JFE 技報 No. 44（2019 年 8 月）p. 93-98

スリッパージョイントタイプスピンドル最適設計による寿命延長
Lifetime Extension of Slipper Type Spindle Joint by Optimum Design
青木辰郎

AOKI Tatsuro

JFE スチール

西日本製鉄所（福山地区）設備部熱延設備室

井上達彰

INOUE Tatsuaki

JFE スチール

西日本製鉄所（福山地区）設備部鋼材設備室長（課長）

主任部員（係長）

要旨
近年，環境負荷低減の観点から自動車の軽量化のニーズが高まっており，自動車用鋼板として使用されるハイテン鋼板の需要が拡大している。ハイテン鋼板を製造する場合，製造設備への負荷が増加するため，設備仕様の見極め及び高強度化改善が重要となる。JFE スチール西日本製鉄所（福山地区）では，ハイテン鋼板の製造範囲を拡大するため，設備の増強を実施した。特にスリッパージョイントタイプスピンドルについて詳細検討を行い，強度バランスを最適化することにより強度を向上させた。

Abstract:
Recently, the need for weight reduction of automobiles in order to reduce the environmental burden has been
increasing, and the demand for high tension steel sheets used for automobiles has been increasing. High tension steel
sheet production requires increase of the load on manufacturing equipment. Therefore, it is important to precisely
identify equipment specifications and improve strength accordingly. In the JFE Steel West Japan Works (Fukuyama),some drive systems were replaced to expand the manufacturing range of the high tension steel sheets. In particular,JFE Steel examined the slipper joint type spindle in detail, and optimized the strength balance and achieved strengthimprovement.

1． はじめにが判明した。図 2 に各仕上スタンドの最大トルクの推定値
及び現状の設備仕様を示す。この結果から，図 3 に示すよ

今後，自動車用鋼板として需要増が見込まれる板厚 1.2 mm

うな，No.1-3 スタンドの各種駆動系の高強度化が必要とな

×幅 1 400 mm，引張強度 1 180 MPa の板を圧延するには，ることが分かった。本論文では圧延機駆動系高強度化のう圧延機の駆動系増強が必要である。圧延トルクを現状の約ち，No.1 スタンドの SJ について詳細検討を行った。

1.2 倍に増強するため，疲労破壊が懸念される No.1 スタン

SJ 設計方針を図 4 に示す。SJ の高強度化において最大のドのスリッパージョイント型スピンドル（以下，SJ）の最適制約となるのが，現状の設備取合いである。基本的には SJ強度設計が課題である。SJ とは，駆動軸から圧延ロール（以の外径を拡大することにより SJ の強度を向上させることが下，WR）軸へ動力を伝達する自在継手で，WR 径変動に伴できるが，SJ の前後の設備は既設流用とするため，寸法のう軸同士のずれを許容する構造を有している。圧延機内の設備的な制約の中で SJ 本体の疲労強度を改善するため，今回，技術的な対策として SJ 全体の強度バランスを最適化することで SJ 強度の向上を達成したので報告する。

2． 設計課題
2.1

設計方針

ハイテン鋼板の製造範囲拡大について事前に圧延トルクのシミュレーションを行ったところ，図 1 に示すように
No.1 仕上スタンドの圧延トルクがおよそ 30％増加すること
図 1 尖頭圧延トルク分布
Fig. 12019 年 3 月 19 日受付－ 93 －
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Distribution of peak rolling torqueスリッパージョイントタイプスピンドル最適設計による寿命延長

図 2 設備仕様と最大尖頭トルクの関係
Fig. 2

Relationship between machine specification and max

図 4 SJ 設計アプローチ方法
Fig. 4

Investigation flow of design

WR 側で 16.58 mm である。したがって，現状の WR 運用範
囲においては SJ 間の隙間が非常に小さく，SJ 外径の大幅な拡大は困難である。

2.3
図 3 駆動系改造箇所（F1-3）
Fig. 3

強度評価方法次に現状の SJ の強度評価を，FEM 解析を用いて行った。

Replacement parts of drive system

FEM 解析の境界条件及び荷重条件を図 6 に示す。解析時間を短縮し，かつ最弱部を詳細に評価するため，SJ の先端ワ制約が生じる。そこで圧延時のロール径に応じた既設設備ニ口部及びシャフトの一部のみモデル化し，軸端部を完全の取合い状況を調査した上で，運用ロール径を含めて見直固定とした。荷重条件はトルクが台形荷重で負荷されるもし，SJ の外径寸法を決定した。その後，SJ のライナーワニ口のと考え，以下の式で面圧を与えた。

部形状，給脂用の穴の位置及びスリッパー寸法について，

λ=FEM 解析を用いて評価し，強度バランスの最適化を図った。

2.2

現状の取合い31T⋅⋅
2 y 3 − y 03 w…………………………… （1）p = λ ⋅ y ………………………………………… （2）SJ の外径最適化のため，既設設備の圧延時の SJ 最少隙間を調査した。その結果を図 5 に示す。SJ の隙間が最少とな

また，スリッパーに作用する力は，上記の台形荷重によるるのは WR 径が最少のとき（ϕ 718 mm）であり，その際上面圧 p 及びスピンドル本体に作用する面圧 p' との力の釣り

下 WR 用 SJ の最少隙間は，ピニオンスタンド側で 45.96 mm，合いより以下の式で与えられる。

図 5 現状の SJ 取合Fig. 5
JFE 技報 No. 44（2019 年 8 月）

Conventional arrangement of SJ－ 94 －スリッパージョイントタイプスピンドル最適設計による寿命延長

1）鉛直方向2）水平方向p' ⋅p ⋅ A − p' ⋅ A'cos θ = 0 …………………………… （3）A'A'sin θ − p' ⋅ ⋅ sin θ ……………………… （4）22FEM 解析の結果を図 7（a）に示す。最弱部は SJ ワニ口部の給脂穴であり，最大 424 MPa の応力が発生している。
また，過去にこの給脂穴を起点にして亀裂が発生した経緯もあるため，強度評価結果は妥当と考えられる。

2.4

現状の強度バランス評価

2.3 項で示したように，SJ ではグリース給脂穴で最大応力424 MPa が発生していた。また，ハーフカップリングでは図 7（b）に示すように，SJ と接続する舌部根元で最大応力456 MPa が発生していた。この結果から算出した，SJ 及び

図 6 FEM 解析方法

図 7 FEM 解析結果（従来構造）

Fig. 6 Method of FEM analysis

Fig. 7

Results of FEM analysis (Conventional)

図 8 SJ・ハーフカップリング疲労安全率（従来構造）
Fig. 8Fatigue safety factor of SJ and half coupling (Conventional)－ 95 －

JFE 技報 No. 44（2019 年 8 月）

スリッパージョイントタイプスピンドル最適設計による寿命延長

ハーフカップリング各部の疲労安全率をまとめたものを図 8

カップリングは，舌部の段付き R を R19 から R40 まで拡大に示す。それぞれ最大応力発生部において疲労安全率が 1することで応力集中の低減を図った。
SJ の詳細寸法を図 9 に，を下回っており，強度不足であることが判明した。また，負外径拡大時の設備取合いを図 10 に示す。最少隙間は既設と1）ほぼ同等の 17.04 mm となり，干渉を回避できることを確認

荷分布及び修正マイナー則を用いた寿命評価の結果，疲労寿命も 5 年と短く，最低目標値 10 年に未達であることから，した。

高強度化改造が必要なことが明らかになった。

3.2

3． 最適設計
3.1

ワニ口部寸法の最適化

続いて SJ のスリッパーが収納されるワニ口部の寸法を最適化した。基本的な考え方として，従来 SJ の当たり面に近外径最適化

い高応力場に存在した給脂孔を，SJ の当たり面から遠ざけSJ 高強度化のため，はじめに最大外径をどこまで拡大でて低応力場に移動させることとした。給脂孔位置を様々に

き る か 検 討 し た。 そ の 結 果， 現 状 の WR 運 用 径 を 最 少変更して FEM 解析を実施したところ，給脂孔位置を 25 mm

718 mm から 730 mm にすることで，SJ の外径を 700 mm か動かした点で応力低減効果が大きくなったため，この位置ら 712 mm へ拡大可能であることが分かった。また，ハーフを新たな給脂孔位置とした。給脂孔変更前後の FEM 解析結果を図 11 に示す。給 脂孔位置の変更により最大応力が424 MPa から 285 MPa へと約 30％低減した。

3.3

スリッパー寸法の最適化

最後にスリッパー寸法を最適化した。スリッパー寸法の最適化にあたり，条件としてスリッパー最少厚みを 17.5 mmに設定した。この値は，スリッパー厚みが所定のトルクに対して薄すぎると割れ等が懸念されるため，図 12（b）に示す
モーター定格トルクとスリッパー厚みの関係の過去実績から設定したものである。さらに，PV 値も SJ において重要な値となるため，既設と同等以下となるよう設定した。これらの条件のもとで検討した結果，ロール側では SJ 当たり面外径を 295 mm，スリッパー幅を 187 mm にすることでスリッ2パー最 少 厚み 17.5 mm を確 保し，PV 値は 71.1 kgf/mm ・2mm/s と現状の 77.6 kgf/mm ・mm/s 以下となった。また，

図 9 SJ 寸法
Fig. 9Dimension of SJ

図 10 SJ 外径拡大時の SJ 取合い
Fig. 10

図 11 給脂孔周辺応力分布

SJ arrangement after expanding outside diameter

JFE 技報 No. 44（2019 年 8 月）

Fig. 11－ 96 －Stress distribution around greasing grooveスリッパージョイントタイプスピンドル最適設計による寿命延長

ピニオンスタンド側では SJ 当たり面外径を 305 mm，スリッパー幅を 190 mm にすることでスリッパー最少厚み 17.7 mm2を確保し，PV 値は 72.6 kgf/mm ・mm/s となった。これら
スリッパー形状の寸法検討結果を図 12 に示す。

3.4

強度バランス改善結果

強度向上策実施後の FEM 解析結果を図 13 に示す。SJ，ハーフカップリングとも最大応力が図 7 の従来構造に比較して大きく低下している。これら発生応力から各部の疲労安全率を整理したものを図 14 に示す。従来は SJ，ハーフカップリングとも最弱部において安全率が 0.8 であったものが，強度向上によって SJ では 1.5 に，ハーフカップリグでは 1.2にと大幅に向上している。SJ，ハーフカップリングのいずれ

図 12 スリッパー寸法最適化
Fig. 12

図 13 FEM 解析結果（最適化構造）

Optimization of the size of slipper

Fig. 13

Results of FEM analysis (Optimized)

図 14 SJ・ハーフカップリング疲労安全率（最適化構造）
Fig. 14

Fatigue safety factor of SJ and half coupling (Optimized)－ 97 －JFE 技報 No. 44（2019 年 8 月）

スリッパージョイントタイプスピンドル最適設計による寿命延長もすべての個所で安全率が 1 を上回っており，修正マイナー

参考文献

則を用いた寿命評価結果では，従来の 5 年からほぼ無限に

1）Miner, M.A.J. Appl. Mech. 1945, no. 12, p. 159.

近くなるまで疲労寿命を延長させることができた。

4． おわりに取合い調査，FME 解析等を用いた各種詳細検討を行い SJの強度バランス最適化を達成した。本技術は，従来メーカーに委ねていた SJ の各種寸法の詳細検討を社内で行ったものであり，社内の技術力向上に大いに寄与している。

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青木 辰郎－ 98 －

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