylinder.
  • Each of the tooth surfaces of the lubricant and the spindle outer cylinder and the spindle inner cylinder is forcibly cooled.
  • a gear spindle according to a ninth invention for solving the above-described problems is the gear spindle according to any one of the first to eighth inventions, wherein a pitch circle diameter in the inner cylindrical gear portion is D P [mm] and a gear pressure angle is ⁇ [degrees]. ], Mn [mm] for the gear module, Cr [mm] for the crowning radius, B [mm] for the tooth width, d [mm] for the minimum diameter of the portion of the inner cylinder spindle that moves from the tooth end to the neck, and the tooth tip
  • a rolling mill that solves the above problems is a pair of upper and lower work rolls for rolling a material to be rolled, and a pair of upper and lower work rolls that are independently connected to each other, and a pair of upper and lower work rolls.
  • a pair of upper and lower gear spindles for independently transmitting rotational power; a transmission coupled to the pair of upper and lower gear spindles; a gear coupling coupled to the transmission and transmitting rotational power to the transmission; and a gear coupling;
  • a rolling mill including an electric motor that is connected and that supplies rotational power to a gear coupling, wherein the gear spindle is a gear spindle according to any one of the first to ninth inventions.
  • 1200 [mm] ⁇ Cr ⁇ 4000 [mm] is a range where the allowable transmission torque is expected to be improved and can be used practically, and within this range, the crowning radius Cr By setting this, the allowable transmission torque can be improved without fear of damage at the neck of the spindle inner cylinder.
  • the crowning radius Cr is increased, the load sharing range of the tooth root is widened, so that the tooth root strength is improved.
  • the load sharing range of the tooth root becomes wider, the tooth root strength is improved, and the spindle strength (surface pressure, bending, PV value) is improved, so that it is not necessary to make the spindle inclination angle smaller than necessary.
  • B ⁇ 59.04 ⁇ exp (0.0005 ⁇ Cr) [mm] is in a state where the tooth root bending stress does not exceed the allowable value.
  • the teeth are not broken and the rotational power can be transmitted with a large torque.
  • B ⁇ 32 ⁇ Cr 0.247 [mm] is a state in which the backlash amount does not exceed the allowable value, the rotational power can be transmitted with a large torque without causing the meshing to deteriorate due to the excessive backlash amount. .
  • 1200 [mm] ⁇ Cr ⁇ 4000 [mm] is a range in which the allowable transmission torque is expected to be improved and can be used practically, and within this range, the crowning radius Cr By setting this, the allowable transmission torque can be improved without fear of damage at the neck of the spindle inner cylinder. If the crowning radius Cr is increased outside this range, the neck diameter d at the neck decreases and the torsional stress at the neck increases, which may cause damage to the neck of the spindle inner cylinder.
  • B ⁇ 18 ⁇ exp (0.001 ⁇ Cr) [mm] is in a state where the root bending stress does not exceed the allowable value, so there is no possibility of breaking the teeth. High speed rotation and large transmission torque can also be handled. Furthermore, since B ⁇ 19 ⁇ Cr 0.292 [mm] is a state where the backlash amount does not exceed the allowable value, it does not deteriorate the meshing due to the excessive backlash amount, and can cope with high speed rotation and large transmission torque. Can do. In addition, since the allowable transmission torque of the teeth is not reduced and no allowance for use such as machining error or secular change is taken into consideration, further cost reduction, weight reduction and compactness can be achieved.
  • the gear spindle it is possible to prevent the oil film from being cut by generating a dimple-shaped fine recess on the tooth surface and storing oil in the recess, and the inner cylindrical gear portion and the outer cylindrical gear portion. Seizure of the tooth surface can be suppressed. Therefore, seizure of the tooth surface does not occur even when a large torque is transmitted, so that the allowable transmission torque in the gear spindle can be further improved.
  • the film has oil holding power and good initial familiarity, so generation of frictional heat can be suppressed, and the inner cylindrical gear portion. And the seizure of the tooth surface in the outer cylindrical gear portion can be suppressed. Therefore, seizure of the tooth surface does not occur even when a large torque is transmitted, so that the allowable transmission torque in the gear spindle can be further improved.
  • the gear spindle of the seventh invention by firing the solid lubricant on the tooth surface, even if the oil is depleted, it is possible to prevent metal contact with the solid lubricant, and the inner cylindrical gear portion. And the seizure of the tooth surface in the outer cylindrical gear portion can be suppressed. Therefore, seizure of the tooth surface does not occur even when a large torque is transmitted, so that the allowable transmission torque in the gear spindle can be further improved.
  • the external surface of the spindle outer cylinder is forcibly cooled externally, so that the temperature rise of the contact portion can be suppressed, and the seizure resistance is improved.
  • the gear spindle according to the ninth aspect of the present invention by increasing the neck diameter without hindering the crowning process, the torsional strength at the neck can be increased and the possibility of breakage at the neck can be reduced.
  • the rolling mill of the tenth invention it is possible to cope with high-speed rotation and a large transmission torque without causing the meshing to be deteriorated due to excessive backlash and without breaking the teeth beyond the allowable root bending stress. . Further, since the torsional stress at the neck of the spindle inner cylinder of the gear spindle is reduced, the possibility of damage to the teeth is reduced, and the surface pressure at the tooth surfaces of the inner cylindrical gear part and the outer cylindrical gear part of the gear spindle is reduced. Therefore, the possibility of seizing on the tooth surface is reduced.
  • FIG. 4 is a longitudinal sectional view (sectional view taken along arrow IV-IV in FIG. 3) showing a fitting portion between an inner cylindrical gear portion and an outer cylindrical gear portion in the gear spindle according to the first embodiment of the present invention.
  • the gear spindle according to the present invention is provided with a crowning of a radius Cr on the teeth of the tooth width B in the inner cylindrical gear portion so that the center swells along the tooth width direction and both tooth ends are thin.
  • the crowning radius Cr is set to 1200 [mm] to 4000 [mm] which is much larger than the conventional one
  • the tooth width B suitable for the crowning radius Cr is set to the inclination angle and the tooth used.
  • the function B 0.0272 ⁇ Cr + 28 [mm] based on the element per piece at the end
  • the function B 59.04 ⁇ exp (0.0005 ⁇ Cr) [mm] based on the element of the root bending stress
  • the backlash 32 ⁇ Cr 0.247 [mm] based on the quantity element is obtained from the graphed relationship.
  • the rolling mill 1 of this embodiment is connected to a pair of upper and lower work rolls 2 for rolling a material to be rolled and a pair of upper and lower work rolls 2 independently, and a pair of upper and lower work rolls.
  • a pair of upper and lower gear spindles 3 that transmit rotational power to the roll 2 independently, and a pair of upper and lower gear spindles 3 are connected to shift the rotational power to a predetermined rotational speed
  • a transmission 4 that is distributed to the gear spindle 3 a gear coupling 5 that is connected to the transmission 4 and transmits rotational power to the transmission 4, and a gear coupling 5 that is connected to the transmission 4, and the rotational power is transmitted to the gear coupling 5.
  • an electric motor 6 to be supplied.
  • the gear spindle 3 includes an intermediate shaft 10 disposed at an intermediate portion of the gear spindle 3, a spindle inner cylinder 12 and a spindle outer cylinder 20 provided on one end side of the intermediate shaft 10 and connecting the intermediate shaft 10 and the work roll 2.
  • the spindle inner cylinder 13 and the spindle outer cylinder 30 are provided on the other end side of the intermediate shaft 10 and connect the intermediate shaft 10 and the transmission 4.
  • the inner cylinder gear portion 40 (external teeth) provided on one end side of the spindle inner cylinder 12 and the outer cylinder gear portion 50 (internal teeth) provided on one end side of the spindle outer cylinder 20 are fitted.
  • a fitting hole 60 having an oval cross section provided on the other end of the spindle outer cylinder 20 (hereinafter referred to as an oval hole 60) and a fitting having an oval cross section provided at the end of the work roll 2.
  • the protrusion 70 (hereinafter referred to as a work roll oval portion 70) is fitted.
  • the gear spindle 3 of the present embodiment can be used as a strength index of the allowable transmission torque Ta under optimum conditions so that ultra-high strength steel can be rolled.
  • T is a transmission torque [ton ⁇ m] transmitted to the work roll 2 via the gear spindle 3
  • D is a gear spindle outer diameter [mm] in the spindle outer cylinder 20.
  • Allowable transmission torque T a of the gear spindle 3 also by such the inclination angle ⁇ and crowning radius Cr and face width B described below not only the gear spindle outer diameter D.
  • the inclination angle ⁇ and the gear spindle outer diameter D are numerical values that can be determined by other factors, and the degree of freedom in setting them is low.
  • the crowning radius Cr and the tooth width B are numerical values that can be determined by design and have a high degree of freedom in setting. Therefore, in this embodiment, under the numerical settings shown below, by optimally setting the crowning radius Cr and the tooth width B to be described later, it is improved over conventional the allowable transmission torque T a of the gear spindle 3.
  • the gear spindle outer diameter D is slightly smaller than the work roll diameter D W so that the upper and lower spindle outer cylinders 20 do not interfere with each other. Small diameter.
  • the center distance L 3 which is the distance from the open end 61 of the oval hole 60 to the tooth width center 41 of the inner cylinder gear 40, is greater than or equal to the fitting length L 2 between the work roll oval part 70 and the oval hole 60. If the length is too long, loose vibration between the spindle outer cylinder 20 and the work roll 2 is likely to occur. Therefore, L 2 / L 3 is preferably as large as possible from the viewpoint of vibration prevention. In this embodiment, the fitting length L 2 and the center distance L 3 are set to (L 2 / L 3 ) ⁇ 0.65.
  • fitting length L 2 is required to be set to the minimum necessary. Therefore, when the fitting length L 2 is constant, the center distance L 3 is shorter it can be said that good.
  • the thickness of the partition wall 62 separating the oval hole 60 of the spindle outer cylinder 20 and the outer cylinder gear portion 50 is L 62
  • the lubrication provided for supplying the lubricating oil to the outer cylinder gear portion 50 and the inner cylinder gear portion 40 is L 3
  • L 3 L 2 + L 62 + L 63 + B / 2.
  • L 62 and L 63 need to be minimized.
  • the partition wall 62 is a wall that supports the entire spindle outer cylinder 20 so that the oval hole 60 is deformed into an ellipse by rolling torque, whereas the outer cylinder gear portion 50 is not distorted into an ellipse, and has a thickness of a certain degree or more. L62 is required. Further, since the spindle 3 of this embodiment has a high torque and a high rotation speed, the tooth portion generates a large amount of heat. However, since the inner diameter of the lubricating oil chamber 63 that encloses the lubricating oil is small because the spindle 3 has a reduced diameter, a certain length L 63 is necessary to secure the lubricating oil amount in the lubricating oil chamber 63. is there.
  • the tooth width B is an important dimension for securing the strength of the gear spindle, but it is preferable that the tooth width B is narrow within the range. In this embodiment, the tooth width B ⁇ 250 [mm].
  • the distance L 4 between the upper and lower roll axes of the work roll oval portion 70 in the upper and lower work rolls 2 is determined by the minimum usable diameter D W of the work roll 2. Since the high strength steel has a large deformation resistance, the diameter of the work roll 2 is reduced. Therefore, the distance L 4 (see FIG. 2) between the upper and lower roll axes of the work roll oval portion 70 in the upper and lower work rolls 2 is small.
  • the transmission distribution gear (not shown) of the transmission 4 is increased in diameter. Therefore, the distance L 5 between the upper and lower output shafts of the transmission distribution gear shaft 80 in the upper and lower transmission distribution gears (see FIG. 2) is large.
  • the gear spindle 3 is installed so as to connect the transmission distribution gear shaft 80 of the transmission 4 and the work roll oval portion 70 of the work roll 2, and the spindle inner cylinder 12 is connected to the spindle outer cylinder 20 and the workpiece. It is used in a state where it is inclined with respect to the roll oval portion 70 by an inclination angle ⁇ .
  • the distance L 5 (FIG. 2) between the upper and lower output shafts of the transmission 4 that contributes to the inclination angle ⁇ is determined by the required transmission torque Tr and other conditions, and varies depending on the equipment. Further, the upper and lower roll axis distance L 4 of the upper and lower work rolls 2 of the oval portion 70, varies depending on the wear and polishing with the use of the rolling conditions and the work roll 2, such as setting thickness of the rolled material.
  • the gear spindle 3 needs to allow a certain range of inclination angle ⁇ in consideration of these.
  • the inclination angle ⁇ between the spindle inner cylinder 12 and the spindle outer cylinder 20 is set to 0.6 ° ⁇ ⁇ ⁇ 1.6 °.
  • Allowable transmission torque T a in-gear spindle 3 having an inclination angle ⁇ is always rather than all the teeth are transmitted in contact in the inner cylindrical gear portion 40 and the outer cylinder gear unit 50, is for each moment inner cylindrical gear portion Only a certain percentage of the teeth 40 and the outer cylinder gear portion 50 are transmitted in contact with each other. If the inclination angle ⁇ is large, the number of teeth that contribute to transmission of the transmission torque T every moment is further reduced.
  • the gear spindle for rolling high strength steel as in the present embodiment has a very large necessary transmission torque Tr , so that it is necessary to share the load with as many teeth as possible. Therefore, it is preferable that the inclination angle ⁇ is small.
  • the roll diameter becomes narrower than usual due to the rolling load limitation, while the transmission is enlarged for high torque transmission.
  • the difference (L 5 ⁇ L 4 ) between the vertical output shaft distance L 5 and the vertical roll shaft distance L 4 which is the roll axis height, tends to increase.
  • the inclination angle ⁇ of the gear spindle 3 in the rolling mill 1 represented by tan ⁇ (L 5 ⁇ L 4 ) / L 1 must be increased to some extent.
  • the gear for the high tensile strength steel rolling As a use condition of the spindle, the inclination angle ⁇ can be set to ⁇ ⁇ 1.6 °. As for the lower limit of the inclination angle ⁇ , it is sufficient to satisfy 0.6 ° ⁇ ⁇ even if the transmission specifications vary depending on the equipment and the roll diameter changes during use. Therefore, 0.6 ° ⁇ ⁇ ⁇ 1.6 ° is reasonable for the range of the inclination angle ⁇ of the gear spindle for rolling high strength steel.
  • the tooth tip 43 of the inner cylinder gear portion 40 has a radius of curvature R in the pitch circle in the tooth width direction.
  • the crowning of the radius of curvature Cr is set so that the center of the teeth of the inner cylindrical gear portion 40 swells along the tooth width direction and both tooth ends 44 are thin.
  • the tooth tip radius R and the crowning radius Cr have the following relationship.
  • the inner cylindrical gear portion 40 does not come into contact with the tooth surface 51 of the outer cylindrical gear portion 50 at the tooth end portion 44.
  • the tooth surface 42 comes into contact with elastic deformation.
  • the inner cylinder gear portion 40 and the outer cylinder gear portion 50 are not always in contact at the same location during rotation of the gear spindle 3, but are in contact while moving the contact location. That is, the contact portion between the inner cylinder gear portion 40 and the outer cylinder gear portion 50 is at a position that is different every moment.
  • the contact portion 90a where the instantaneous contact portion is closest to one end side (hereinafter referred to as the outermost contact portion 90a) and the contact portion 90b where the instantaneous contact portion is closest to the other end side (
  • the inner cylindrical gear portion 40 and the outer cylindrical gear portion 50 are in contact with each other while moving the contact portion at a cycle of one reciprocation per rotation.
  • the contact portion between the inner cylindrical gear portion 40 and the outer cylindrical gear portion 50 approaches the tooth width center 41, the tooth surface 42 of the inner cylindrical gear portion 40 and the tooth surface 51 of the outer cylindrical gear portion 50 are separated from each other and contacted. Sometimes not.
  • the distance S 1 between the endmost contact portions 90a and 90b is short, the tooth surface 42 and the outer cylindrical gear portion 50 of the inner cylindrical gear portion 40 tooth
  • the range in which the surface 51 can contact (hereinafter referred to as the contact range S) is narrow.
  • the area of the contact part for every moment (90a in FIG. 5A) is small, the surface pressure P in the contact part for every moment is large.
  • the crowning radius Cr is set small, the contact range S becomes narrow, so the tooth width B can be set small, and if the crowning radius Cr is set large, the contact range S becomes wide, so the tooth width B Must be set larger.
  • the tooth width B is set small with respect to the large crowning radius Cr in the inner cylindrical gear portion 40, the tooth end 44 is in the contact range S, and tooth breakage due to partial contact at the tooth end 44 occurs. There is a fear. Therefore, the contact area S is not to reach the tooth end 44, is set based on a crowning radius Cr necessary minimum tooth width B for (denoted tooth width B 1 in this case) in the following equation (2).
  • the tooth width B with respect to the crowning radius Cr is set to be smaller than the formula (2), the tooth end 44 is caused to come into contact with one another, and the teeth may be broken. Therefore, the tooth width B with respect to the crowning radius Cr is set to be larger than the formula (2) in order to eliminate the possibility of tooth breakage due to the one-side contact at the tooth end 44. That is, the tooth width B with respect to the crowning radius Cr is set to B ⁇ 0.0272 ⁇ Cr + 28 [mm].
  • the shape of the contact portion 90a extends in the tooth width direction and becomes longer. Since the effective tooth width Bh at the tooth root, which is the path of the force for transmitting the acting force acting on the contact portion 90a from the tooth surface 42 to the other through the tooth bottom 45, is also increased, the tooth root bending stress ⁇ is reduced.
  • the outer cylindrical gear portion 50 since the tooth base of the outer cylindrical gear portion 50 which is an internal tooth is thicker than the tooth base of the inner cylindrical gear portion 40 which is an external tooth, the outer cylindrical gear portion 50 is stronger than the inner cylindrical gear portion 40. . Therefore, it shows by the intensity
  • set tooth width B of the allowable dedendum bending stress sigma a (representing the tooth width of the case and B 2) on the basis of the following equation (3).
  • the main parameters that determine the root bending stress ⁇ are the torque T, the inclination angle ⁇ , the gear spindle outer diameter D, and the effective tooth width Bh, which is considered as the following equation (4).
  • the minimum allowable crowning radius Cr that keeps the root bending stress ⁇ below the allowable value ⁇ a is determined by the equation (4). 3) determines the minimum tooth width B optimum for the minimum allowable crowning radius Cr.
  • the crowning radius Cr is set to a value less than the necessary minimum, even if the tooth width B is set to a value larger than the optimum value in order to complement it, it does not contribute to the strength, and the root of the tooth.
  • the bending stress sigma exceeds the allowable value sigma a, tooth there is a fear of breakage.
  • the minimum allowable crowning radius Cr and the minimum tooth width B can be obtained. Therefore, the crowning radius Cr is set to an allowable minimum value or more, and the tooth width B is set to a minimum value that does not cause contact when the crowning radius Cr is given. This can be expressed by the following formula. B ⁇ 59.04 ⁇ exp (0.0005 ⁇ Cr) [mm]
  • Formula (3) is a setting considering the sudden maximum load during operation and the like (minimum tooth width) in the minimum tooth width B where there is no risk of tooth breakage due to one-side contact at the tooth end 44.
  • the calculation is performed by setting 20 mm from both tooth ends 44 in B).
  • the surface pressure P of the contact portion in the inner cylindrical gear portion 40 and the outer cylindrical gear portion 50 greatly affects seizure on the tooth surface 42 of the inner cylindrical gear portion 40 and the tooth surface 51 of the outer cylindrical gear portion 50. .
  • the surface pressure P is large, the risk of seizure increases.
  • the surface pressure P is small, the risk of seizure decreases. Therefore, as described above, when the crowning radius Cr is increased, the surface pressure P of the contact portion decreases, so that there is a risk of seizing on the tooth surface 42 of the inner cylindrical gear portion 40 and the tooth surface 51 of the outer cylindrical gear portion 50. Can be reduced.
  • the crowning radius Cr is set smaller than the minimum crowning radius Cr 1 , the gear spindle 3 can cope only when the inclination angle ⁇ is small and the required transmission torque Tr is small. Therefore, the crowning radius Cr is set to be larger than Cr 1 so as to cope with a case where the inclination angle ⁇ is large or a case where the necessary transmission torque Tr is large. That is, the crowning radius Cr is set to Cr ⁇ 1200 [mm].
  • ⁇ 0.6 ° to 1.6 ° without interference of both teeth.
  • the crowning is set and the backlash that is the gap between the teeth is set.
  • the backlash amount BL is extremely large, tooth play increases and causes vibration.
  • an allowable value depending on the module Mn is set as the allowable maximum backlash amount BL for preventing harmful vibration based on the following equation (4).
  • backlash fluctuation due to machining error and secular change is not considered.
  • the backlash amount BL necessary for smooth rotation is also determined by the inclination angle ⁇ of the gear spindle 3 and the crowning radius Cr. According. A large backlash amount BL is necessary when the inclination angle ⁇ is large, and a large backlash amount BL is also necessary when the crowning radius Cr is large. Further, as the crowning radius Cr increases, the required tooth width B also increases. Therefore, with respect to the crowning radius Cr, backlash BL is set on the basis of the equation (5) tooth width B which is a permissible value by (representing the tooth width of the case and B 3) in the following equation (6).
  • this equation (6) is the crowning radius Cr in which the backlash amount BL is an allowable value according to the equation (5) with respect to an arbitrary inclination angle ⁇ and the conditions thereof, as shown in FIG. Is a formula obtained by plotting and approximating the tooth width B that does not cause any contact at the tooth end.
  • Formula (6) is a setting considering the sudden maximum load during operation and the like (minimum tooth width) in the minimum tooth width B where there is no risk of tooth breakage due to one-side contact at the tooth end 44. The calculation is performed by setting 20 mm from both tooth ends 44 in B).
  • the crowning radius Cr is set to be equal to or less than the maximum allowable value
  • the tooth width B is set to a minimum value that does not cause a single contact when the crowning radius Cr is given. This can be expressed by the following formula. B ⁇ 32 ⁇ Cr 0.247 [mm]
  • the size of the root circle of the tooth base 45 (hereinafter, referred to as a root circle diameter D B) are along the tooth width direction And decreases as it goes from the tooth width center 41 toward the tooth end 44.
  • the tip radius R and the crowning radius Cr are in the relationship of the above-described formula (1), the tip radius R is small when the crowning radius Cr is small, and the tip radius R is small when the crowning radius Cr is large. large. Therefore, in the same tooth width B, and increasing the crowning radius Cr, dedendum diameter D B at the tooth end 44 because tooth tip radius R increases increases.
  • the crowning radius Cr there is a small factor and factor dedendum diameter D B is increased, the tooth gap bottom diameter D B is reduced as a result.
  • the neck diameter d of the neck portion 11 of the spindle in the cylinder 12 needs to be smaller than the tooth gap bottom diameter D B in fabrication processing problems. That is, when the crowning radius Cr is increased, the neck diameter d at the neck portion 11 is decreased, and the torsional stress at the neck portion 11 is increased.
  • the endmost contact portions 90a, 90b and the distance S 1 is bending moment length of, the larger the crowning radius Cr than crowning radius Cr is small endmost contact portions 90a, 90b a distance S 1 of the long. Therefore, M ⁇ F ⁇ S 1 acts on the neck portion 11 of the spindle inner cylinder 12 where the bending moment is M. That is, when the crowning radius Cr is increased, the bending moment M at the neck 11 increases and the bending stress at the neck 11 increases.
  • the maximum crowning is set as the upper limit value as shown in FIG.
  • the crowning radius Cr is set to be larger than the maximum crowning radius Cr 2 , both the torsional stress and the bending stress in the neck portion 11 are increased, so that the neck portion 11 of the spindle inner cylinder 12 may be damaged. Therefore, the crowning radius C is set to be smaller than the maximum crowning radius Cr 2 in order to eliminate the possibility of damage to the neck 11 due to excessive stress due to the resultant of the torsional stress and bending stress at the neck 11. That is, the crowning radius Cr is set to Cr ⁇ 4000 [mm].
  • the gear spindle 3 in which the crowning radius Cr and the tooth width B are set as described above is further subjected to the following processing and the shape is specified.
  • the possibility of seizing on the tooth surface 42 of the inner cylinder gear portion 40 and the tooth surface 51 of the outer cylinder gear portion 50 is further reduced, and the strength of the spindle inner cylinder 12 is increased. It becomes possible to transmit T more stably.
  • the surface pressure P applied to the tooth surface 42 of the inner cylinder gear portion 40 and the tooth surface 51 of the outer cylinder gear portion 50 is large, and the tooth surface 42, The amount of heat at 51 is high.
  • the diameter of the gear spindle 3 is reduced as the work roll 2 is reduced in diameter, the amount of lubricating oil that can be sealed in the inner cylindrical gear portion 40 and the outer cylindrical gear portion 50 in the gear spindle 3 is small. Therefore, in order to further reduce the possibility of seizure of the tooth surface 42 of the inner cylinder gear portion 40 and the tooth surface 51 of the outer cylinder gear portion 50, it is preferable to perform a process having an effect of suppressing the temperature rise due to frictional heat.
  • the cause of the seizure of the tooth surfaces 42 and 51 is the heat generation due to the oil film cutting of the tooth surfaces 42 and 51 and the metal contact, and insufficient cooling of the heat generation.
  • reduction of the surface pressure P reduction of the sliding speed V, enhancement of the oil film holding capacity, setting of a solid lubricant, and the like
  • countermeasures for cooling power include external forced cooling and the like.
  • the reduction of the surface pressure P the effect of setting the above-mentioned crowning is expected.
  • the fall of the sliding speed V since it depends on rolling conditions, such as a rolling speed and an inclination angle, the freedom degree of a setting is low.
  • the generation of frictional heat in the inner cylinder gear portion 40 and the outer cylinder gear portion 50 is suppressed by enhancing the oil film holding capacity and setting the solid lubricant, and cooling the spindle inner cylinder 12 and the spindle outer cylinder 20 by external forced cooling. To suppress the temperature rise of the tooth surfaces 42 and 51.
  • shot blasting is performed on the tooth surfaces 42 and 51 of the inner cylinder gear portion 40 and the outer cylinder gear portion 50. Shot blasting has the effect of preventing oil film breakage by generating fine dimples in the tooth surfaces 42 and 51 and storing oil in the depressions.
  • the manganese phosphate coating is applied to the tooth surfaces 42 and 51 of the inner cylinder gear portion 40 and the outer cylinder gear portion 50. Since the manganese phosphate coating is a porous crystal, the coating has oil retention and good initial conformability, and therefore has the effect of suppressing the generation of frictional heat.
  • molybdenum disulfide firing is performed on the tooth surfaces 42 and 51 of the inner cylinder gear portion 40 and the outer cylinder gear portion 50.
  • Molybdenum disulfide firing has the effect of preventing metal contact with the solid lubricant by firing the solid lubricant on the tooth surfaces 42 and 51 even if the oil is exhausted.
  • a cooling fluid is sprayed onto the spindle outer cylinder 20 on the work roll 2 side and the spindle outer cylinder 30 on the transmission 4 side, and the tooth surfaces and tooth surfaces of the spindle outer cylinders 20, 30 and the spindle inner cylinders 12, 13. Forcibly cool the lubricating oil in between.
  • the lubricating oil chamber 63 provided in the inner cylinder gear portion 40 and the outer cylinder gear portion 50 is isolated from the outside by a seal member 64 and is filled with high-viscosity lubricating oil.
  • the viscosity of the lubricating oil decreases as the temperature rises, and oil film breakage is likely to occur in the inner cylindrical gear portion 40 and the outer cylindrical gear portion 50.
  • the gear spindle 3 is used at a high temperature for a long time, the lubricity is deteriorated due to the deterioration of the lubricating oil. Therefore, forced cooling of the gear spindle 3 from the outside is very effective in preventing oil film breakage and preventing deterioration of the lubricating oil.
  • cooling fluid examples include rolling roll coolant and gear oil for transmission lubrication. Although both fluids have a sufficient cooling effect, the oil film strength is extremely weak compared to the high-viscosity lubricating oil used for the gear spindle 3, and as a tooth surface lubricant in the inner cylindrical gear portion 40 and the outer cylindrical gear portion 50, It is unsuitable. Therefore, as described above, the lubricating oil chamber 63 is isolated from the outside by the seal member 64, thereby preventing the cooling fluid from entering the lubricating oil chamber 63 and preventing the lubricating oil from flowing out to the outside. Yes.
  • a large amount of rolling roll coolant is injected in the vicinity of the work roll 2 for the purpose of lowering the coefficient of friction between the material to be rolled and the work roll 2 and cooling the work roll 2. Further, a large amount of gear oil for transmission lubrication is injected into the transmission 4 for the purpose of reducing the friction coefficient of the gears and bearings of the transmission 4 and cooling. Therefore, it is relatively easy to employ these fluids for cooling the gear spindle 3, and a great effect can be expected.
  • the strength of the inner cylindrical gear part 40 is improved by optimally setting the crowning radius Cr and the tooth width B in the inner cylindrical gear part 40, the allowable transmission torque T a as the gear spindle 3 has improved.
  • the inner cylinder gear portion 40 may not be the weakest portion of the gear spindle 3. That is, even to improve the strength of the inner cylindrical gear portion 40, as long as sufficient strength in the portion other than the inner cylindrical gear portion 40, it is impossible to sufficiently increase the allowable transmission torque T a of the gear spindle 3. Therefore, the improvement of the allowable transmission torque T a as the gear spindle 3, it is essential to improve the overall strength, including other portions.
  • the strength of the gear spindle 3 excluding the inner cylinder gear portion 40 depends on the neck diameter d of the neck portion 11 whose outer diameter is the smallest of the gear spindles 3. Allowable transmission torque T a The greater the Kubi ⁇ d increases, the allowable transmission torque T a Smaller Kubi ⁇ d decreases.
  • Neck diameter d of the neck portion 11 of the spindle in the cylinder 12 must be smaller than the tooth gap bottom diameter D B constraints on fabrication processing. Increasing the Kubi ⁇ d, in order to eliminate the risk of breakage in the neck portion 11, a step of dedendum diameter D B and Kubi ⁇ d, it is effective to minimize the extent not interfering with the production process.
  • the lower limit value of the neck diameter d in the gear spindle 3 that does not hinder processing such as crowning is set based on the following equation (7).
  • the neck diameter / pitch circle diameter d / D P ⁇ 0.78
  • the neck diameter d is expressed by the equation (7).
  • the gear spindle 3 of the present embodiment is subjected to carburizing and quenching treatment in a range of the neck diameter d in the spindle inner cylinder 12 in order to improve the mechanical strength of the neck portion 11.
  • the setting and operation of the crowning radius Cr and the tooth width B of the gear spindle 3 will be described in detail using specific examples.
  • the tooth width B that does not cause any contact at the tooth end 44 with respect to the crowning radius Cr is the tooth width B 4 (FIG. 6).
  • the tooth width B relative to the crowning radius Cr is set to be smaller than B 4-wire, it caused a risk of breakage of the teeth by causing uneven contact with the tooth end 44. Therefore, the tooth width B with respect to the crowning radius Cr is set to B 4 lines or more (upper part from the B 4 line in FIG. 6).
  • Tooth width B compares the set of Q 1, the point Q 2 that the B 4-wire or for crowning radius Cr.
  • Point Q 1 is a setting in which only the tooth width B is increased while maintaining the crowning radius Cr with respect to the point Q 2 on the B 4 line.
  • the tooth width B it is preferable to set in B 4 line that requires minimal.
  • a point Q 3 such as below than two-wire B in B 4 lines
  • the dedendum strength is insufficient. Therefore, setting the point Q 4 increase the tooth width B for the purpose of compensating the crowning radius insufficient, increasing the tooth width B is not to contribute to the strength, the neck radial intensity is lowered with a slight reversed. Therefore, both also point Q 3 point Q 4 also, the dedendum strength is insufficient, there is a risk of breakage to the teeth in the inner cylindrical gear portion 40 and the outer cylinder gear unit 50. Therefore, to set the tooth width B for crowning radius Cr, the B 2-wire and B 4-wire and large crowning radius than the point Q 5 which intersect Cr and face width B (the right terms Q 5 in FIG. 6).
  • backlash BL maximum value for crowning radius Cr and become is tooth width B 3.
  • the gear spindle outer diameter D, the allowable transmission torque T a strength index T / D 3, the tooth width B, the inclination angle theta has been described by using the individual number as modules Mn,
  • the present invention is not limited to these numerical values.
  • the diameter of the work roll and the gear spindle can be further reduced as compared with the conventional case.
  • the gear spindle concerning a present Example and a rolling mill provided with the same have improved permissible transmission torque performance, and its application range is wide. Therefore, it is also suitable for rolling a rolled material having a lower hardness than a high tensile strength steel and a rolled material having a relatively high hardness.
  • equation (6) of formula (3) and face width B 3 of the tooth width B 2 set in the range of tooth width B relative to the crowning radius Cr is teeth by causing uneven contact with the tooth end 44 Setting that does not take into account the sudden maximum load during operation, etc. in the minimum necessary tooth width B that does not cause the possibility of breakage (setting that does not secure 20 [mm] from both tooth ends 44 at the minimum necessary tooth width B) It is calculated by
  • the sudden maximum load during this operation depends on the specifications of the material to be rolled, the operating conditions, etc., and is not all uniform. That is, when it is not necessary to assume the sudden maximum load, the tooth width B can be further reduced to the necessary minimum.
  • the tooth width B 20 is replaced by the following formula (instead of the tooth width B 2) as the minimum necessary tooth width B without the possibility of tooth breakage due to the one-side contact at the tooth end 44. Set based on 8).
  • Equation (7) determines the minimum tooth width B that is optimal for the minimum allowable crowning radius Cr.
  • the crowning radius Cr is set to a value less than the necessary minimum, even if the tooth width B is set to a value larger than the optimum value in order to complement it, it does not contribute to the strength, and the root of the tooth.
  • the bending stress sigma exceeds the allowable dedendum bending stress sigma a, tooth there is a fear of breakage.
  • the minimum allowable crowning radius Cr and the minimum tooth width B can be obtained. Therefore, the crowning radius Cr is set to an allowable minimum value or more, and the tooth width B is set to a minimum value that does not cause contact when the crowning radius Cr is given. This can be expressed by the following formula. B ⁇ 18 ⁇ exp (0.001 ⁇ Cr) [mm]
  • This equation (9) takes the above-mentioned conditions into consideration in the numerical value setting range described above, and as shown in FIG. 7, the crowning radius at which the backlash amount BL becomes an allowable value according to equation (5) with respect to an arbitrary inclination angle ⁇ . It is an approximate expression in which Cr and a tooth width B that does not cause a contact at the end of the tooth under the conditions are plotted.
  • the crowning radius Cr is set to be equal to or less than the maximum allowable value
  • the tooth width B is set to a minimum value that does not cause a contact when the crowning radius Cr is given. This can be expressed by the following formula. B ⁇ 18 ⁇ exp (0.001 ⁇ Cr) [mm]
  • the gear spindle outer diameter D, the allowable transmission torque T a strength index T / D 3, the tooth width B, the inclination angle theta has been described by using the individual number as modules Mn,
  • the present invention is not limited to these numerical values.
  • the diameter of the work roll and the gear spindle can be further reduced as compared with the conventional case.
  • the gear spindle concerning a present Example and a rolling mill provided with the same have improved permissible transmission torque performance, and its application range is wide. Therefore, it is also suitable for rolling a rolled material having a lower hardness than a high tensile strength steel and a rolled material having a relatively high hardness.
  • the gear according to this embodiment is used. Since the spindle and the rolling mill equipped with the spindle improve the allowable transmission torque performance, it is possible to roll ultra high strength steel.

Landscapes

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Abstract

　一端側に外歯車の内筒ギヤ部（４０）を設けたスピンドル内筒（１０）と、前記内筒ギヤ部（４０）と嵌合する内歯車の外筒ギヤ部（５０）を設けたスピンドル外筒（２０）とが、その軸を０．６度乃至１．６度傾斜して成るギヤスピンドル（３）において、前記内筒ギヤ部（４０）における歯幅Ｂの歯に、歯幅方向に沿って中央が膨らんで両歯端が肉薄となるような半径Ｃｒのクラウニングを設け、前記歯幅Ｂと前記クラウニング半径Ｃｒとを、Ｃｒ＝１２００［ｍｍ］と、Ｃｒ＝４０００［ｍｍ］と、Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］と、Ｂ＝５９．０４×ｅｘｐ（０．０００５×Ｃｒ）［ｍｍ］と、Ｂ＝３２×Ｃｒ0.274［ｍｍ］とをグラフ化して囲んでなる範囲で設定して成る。

Description

ギヤスピンドルおよびそれを備えた圧延機
本発明は、ギヤスピンドルおよびそれを備えた圧延機に関する。
圧延機のワークロールは電動機により回転駆動される。電動機による回転駆動力は、分配機能を有する変速機、一対のスピンドルを介して上下の一対のワークロールに伝えられる。
スピンドルは、圧延条件等の使用環境によって使い分けされている。例えば、一般的な硬度の材料を圧延する圧延機においてはＵＪスピンドル（Ｕｎｉｖｅｒｓａｌ　Ｊｏｉｎｔ、別称：プロペラシャフト）が使用され、比較的高硬度な材料（例えば、４０％圧下変形抵抗値が約７０[ｋｇ／ｍｍ２]の材料）を圧延する高硬度材圧延用圧延機においてはギヤスピンドルが使用される。
自動車等の構造体における高強度化や軽量化を目的として、更なる高硬度材である高抗張力鋼（別称ハイテン材、例えば、４０％圧下変形抵抗値が約１３０[ｋｇ／ｍｍ２]の材料）が開発されている。よって、高抗張力鋼を圧延する高抗張力鋼圧延用圧延機が求められ、それに伴い、高抗張力鋼圧延用圧延機に供する高性能なギヤスピンドルが求められている。この高抗張力鋼圧延用圧延機に供することのできる高性能のギヤスピンドルには、以下に記載の（１）、（２）、（３）の条件が必要とされる。
（１）小径であること。
高抗張力鋼圧延用圧延機においては、圧延力の増大を抑えるために通常より小径のワークロールを使用する。ワークロールは上下一対で成り、それぞれ独立してギヤスピンドルと連結され、ギヤスピンドルを介して圧延動力（回転動力）が伝達されることにより回転駆動される。よって、ギヤスピンドルはワークロールと同様に上下一対で成り、ギヤスピンドルにおけるワークロールとの連結部を、上下一対に設置されるギヤスピンドル同士が干渉しないようにワークロール径より小さい径とする必要がある。
例えば、高硬度材圧延用圧延機においては、ワークロール径ＤＷ＝３３０［ｍｍ］、ギヤスピンドル外径Ｄ＝３２５［ｍｍ］であるのに対し、高抗張力鋼圧延用圧延機においては、圧延力を制限するためにワークロール径ＤＷ＝２５０［ｍｍ］となり、ギヤスピンドルは上下で干渉しないようにギヤスピンドル外径Ｄ＝２４５［ｍｍ］が求められる。
ここで、ワークロール径ＤＷは、使用可能最小径である。ワークロールは、圧延に供するにつれて、表面が被圧延材との接触で摩耗すると共に、度々表面を研磨機で研磨するために、ワークロール径ＤＷは使用に伴い徐々に細くなる。このワークロールの最大径と最小径との差は一般的には約１０％前後である。
（２）大きいトルクを伝達できること。
圧延機における圧延トルクＴは、被圧延材の変形抵抗値Ｆとワークロール径ＤＷに左右されるので、Ｔ∝ｆ（Ｆ）＋ｆ（ＤＷ）となる。前述したように、高抗張力鋼圧延用圧延機におけるワークロール径ＤＷは、高硬度材圧延用圧延機におけるワークロール径ＤＷに比べ小さく、高抗張力鋼の変形抵抗値は、従来の高硬度材の変形抵抗値に比べ格段に大きいので、高抗張力鋼の圧延に必要となる圧延トルクは、従来の高硬度材の圧延に必要となる圧延トルクに比べて大きくなる。
例えば、従来の高硬度材圧延用圧延機のギヤスピンドルにおける許容伝達トルクＴａの強度指数Ｔ／Ｄ３（Ｔ：ギヤスピンドル一本当たりの必要伝達トルク[ｔｏｎ・ｍ]、Ｄ：ギヤスピンドル外径［ｍｍ］）は、Ｔ／Ｄ３≦０．４[ｔｏｎ／ｍ２]であるのに対し、高抗張力鋼圧延用圧延機のギヤスピンドルにおける許容伝達トルクＴａの強度指数Ｔ／Ｄ３は、Ｔ／Ｄ３≒０．６～０．８[ｔｏｎ／ｍ２]である。このように、被圧延材の変形抵抗値が増大すると、許容伝達トルクＴａの強度指数Ｔ／Ｄ３も増大する。（伝達トルクＴの強度指数Ｔ／Ｄ３[ｔｏｎ／ｍ２]は、「×１０９」を省略した記載である。本来の記載は、ギヤスピンドル外径Ｄ［ｍｍ］をギヤスピンドル外径Ｄ×１０－３[ｍ]に単位換算して代入するので、（Ｔ／Ｄ３）×１０９[ｔｏｎ／ｍ２]となる。以下、本明細書においては、ギヤスピンドル外径Ｄ［ｍｍ］に対する伝達トルクＴの強度指数を上記と同様の省略記載のＴ／Ｄ３[ｔｏｎ／ｍ２]とする。）
（３）高速回転できること。
圧延機の生産能力は、板厚と板幅と圧延速度の乗数で表される。一般に、被圧延材の板厚および板幅を一定として生産を行い、圧延機の生産能力は圧延速度に依存する。圧延機の圧延速度Ｖは、ワークロール径ＤＷとワークロール回転数Ｎに左右されるので、Ｖ∝ＤＷ×Ｎとなる。前述したように、高抗張力鋼圧延用圧延機におけるワークロール径ＤＷは、高硬度材圧延用圧延機におけるワークロール径ＤＷに比べて小さいため、同じ回転数Ｎでは必然的に圧延速度Ｖが低下し、圧延機の生産能力も低下する。よって、高抗張力鋼圧延用圧延機においては、高硬度材圧延用圧延機と同等の生産能力を確保するために、高硬度材圧延用圧延機よりも高速でワークロールを回転させる必要がある。つまり、高抗張力鋼圧延用圧延機においては、高速回転が可能なギヤスピンドルが求められる。
例えば、ワークロール径ＤＷ３３０［ｍｍ］のワークロールを有する従来の高硬度材圧延用圧延機においては、圧延速度２０００[ｍｐｍ]の生産能力を得るために、ギヤスピンドルとしては１９３０[ｒｐｍ]の回転数に対応できる仕様が求められた。しかし、小径化されたワークロール径ＤＷ２５０［ｍｍ］の高抗張力鋼圧延用圧延機においては、前記と同等の圧延速度２０００[ｍｐｍ]の生産能力を得るために、ギヤスピンドルとしては従来の約１．３倍である２５４６[ｒｐｍ]の回転数に対応できる高回転仕様が求められる。
一般的に、回転体が高速回転になると、回転体には撓み振動・ガタ振動・捩り振動などが発生し、共振などによって回転体に大きな影響を与えることが知られている。圧延機においては、共振すれば回転体であるギヤスピンドルが破損し易くなるのみならず、共振に至らずとも振動が被圧延材に伝わるので、板厚の不均一や板の形状悪化や表面性状悪化となって現れ、被圧延材の品質を著しく損なう原因となる。そこで、高速回転に対応できるギヤスピンドルとして、振動を起き難くする必要がある。具体的には、軽量で、長さが短く、バックラッシ等のギャップが小さいギヤスピンドルが求められる。
例えば、ギヤスピンドルなど回転体の振動し易さを示す共振回転数Ｎｃは、回転体の外径Ｄと回転体の長さＬに左右されるので、Ｎｃ∝ｆ（Ｄ）／ｆ（Ｌ）となる。つまり、回転体の外径が小さいほど共振し易く、回転体の長さが長いほど共振し易くなる。
上述した高抗張力鋼圧延用ギヤスピンドルに求められる機能は、他の機能を阻害する問題を抱えている。
ギヤスピンドルの許容伝達トルクＴａは、ギヤスピンドルを使用する際の傾斜角θとギヤスピンドル外径Ｄに依存する。傾斜角θが小さくギヤスピンドル外径Ｄが大きいほど、ギヤスピンドルの許容伝達トルクＴａは大きくなるので、Ｔａ∝ｆ（Ｄ）／ｆ（θ）となる。ギヤスピンドルは一方を変速機に連結され、他方をワークロールに連結されて回転するので、ワークロールの軸の高さと変速機の軸の高さが同一であれば、ギヤスピンドルの傾斜角θ＝０°となり、強度上最適な条件となる。
しかし、高抗張力鋼圧延用圧延機の場合、ワークロール径は圧延荷重の制限で通常より細くせざるを得ず、一方、変速機は高トルク伝達用に大型化せざるを得ない。よって、変速機の軸心高さとワークロール軸心高さの偏差が従来に比べ大きくなるので、高抗張力鋼圧延用ギヤスピンドルの傾斜角θは通常のギヤスピンドルに比べ大きくならざるを得ない。このことは、ギヤスピンドルの許容伝達トルクが通常より小さくなることを示す。
これを回避する、つまり、両軸心高さ偏差ΔＨが大きくても、ギヤスピンドル傾斜角θを通常かそれ以下にするためには、ｔａｎθ＝ΔＨ／Ｌから解るとおり、ギヤスピンドル長さＬを長くして、両軸心高さ偏差ΔＨの増大によるギヤスピンドル傾斜角θの増大を抑える必要がある。しかし、高抗張力鋼圧延用ギヤスピンドルは外径が細いことにより振動し易い上に、ギヤスピンドル長さＬを長くすると、更に振動が発生し易くなるという問題に直面する。よって、現状の技術では実現困難といえる。
なお、今後は高抗張力鋼よりも更に高硬度な超高抗張力鋼が開発され、超高抗張力鋼を圧延するための圧延機およびそれに対応できる更に高性能なギヤスピンドルが要求されると考えられる。つまり、上記（１）、（２）、（３）の条件において、従来に比して更なる小径化、許容伝達トルクの増大および高速回転への対応が必要となる。
特開平８－２１４５３号公報
比較的高硬度な材料を圧延する圧延機におけるギヤスピンドルとしては、例えば特許文献１がある。これは、油室に潤滑油給油穴および給油量検出穴を設けることで、潤滑油がシール部材を圧迫することによってシール部材を破損しないようにすると共に、シール部材の破損箇所から潤滑油が漏洩する虞をなくし、潤滑油の補給およびシール部材の交換による作業時間を短縮することができる技術である。
また、内筒に設けられている外歯が損傷することを想定し、内筒を、外歯を有するハブとギヤスピンドルとに分割し、その間をスプラインにて着脱自在な構造としている。この分割構造により、ギヤスピンドル強度が若干低下する可能性があるが、そのデメリットよりも内筒外歯の破損時に早急に交換することを優先したものである。
しかし、前述したように、超高抗張力鋼の圧延には、従来に比べ更なる高強度かつ小径のギヤスピンドルが求められるため、従来のギヤスピンドルでは対応できない。
ギヤスピンドルの目的の一つは両側（ワークロール側と変速機側）の高さ方向における軸心偏差（ΔＨ）を許容して回転することにある。そのため、外筒の内歯は平歯であるが、内筒の外歯には歯の中央が両端に比べ厚いクラウニングが施されている。このクラウニングは、軸心偏差（ΔＨ）によりカップリングの内筒と外筒の歯が干渉して、カップリングがロックすることを防止している。そのため、従来では、ロックの余裕度を大きく確保することを優先し、クラウニング半径はあまり大きくない方が良いとされてきた。
ギヤスピンドルの許容伝達トルクを決定付ける要因として、歯面面圧、歯元曲げ応力、ＰＶ値が挙げられるが、近年における歯面熱処理の進歩、具体的には調質処理から窒化処理や高周波処理や浸炭処理への進歩により歯面面圧強度は大きく改善された。よって、現在の許容伝達トルクを決定付ける要因は、歯元曲げ応力とＰＶ値であり、この面での進歩が求められている。
従来から、歯元曲げ応力σを決める主要パラメータは、トルクＴ、傾斜角θ、ギヤスピンドル外径Ｄ、歯幅Ｂであり、σ∝Ｔ×ｆ（θ）／（Ｄ２×Ｂ）と考えられている。つまり、クラウニング半径は歯元強度パラメータとしてみなされてこなかった。
しかし、ギヤカップリングの外筒の内歯は平歯であるのに対し、内筒の外歯には歯幅方向にクラウニングが施されているので、ギヤスピンドルにおける歯車は、歯幅方向に平板と円柱を合わせたような接触モデルとなっている。つまり、外筒と内筒における歯は、ヘルツ扁平の領域でしか接しておらず、歯幅全体で負荷を負担しているわけではない。よって、歯元曲げ応力σは、σ∝Ｔ×ｆ（θ）／（Ｄ２×Ｂｈ）となる。ここで、Ｂｈは有効歯幅Ｂｈ＝ｆ（Ｃｒ、Ｔ）であり、クラウニング半径Ｃｒと負荷トルクＴに依存する。また、一般には、０＜Ｂｈ／Ｂ≪１．０である。
つまり、クラウニング半径Ｃｒは歯元強度の重要なパラメータであり、クラウニング半径Ｃｒを大きくすると歯が扁平し易くなり、歯のピッチ円直径上での歯幅方向の負荷範囲が広くなり、しいては歯元の負荷分担範囲が広くなるので、歯元強度は格段に向上する。
一方、クラウニング半径Ｃｒを不必要なまでに大きくすると、必要歯幅や必要バックラッシが大きくなり、高速回転に支障が生じると共に、ギヤスピンドルの歯以外の部位の強度低下を招き、ギヤスピンドル全体としての能力低下をきたすので、前述したような高抗張力鋼圧延用ギヤスピンドルに求められる条件を満たすことができない。
本発明は、上記のような問題に鑑みてなされたもので、クラウニング半径と歯幅の最適な組み合わせを選定することで、高速圧延が可能、かつ歯面面圧強度、歯元曲げ強度およびＰＶ値を改善することを目的とする。
ギヤスピンドルは、ギヤのピッチ円直径により強度を決めていたが、本発明は、ギヤのクラウニング半径を大きくすることでギヤの強度が上がるという知見を得て、従来考慮されていなかったバックラッシ量と歯元曲げ応力とを同時に考慮した高速・高強度の小径スピンドルを達成した。
上記課題を解決する第一の発明に係るギヤスピンドルは、一端側に外歯車の内筒ギヤ部を設けたスピンドル内筒と、前記内筒ギヤ部と嵌合する内歯車の外筒ギヤ部を設けたスピンドル外筒とが、その軸を０．６度乃至１．６度傾斜して成るギヤスピンドルにおいて、前記内筒ギヤ部における歯幅Ｂの歯に、歯幅方向に沿って中央が膨らんで両歯端が肉薄となるような半径Ｃｒのクラウニングを設け、前記歯幅Ｂと前記クラウニング半径Ｃｒとを、Ｃｒ＝１２００［ｍｍ］と、Ｃｒ＝４０００［ｍｍ］と、Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］と、Ｂ＝５９．０４×ｅｘｐ（０．０００５×Ｃｒ）［ｍｍ］と、Ｂ＝３２×Ｃｒ０．２４７［ｍｍ］とをグラフ化して囲んでなる範囲で設定することを特徴とする。
上記課題を解決する第二の発明に係るギヤスピンドルは、第一の発明において、Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］は、０．６度の傾斜角での、任意のクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記内筒スピンドルの歯が歯端当たりを生じない最小歯幅でなる無数の交点を結んでなる直線であり、Ｂ＝５９．０４×ｅｘｐ（０．０００５×Ｃｒ）［ｍｍ］は、０．６度乃至１．６度の範囲における任意の傾斜角での、前記内筒ギヤ部に掛かる歯元曲げ応力が許容最大値となるクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記スピンドル内筒の歯が歯端当たりを生じない最小歯幅に４０［ｍｍ］を加えてなる無数の交点を結んでなる曲線であり、Ｂ＝３２×Ｃｒ０．２４７［ｍｍ］は、０．６度乃至１．６度の範囲における任意の傾斜角での、任意のクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記内筒スピンドルの歯が歯端当たりを生じない最小歯幅に４０［ｍｍ］を加えてなる歯幅Ｂとの組み合わせで必要となるバックラッシが、前記内筒ギヤ部と前記外筒ギヤ部における許容最大バックラッシとなる無数の交点を結んでなる曲線であることを特徴とする。
上記課題を解決する第三の発明に係るギヤスピンドルは、一端側に外歯車の内筒ギヤ部を設けたスピンドル内筒と、前記内筒ギヤ部と嵌合する内歯車の外筒ギヤ部を設けたスピンドル外筒とが、その軸を０．６度乃至１．６度傾斜して成るギヤスピンドルにおいて、前記内筒ギヤ部における歯に、歯幅方向に沿って中央が膨らんで両歯端が肉薄となるような半径Ｃｒのクラウニングを設け、前記歯幅Ｂと前記クラウニング半径Ｃｒとを、Ｃｒ＝１２００［ｍｍ］と、Ｃｒ＝４０００［ｍｍ］と、Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］と、Ｂ＝１８×ｅｘｐ（０．００１×Ｃｒ）［ｍｍ］と、Ｂ＝１９×Ｃｒ０．２９２［ｍｍ］とをグラフ化して囲んでなる範囲で設定する。
上記課題を解決する第四の発明に係るギヤスピンドルは、第三の発明において、Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］は、０．６度の傾斜角での、任意のクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記内筒スピンドルの歯が歯端当たりを生じない最小歯幅でなる無数の交点を結んでなる直線であり、Ｂ＝１８×ｅｘｐ（０．００１×Ｃｒ）［ｍｍ］は、０．６度乃至１．６度の範囲における任意の傾斜角での、前記内筒ギヤ部に掛かる歯元曲げ応力が許容最大値となるクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記スピンドル内筒の歯が歯端当たりを生じない最小歯幅でなる無数の交点を結んでなる曲線であり、Ｂ＝１９×Ｃｒ０．２９２［ｍｍ］は、０．６度乃至１．６度の範囲における任意の傾斜角での、任意のクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記内筒スピンドルの歯が歯端当たりを生じない最小歯幅との組み合わせで必要となるバックラッシが、前記内筒ギヤ部と前記外筒ギヤ部における許容最大バックラッシとなる無数の交点を結んでなる曲線であることを特徴とする。
上記課題を解決する第五の発明に係るギヤスピンドルは、第一乃至第四のいずれかの発明において、歯面に、ショットブラスト加工を施したことを特徴とする。
上記課題を解決する第六の発明に係るギヤスピンドルは、第一乃至第四のいずれかの発明において、歯面に、リン酸マンガン皮膜処理を施したことを特徴とする。
上記課題を解決する第七の発明に係るギヤスピンドルは、第一乃至第四のいずれかの発明において、歯面に、二硫化モリブデン皮膜処理を施したことを特徴とする。
上記課題を解決する第八の発明に係るギヤスピンドルは、第一乃至第七のいずれかの発明において、スピンドル外筒とスピンドル内筒の外表面に、冷却用流体を噴き付けることで、歯面潤滑剤およびスピンドル外筒とスピンドル内筒の各歯面を強制冷却することを特徴とする。
上記課題を解決する第九の発明に係るギヤスピンドルは、第一乃至第八のいずれかの発明において、前記内筒ギヤ部におけるピッチ円直径をＤＰ［ｍｍ］、ギヤ圧力角をα［度］、ギヤモジュールをＭｎ［ｍｍ］、クラウニング半径をＣｒ［ｍｍ］、歯幅をＢ［ｍｍ］、前記内筒スピンドルの歯端部から首部へ移る部位の最小直径をｄ［ｍｍ］、歯先に設けた円弧形状の曲率半径をＲ＝Ｃｒ×ｔａｎα［ｍｍ］とし、
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 とすることを特徴とする。
上記課題を解決する第十の発明に係る圧延機は、被圧延材を圧延するための上下一対のワークロールと、上下一対のワークロールとそれぞれ独立して連結し、上下一対のワークロールへそれぞれ独立して回転動力を伝達する上下一対のギヤスピンドルと、上下一対のギヤスピンドルと連結する変速機と、変速機と連結し、変速機へ回転動力を伝達するギヤカップリングと、ギヤカップリングと連結し、ギヤカップリングへ回転動力を供給する電動機とを備える圧延機において、前記ギヤスピンドルが、第一の発明乃至第九のいずれかの発明に係るギヤスピンドルであることを特徴とする。
第一の発明に係るギヤスピンドルによれば、１２００［ｍｍ］≦Ｃｒ≦４０００［ｍｍ］は許容伝達トルクの向上が見込まれ且つ実用的に使用し得る範囲であり、この範囲内でクラウニング半径Ｃｒを設定することにより、スピンドル内筒の首部において破損する虞なく、許容伝達トルクを向上させることができる。クラウニング半径Ｃｒを大きくすると歯元の負荷分担範囲が広くなるので、歯元強度が向上する。すなわち、歯元の負荷分担範囲が広くなることにより、歯元強度が向上し、スピンドル強度（面圧、曲げ、ＰＶ値）の向上により、スピンドル傾斜角を必要以上に小さくする必要がなくなり、スピンドル長さを短くできるので、小径、高速回転用スピンドルが可能になる。なお、この範囲を外れてクラウニング半径Ｃｒを大きくすると、首部における首径ｄが小さくなり、首部における捩り応力が上昇するので、スピンドル内筒の首部に過大な負荷が掛かることになる。
第二の発明に係るギヤスピンドルによれば、Ｂ≦５９．０４×ｅｘｐ（０．０００５×Ｃｒ）［ｍｍ］は歯元曲げ応力が許容値を超えない状態であるので、歯元曲げ応力によって歯が折損することがなく、大きいトルクで回転動力を伝達することができる。さらに、Ｂ≦３２×Ｃｒ０．２４７［ｍｍ］はバックラッシ量が許容値を超えない状態であるので、バックラッシ量の過大により噛み合いが悪くなることなく、大きいトルクで回転動力を伝達することができる。
第三の発明に係るギヤスピンドルによれば、１２００［ｍｍ］≦Ｃｒ≦４０００［ｍｍ］は許容伝達トルクの向上が見込まれ且つ実用的に使用し得る範囲であり、この範囲内でクラウニング半径Ｃｒを設定することにより、スピンドル内筒の首部において破損する虞なく、許容伝達トルクを向上させることができる。なお、この範囲を外れてクラウニング半径Ｃｒを大きくすると、首部における首径ｄが小さくなり、首部における捩り応力が増大するので、スピンドル内筒の首部において破損する虞がある。
第四の発明に係るギヤスピンドルによれば、Ｂ≦１８×ｅｘｐ（０．００１×Ｃｒ）［ｍｍ］は歯元曲げ応力が許容値を超えない状態であるので、歯を折損させる虞なく、高速回転および大きい伝達トルクにも対応することができる。さらに、Ｂ≦１９×Ｃｒ０．２９２［ｍｍ］はバックラッシ量が許容値を超えない状態であるので、バックラッシ量の過大により噛み合いが悪くなることなく、高速回転および大きい伝達トルクにも対応することができる。また、歯の許容伝達トルクを減ずることなく、加工誤差や経年変化等の使用上の余裕を考慮しないので、更なるコスト削減や軽量化およびコンパクト化を図ることができる。
第五の発明に係るギヤスピンドルによれば、歯表面にデンプル状の微細窪みを生成し、その窪みに油を溜めることで油膜切れを防止することができ、内筒ギヤ部および外筒ギヤ部における歯面の焼付きを抑えることができる。よって、大きいトルクを伝達する場合にも歯面の焼付きが起こらないので、ギヤスピンドルにおける許容伝達トルクを更に向上させることができる。
第六の発明に係るギヤスピンドルによれば、多孔質な結晶体のため、皮膜に油の保持力があると共に初期馴染み性良好なため、摩擦熱の発生を抑えることができ、内筒ギヤ部および外筒ギヤ部における歯面の焼付きを抑えることができる。よって、大きいトルクを伝達する場合にも歯面の焼付きが起こらないので、ギヤスピンドルにおける許容伝達トルクを更に向上させることができる。
第七の発明に係るギヤスピンドルによれば、歯表面に固体潤滑剤を焼成することにより、万一油が枯渇しても、固体潤滑剤で金属接触を防止することができ、内筒ギヤ部および外筒ギヤ部における歯面の焼付きを抑えることができる。よって、大きいトルクを伝達する場合にも歯面の焼付きが起こらないので、ギヤスピンドルにおける許容伝達トルクを更に向上させることができる。
第八の発明に係るギヤスピンドルによれば、スピンドル外筒の外表面を外部強制冷却することにより、接触部の温度上昇を抑制できるので、耐焼付き強度が向上する。
第九の発明に係るギヤスピンドルによれば、クラウニング加工に支障なく、首径を大きくすることにより、首部における捩り強度が増し、首部において破損する虞を低減することができる。
第十の発明に係る圧延機によれば、バックラッシ過大により噛み合いが悪くなることなく、許容歯元曲げ応力を超えて歯を折損させる虞なく、高速回転および大きい伝達トルクにも対応することができる。また、ギヤスピンドルのスピンドル内筒の首部における捩り応力が低減されるので、歯における破損の虞が低減し、ギヤスピンドルの内筒ギヤ部および外筒ギヤ部の歯面における面圧が低減されるので、歯面における焼付きの虞が低減する。
本発明の実施例１に係る圧延機におけるギヤスピンドルとワークロールとの連結部を示す縦断面図である。 本発明の実施例１に係る圧延機の駆動系全体を示す概略図である。 本発明の実施例１に係るギヤスピンドルにおける内筒ギヤ部と外筒ギヤ部との嵌合部を示す縦断面図である。 本発明の実施例１に係るギヤスピンドルにおける内筒ギヤ部と外筒ギヤ部との嵌合部を示す縦断面図（図３におけるIV－IV矢視断面）である。 本発明の実施例１に係るギヤスピンドルにおいて、クラウニング半径が小さく歯幅が短い場合の内筒ギヤ部と外筒ギヤ部との接触部を示す説明図である。 本発明の実施例１に係るギヤスピンドルにおいて、クラウニング半径が大きく歯幅が長い場合の内筒ギヤ部と外筒ギヤ部との接触部を示す説明図である。 本発明の実施例１に係るギヤスピンドルにおけるクラウニング半径および歯幅の設定範囲を示すグラフである。 本発明の実施例１に係るギヤスピンドルにおけるクラウニング半径および必要最低限の歯幅の設定範囲を示すグラフである。
前述したように、本発明に係るギヤスピンドルは、内筒ギヤ部における歯幅Ｂの歯に、歯幅方向に沿って中央が膨らんで両歯端が肉薄となるような半径Ｃｒのクラウニングを設け、歯幅Ｂとクラウニング半径Ｃｒとを、Ｃｒ＝１２００［ｍｍ］と、Ｃｒ＝４０００［ｍｍ］と、Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］と、Ｂ＝５９．０４×ｅｘｐ（０．０００５×Ｃｒ）［ｍｍ］と、Ｂ＝３２×Ｃｒ０．２４７［ｍｍ］とをグラフ化して囲んでなる範囲で設定する。
つまり、ギヤスピンドルの内筒ギヤ部における形状として、クラウニング半径Ｃｒを、従来よりも極めて大きい１２００［ｍｍ］乃至４０００［ｍｍ］とし、クラウニング半径Ｃｒに適した歯幅Ｂを、使用傾斜角と歯端における片当りの要素に基づく関数Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］と、歯元曲げ応力の要素に基づく関数Ｂ＝５９．０４×ｅｘｐ（０．０００５×Ｃｒ）［ｍｍ］と、バックラッシ量の要素に基づく関数Ｂ＝３２×Ｃｒ０．２４７［ｍｍ］とをグラフ化した関係から求めるようにするのである。
以下に、本発明に係るギヤスピンドルおよびそれを備えた圧延機の実施例について、添付図面を参照しながら詳細に説明する。もちろん、本発明は以下の実施例に限定されず、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で、各種変更が可能であることは言うまでもない。
本発明の実施例１に係るギヤスピンドルおよびそれを備えた圧延機について、図１乃至図７を参照して説明する。
図２に示すように、本実施例の圧延機１は、被圧延材を圧延するための上下一対のワークロール２と、上下一対のワークロール２とそれぞれ独立して連結し、上下一対のワークロール２へそれぞれ独立して回転動力を伝達する上下一対のギヤスピンドル３と、上下一対のギヤスピンドル３と連結し、回転動力を所定の回転数に変速すると共に、変速した回転動力を上下一対のギヤスピンドル３へそれぞれ分配する変速機４と、変速機４と連結し、変速機４へ回転動力を伝達するギヤカップリング５と、ギヤカップリング５と連結し、ギヤカップリング５へ回転動力を供給する電動機６とを備える。
ギヤスピンドル３は、ギヤスピンドル３の中間部に配置された中間軸１０と、中間軸１０の一端側に設けられ中間軸１０とワークロール２とを連結するスピンドル内筒１２およびスピンドル外筒２０と、中間軸１０の他端側に設けられ中間軸１０と変速機４とを連結するスピンドル内筒１３およびスピンドル外筒３０とから成る。
図１に示すように、スピンドル内筒１２の一端側に設けた内筒ギヤ部４０（外歯）とスピンドル外筒２０の一端側に設けた外筒ギヤ部５０（内歯）とが嵌合し、スピンドル外筒２０の他端側に設けた小判形状の断面を有する嵌合穴６０（以下、小判穴６０と呼ぶ）とワークロール２の端部に設けた小判形状の断面を有する嵌合突起７０（以下、ワークロール小判部７０と呼ぶ）とが嵌合する。
本実施例のギヤスピンドル３は、超高抗張力鋼を圧延することができるように、最適条件下で、許容伝達トルクＴａの強度指数として、
Ｔ／Ｄ３≦０．８～１．０[ｔｏｎ／ｍ２]
を達成する、従来（Ｔ／Ｄ３≦０．４[ｔｏｎ／ｍ２]）よりも優れた約二倍の強度を有する。ここで、Ｔはギヤスピンドル３を介してワークロール２へ伝達する伝達トルク[ｔｏｎ・ｍ]、Ｄはスピンドル外筒２０におけるギヤスピンドル外径［ｍｍ］である。
ギヤスピンドル３の許容伝達トルクＴａは、ギヤスピンドル外径Ｄだけではなく後述する傾斜角θやクラウニング半径Ｃｒおよび歯幅Ｂなどにもよる。傾斜角θとギヤスピンドル外径Ｄは他要素によって決められ得る数値であり、その設定における自由度は低い。一方、クラウニング半径Ｃｒおよび歯幅Ｂは設計によって決められ得る数値であり、その設定における自由度は高い。よって、本実施例では、以下に示す数値設定の下で、後述するクラウニング半径Ｃｒと歯幅Ｂを最適に設定することにより、ギヤスピンドル３の許容伝達トルクＴａを従来よりも向上させる。
まず、本実施例のギヤスピンドル３およびそれを備えた圧延機１について説明する。
ワークロール２に連結される上下一対のギヤスピンドル３において、上下のスピンドル外筒２０が互いに干渉しないように、図１に示すように、ギヤスピンドル外径Ｄをワークロール径ＤＷよりも僅かに小径とする。小径化したワークロール２を有する本実施例の圧延機１では、ギヤスピンドル外径ＤをＤ＝２２５［ｍｍ］～３４０［ｍｍ］とする。
回転する構造体の、全長が長いものは全長の短いものに比較して振動を起こし易く、また、外径が細いものは外径が太いものに比較して振動を起こし易いことが知られている。一方、高抗張力鋼圧延用圧延機では、ギヤスピンドルを小径化して高速で回転駆動するので、径の面でも回転数の面でも、ギヤスピンドルは振動を起こし易くなる。よって、本実施例ではギヤスピンドル３の全長Ｌ１（図２）を極力短くする必要がある。
スピンドル外筒２０とワークロール２との嵌合においては、組付け組外し作業を可能にするためワークロール小判部７０とスピンドル外筒２０の小判穴６０との間に僅かな隙間を設けている。反面、この隙間によって、ギヤスピンドル３にガタ振動が起こることがある。ワークロール小判部７０と小判穴６０との嵌合長さＬ２に対し、小判穴６０の開端部６１から内筒ギヤ部４０の歯幅中心４１までの距離である中心距離Ｌ３がある程度以上長すぎる場合、スピンドル外筒２０とワークロール２のガタ振動が発生し易くなる。よって、振動予防の面から、Ｌ２／Ｌ３は極力大きいことが好ましい。本実施例では、嵌合長さＬ２および中心距離Ｌ３を（Ｌ２／Ｌ３）≧０．６５とする。
なお、嵌合長さＬ２を必要以上に長くすることは、ワークロール２とギヤスピンドル３の双方の長さを長くすることになり、振動の面で不利となるので、嵌合長さＬ２は必要最小限に設定することが求められる。よって、嵌合長さＬ２が一定の場合、中心距離Ｌ３は短い方が良いと言える。
ここで、スピンドル外筒２０の小判穴６０と外筒ギヤ部５０を隔てる隔壁６２の厚さをＬ６２、外筒ギヤ部５０および内筒ギヤ部４０に潤滑油を供給するために設けた潤滑油室６３の幅をＬ６３、内筒ギヤ部４０の歯幅をＢとすると、Ｌ３＝Ｌ２＋Ｌ６２＋Ｌ６３＋Ｂ／２となる。歯幅Ｂを極力広く確保しつつ、Ｌ３を小さく保つには、Ｌ６２とＬ６３を最小にする必要がある。
もちろん、隔壁６２は、小判穴６０が圧延トルクによって楕円に変形するのに対し、外筒ギヤ部５０が楕円に歪まぬようにスピンドル外筒２０全体を支えている壁であり、ある程度以上の厚みＬ６２は必要である。また、本実施例のスピンドル３は、高トルクかつ高回転数のため、歯部での発熱が大きい。しかし、小径化されたスピンドル３であるために潤滑油を封入する潤滑油室６３の内径が小さいので、潤滑油室６３内に潤滑油量を確保するにはある程度の長さＬ６３は必要である。
以上より、歯幅Ｂは、ギヤスピンドルの強度を確保する上で重要な寸法であるが、その範囲で狭い方が良い。本実施例では、歯幅Ｂ≦２５０［ｍｍ］とする。
上下のワークロール２におけるワークロール小判部７０の上下ロール軸間距離Ｌ４（図２参照）は、ワークロール２の使用最小径ＤＷによって決まる。高抗張力鋼は変形抵抗が大きいので、ワークロール２を小径化している。そのため、上下のワークロール２におけるワークロール小判部７０の上下ロール軸間距離Ｌ４（図２参照）は小さくなっている。
また、被圧延材である高抗張力鋼を圧延する際にワークロール２の回転駆動に必要となる必要伝達トルクＴｒは大きいので、変速機４の図示しない変速分配歯車を大径化している。そのため、上下の変速分配歯車における変速分配歯車軸８０の上下出力軸間距離Ｌ５（図２参照）は大きくなっている。
図２に示すように、ギヤスピンドル３は、変速機４の変速分配歯車軸８０とワークロール２のワークロール小判部７０を連結するように設置され、スピンドル内筒１２がスピンドル外筒２０およびワークロール小判部７０に対して傾斜角θだけ傾斜した状態で使用される。
ところで、この傾斜角θの一因を成す変速機４の上下出力軸間距離Ｌ５（図２）は、必要伝達トルクＴｒとその他の条件により決められるもので、設備により異なる。また、上下ワークロール２の小判部７０の上下ロール軸間距離Ｌ４は、被圧延材の設定板厚などの圧延条件やワークロール２の使用に伴う摩耗や研磨などによって変化する。
よって、ギヤスピンドル３の傾斜角θは、設備の仕様により異なると共に、使用中にも変化するので、ギヤスピンドル３としては、これらを勘案の上、ある程度の範囲の傾斜角θが許容される必要がある。本実施例では、スピンドル内筒１２とスピンドル外筒２０との間の傾斜角θを０．６°≦θ≦１．６°としている。
傾斜角θを持つギヤスピンドル３における許容伝達トルクＴａは、常に内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０における全ての歯が接して伝達されるのではなく、瞬間毎には内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０におけるある割合の歯だけが接して伝達される。傾斜角θが大きければ、瞬間毎に伝達トルクＴの伝達に寄与する歯の数は更に少なくなる。
本実施例のような高抗張力鋼圧延用ギヤスピンドルは、必要伝達トルクＴｒが非常に大きいので、極力多くの歯で負荷を分担する必要があるので、傾斜角θは小さい方が好ましい。しかし、高抗張力鋼圧延用圧延機の場合、ロール径は圧延荷重の制限で通常より細くなり、一方、変速機は高トルク伝達用に大型化するので、相乗効果として変速機の軸心高さである上下出力軸間距離Ｌ５とロール軸心高さである上下ロール軸間距離Ｌ４の差（Ｌ５－Ｌ４）が大きくなる傾向にある。更に、小径ワークロールで生産性を上げるため高速回転するので、スピンドル３の長さＬ１を極力短くする必要がある。これら二つの理由により、ｔａｎθ≒（Ｌ５－Ｌ４）／Ｌ１で示す圧延機１におけるギヤスピンドル３の傾斜角θはある程度大きくならざるを得ない。
このような背景に基づき、近年、前述の圧延設備の駆動機（特許）のごとく、変速機４の上下出力軸間距離Ｌ５を小さくする開発が行われてきた結果、高抗張力鋼圧延用ギヤスピンドルの使用条件として傾斜角θをθ≦１．６°にできるようになってきた。傾斜角θの下限については、変速機の仕様が設備により異なることやロール径が使用中に変化することを加味しても０．６°≦θとすれば十分である。よって、高抗張力鋼圧延用ギヤスピンドルの傾斜角θの範囲は、０．６°≦θ≦１．６°が妥当である。
スピンドル内筒１２とスピンドル外筒２０との傾斜角θを許容するように、図３に示すように、内筒ギヤ部４０の歯先４３をピッチ円において曲率半径Ｒとなるように歯幅方向に沿って湾曲する円弧形状を設定すると共に、更に図４に示すように、内筒ギヤ部４０における歯端４４の歯面と外筒ギヤ部５０の歯面５１との片当りを避けるために、内筒ギヤ部４０の歯に歯幅方向に沿って中央が膨らんで両歯端４４が肉薄となるように曲率半径Ｃｒのクラウニングを設定する。歯先半径Ｒとクラウニング半径Ｃｒとは、以下の関係にある。
Ｒ＝Ｃｒ×ｔａｎα［ｍｍ］                ・・・（１）
ここでαは内筒ギヤ部４０における圧力角であり、本実施例では圧力角α＝２５°としている。
また、本実施例では、内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０における歯の大きさを示すモジュールＭｎをモジュールＭｎ＝５［ｍｍ］～１０［ｍｍ］とする。
上述した設定に加え、本実施例の圧延機１に備えるギヤスピンドル３における内筒ギヤ部４０のクラウニング半径Ｃｒと歯幅Ｂとの設定について以下に説明する。
図４に示すように、内筒ギヤ部４０の歯にクラウニングを設定することで、内筒ギヤ部４０は外筒ギヤ部５０の歯面５１に対して歯端部４４において片当たりすることなく、歯面４２において弾性変形を伴って接触する。また、内筒ギヤ部４０と外筒ギヤ部５０とは、ギヤスピンドル３の回転中に、常に同じ箇所で接触しているわけではなく、接触する箇所を移動させながら接触している。つまり、内筒ギヤ部４０と外筒ギヤ部５０との接触部は、瞬間毎に異なる位置にある。
図５Ａおよび図５Ｂに示すように、瞬間の接触部が一端側に最も近づく接触部９０ａ（以下、最端接触部９０ａと呼ぶ）と瞬間の接触部が他端側に最も近づく接触部９０ｂ（以下、最端接触部９０ｂと呼ぶ）との間を、一回転に一往復の周期で接触部を移動させながら内筒ギヤ部４０と外筒ギヤ部５０とは接触する。ただし、内筒ギヤ部４０と外筒ギヤ部５０との接触部が歯幅中心４１に近づくと、内筒ギヤ部４０の歯面４２と外筒ギヤ部５０の歯面５１とが離れ、接触しない場合もある。
クラウニング半径Ｃｒが小さい場合には、図５Ａに示すように、最端接触部９０ａと９０ｂとの間の距離Ｓ１は短く、内筒ギヤ部４０の歯面４２と外筒ギヤ部５０の歯面５１とが接触し得る範囲（以下、接触範囲Ｓと呼ぶ）は狭い。また、瞬間毎の接触部（図５Ａにおいては９０ａ）の面積は小さいので、瞬間毎の接触部における面圧Ｐは大きい。
一方、クラウニング半径Ｃｒが大きい場合には、図５Ｂに示すように、最端接触部９０ａと９０ｂとの間の距離Ｓ１は長く、接触範囲Ｓは広い。また、瞬間毎の接触部（図５Ｂにおいては９０ａ）の面積は大きいので、瞬間毎の接触部における面圧Ｐは小さい。
つまり、クラウニング半径Ｃｒを小さく設定すれば、接触範囲Ｓは狭くなるので、歯幅Ｂを小さく設定することができ、クラウニング半径Ｃｒを大きく設定すれば、接触範囲Ｓは広くなるので、歯幅Ｂを大きく設定しなければならない。内筒ギヤ部４０において大きいクラウニング半径Ｃｒに対して歯幅Ｂを小さく設定している場合には、歯端４４が接触範囲Ｓ内となり、歯端４４で片当りを起こすことによる歯の折損の虞がある。そこで、接触範囲Ｓが歯端４４に及ばないように、クラウニング半径Ｃｒに対する必要最低限の歯幅Ｂ（この場合の歯幅をＢ１と表す）を下式（２）に基づいて設定する。
Ｂ１＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］           ・・・（２）
この式（２）は、傾斜角θ等によって異なるが、図６に示すように、前述した数値設定（傾斜角θ＝０．６°～１．６°）の範囲においてクラウニング半径Ｃｒに対して、歯端４４における片当りを起こす虞のない必要最低限の歯幅Ｂをプロットして近似した式（ギヤスピンドル３の数値設定として傾斜角θ＝０．６°の場合に相当する）である。
クラウニング半径Ｃｒに対する歯幅Ｂを式（２）よりも小さく設定すると、歯端４４で片当りを起こし、歯に折損の虞が生じる。よって、歯端４４で片当りを起こすことによる歯の折損の虞をなくすため、クラウニング半径Ｃｒに対する歯幅Ｂを式（２）よりも大きく設定する。つまり、クラウニング半径Ｃｒに対する歯幅ＢをＢ≧０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］とする。
クラウニング半径Ｃｒを大きくすると、接触部９０ａの形状は歯幅方向に延びて長くなる。接触部９０ａへ働く作用力を歯面４２から歯底４５を経て他へ伝達する力の経路となる歯元における有効歯幅Ｂｈも長くなるので、歯元曲げ応力σは小さくなる。
また、構造上、外歯である内筒ギヤ部４０の歯元に対し、内歯である外筒ギヤ部５０の歯元は厚いので、外筒ギヤ部５０は内筒ギヤ部４０よりも強い。よって、ギヤスピンドルの歯元曲げ強度として弱い方の内筒ギヤ部４０の強度で示す。
本実施例では、内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０における歯が折損する虞のない許容値として許容歯元曲げ応力σａをσａ＝３９[ｋｇ／ｍｍ２]と設定し、クラウニング半径Ｃｒに対して、許容歯元曲げ応力σａとなる歯幅Ｂ（この場合の歯幅をＢ２と表す）を下式（３）に基づいて設定する。
Ｂ２＝５９．０４×ｅｘｐ（０．０００５×Ｃｒ）［ｍｍ］  ・・・（３）
この式（３）は、前述した数値設定の範囲において、図６に示すように、任意の傾斜角θに対して歯元曲げ応力σがσ＝３９[ｋｇ／ｍｍ２]となるクラウニング半径Ｃｒと、その条件において歯端４４で片当りを起こす虞のない歯幅Ｂとをプロットして近似した式である。
歯元曲げ応力σを決める主要パラメータは、トルクＴ、傾斜角θ、ギヤスピンドル外径Ｄ、有効歯幅Ｂｈであり、下式（４）と考えられている。
σ∝Ｔ×ｆ（θ）／（Ｄ２×Ｂｈ）                        ・・・（４）
ここで、Ｂｈは有効歯幅Ｂｈ＝ｆ（Ｃｒ、Ｔ）であり、クラウニング半径Ｃｒと負荷トルクＴに依存する。
外的要因で決定される任意の傾斜角θが与えられたとき、式（４）により歯元曲げ応力σを許容値σａ以下に保つ許容最小限のクラウニング半径Ｃｒが決まり、併せて式（３）により許容最小限のクラウニング半径Ｃｒに最適な最小限の歯幅Ｂが決まる。ここで、クラウニング半径Ｃｒを必要最小限以下の値に設定した場合に、それを補完すべく歯幅Ｂを最適な値よりも大きい値に設定しても、強度に資することはなく、歯元曲げ応力σは許容値σａを超え、歯は折損の虞がある。
傾斜角θが与えられたとき、式（３）の条件において、クラウニング半径Ｃｒと歯幅Ｂの組み合わせを選定すると、許容最小限のクラウニング半径Ｃｒと最小限の歯幅Ｂを得ることができる。よって、クラウニング半径Ｃｒを許容最小限の値以上に設定し、歯幅Ｂをクラウニング半径Ｃｒが与えられたときに片当りを生じない最小限の値に設定する。これを数式で表せば下式となる。
Ｂ≦５９．０４×ｅｘｐ（０．０００５×Ｃｒ）［ｍｍ］
なお、式（３）は、歯端４４で片当りを起こすことによる歯の折損の虞がない最小限の歯幅Ｂに運転時の突発的最大負荷などを考慮した設定（最小限の歯幅Ｂにおける両歯端４４から各２０［ｍｍ］を確保した設定）で算出して成る。
また、内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０における接触部の面圧Ｐは、内筒ギヤ部４０の歯面４２および外筒ギヤ部５０の歯面５１における焼付きに大きく影響している。面圧Ｐが大きい場合には焼付きの虞が増大し、面圧Ｐが小さい場合には焼付きの虞が低減する。よって、前述したように、クラウニング半径Ｃｒを大きくすると、接触部の面圧Ｐは小さくなるので、内筒ギヤ部４０の歯面４２および外筒ギヤ部５０の歯面５１における焼付きの虞を低減させることができる。
なお、超高抗張力鋼圧延用ギヤスピンドルに要求されるような高伝達トルク容量、特にＴ／Ｄ３≦０．８～１．０［ｔｏｎ／ｍ２］を満たすには、クラウニング半径Ｃｒがある一定以上の値でなければ成立しない。よって、図６に示すように、下限値として最小クラウニング半径Ｃｒ１をＣｒ１＝１２００［ｍｍ］と設定する。
クラウニング半径Ｃｒを最小クラウニング半径Ｃｒ１よりも小さく設定すると、ギヤスピンドル３は傾斜角θが小さく且つ必要伝達トルクＴｒが小さい場合にしか対応できなくなる。よって、傾斜角θが大きい場合や必要伝達トルクＴｒが大きい場合にも対応できるように、クラウニング半径ＣｒをＣｒ１よりも大きく設定する。つまり、クラウニング半径ＣｒをＣｒ≧１２００［ｍｍ］とする。
ギヤスピンドル３は内筒ギヤ部４０と外筒ギヤ部５０とが噛み合って回転するが、ギヤスピンドル３を傾斜角θ＝０．６°～１．６°で両歯が互いに干渉することなく円滑に回転するには、クラウニングを設定すると共に、歯の隙間であるバックラッシを設定する。バックラッシ量ＢＬが極端に多い場合には、歯の遊びが多くなり、振動の原因となる。
本実施例では、有害な振動を起こさないための許容最大バックラッシ量ＢＬとして、モジュールＭｎに依存する許容値を下式（４）に基づいて設定する。ただし、説明を容易にするために、ここでは加工誤差や経年変化によるバックラッシ変動は考慮しない。
ＢＬ≦（１＋０．１×Ｍｎ）［ｍｍ］        ・・・（５）
また、前述した数値設定は、傾斜角θ＝０．６°～１．６°であるので、円滑に回転するために必要なバックラッシ量ＢＬはギヤスピンドル３の傾斜角θおよびクラウニング半径Ｃｒにもよる。傾斜角θが大きい場合には大きいバックラッシ量ＢＬが必要であり、クラウニング半径Ｃｒが大きい場合にも大きいバックラッシ量ＢＬが必要である。また、クラウニング半径Ｃｒが大きくなると必要歯幅Ｂも大きくなる。そこで、クラウニング半径Ｃｒに対して、バックラッシ量ＢＬが式（５）による許容値となる歯幅Ｂ（この場合の歯幅をＢ３と表す）を下式（６）に基づいて設定する。
Ｂ３＝３２×Ｃｒ０．２４７  ［ｍｍ］                    ・・・（６）
この式（６）は、前述した数値設定の範囲において、図６に示すように、任意の傾斜角θに対してバックラッシ量ＢＬが式（５）による許容値となるクラウニング半径Ｃｒと、その条件において歯端で片当りを起こす虞のない歯幅Ｂとをプロットして近似した式である。
なお、式（６）は、歯端４４で片当りを起こすことによる歯の折損の虞がない最小限の歯幅Ｂに運転時の突発的最大負荷などを考慮した設定（最小限の歯幅Ｂにおける両歯端４４から各２０［ｍｍ］を確保した設定）で算出して成る。
外的要因で決定される任意の傾斜角θが与えられたとき、クラウニング半径Ｃｒを大きくすると、片当りを防止するために必要な歯幅Ｂが大きくなると共に、バックラッシ量ＢＬも大きくなる。
傾斜角θが与えられたとき、式（６）の条件において、クラウニング半径Ｃｒと歯幅Ｂとの組み合わせを選定すると、許容最大のクラウニング半径Ｃｒと最小歯幅Ｂを得ることができる。よって、クラウニング半径Ｃｒを許容最大の値以下に設定し、歯幅Ｂをクラウニング半径Ｃｒが与えられたときに片当りを生じない最小の値に設定する。これを数式で表せば下式となる。
Ｂ≦３２×Ｃｒ０．２４７［ｍｍ］
次に、クラウニング半径Ｃｒを大きくすることのデメリットについて述べる。
内筒ギヤ部４０における歯先４３を歯幅方向に沿って円弧形状としているので、歯底４５における歯底円の大きさ（以下、歯底円直径ＤＢと呼ぶ）は歯幅方向に沿って変化し、歯幅中心４１から歯端４４へ向かうに従って小さくなる。歯先半径Ｒとクラウニング半径Ｃｒは、前述した式（１）の関係にあるので、クラウニング半径Ｃｒが小さい場合には歯先半径Ｒは小さく、クラウニング半径Ｃｒが大きい場合には歯先半径Ｒは大きい。よって、同一の歯幅Ｂにおいては、クラウニング半径Ｃｒを大きくすると、歯先半径Ｒは大きくなるので歯端４４における歯底直径ＤＢは大きくなる。
一方、クラウニング半径Ｃｒを大きくするには、前述したように歯端４４における片当りを起こす虞のない歯幅Ｂを確保するため、歯幅Ｂを大きくする必要があり、同一のクラウニング半径Ｃｒおよび同一の歯先半径Ｒにおいては、歯幅Ｂを大きくすると、歯端４４における歯底直径ＤＢは小さくなる。
このように、クラウニング半径Ｃｒを大きくすると、歯底直径ＤＢが大きくなる因子と小さくなる因子があるが、結果としては歯底直径ＤＢが小さくなる。また、スピンドル内筒１２の首部１１における首径ｄは、製作加工上の問題で歯底直径ＤＢよりも小さくする必要がある。つまり、クラウニング半径Ｃｒを大きくすると、首部１１における首径ｄが小さくなり、首部１１における捩り応力が上昇する。
もう一つのデメリットは、スピンドル内筒１２の首部１１における曲げ応力の上昇である。
つまり、スピンドル回転トルクによりスピンドル３における内筒ギヤ部４０の歯面４２に作用する回転力Ｆは、クラウニング半径Ｃｒの大小に係わらず一定である。一方、内筒ギヤ部４０には多くの歯が設けられているが、図５Ａおよび図５Ｂに示すように、回転力Ｆを最端接触部９０ａで受けている歯の略１８０°反対側の歯は最端接触部９０ｂで回転力Ｆを受けているので、この回転力Ｆがスピンドル内筒１２の首部１１には曲げモーメントとして作用する。
ここで、最端接触部９０ａ、９０ｂの距離Ｓ１が曲げモーメント長さであり、クラウニング半径Ｃｒが小さい場合よりクラウニング半径Ｃｒが大きい方が最端接触部９０ａ、９０ｂの距離Ｓ１は長い。よって、スピンドル内筒１２の首部１１には、曲げモーメントをＭとしたときＭ≒Ｆ×Ｓ１が作用する。つまり、クラウニング半径Ｃｒを大きくすると、首部１１における曲げモーメントＭが大きくなり首部１１における曲げ応力が上昇する。
以上の二点により、クラウニング半径Ｃｒの過度な増大により、首部１１の曲げと捩りの合成応力が大きくなり、スピンドル３の強度低下を起こさぬよう、図６に示すように、上限値として最大クラウニング半径Ｃｒ２をＣｒ２＝４０００［ｍｍ］と設定する。
クラウニング半径Ｃｒを最大クラウニング半径Ｃｒ２よりも大きく設定すると、首部１１における捩り応力と曲げ応力が共に上昇するので、スピンドル内筒１２の首部１１において破損する虞が生じる。よって、首部１１における捩り応力と曲げ応力の合力による応力の過大による首部１１の破損の虞をなくすため、クラウニング半径Ｃを最大クラウニング半径Ｃｒ２よりも小さく設定する。つまり、クラウニング半径ＣｒをＣｒ≦４０００［ｍｍ］とする。
次に、上述したようにクラウニング半径Ｃｒおよび歯幅Ｂが設定されたギヤスピンドル３には、更に以下の処理が施され、また形状の特定がなされる。これにより、内筒ギヤ部４０の歯面４２および外筒ギヤ部５０の歯面５１における焼付きの虞がより低減され、スピンドル内筒１２の強度が高くなるので、ギヤスピンドル３は大きな伝達トルクＴをより安定して伝達することが可能となる。
本実施例のギヤスピンドル３に対する必要伝達トルクＴｒが大きい場合には、内筒ギヤ部４０の歯面４２および外筒ギヤ部５０の歯面５１に掛かる面圧Ｐは大きく、歯面４２、５１における熱量は高い。また、ワークロール２の小径化に伴うギヤスピンドル３の小径化によって、ギヤスピンドル３における内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０に封入できる潤滑油は少ない。よって、内筒ギヤ部４０の歯面４２および外筒ギヤ部５０の歯面５１が焼付く虞を更に低減させるため、摩擦熱による昇温を抑える効果のある処理を施すことが好ましい。
歯面４２、５１が焼付く原因は、歯面４２、５１が油膜切れを起こし、金属接触することによる発熱と、その発熱の冷却不足である。この発熱の対策としては、面圧Ｐの低減、滑り速度Ｖの低下、油膜保持能力の増強、固体潤滑剤の設定などが挙げられ、冷却力の対策としては、外部強制冷却などが挙げられる。面圧Ｐの低減については、前述したクラウニングの設定による効果が期待される。滑り速度Ｖの低下については、圧延速度や傾斜角など圧延条件に依存するため、設定の自由度が低い。そこで、油膜保持能力の増強および固体潤滑剤の設定によって、内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０における摩擦熱の発生を抑えると共に、外部強制冷却によってスピンドル内筒１２およびスピンドル外筒２０の冷却を促して歯面４２、５１の昇温を抑える。
まず、内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０の歯面４２、５１にショットブラスト加工を施す。ショットブラスト加工は、歯面４２、５１にデンプル状の微細窪みを生成し、その窪みに油を溜めることで油膜切れを防止する効果がある。
次に、内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０の歯面４２、５１にリン酸マンガン皮膜処理を施す。リン酸マンガン皮膜は、多孔質な結晶体のため、皮膜に油の保持力があると共に、初期馴染み性良好なため、摩擦熱の発生を抑える効果がある。
次に、内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０の歯面４２、５１に二硫化モリブデン焼成を施す。二硫化モリブデン焼成は、歯面４２、５１に固体潤滑剤を焼成することにより、万一油が枯渇しても、固体潤滑剤で金属接触を防止する効果がある。
次に、ワークロール２側のスピンドル外筒２０および変速機４側のスピンドル外筒３０に冷却用流体を噴き付け、スピンドル外筒２０、３０およびスピンドル内筒１２、１３の各歯面ならびに歯面間の潤滑油を強制冷却する。
内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０に設けた潤滑油室６３はシール部材６４によって外部と隔離され、高粘度の潤滑油が封入されている。しかし、潤滑油は高温になるに従い粘度が低下し、内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０において油膜切れが生じやすくなる。また、ギヤスピンドル３を高温状態で長期間使用すると潤滑油の劣化により潤滑性が低下する。よって、外部からギヤスピンドル３を強制冷却することは、油膜切れ防止および潤滑油の劣化防止に非常に効果がある。
冷却用流体としては、圧延用ロールクーラントや変速機潤滑用ギヤ油などが挙げられる。両流体とも冷却効果は十分であるが、ギヤスピンドル３に使用する高粘度の潤滑油に比べ油膜強度が極めて弱いので、内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０における歯面の潤滑剤としては不向きである。よって、上述のごとく、潤滑油室６３をシール部材６４によって外部と隔離することで、冷却用流体の潤滑油室６３内への混入を防止すると共に、潤滑油の外部への流出を防止している。
圧延用ロールクーラントは、被圧延材とワークロール２との間の摩擦係数の低下やワークロール２の冷却を目的として、ワークロール２の近傍に多量に噴射されている。また、変速機潤滑用ギヤ油は、変速機４の歯車や軸受の摩擦係数の低下や冷却を目的に、変速機４の内部に多量に噴射されている。よって、これらの流体をギヤスピンドル３の冷却に採用することは、比較的容易であると共に、大きな効果が期待できる。
ギヤスピンドルの最弱部は内筒ギヤ部なので、前述したように、内筒ギヤ部４０におけるクラウニング半径Ｃｒおよび歯幅Ｂを最適に設定することによって、内筒ギヤ部４０の強度を向上させ、ギヤスピンドル３としての許容伝達トルクＴａを向上させた。
しかし、本発明により内筒ギヤ部４０の強度が向上すると、内筒ギヤ部４０がギヤスピンドル３の最弱部ではなくなる可能性がある。つまり、内筒ギヤ部４０の強度を向上させても、内筒ギヤ部４０以外の部分の強度が不十分であれば、ギヤスピンドル３の許容伝達トルクＴａを十分に大きくすることはできない。よって、ギヤスピンドル３としての許容伝達トルクＴａの向上には、その他の部位を含めて全体的な強度を向上させることが不可欠である。
内筒ギヤ部４０を除くギヤスピンドル３の強度は、外径がギヤスピンドル３のうちで最小径となる首部１１における首径ｄに依存する。首径ｄが大きければ許容伝達トルクＴａは大きくなり、首径ｄが小さければ許容伝達トルクＴａは小さくなる。
スピンドル内筒１２の首部１１における首径ｄは、製作加工上の制約で歯底直径ＤＢよりも小さい必要がある。首径ｄを大きくし、首部１１における破損の虞をなくすためには、歯底直径ＤＢと首径ｄの段差を、製作加工に支障のない範囲で極力小さくすることが効果的である。本実施例では、クラウニング等の加工に支障のないギヤスピンドル３における首径ｄの下限値を下式（７）に基づいて設定する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
従来のギヤスピンドル（例えば、特許文献１）では首径／ピッチ円直径＝ｄ／ＤＰ≒０．７８であるのに対し、本実施例のギヤスピンドル３では首径ｄを式（７）における下限値に設定することで首径／ピッチ円直径＝ｄ／ＤＰ≒０．８９となる。捩り強度や曲げ強度は直径の三乗に比例するので、本実施例のギヤスピンドル３における強度は、従来のギヤスピンドルにおける強度に対して
（０．８９）３／（０．７８）３＝１．４９≒１５０％
となる。つまり、ギヤスピンドル３における首径ｄを式（７）の範囲で設定することで、首部１１における捩り強度を従来に対し１５０％程度向上させることができる。
なお、本実施例のギヤスピンドル３には、首部１１の機械的強度を向上させるため、スピンドル内筒１２における首径ｄとなる範囲に浸炭焼入れ処理を施している。浸炭処理は標準熱処理である調質処理に比べ強度が約１５０％程度向上する。この浸炭処理と、前述した首径ｄの式（７）に基づく形状の特定とを合わせれば、首部１１における捩り強度や曲げ強度が１５０％×１５０％＝２２５％となり、従来に比べ２倍以上に向上させることができる。
次に、ギヤスピンドル３のクラウニング半径Ｃｒおよび歯幅Ｂの設定および作用について、具体例を用いて詳細に説明する。なお、数値設定Ａとして、モジュールＭｎ＝１０［ｍｍ］、傾斜角θ＝１．２°とする。
数値設定Ａにおいて、クラウニング半径Ｃｒに対して、歯端４４における片当りを起こす虞のない歯幅Ｂは歯幅Ｂ４（図６）である。クラウニング半径Ｃｒに対する歯幅ＢをＢ４線よりも小さく設定すると、歯端４４で片当りを起こすことによる歯の折損の虞が生ずる。よって、クラウニング半径Ｃｒに対する歯幅ＢをＢ４線以上（図６中のＢ４線から上部）で設定する。
クラウニング半径Ｃｒに対する歯幅ＢがＢ４線以上となる点Ｑ１と点Ｑ２の設定を比較する。点Ｑ１は、Ｂ４線上の点Ｑ２に対して、クラウニング半径Ｃｒを保ったまま歯幅Ｂだけを広げた設定である。点Ｑ１と点Ｑ２の設定においては、クラウニング半径Ｃｒの設定が同値であるので、有効歯幅Ｂｈ＝ｆ（Ｃｒ、Ｔ）も同等である。よって、点Ｑ１の設定は、点Ｑ２の設定に対して、歯元曲げ強度は向上せず、首径ｄは歯幅Ｂを広げた分だけ細くなるので強度が低下する。つまり、歯幅ＢをＢ４線よりも上側に設定しても、歯元曲げ強度に資することはなく、ギヤスピンドル３としては、首部１１の強度低下や製造コストなどの観点から、歯幅Ｂを必要最小とするＢ４線上で設定することが好ましい。
次に、クラウニング半径Ｃｒに対して許容歯元曲げ応力σ＝３９[ｋｇ／ｍｍ２]となるのは歯幅Ｂ２である。Ｂ４線上においてクラウニング半径ＣｒがＢ２線より下回るような点Ｑ３に設定すると、歯元強度は不足する。そこで、クラウニング半径不足を補う目的で歯幅Ｂを増やして点Ｑ４に設定しても、歯幅Ｂの増大は強度に資することはなく、逆に若干なりとも首径強度が低下する。よって、点Ｑ３も点Ｑ４も両方とも、歯元強度は不足しており、内筒ギヤ部４０および外筒ギヤ部５０における歯に折損の虞がある。よって、クラウニング半径Ｃｒに対する歯幅Ｂを、Ｂ２線とＢ４線とが交わる点Ｑ５よりも大きいクラウニング半径Ｃｒおよび歯幅Ｂ（図６中の点Ｑ５から右側）に設定する。
次に、クラウニング半径Ｃｒに対してバックラッシ量ＢＬが最大値（数値設定Ａにおいては、ＢＬ＝１＋０．１×Ｍｎ＝２［ｍｍ］）となるのは歯幅Ｂ３である。クラウニング半径Ｃｒに対する歯幅Ｂを、Ｂ３線とＢ４線とが交わる点Ｑ６よりも小さいクラウニング半径Ｃｒおよび歯幅Ｂ（図６中の点Ｑ６から左側）に設定する。クラウニング半径Ｃｒに対する歯幅ＢをＢ３線よりも大きく設定する（例えば、点Ｑ７とする）と、バックラッシ量ＢＬの過大により、ギヤスピンドル３の振動が大きくなり、被圧延材の板厚変動や平坦度悪化など圧延性能の悪化をもたらす虞がある。
以上のように、クラウニング半径Ｃｒおよび歯幅ＢをＢ４線上における点Ｑ５から点Ｑ６までの間で設定することによって、ギヤスピンドル３をバックラッシ過大により振動が発生することもなく、しかも許容歯元曲げ応力σａを超えて歯を折損させることもなく、従来よりも高速回転かつ大きい伝達トルクＴに対応することができる。
なお、クラウニング半径Ｃｒおよび歯幅ＢをＢ４線上における点Ｑ５に近い設定とした場合には、ＢＬ量が小さくガタが小さいので、より高速回転に対応することができる。また、クラウニング半径Ｃｒおよび歯幅ＢをＢ４線上における点Ｑ６に近い設定とした場合には、クラウニング半径Ｃｒが大きいので、面圧Ｐが小さく歯元曲げ応力σも小さくなり、より大きい伝達トルクに対応することができる。なお、図６に示すように、Ｂ４線上における点Ｑ５と点Ｑ６との間での設定は、最大クラウニング半径Ｃｒ２よりも小さい設定であるので、首部１１の捩り応力と曲げ応力の合力よってギヤスピンドル３が破損することはない。
本実施例では、説明の便宜上、ギヤスピンドル外径Ｄ、許容伝達トルクＴａの強度指数Ｔ／Ｄ３、歯幅Ｂ、傾斜角θ、モジュールＭｎとして個別の数値を使用して説明したが、本発明はこれらの各数値に限定されない。図６に示す曲線と直線Ｃｒ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｃｒ２、Ｂ１に囲まれた領域のクラウニング半径Ｃｒと歯幅Ｂの組み合わせという特質を活かし、ギヤスピンドルの強度を向上させることにより、従来よりも更にワークロールおよびギヤスピンドルを小径化することができる。
また、主に高抗張力鋼圧延に適したギヤスピンドルとして紹介したが、本実施例に係るギヤスピンドルおよびそれを備える圧延機は、許容伝達トルク性能を向上させており、適用範囲が広い。よって、高抗張力鋼より硬度の低い圧延材や比較的高硬度な圧延材の圧延にも適する。
本実施例においては、クラウニング半径Ｃｒに対する歯幅Ｂの設定範囲である歯幅Ｂ２の式（３）および歯幅Ｂ３の式（６）は、歯端４４で片当りを起こすことによる歯の折損の虞がない必要最小限の歯幅Ｂに運転時の突発的最大負荷などを考慮しない設定（必要最小限の歯幅Ｂにおける両歯端４４から各２０［ｍｍ］を確保しない設定）で算出して成る。
この運転時の突発的最大負荷は、被圧延材の仕様、運転条件などに依存するものであり、全て一律のものではない。すなわち、突発的最大負荷を想定する必要のない場合には、歯幅Ｂを必要最小限まで更に狭くすることができる。
そこで、図７に示すように、歯端４４で片当りを起こすことによる歯の折損の虞がない必要最小限の歯幅Ｂとして、歯幅Ｂ２の代わりに歯幅Ｂ２０を下式（８）に基づいて設定する。
Ｂ２０＝１８×ｅｘｐ（０．００１×Ｃｒ）［ｍｍ］ ・・・（８）
この式（８）は、前述した数値設定の範囲において上記条件を加味し、図７に示すように、任意の傾斜角θに対して歯元曲げ応力σが許容歯元曲げ応力σａ（＝３９[ｋｇ／ｍｍ２]）となるクラウニング半径Ｃｒと、その条件において歯端で片当りを起こす虞のない歯幅Ｂをプロットして近似した式である。
外的要因で決定される任意の傾斜角θが与えられたとき、式（４）により歯元曲げ応力σを許容歯元曲げ応力σａ以下に保つ必要最小限のクラウニング半径Ｃｒが決まり、併せて式（７）により許容最小限のクラウニング半径Ｃｒに最適な最小限の歯幅Ｂも決まる。ここで、クラウニング半径Ｃｒを必要最小限以下の値に設定した場合に、それを補完すべく歯幅Ｂを最適な値よりも大きい値に設定しても、強度に資することはなく、歯元曲げ応力σは許容歯元曲げ応力σａを超え、歯は折損の虞がある。
傾斜角θが与えられたとき、式（８）の条件において、クラウニング半径Ｃｒと歯幅Ｂの組み合わせを選定すると、許容最小限のクラウニング半径Ｃｒと最小限の歯幅Ｂを得ることができる。よって、クラウニング半径Ｃｒを許容最小限の値以上に設定し、歯幅Ｂをクラウニング半径Ｃｒが与えられたときに片当りを生じない最小限の値に設定する。これを数式で表せば下式となる。
Ｂ≦１８×ｅｘｐ（０．００１×Ｃｒ）［ｍｍ］
つまり、歯の許容伝達トルクＴａを減ずることなく、許容歯元曲げ応力σａ（＝３９［ｋｇ／ｍｍ２］）を超えない、かつ式（３）による歯幅Ｂ２より狭い歯幅Ｂ２０を設定することができる。
このように歯幅Ｂをより狭く設定することにより、更なるコスト削減や軽量化およびコンパクト化を図ることができる。また、ギヤスピンドル３の中心距離Ｌ３（図１）および全長Ｌ１（図２）が小さくなるので、ギヤスピンドル３をより振動の起こし難いものとすることができる。
また、図７に示すように、クラウニング半径Ｃｒに対して、バックラッシ量ＢＬが式（５）による許容値となる歯幅Ｂとして、歯幅Ｂ３の代わりに歯幅Ｂ３０を下式（９）に基づいて設定する。
Ｂ３０＝１９×Ｃｒ０．２９２［ｍｍ］                           ・・・（９）
この式（９）は、前述した数値設定の範囲において上記条件を加味し、図７に示すように、任意の傾斜角θに対してバックラッシ量ＢＬが式（５）による許容値となるクラウニング半径Ｃｒと、その条件において歯端で片当りを起こす虞のない歯幅Ｂをプロットした近似式である。
外的要因で決定される任意の傾斜角θが与えられたとき、クラウニング半径Ｃｒを大きくすると、片当りを防止するために必要な歯幅Ｂが広くなると共に、バックラッシ量ＢＬを大きくなる。
傾斜角θが与えられたとき、式（９）の条件において、クラウニング半径Ｃｒと歯幅Ｂの組み合わせを選定すると、許容最大限のクラウニング半径Ｃｒと最小限の歯幅Ｂを得ることができる。よって、クラウニング半径Ｃｒを許容最大限の値以下に設定し、歯幅Ｂをクラウニング半径Ｃｒが与えられたときに片当りを生じない最小限の値に設定する。これを数式で表せば下式となる。
Ｂ≦１８×ｅｘｐ（０．００１×Ｃｒ）［ｍｍ］
本実施例では、説明の便宜上、ギヤスピンドル外径Ｄ、許容伝達トルクＴａの強度指数Ｔ／Ｄ３、歯幅Ｂ、傾斜角θ、モジュールＭｎとして個別の数値を使用して説明したが、本発明はこれらの各数値に限定されない。図７に示す曲線と直線Ｃｒ１、Ｂ２０、Ｂ３０、Ｃｒ２、Ｂ１に囲まれた領域のクラウニング半径Ｃｒと歯幅Ｂの組み合わせという特質を活かし、ギヤスピンドルの強度を向上させることにより、従来よりも更にワークロールおよびギヤスピンドルを小径化することができる。
また、主に高抗張力鋼圧延に適したギヤスピンドルとして紹介したが、本実施例に係るギヤスピンドルおよびそれを備える圧延機は、許容伝達トルク性能を向上させており、適用範囲が広い。よって、高抗張力鋼より硬度の低い圧延材や比較的高硬度な圧延材の圧延にも適する。
もちろん、ワークロールおよびギヤスピンドルの更なる小径化を伴わずに、圧延機として超高抗張力鋼を圧延するための十分な圧延荷重を掛けることが可能である場合には、本実施例に係るギヤスピンドルおよびそれを備える圧延機は許容伝達トルク性能を向上させているので、超高抗張力鋼を圧延することができる。
１     圧延機
２     ワークロール
３     ギヤスピンドル
４     変速機
５     ギヤカップリング
６     電動機
１０   中間軸
１１   スピンドル内筒の首部
１２   スピンドル内筒（ワークロール側）
１３   スピンドル内筒（変速機側）
２０   スピンドル外筒（ワークロール側）
３０   スピンドル外筒（変速機側）
４０   内筒ギヤ部
４１   歯幅中心
４２   歯面
４３   歯先
４４   歯端
４５   歯底
５０   外筒ギヤ部
５１   歯面
６０   小判穴
６１   小判穴の開端部
６２   隔壁
６３   潤滑油室
６４   シール部材
７０   ワークロール小判部
８０   変速分配歯車軸
９０   接触部
Ｂ     歯幅
Ｃｒ   クラウニング半径
Ｒ     歯先半径
ＢＬ   バックラッシ量
Ｄ     ギヤスピンドル外径
ＤＰ   ピッチ円直径
ＤＢ   歯底直径
ＤＷ   ワークロール径
ｄ     首部直径

Claims (10)

  1. 　一端側に外歯車の内筒ギヤ部を設けたスピンドル内筒と、前記内筒ギヤ部と嵌合する内歯車の外筒ギヤ部を設けたスピンドル外筒とが、その軸を０．６度乃至１．６度傾斜して成るギヤスピンドルにおいて、
    　前記内筒ギヤ部における歯幅Ｂの歯に、歯幅方向に沿って中央が膨らんで両歯端が肉薄となるような半径Ｃｒのクラウニングを設け、
    　前記歯幅Ｂと前記クラウニング半径Ｃｒとを、
    Ｃｒ＝１２００［ｍｍ］と、
    Ｃｒ＝４０００［ｍｍ］と、
    Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］と、
    Ｂ＝５９．０４×ｅｘｐ（０．０００５×Ｃｒ）［ｍｍ］と、
    Ｂ＝３２×Ｃｒ0.247［ｍｍ］と
    　をグラフ化して囲んでなる範囲で設定することを特徴とするギヤスピンドル。
  2. 　Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］は、
    　０．６度の傾斜角での、任意のクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記内筒スピンドルの歯が歯端当たりを生じない最小歯幅でなる無数の交点を結んでなる直線であり、
    　Ｂ＝５９．０４×ｅｘｐ（０．０００５×Ｃｒ）［ｍｍ］は、
    　０．６度乃至１．６度の範囲における任意の傾斜角での、前記内筒ギヤ部に掛かる歯元曲げ応力が許容最大値となるクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記スピンドル内筒の歯が歯端当たりを生じない最小歯幅に４０［ｍｍ］を加えてなる無数の交点を結んでなる曲線であり、
    　Ｂ＝３２×Ｃｒ0.247［ｍｍ］は、
    　０．６度乃至１．６度の範囲における任意の傾斜角での、任意のクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記内筒スピンドルの歯が歯端当たりを生じない最小歯幅に４０［ｍｍ］を加えてなる歯幅Ｂとの組み合わせで必要となるバックラッシが、前記内筒ギヤ部と前記外筒ギヤ部における許容最大バックラッシとなる無数の交点を結んでなる曲線である
    　ことを特徴とする請求項１に記載のギヤスピンドル。
  3. 　一端側に外歯車の内筒ギヤ部を設けたスピンドル内筒と、前記内筒ギヤ部と嵌合する内歯車の外筒ギヤ部を設けたスピンドル外筒とが、その軸を０．６度乃至１．６度傾斜して成るギヤスピンドルにおいて、
    　前記内筒ギヤ部における歯に、歯幅方向に沿って中央が膨らんで両歯端が肉薄となるような半径Ｃｒのクラウニングを設け、
    　前記歯幅Ｂと前記クラウニング半径Ｃｒとを、
    Ｃｒ＝１２００［ｍｍ］と、
    Ｃｒ＝４０００［ｍｍ］と、
    Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］と、
    Ｂ＝１８×ｅｘｐ（０．００１×Ｃｒ）［ｍｍ］と、
    Ｂ＝１９×Ｃｒ0.292［ｍｍ］と
    　をグラフ化して囲んでなる範囲で設定することを特徴とするギヤスピンドル。
  4. 　Ｂ＝０．０２７２×Ｃｒ＋２８［ｍｍ］は、
    　０．６度の傾斜角での、任意のクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記内筒スピンドルの歯が歯端当たりを生じない最小歯幅でなる無数の交点を結んでなる直線であり、
    　Ｂ＝１８×ｅｘｐ（０．００１×Ｃｒ）［ｍｍ］は、
    　０．６度乃至１．６度の範囲における任意の傾斜角での、前記内筒ギヤ部に掛かる歯元曲げ応力が許容最大値となるクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記スピンドル内筒の歯が歯端当たりを生じない最小歯幅でなる無数の交点を結んでなる曲線であり、
    　Ｂ＝１９×Ｃｒ0.292［ｍｍ］は、
    　０．６度乃至１．６度の範囲における任意の傾斜角での、任意のクラウニング半径Ｃｒと、当該クラウニング半径Ｃｒで前記内筒スピンドルの歯が歯端当たりを生じない最小歯幅との組み合わせで必要となるバックラッシが、前記内筒ギヤ部と前記外筒ギヤ部における許容最大バックラッシとなる無数の交点を結んでなる曲線である
    　ことを特徴とする請求項３に記載のギヤスピンドル。
  5. 　歯面に、ショットブラスト加工を施したことを特徴とする請求項１に記載のギヤスピンドル。
  6. 　歯面に、リン酸マンガン皮膜処理を施したことを特徴とする請求項１に記載のギヤスピンドル。
  7. 　歯面に、二硫化モリブデン皮膜処理を施したことを特徴とする請求項１に記載のギヤスピンドル。
  8. 　スピンドル外筒とスピンドル内筒の外表面に、冷却用流体を噴き付けることで、歯面潤滑剤およびスピンドル外筒とスピンドル内筒の各歯面を強制冷却することを特徴とする請求項１に記載のギヤスピンドル。
  9. 　前記内筒ギヤ部におけるピッチ円直径をＤP［ｍｍ］、
    　ギヤ圧力角をα［度］、
    　ギヤモジュールをＭｎ［ｍｍ］、
    　クラウニング半径をＣｒ［ｍｍ］、
    　歯幅をＢ［ｍｍ］、
    　前記内筒スピンドルの歯端部から首部へ移る部位の最小直径をｄ［ｍｍ］、
    　歯先に設けた円弧形状の曲率半径をＲ＝Ｃｒ×ｔａｎα［ｍｍ］
    　とし、
    Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
     とすることを特徴とする請求項１に記載のギヤスピンドル。
  10. 　被圧延材を圧延するための上下一対のワークロールと、上下一対のワークロールとそれぞれ独立して連結し、上下一対のワークロールへそれぞれ独立して回転動力を伝達する上下一対のギヤスピンドルと、上下一対のギヤスピンドルと連結する変速機と、変速機と連結し、変速機へ回転動力を伝達するギヤカップリングと、ギヤカップリングと連結し、ギヤカップリングへ回転動力を供給する電動機とを備える圧延機において、
    　前記ギヤスピンドルが、請求項１に記載のギヤスピンドルであることを特徴とする圧延機。
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